JP5386879B2 - 密閉型圧縮機 - Google Patents

Description

本発明は密閉型圧縮機の給油機構に関するものである。

近年、家庭用冷凍冷蔵庫や自動販売機、エアコン等の冷凍サイクル装置に使用される密閉型圧縮機は、高い信頼性が求められている。

従来の密閉型圧縮機としては、シャフトの中に給油機構を内蔵したものが一般的である（例えば、特許文献１参照）。

以下、図面を参照しながら上記従来技術の密閉型圧縮機について説明する。

図６は従来の密閉型圧縮機の縦断面図であり、図７は、電気配線図である。また、図８は、従来の他の密閉型圧縮機の要部拡大図である。

図６において、密閉容器１内に、固定子１８と回転子８からなる電動要素４と、その上部に圧縮要素２を配置している。圧縮要素２を構成するシリンダブロック３の軸受部６内にはシャフト７が貫挿され、シャフト７の外周部には回転子８が固着され、偏心軸部９を介してピストン１０のスライダー１１と係合している。シャフト７の内部には、下端で潤滑油１７に開口した遠心ポンプ１２が形成されている。

シャフト７の軸受部６内に位置する部分には、シャフト７が正回転することにより潤滑油１７を上方へ導く方向にリードを有する螺旋溝１４を刻設してある。螺旋溝１４は下端が連通孔１３を介して遠心ポンプ１２に連通しており、上端はシリンダブロック３の軸受部６上端に設けた面取りとシャフト７との隙間より形成される環状油溝１６に連通している。

偏心軸部９に設けた給油通路１５は、下端が環状油溝１６に連通開口し、上端は密閉容器１内の空間に開口している。

また、図７に示すように、固定子１８には主コイル１９と始動コイル２０が並列に接続されており、始動装置としてＰＴＣリレー２１が始動コイル２０に直列に配線され、単相の抵抗始動型の誘導電動機を形成している。

以上のように構成された従来の密閉型圧縮機について、以下その動作を説明する。

固定子１８に通電されると固定子１８の始動コイル２０に直列に配線されたＰＴＣリレー２１の素子抵抗をもって正回転方向に始動トルクが発生し、回転子８は回転を始める。

その後、ＰＴＣリレー２１の素子は電流による自己発熱によって急激に抵抗を増加させ、始動コイル２０が実質的に遮断されることで、主コイル１９のみで回転子８が回転駆動され、それに伴いシャフト７が回転し、偏心軸部９とスライダー１１を介して係合しているピストン１０が往復運動することで、周知の圧縮動作が行われる。

この際、潤滑油１７はシャフト７の下端から遠心ポンプ１２内に作用する遠心力によって上昇し、連通孔１３から螺旋溝１４へと供給され、螺旋溝１４によって上方への搬送力が付勢される。このとき、潤滑油１７は軸受部６とシャフト７の摺動面に油膜を形成し、金属接触を避けることにより摩耗を防いでいる。

そして、さらに上方へと搬送された潤滑油１７は環状油溝１６に供給され、給油通路１５を経て一部の潤滑油１７は密閉容器１内の空間に放出され、一部の潤滑油１７は、圧縮要素２へと導かれ、圧縮要素２の各摺動部に油膜を形成し、金属接触を避けることにより、摩耗を防いでいる。

また、運転が停止し、再度正常に運転を開始するには、始動コイル２０に通電される必要があり、その為にはＰＴＣリレー２１の素子が抵抗を減じるための所定の冷却時間が必要になる。そのため、この冷却時間が極端に短い場合（例えば瞬時停電）、ＰＴＣリレー２１の素子は抵抗が高いままであるため、始動コイル２０には通電されず、通常は始動しない。

ところが、ここでピストン１０に圧縮ガスの反力が逆回転方向の外力として加わるとこれが逆回転方向の始動トルクとなり、逆回転の運転が開始されることがあり、図８に示すように、シャフト３１の主軸部３２に正リード溝３３とは別に逆リード溝３４を追加工し、逆回転運転時の給油を改善したものが知られている（例えば、特許文献２参照）。
特公昭６２−４４１０８号公報 特開２００６−９７１５号公報

しかしながら、上記従来の逆回転運転時の給油を改善していない構成では、螺旋溝１４は正回転方向で運転することを前提にリードの傾斜方向が設定されているため、シャフト７の逆回転に伴い、螺旋溝１４内にはダウンフォースが作用し、軸受部６から上方への潤滑油１７の供給は行なわれないことになる。この逆回転運転は、次に電動圧縮機が停止するまで続き、通常その後の再度の運転で正回転の運転に戻る。

しかしながら、この１サイクル（最大数時間）の逆回転運転において、圧縮要素２の各摺動部に摩耗が発生し、密閉型圧縮機の信頼性に悪影響を及ぼすことがあった。

また、上記従来の逆回転運転時の給油を改善した構成では、シャフト３１の主軸部３２に正リード溝３３とは別に逆リード溝３４を追加工しており、逆リード溝３４を追加工するためのコストがかかっていた。

本発明は上記従来の課題を解決するもので、逆リード溝３４の追加工なしに、逆回転運転時においても圧縮要素２の各摺動部に給油を行うことで、高い信頼性を確保し、低コスト化ができる密閉型圧縮機を提供することを目的とする。

上記従来の課題を解決するために、本発明の密閉型圧縮機は、主軸部の上部の第１摺動部と下部の第２摺動部に挟まれて形成され、軸受部と摺動しない非摺動部である中抜き部を備え、給油機構は、シャフトの下方に配設され、下端が潤滑油に開口した遠心ポンプと、遠心ポンプの上方で主軸部の外周に刻設された螺旋溝と、螺旋溝の上方で主軸部および偏心軸部の内部に設けられた給油通路とを備えるとともに、遠心ポンプと螺旋溝とを連通する第１連通孔と、螺旋溝と給油通路とを連通する第２連通孔を備え、第１連通孔と第２連通孔が中抜き部に連通したもので、逆回転運転時においても遠心ポンプによって汲み上げられた潤滑油は、第１連通孔から中抜き部に搬送され、中抜き部に搬送された潤滑油は、遠心ポンプの搬送力により搬送された潤滑油によって更に上部に押し上げられて主軸部上部に設けられた第２連通孔まで達し、さらに第２連通孔を介して偏心軸部の内部に設けられた給油通路に導かれ各摺動部に供給されるため、逆回転運転時においても逆リード溝を追加工することなしに、各摺動部の潤滑を行うという作用を有する。

本発明の密閉型圧縮機は、逆回転運転時においても逆リード溝を追加工することなしに、各摺動部の潤滑を行うことができるので、低コストで、高い信頼性を確保した密閉型圧縮機を提供することができる。

請求項１に記載の発明は、密閉容器内に潤滑油を貯留するとともに、電動要素と前記電動要素によって駆動される圧縮要素とを収容し、前記圧縮要素は、中抜き部を備えた主軸部および偏心軸部を有するとともに前記潤滑油を上方に汲み上げる給油機構を備えたシャフトと、円筒形の圧縮室を備えるとともに前記シャフトを軸支する軸受部とを備えたシリンダブロックとを備え、前記中抜き部は、前記主軸部の上部の第１摺動部と下部の第２摺動部に挟まれて形成され、前記軸受部と摺動しない非摺動部であり、前記給油機構は、前記シャフトの下方に配設され、下端が前記潤滑油に開口した遠心ポンプと、前記遠心ポンプの上方で前記主軸部の外周に刻設された螺旋溝と、前記螺旋溝の上方で前記主軸部および前記偏心軸部の内部に設けられた給油通路とを備えるとともに、前記遠心ポンプと前記螺旋溝とを連通する第１連通孔と、前記螺旋溝と前記給油通路とを連通する第２連通孔を備え、前記第１連通孔と前記第２連通孔の少なくとも一部が前記中抜き部の上端に連通し、
前記シャフトが逆回転運転時には、
前記軸受部と前記中抜き部とで形成される隙間を上方に押し上げる前記遠心ポンプのポンプ力は、前記螺旋溝の重力方向に働く前記潤滑油同士の粘性抵抗により下方に働く力を上回ることで、前記潤滑油は上方に搬送されるもので、逆回転運転時においても遠心ポンプによって汲み上げられた潤滑油は、第１連通孔から中抜き部に搬送され、中抜き部に搬送された潤滑油は、遠心ポンプの搬送力により搬送された潤滑油によって更に上部に押し上げられて主軸部上部に設けられた第２連通孔まで達し、さらに第２連通孔を介して偏心軸部の内部に設けられた給油通路に導かれ各摺動部に供給されるため、逆回転運転時においても逆リード溝を追加工することなしに、各摺動部の潤滑を行うことができることから、低コストで高い信頼性を確保した密閉型圧縮機を提供することができる。

請求項２に記載の発明は、請求項１に記載の発明において、軸受部と摺動接触する主軸部の外周に設けられた摺動部において、主軸部の最大圧縮荷重が作用する側の受圧面積を円周方向の反対側の受圧面積より大きくなるように前記摺動部を形成したもので、最大圧縮荷重が作用する側の受圧面積を大きくすることにより、摺動部に作用する面圧を低減することができ、また圧縮荷重の小さい反対側の受圧面積を小さくすることにより、摺動損失を低減することができることから、請求項１に記載の発明の効果に加えて、さらに信頼性が高く、効率の高い密閉型圧縮機を提供することができる。

請求項３に記載の発明は、請求項２に記載の発明において、主軸部の外周に設けられた摺動部の受圧面積が、円周方向において連続的に変化するように前記摺動部を形成したもので、圧縮荷重の変化により正確に対応した摺動部の受圧面積により面圧を低減しながら摺動面積を低減できることから、請求項２に記載の発明の効果に加えて、さらに効率の高い密閉型圧縮機を提供することできる。

請求項４に記載の発明は、請求項１から３のいずれか一項に記載の発明において、第１連通孔および第２連通孔は、主軸部の最大圧縮荷重が作用する側に対して、円周方向の略反対側に設けられたもので、最大圧縮荷重が作用する受圧面に第１連通孔及び第２連通孔を設けないことにより、最大圧縮荷重が作用する受圧面積が第１連通孔および第２連通孔によって減少することなく最大限有効に使用することができることから、面圧を低減することができ、請求項１から３のいずれか一項に記載の発明の効果に加えて、さらに高い信頼性を確保した密閉型圧縮機を提供することができる。

請求項５に記載の発明は、請求項１から４のいずれか一項に記載の発明において、中抜き部と軸受部との直径隙間が０．０５〜０．６０ｍｍであるもので、非摺動部の隙間が大き過ぎる場合に比べて潤滑油が軸受部下端から下方に漏れにくくなり、非摺動部より上方の主軸部や偏心軸部等の摺動部への給油を十分に行うことができ、また、非摺動部の隙間が小さすぎる場合に比べて、非摺動部内の潤滑油の粘性摩擦による入力を小さくすることができ、請求項１から４のいずれか一項に記載の効果に加えて、非摺動部より上方の摺動部への十分な給油と粘性摩擦の入力低減を両立することができ、効率と信頼性を高くすることができ、さらに高い信頼性を確保した密閉型圧縮機を提供することができる。

以下、本発明の実施の形態について、図面を参照しながら説明する。なお、この実施の形態によってこの発明が限定されるものではない。

（実施の形態１）
図１は、本発明の実施の形態１による密閉型圧縮機の縦断面図、図２は、同実施の形態における密閉型圧縮機の要部断面図、図３は図２におけるＡ方向の矢視図であり、シャフトのみを示している。

図４は、同実施の形態における密閉型圧縮機の電気回路図、図５は、同実施の形態における密閉型圧縮機のシャフト回転に伴う荷重変化図である。

図１から図４において、密閉容器１０１内には、潤滑油１０３を貯留するとともに、電動要素１０５と、電動要素１０５により駆動される圧縮要素１０７がそれぞれ収容され、電動要素１０５と圧縮要素１０７は、一体的に組み立てられ、複数の支持スプリング１０９により密閉容器１０１内に弾性支持される。

電動要素１０５は、プレート状固定子鉄心を積層して銅線を巻きつけた固定子１１１と、固定子１１１に回転自在に収容される回転子１１３を備えている。

圧縮要素１０７は、回転子１１３が軸装された主軸部１１５と主軸部１１５の上方に配設され中心軸をずらした偏心軸部１１７とを有するとともに、潤滑油１０３を上方に汲み上げる給油機構１５０を備えたシャフト１１９を備えている。

さらに、円筒形の圧縮室１２１を備えたシリンダブロック１２３と、密閉容器１０１内の冷媒（図示せず）を円筒形の圧縮室１２１に導入する吸入マフラー１２５と、シリンダブロック１２３に形成され、シャフト１１９を回転自在に軸支する軸受部１２７とを備えている。

シリンダブロック１２３に形成された円筒形の圧縮室１２１内には、往復運動するピストン１２９が挿入され、ピストン１２９は、コンロッド１３１を介して、シャフト１１９の上方に配設された偏心軸部１１７と回転自在に連結されている。

主軸部１１５には、主軸部１１５と摺動する摺動部として、主軸部１１５の上部と軸受部１２７との間で摺動接触する第１摺動部１３３と、主軸部１１５の下部と軸受部１２７との間で摺動接触する第２摺動部１３５が備えられている。

また、第１摺動部１３３及び第２摺動部１３５よりも外径が小さく、軸受部１２７と摺動しない非摺動部である中抜き部１３７が第１摺動部１３３と第２摺動部１３５に挟まれて形成されている。

この中抜き部１３７と軸受部１２７の内径との直径隙間は０．０５〜０．６０ｍｍの範囲となるように設定されている。

また、第１摺動部１３３の外周面には、最大圧縮荷重が発生する第１摺動面１３３ａと最小荷重が発生する第１摺動面１３３ｂを備えており、第２摺動部１３５の外周面には、最大圧縮荷重が発生する第２摺動面１３５ａと最小荷重が発生する第２摺動面１３５ｂを備えている。

給油機構１５０は、シャフト１１９の下方に配設され、下端が潤滑油１０３に開口した遠心ポンプ１３９と、遠心ポンプ１３９の上方で主軸部１１５の外周に刻設された螺旋溝１４１と、螺旋溝１４１の上方で主軸部１１５おのび偏心軸部１１７の内部に設けられた給油通路１４３とを備えるとともに、遠心ポンプ１３９と螺旋溝１４１とを連通する第１連通孔１４５と、螺旋溝１４１と給油通路１４３とを連通する第２連通孔１４７を備え、第１連通孔１４５と第２連通孔１４７は、中抜き部１３７に連通している。

また、固定子１１１には主コイル１４９と始動コイル１５１が並列に接続されており、始動装置としてＰＴＣリレー１５３が始動コイル１５１に直列に配線されている。

また図５は、代表的な運転状態における、ピストン１２９端面に作用する荷重Ｆ１，第１摺動部１３３に作用する荷重Ｆ２，第２摺動部１３５に作用する荷重Ｆ３それぞれの、吸入圧縮の一行程における荷重変化を示している。

具体的に、シャフト１１９の回転角度を横軸に示し、ピストン１２９が上死点に位置する時を０ｄｅｇ、下死点に位置する時を１８０ｄｅｇとし、０〜１８０ｄｅｇは吸入（膨張）行程で、１８０〜３６０ｄｅｇは圧縮行程であり、圧縮行程の後半に最大圧縮荷重が作用することが分かる。

以上のように構成された電動圧縮機について、以下その動作、作用を説明する。

通常に電動要素１０５に通電がなされると、固定子１１１の始動コイル１５１に直列に配線されたＰＴＣリレー１５３の素子抵抗をもって所定の正回転側に始動トルクが発生して運転が開始される。

その後、ＰＴＣリレー１５３の素子の急激な抵抗増加により始動コイル１５１への通電は遮断され、主コイル１４９のみの通電で回転子１１３が正回転運転をする。シャフト１１９がこの回転子１１３と一体に回転し、偏心軸部１１７の回転運動がコンロッド１３１を介してピストン１２９を圧縮室１２１内で往復運動させる。

密閉容器１０１内の冷媒（図示せず）は、吸入マフラー１２５を介して圧縮室１２１内に吸い込まれ、圧縮室１２１内のピストン１２９の往復運動により吸入と圧縮動作が行われる。

次に正回転運転時の給油経路について説明する。

回転子１１３の回転に伴いシャフト１１９が回転すると、密閉容器１０１内に貯留された潤滑油１０３に浸漬しているシャフト１１９の下方に設けられた遠心ポンプ１３９の回転に伴う遠心力により上方に汲み上げられ、遠心ポンプ１３９の上端部と主軸部１１５の外周面に刻設された螺旋溝１４１の下端部との連通部である第１連通孔１４５に至る。

遠心ポンプ１３９により第１連通孔１４５に汲み上げられた潤滑油１０３は、螺旋溝１４１の傾斜により主軸部１１５と軸受部１２７を潤滑しながら、さらに上方に汲み上げられ、第２連通孔１４７を介して給油通路１４３に搬送され、一部はコンロッド１３１やピストン１２９などの各摺動部に供給され残りは偏心軸部１１７の上端より密閉容器１０１内の空間に放出される。

次に逆回転運転時の給油経路について説明する。

電動要素１０５への通電が一旦停止し、再度正常に運転を開始するには、始動コイル１５１に通電される必要があり、その為にはＰＴＣリレー１５３の素子が抵抗を減じるために必要な所定の冷却時間が必要になる。従ってこの冷却時間が極端に短いまま再通電された場合（例えば瞬時停電後）、ＰＴＣリレー１５３の素子は抵抗が高いままであるため、始動コイル１５１に通電されず始動トルクが働かないことから、回転子１１３は回転せず起動しない。

ところが、ここでピストン１２９が圧縮ガスの反発力によって押し戻され、シャフト１１９を逆回転方向に回すとこれが逆回転方向の始動トルクとなり、逆回転運転が開始されることがある。

この際、遠心ポンプ１３９は回転方向とは無関係にポンプ作用を発揮するため、正回転運転時と同様に遠心ポンプ１３９の回転に伴う遠心力により上方に汲み上げられ、遠心ポンプ１３９の上端部と主軸部１１５の外周面に刻設された螺旋溝１４１の下端部との連通部である第１連通孔１４５に至る。

第１連通孔１４５まで押し上げられた潤滑油１０３は、逆回転運転時は、螺旋溝１４１の傾斜ポンプ能力を利用することができないが、第１連通孔１４５と中抜き部１３７が連通していることから、中抜き部１３７に搬送される。

さらに、中抜き部１３７に搬送された潤滑油１０３は、遠心ポンプ１３９のポンプ力により次々と下方から中抜き部１３７に搬送されてくる潤滑油１０３によって、軸受部１２７と外径を減じた中抜き部１３７との隙間を上方に押し上げられ、中抜き部１３７の上端と連通している第２連通孔１４７まで搬送される。

第２連通孔１４７まで搬送された潤滑油１０３は、正回転時と同様に給油通路１４３に搬送され、一部はコンロッド１３１やピストン１２９などの各摺動部に供給され、残りは偏心軸部１１７の上端より密閉容器１０１内の空間に放出される。

なお、中抜き部１３７に搬送された潤滑油１０３は、螺旋溝１４１のダウンフォース作用により、その一部が下方へ搬送されるものの、遠心ポンプ１３９のポンプ力がこれを上回ることで、結果として上方に潤滑油１０３が搬送されることになる。

従って、本実施の形態によれば、逆回転運転時においても各摺動部に潤滑油を供給することができることから、高い信頼性を確保した密閉型圧縮機を実現することができる。さらに、特許文献２のような逆リード溝を追加工する必要がないことから、低コストの密閉型圧縮機を実現することができる。

次に、シャフト１１９に作用する荷重について説明する。

ピストン１２９に作用する荷重Ｆ１は、圧縮行程後半の３３０ｄｅｇ付近において最大となり、コンロッド１３１を介してシャフト１１９に作用する。

最大圧縮荷重が発生する圧縮行程後半において、偏心軸部１１７は圧縮室１２１側にあり、ピストン１２９に作用する荷重Ｆ１は、コンロッド１３１を介して、偏心軸部１１７に作用する。

また、偏心軸部１１７に作用した荷重Ｆ１により、軸受部１２７の上端近傍と軸受部１２７の下端近傍に荷重Ｆ２と荷重Ｆ３が作用し、軸受部１２７の上端近傍の第１摺動面１３３ａと、軸受部１２７の下端近傍の第２摺動面１３５ａに最大圧縮荷重が作用して摺動する。

従って、最大圧縮荷重が作用する第１摺動面１３３ａおよび第２摺動面１３５ａの受圧面積を、円周方向の反対側の摺動部である１３３ｂおよび１３５ｂの受圧面積よりも大きくすることによって、最大圧縮荷重時の面圧を低減させることができるとともに、円周方向の反対側の受圧面積である第１摺動部１３３ｂおよび第２摺動部１３５ｂの摺動面積を小さくすることによって、主軸部１１５と軸受部１２７との間で発生する摺動損失を低減することができる。

そのため、高い信頼性を確保するとともに効率の高い密閉型圧縮機を実現することができる。

さらに、主軸部１１５の外周面と軸受部１２７の上端近傍の第１摺動部１３３において、圧縮行程時に最大圧縮荷重が発生する付近の摺動面を大きくした第１摺動面１３３ａと、最小荷重が発生する付近の摺動面積を小さくした第１摺動面１３３ｂとを連続して設けており、かつ軸受部１２７の下端近傍に位置する主軸部１１５の外周の第２摺動部１３５には、第１摺動部１３３とは対称位置に、圧縮行程において最大荷重が発生する付近の摺動面積を大きくした第２摺動面１３５ａと、最小荷重が発生する付近の摺動面積を小さくした第２摺動面１３５ｂを連続して設けており、圧縮荷重Ｆ１の変化により正確に対応した摺動部を形成することができる。

従って、吸入圧縮の一行程であるシャフト１１９の一回転中における圧縮荷重の変化に対応し摺動部における面圧をさらに最適化することができ、主軸部１１５と軸受部１２７との間で発生する摺動損失をさらに低減できるので、さらに効率の高い密閉型圧縮機を実現することができる。

さらに、第１連通孔１４５および第２連通孔１４７は、主軸部１１５の最大圧縮荷重が作用する側に対して、円周方向の略反対側である第１摺動面１３３ｂおよび第２摺動面１３５ｂに設けられており、最大圧縮荷重が作用する受圧面に第１連通孔１４５及び第２連通孔１４７を設けないことにより、最大圧縮荷重が作用する受圧面積が第１連通孔１４５および第２連通孔１４７によって減少することなく最大限有効に使用することができることから、面圧を低減することができ、さらに高い信頼性を確保した密閉型圧縮機を実現することができる。

さらに、主軸部１１５外周に設けられた第１摺動部１３３および第２摺動部１３５に対して外径を減じ、軸受部１２７との直径隙間が０．０５〜０．６０ｍｍである中抜き部１３７とすることで、軸受部１２７との直径隙間（非摺動部の隙間）が大き過ぎる場合に比べて潤滑油１０３が軸受部１２７下端から下方に漏れにくくなり、非摺動部である中抜き部１３７より上方の主軸部１１５や偏心軸部１１７等の摺動部への給油を十分に行うことができる。

従って、第１連通孔１４５まで押し上げられた潤滑油１０３は、遠心ポンプ１３９のポンプ力により、軸受部１２７と中抜き部１３７との適正な隙間を利用し、中抜き部１３７の上方に押し上げられ、中抜き部１３７の上端と連通している第２連通孔１４７まで搬送され、給油通路１４３を通って各摺動部に潤滑が供給される。

さらに、軸受部１２７との直径隙間（非摺動部の隙間）が小さすぎる場合に比べて、中抜き部１３７内の潤滑油１０３の粘性摩擦による入力を小さくすることができるため、非摺動部である中抜き部１３７より上方の摺動部への十分な給油と、粘性摩擦の入力低減とを両立することができ、効率と信頼性を高くすることができ、さらに高い信頼性を確保した密閉型圧縮機を提供することができる。

なお、本実施の形態においては、第１連通孔１４５と第２連通孔１４７とが中抜き部１３７に連通した実施例で説明したが、第１連通孔１４５と第２連通孔１４７は、おのおの少なくとも一部が中抜き部１３７に連通していれば、同様に実施可能であることは言うまでもない。

以上のように、本発明にかかる密閉型圧縮機は、信頼性および効率が高いので、家庭用冷蔵庫および、除湿機やショーケース、自販機等、冷凍サイクルを用いたあらゆる用途にも適用できる。

本発明の実施の形態１による密閉型圧縮機の縦断面図 同実施の形態における密閉型圧縮機の要部断面図 図２におけるＡ方向の矢視図（シャフト） 同実施の形態における密閉型圧縮機の電気回路図 同実施の形態における密閉型圧縮機のシャフト回転に伴う荷重変化図 従来の密閉型圧縮機の縦断面図 従来の密閉型圧縮機の電気配線図 従来の他の密閉型圧縮機の要部拡大図

符号の説明

１０１ 密閉容器
１０３ 潤滑油
１０５ 電動要素
１０７ 圧縮要素
１１５ 主軸部
１１７ 偏心軸部
１１９ シャフト
１２１ 圧縮室
１２３ シリンダブロック
１２７ 軸受部
１３３ 第１摺動部
１３５ 第２摺動部
１３７ 中抜き部
１３９ 遠心ポンプ
１４１ 螺旋溝
１４３ 給油通路
１４５ 第１連通孔
１４７ 第２連通孔
１５０ 給油機構

Claims (5)

1. 密閉容器内に潤滑油を貯留するとともに、電動要素と前記電動要素によって駆動される圧縮要素とを収容し、前記圧縮要素は、中抜き部を備えた主軸部および偏心軸部を有するとともに前記潤滑油を上方に汲み上げる給油機構を備えたシャフトと、円筒形の圧縮室を備えるとともに前記シャフトを軸支する軸受部とを備えたシリンダブロックとを備え、前記中抜き部は、前記主軸部の上部の第１摺動部と下部の第２摺動部に挟まれて形成され、前記軸受部と摺動しない非摺動部であり、前記給油機構は、前記シャフトの下方に配設され、下端が前記潤滑油に開口した遠心ポンプと、前記遠心ポンプの上方で前記主軸部の外周に刻設された螺旋溝と、前記螺旋溝の上方で前記主軸部および前記偏心軸部の内部に設けられた給油通路とを備えるとともに、前記遠心ポンプと前記螺旋溝とを連通する第１連通孔と、前記螺旋溝と前記給油通路とを連通する第２連通孔を備え、前記第１連通孔と前記第２連通孔の少なくとも一部が前記中抜き部の上端に連通し、
   前記シャフトが逆回転運転時には、
   前記軸受部と前記中抜き部とで形成される隙間を上方に押し上げる前記遠心ポンプのポンプ力は、前記螺旋溝の重力方向に働く前記潤滑油同士の粘性抵抗により下方に働く力を上回ることで、前記潤滑油は上方に搬送されることを特徴とする密閉型圧縮機。
2. 軸受部と摺動接触する主軸部の外周に設けられた摺動部において、主軸部の最大圧縮荷重が作用する側の受圧面積を円周方向の反対側の受圧面積より大きくなるように前記摺動部を形成した請求項１に記載の密閉型圧縮機。
3. 主軸部の外周に設けられた摺動部の受圧面積が、円周方向において連続的に変化するように前記摺動部を形成した請求項２に記載の密閉型圧縮機。
4. 第１連通孔および第２連通孔は、主軸部の最大圧縮荷重が作用する側に対して、円周方向の略反対側に設けられた請求項１から３のいずれか一項に記載の密閉型圧縮機。
5. 中抜き部と軸受部との直径隙間が０．０５〜０．６０ｍｍである請求項１から４のいずれか一項に記載の密閉型圧縮機。