JP6019669B2 - Rotary compressor - Google Patents
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Description
本発明は、回転式圧縮機に関し、特に回転式圧縮機を高速で運転可能にするための対策に係るものである。 The present invention relates to a rotary compressor, and particularly relates to measures for enabling a rotary compressor to be operated at high speed.
従来より、空気調和機の冷媒回路等に広く適用される回転式圧縮機が知られている（例えば、特許文献１を参照）。 2. Description of the Related Art Conventionally, rotary compressors that are widely applied to refrigerant circuits and the like of air conditioners are known (see, for example, Patent Document 1).
この回転式圧縮機では、空調負荷の変動に対応するためインバータが電気的に接続されている。このインバータにより、空調負荷に合わせて回転式圧縮機の運転回転数を調整することが可能になる。そして、空調負荷の増大にも容易に対応することができるように、従来よりも高速で回転式圧縮機を運転することが考えられる。 In this rotary compressor, an inverter is electrically connected to cope with fluctuations in the air conditioning load. This inverter makes it possible to adjust the operating rotational speed of the rotary compressor according to the air conditioning load. And it can be considered that the rotary compressor is operated at a higher speed than before so as to easily cope with an increase in the air conditioning load.
しかしながら、この回転式圧縮機に係る電動機の回転子には、該回転式圧縮機の振動を抑えるためにバランサが取り付けられている。そして、この回転軸に係る回転子側を自由端とする片持ち状態の場合において、この回転式圧縮機を高速回転させると、バランサの遠心力で回転軸の撓みが大きくなって、回転軸と軸受との間で片当たりが生じ、回転軸と軸受との間で焼き付きが生じてしまうという問題がある。このことから、回転式圧縮機の高速回転化には限界があった。 However, a balancer is attached to the rotor of the electric motor related to the rotary compressor in order to suppress vibration of the rotary compressor. And, in the case of a cantilever state where the rotor side related to the rotating shaft is a free end, when the rotary compressor is rotated at a high speed, the bending force of the rotating shaft increases due to the centrifugal force of the balancer, and the rotating shaft There is a problem in that a single contact occurs with the bearing, and seizure occurs between the rotating shaft and the bearing. For this reason, there is a limit to the high speed rotation of the rotary compressor.
本発明は、かかる点に鑑みてなされたものであり、その目的は、空気調和装置に適用される回転式圧縮機において、高速回転時での軸撓みによる軸受の焼き付きをなくし、従来よりも高速で運転できるようにすることにある。 The present invention has been made in view of such points, and an object of the present invention is to eliminate bearing seizure due to shaft deflection during high-speed rotation in a rotary compressor applied to an air conditioner, and to achieve higher speed than before. It is to be able to drive in.
第１の発明は、回転軸（23）と、上記回転軸（23）の一端部に取り付けられたロータ（22）を有する電動機（20）と、上記回転軸（23）の他端部に取り付けられたピストン（40）を有する圧縮機構（30）とを備え、上記ピストン（40）が上記回転軸（23）の軸心に対して偏心して回転する回転式圧縮機を前提としている。 The first invention is a motor (20) having a rotating shaft (23), a rotor (22) attached to one end of the rotating shaft (23), and attached to the other end of the rotating shaft (23). And a compression mechanism (30) having a piston (40), and the piston (40) is predicated on a rotary compressor that rotates eccentrically with respect to the axis of the rotation shaft (23).
そして、上記回転式圧縮機において、上記回転軸（23）を上記ロータ（22）と上記ピストン（40）との間で摺動自在に支持する摺動部（36a）を有するフロントヘッド（31）の軸受部（36）と、上記回転軸（23）を上記フロントヘッド（31）の軸受部（36）との間に上記ピストン（40）を挟む位置で摺動自在に支持するリヤヘッド（35）の軸受部（37）と、上記ロータ（22）の両端面のうち上記圧縮機構（30）に対面する第１端面に取り付けられ、上記回転軸（23）の軸心に対して上記ピストン（40）の偏心方向と反対方向へ偏心する第１バランスウエイト（1）と、上記ロータ（22）の両端面のうち上記第１端面と反対側の第２端面に取り付けられ、上記回転軸（23）の軸心に対して上記ピストン（40）の偏心方向と同方向へ偏心する第２バランスウエイト（2）とを備え、上記第１バランスウエイト（1）及び第２バランスウエイト（2）の重量をそれぞれｍ１[ｇ]、ｍ２[ｇ]とし、上記回転軸（23）の軸心と上記第１バランスウエイト（1）及び第２バランスウエイト（2）の重心との間の偏心距離をそれぞれｒ１[ｍ]、ｒ２[ｍ]とし、上記軸受部（36）の摺動部（36a）におけるピストン（40）側の一端（ａ）から上記第１バランスウエイト（1）及び第２バランスウエイト（2）の重心までの距離をそれぞれｂ１[ｍ]、ｂ２[ｍ]とした場合に、０．７５×（ｂ１／ｂ２）＜（ｍ２×ｒ２）／（ｍ１×ｒ１）＜１．２５×（ｂ１／ｂ２）の関係を満たしていることを特徴としている。
In the rotary compressor, the front head (31) having a sliding portion (36a) that slidably supports the rotating shaft (23) between the rotor (22) and the piston (40 ). bearing portion (36) and said rotary shaft bearing portion (23) of the front head (31) (36) slidably supported at positions sandwiching the piston (40) between the rear head (35) the bearing portion of the (37), attached to the first end surface facing to the compression mechanism (30) of the end faces of the rotor (22), the piston (40 with respect to the axis of the rotary shaft (23) ) Attached to the first balance weight (1) decentered in the direction opposite to the decentering direction and the second end face opposite to the first end face among the both end faces of the rotor (22), and the rotating shaft (23) The second balance weight that is eccentric in the same direction as the eccentric direction of the piston (40) with respect to the shaft center (2), and the weights of the first balance weight (1) and the second balance weight (2) are m1 [g] and m2 [g], respectively, and the shaft center of the rotating shaft (23) and the second balance weight (2) The eccentric distances between the center of gravity of the one balance weight (1) and the second balance weight (2) are r1 [m] and r2 [m], respectively, and the piston in the sliding part (36a) of the bearing part (36). When the distance from the one end (a) on the (40) side to the center of gravity of the first balance weight (1) and the second balance weight (2) is b1 [m] and b2 [m], respectively, 0.75 It is characterized by satisfying the relationship of × (b1 / b2) <(m2 × r2) / (m1 × r1) <1.25 × (b1 / b2).
第１の発明では、上記回転軸（23）に対して互いに反対方向に偏心する第１バランスウエイト（1）及び第２バランスウエイト（2）に係る曲げモーメントの差を所定の範囲内にすることで軸撓みを抑え、この軸撓みによる軸受部（36）の片当たりを抑制するようにした。ここで、これらの曲げモーメントの基準を、上記軸受部（36）の摺動部（36a）におけるピストン（40）側の一端（ａ）に設定している。上記軸受部（36）の摺動部（36a）とは、上記軸受部（36）が上記回転軸（23）と摺接している部分をいう。 In the first invention, the difference between the bending moments relating to the first balance weight (1) and the second balance weight (2) that are eccentric in opposite directions with respect to the rotating shaft (23) is set within a predetermined range. Thus, the shaft deflection is suppressed, and the contact of the bearing portion (36) due to this shaft deflection is suppressed. Here, the reference of these bending moments is set at one end (a) on the piston (40) side in the sliding portion (36a) of the bearing portion (36). The sliding portion (36a) of the bearing portion (36) refers to a portion where the bearing portion (36) is in sliding contact with the rotating shaft (23).
第２の発明は、第１の発明において、上記ピストン（40）に嵌め込まれた上記回転軸（23）の偏心部（14）及び上記ピストン（40）の重量をそれぞれｍｃ[ｇ]、ｍｐ[ｇ]とし、上記回転軸（23）の軸心と上記偏心部（14）及び上記ピストン（40）の重心との偏心距離をそれぞれｒｃ[ｍ]、ｒｐ[ｍ]とした場合に、ｍ１×ｒ１＝（ｍｐ×ｒｐ）＋（ｍｃ×ｒｃ）＋（ｍ２×ｒ２）の関係を満たすように設定されていることを特徴としている。
According to a second invention, in the first invention, the weights of the eccentric portion (14) of the rotating shaft (23) and the piston (40) fitted into the piston (40) are set to mc [g], mp [ g], and the eccentric distances between the axis of the rotating shaft (23) and the center of gravity of the eccentric portion (14) and the piston (40) are rc [m] and rp [m], respectively, m1 × It is characterized by being set to satisfy the relationship r1 = (mp × rp) + (mc × rc) + (m2 × r2).
第２の発明では、２つのバランスウエイト（1,2）と偏心部（14）とピストン（40）との関係を規定して、上記回転軸（23）の静バランスを釣り合わせるようにした。これにより、上述した静バランスを釣り合わせない場合に比べて、回転式圧縮機の振動が抑えられる。 In the second invention, the relationship between the two balance weights (1, 2), the eccentric portion (14) and the piston (40) is defined to balance the static balance of the rotating shaft (23). Thereby, compared with the case where the static balance mentioned above is not balanced, the vibration of a rotary compressor is suppressed.
本発明によれば、上記回転軸（23）に対して互いに反対方向に偏心する第１バランスウエイト（1）及び第２バランスウエイト（2）に係る曲げモーメントの差を所定の範囲内に収めることで軸撓みを抑えるようにした。これにより、この軸撓みによる軸受部（36）の片当たりが抑えられ、回転軸（23）と軸受部（36）との間の焼き付きを防止することができる。この結果、回転式圧縮機を従来よりも高速で運転することができる。 According to the present invention, the difference between the bending moments relating to the first balance weight (1) and the second balance weight (2) that are eccentric in opposite directions with respect to the rotating shaft (23) is kept within a predetermined range. In order to suppress shaft deflection. Thereby, the contact of the bearing portion (36) due to the shaft deflection is suppressed, and seizure between the rotating shaft (23) and the bearing portion (36) can be prevented. As a result, the rotary compressor can be operated at a higher speed than before.
また、上記第２の発明によれば、両方のバランスウエイト（1,2）に係る曲げモーメントの相殺だけでなく、回転軸（23）の静バランスも釣り合わせるようにした。これにより、上述した静バランスを釣り合わせない場合に比べて、上記回転式圧縮機の振動を抑えることができる。 In addition, according to the second aspect of the invention, not only the bending moments related to both balance weights (1, 2) are offset, but also the static balance of the rotating shaft (23) is balanced. Thereby, compared with the case where the static balance mentioned above is not balanced, the vibration of the said rotary compressor can be suppressed.
以下、本発明の実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。なお、以下の実施形態は、本質的に好ましい例示であって、本発明、その適用物、あるいはその用途の範囲を制限することを意図するものではない。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. The following embodiments are essentially preferable examples, and are not intended to limit the scope of the present invention, its application, or its use.
〈圧縮機の全体構成〉
図１及び図２に示すように、本実施形態に係る揺動ピストン式圧縮機（回転式圧縮機）（10）は、ケーシング（11）内に、圧縮機構（30）と電動機（20）とが収納され、全密閉型に構成されている。上記揺動ピストン式圧縮機（10）は、例えば、空気調和装置の冷媒回路中に設けられ、冷媒を吸入、圧縮して吐出するように構成されている。
<Overall configuration of compressor>
As shown in FIGS. 1 and 2, a swing piston compressor (rotary compressor) (10) according to this embodiment includes a compression mechanism (30), an electric motor (20), and a casing (11). Is housed and is configured to be completely sealed. The oscillating piston compressor (10) is provided, for example, in a refrigerant circuit of an air conditioner, and is configured to suck, compress, and discharge the refrigerant.
ケーシング（11）は、円筒状の胴部（12）と、この胴部（12）の上下の端部にそれぞれ固定された鏡板（13a，13b）とによって構成されている。胴部（12）には、下方寄りの所定の位置に、この胴部（12）を貫通する吸入管（15a）が設けられている。一方、上部の鏡板（13a）には、ケーシング（11）の内外を連通する吐出管（16）が設けられている。 The casing (11) includes a cylindrical body (12) and end plates (13a, 13b) fixed to upper and lower ends of the body (12). The body (12) is provided with a suction pipe (15a) penetrating through the body (12) at a predetermined position near the lower side. On the other hand, the upper end plate (13a) is provided with a discharge pipe (16) communicating between the inside and outside of the casing (11).
圧縮機構（30）は、ケーシング（11）内の下部側に配置されている。圧縮機構（30）は、シリンダ（19）と、このシリンダ（19）のシリンダ室（39）の内部に収納されたピストン（40）とを備えている。シリンダ（19）は、環状シリンダ部（32）と、この環状シリンダ部（32）の上部開口を閉塞するフロントヘッド（31）と、環状シリンダ部（32）の下部開口を閉塞するリヤヘッド（35）とから構成されている。そして、環状シリンダ部（32）の内周面と、フロントヘッド（31）の下端面と、リヤヘッド（35）の上端面との間に、シリンダ室（39）が区画形成されている。 The compression mechanism (30) is disposed on the lower side in the casing (11). The compression mechanism (30) includes a cylinder (19) and a piston (40) housed in a cylinder chamber (39) of the cylinder (19). The cylinder (19) includes an annular cylinder part (32), a front head (31) for closing the upper opening of the annular cylinder part (32), and a rear head (35) for closing the lower opening of the annular cylinder part (32). It consists of and. A cylinder chamber (39) is defined between the inner peripheral surface of the annular cylinder portion (32), the lower end surface of the front head (31), and the upper end surface of the rear head (35).
電動機（20）は、ステータ（21）とロータ（22）とを備えている。ステータ（21）は、圧縮機構（30）の上方でケーシング（11）の胴部（12）に固定されている。ロータ（22）は円筒状に形成されている。ロータ（22）の中空部に回転軸（23）が挿通固定され、ロータ（22）と共に回転軸（23）が回転する。このロータ（22）の両端面には、それぞれバランスウエイト（1,2）が設けられている。これらのバランスウエイト（1,2）は、本発明の特徴であり、詳しく後述する。 The electric motor (20) includes a stator (21) and a rotor (22). The stator (21) is fixed to the body (12) of the casing (11) above the compression mechanism (30). The rotor (22) is formed in a cylindrical shape. The rotating shaft (23) is inserted and fixed in the hollow portion of the rotor (22), and the rotating shaft (23) rotates together with the rotor (22). Balance weights (1, 2) are provided on both end faces of the rotor (22), respectively. These balance weights (1, 2) are features of the present invention and will be described in detail later.
回転軸（23）は、シリンダ室（39）を上下方向に貫通している。フロントヘッド（31）とリヤヘッド（35）には、回転軸（23）を支持するための軸受メタル（軸受部）（36，37）が設けられている。 The rotating shaft (23) penetrates the cylinder chamber (39) in the vertical direction. The front head (31) and the rear head (35) are provided with bearing metals (bearing portions) (36, 37) for supporting the rotating shaft (23).
尚、本実施形態の揺動ピストン式圧縮機（10）には、回転軸（23）に係るロータ（22）の上側を回転支持する軸受が設けられていない。このことから、この回転軸（23）は、該回転軸（23）の下側部分のみを軸受メタル（36，37）で回転支持する、いわゆる片持ち構造になっている。 Note that the swinging piston compressor (10) of the present embodiment is not provided with a bearing that rotatably supports the upper side of the rotor (22) associated with the rotating shaft (23). Therefore, the rotary shaft (23) has a so-called cantilever structure in which only the lower portion of the rotary shaft (23) is rotatably supported by the bearing metal (36, 37).
また、回転軸（23）には、その軸方向に縦貫する給油路（図示省略）が設けられている。さらに、回転軸（23）の下端部には、油ポンプ（25）が設けられている。そして、この油ポンプ（25）によって、ケーシング（11）内の底部に貯留されている潤滑油を、上記給油路内を流通させて圧縮機構（30）の摺動部へ供給するように構成されている。 Further, the rotating shaft (23) is provided with an oil supply passage (not shown) extending vertically in the axial direction. Furthermore, an oil pump (25) is provided at the lower end of the rotating shaft (23). The oil pump (25) is configured to supply the lubricating oil stored at the bottom of the casing (11) to the sliding portion of the compression mechanism (30) through the oil supply passage. ing.
回転軸（23）には、シリンダ室（39）の中に位置する部分に偏心部（14）が形成されている。偏心部（14）は、回転軸（23）よりも大径に形成され、回転軸（23）の軸心から所定量だけ偏心している。そして、この偏心部（14）が、環状に形成されたピストン（40）の中空部に摺動自在に嵌め込まれている。 The rotating shaft (23) is formed with an eccentric portion (14) at a portion located in the cylinder chamber (39). The eccentric part (14) is formed with a larger diameter than the rotating shaft (23), and is eccentric by a predetermined amount from the axis of the rotating shaft (23). The eccentric portion (14) is slidably fitted into the hollow portion of the annular piston (40).
ピストン（40）は、図２に示すように、該ピストン（40）の外周面から上記回転軸（23）の径方向外方へ突出する板状のブレード（41）が一体的に形成されている。このブレード（41）は、一体形成か、または別部材を一体的に固着することにより形成されている。ピストン（40）はシリンダ室（39）の内部で公転可能に構成され、ブレード（41）はシリンダ（19）に揺動可能に保持されている。このブレード（41）により、上記シリンダ室（39）が高圧室（45a）及び低圧室（45b）に区画される。 As shown in FIG. 2, the piston (40) is integrally formed with a plate-like blade (41) that protrudes radially outward of the rotating shaft (23) from the outer peripheral surface of the piston (40). Yes. The blade (41) is formed integrally or by fixing another member integrally. The piston (40) is configured to revolve inside the cylinder chamber (39), and the blade (41) is swingably held by the cylinder (19). The cylinder chamber (39) is partitioned into a high pressure chamber (45a) and a low pressure chamber (45b) by the blade (41).
上記環状シリンダ部（32）には、回転軸（23）の軸方向と平行に断面円形状のブッシュ孔（42）が貫通形成されている。ブッシュ孔（42）は、環状シリンダ部（32）の内周面側に形成され、且つ周方向の一部分がシリンダ室（39）と連通するように形成されている。 A bush hole (42) having a circular cross section is formed through the annular cylinder portion (32) in parallel with the axial direction of the rotating shaft (23). The bush hole (42) is formed on the inner peripheral surface side of the annular cylinder part (32), and is formed so that a part of the circumferential direction communicates with the cylinder chamber (39).
このブッシュ孔（42）の内部には、断面が略半円形状の一対のブッシュ片（43）が挿入されている。 A pair of bush pieces (43) having a substantially semicircular cross section are inserted into the bush holes (42).
一対のブッシュ片（43）は、フラットな面同士が対向するように配置されている。そして、この一対のブッシュ片（43）の対向面の間にブレード溝（38）が形成されている。ブレード溝（38）には、ピストン（40）のブレード（41）が挿入されている。ブッシュ片（43）は、ブレード溝（38）にブレード（41）を挟んだ状態で、ブレード（41）がその面方向にブレード溝（38）を進退するように構成されている。同時に、ブッシュ片（43）は、ブレード（41）と一体的にブッシュ孔（42）の中で揺動するように構成されている。なお、この実施形態では一対のブッシュ片（43）を別体とした例について説明したが、一対のブッシュ片（43）は一体としてもよい。 The pair of bush pieces (43) are arranged so that the flat surfaces face each other. A blade groove (38) is formed between the opposing surfaces of the pair of bush pieces (43). The blade (41) of the piston (40) is inserted into the blade groove (38). The bush piece (43) is configured such that the blade (41) advances and retreats in the surface direction with the blade (41) sandwiched between the blade groove (38). At the same time, the bush piece (43) is configured to swing in the bush hole (42) integrally with the blade (41). In this embodiment, an example in which the pair of bush pieces (43) are separated from each other has been described. However, the pair of bush pieces (43) may be integrated.
そして、回転軸（23）が回転すると、ピストン（40）は、ブレード（41）がブレード溝（38）内を進退しながら、シリンダ側の一点（ブッシュ孔（42）の中心）を軸心として揺動する。この揺動動作により、ピストン（40）と環状シリンダ部（32）の内周面との接触部が時計周り方向へ移動する。このとき、上記揺動ピストン（40）の本体部（28a）は回転軸（23）の周りを公転するが、自転はしない。 When the rotating shaft (23) rotates, the piston (40) moves around the cylinder side (center of the bush hole (42)) while the blade (41) advances and retreats in the blade groove (38). Swing. By this swinging operation, the contact portion between the piston (40) and the inner peripheral surface of the annular cylinder portion (32) moves in the clockwise direction. At this time, the main body (28a) of the swing piston (40) revolves around the rotating shaft (23), but does not rotate.
環状シリンダ部（32）には吸入ポート（44）が形成されている。この吸入ポート（44）は、環状シリンダ部（32）をその径方向に貫通しており、一端が低圧室（45b）に臨むように開口している。一方、吸入ポート（44）の他端には上記吸入管（15a）が接続されている。 A suction port (44) is formed in the annular cylinder part (32). The suction port (44) passes through the annular cylinder portion (32) in the radial direction, and is open so that one end faces the low pressure chamber (45b). On the other hand, the suction pipe (15a) is connected to the other end of the suction port (44).
また、フロントヘッド（31）には、該フロントヘッド（31）を軸方向に貫通する吐出ポート（46）が形成されている。この吐出ポート（46）の一端が、シリンダ室（39）の高圧室（45a）に軸方向から開口している。又、この吐出ポート（46）の他端には、図示しない吐出弁が取り付けられている。この吐出弁によって吐出ポート（46）が開閉される。この吐出弁が開いたときに、上記吐出ポート（46）を通じて高圧室（45a）とケーシング（11）の内部空間とが連通する。 The front head (31) is formed with a discharge port (46) penetrating the front head (31) in the axial direction. One end of the discharge port (46) opens from the axial direction into the high pressure chamber (45a) of the cylinder chamber (39). A discharge valve (not shown) is attached to the other end of the discharge port (46). This discharge valve opens and closes the discharge port (46). When the discharge valve is opened, the high pressure chamber (45a) and the internal space of the casing (11) communicate with each other through the discharge port (46).
上記圧縮機構（30）は、ピストン（40）に設けられたブレード（41）がシリンダ（19）に保持されて揺動しながら該ピストン（40）がシリンダ室（39）内で公転し、ピストン（40）がブレード（41）側でシリンダ（19）と実質的に接する上死点から下死点を経て再び上死点に戻る３６０°の回転で、吸入行程と圧縮行程と吐出行程の１サイクルが行われるように構成されている。このピストン（40）の動作中には、シリンダ（19）とピストン（40）の間に常に一点の接触部（厳密には、ピストン（40）の外周面とシリンダ室（39）の内周面との間に油膜等を介してシール部を構成するシールポイント）が形成される。 In the compression mechanism (30), the piston (40) revolves in the cylinder chamber (39) while the blade (41) provided on the piston (40) is held by the cylinder (19) and swings. (40) is a rotation of 360 ° that returns from the top dead center, which is substantially in contact with the cylinder (19) on the blade (41) side, to the bottom dead center, and then returns to the top dead center, and the suction stroke, compression stroke, and discharge stroke are 1 A cycle is configured to be performed. During the operation of the piston (40), there is always one point of contact between the cylinder (19) and the piston (40) (strictly speaking, the outer peripheral surface of the piston (40) and the inner peripheral surface of the cylinder chamber (39)). A seal point that constitutes a seal portion is formed between the two through an oil film or the like.
〈ロータのバランスウエイト〉
図１、図３に示すように、上記ロータ（22）には、２つのバランスウエイト（1,2）が設けられている。第１バランスウエイト（1）は、上記ロータ（22）の下端面（第１端面）に取り付けられている。第１バランスウエイト（1）は、上記回転軸（23）の軸心に対して上記偏心部（14）の偏心方向と反対方向に偏心している。
<Rota balance weight>
As shown in FIGS. 1 and 3, the rotor (22) is provided with two balance weights (1, 2). The first balance weight (1) is attached to the lower end surface (first end surface) of the rotor (22). The first balance weight (1) is eccentric in the direction opposite to the eccentric direction of the eccentric portion (14) with respect to the axis of the rotating shaft (23).
一方、第２バランスウエイト（2）は、上記ロータ（22）の上端面（第２端面）に取り付けられている。第２バランスウエイト（2）は、上記回転軸（23）の軸心に対して上記偏心部（14）の偏心方向と同方向に偏心している。そして、両方のバランスウエイト（1,2）は、以下に示す式（１）の関係を満たしている。 On the other hand, the second balance weight (2) is attached to the upper end surface (second end surface) of the rotor (22). The second balance weight (2) is eccentric in the same direction as the eccentric direction of the eccentric portion (14) with respect to the axis of the rotating shaft (23). Both balance weights (1, 2) satisfy the relationship of the following formula (1).
０．７５×（ｂ１／ｂ２）＜（ｍ２×ｒ２）／（ｍ１×ｒ１）＜１．２５×（ｂ１／ｂ２）・・・式（１）
上記第１バランスウエイト（1）及び第２バランスウエイト（2）の重量をそれぞれｍ１[ｇ]、ｍ２[ｇ]とし、上記回転軸（23）の軸心と上記第１バランスウエイト（1）及び第２バランスウエイト（2）の重心との間の偏心距離をそれぞれｒ１[ｍ]、ｒ２[ｍ]とし、上記軸受メタル（36）の摺動部（36a）の下端（ａ）から上記第１バランスウエイト（1）の重心までの軸方向に沿う距離をｂ１[ｍ]、上記軸受メタル（36）における摺動部（36a）の下端（ａ）から上記第２バランスウエイト（2）の重心までの軸方向に沿う距離をｂ２[ｍ]としている。尚、上記軸受メタル（36）の摺動部（36a）とは、該軸受メタル（36）が上記回転軸（23）に摺接する部分をいう。
0.75 × (b1 / b2) <(m2 × r2) / (m1 × r1) <1.25 × (b1 / b2) (1)
The weights of the first balance weight (1) and the second balance weight (2) are m1 [g] and m2 [g], respectively, and the axis of the rotating shaft (23) and the first balance weight (1) and The eccentric distances from the center of gravity of the second balance weight (2) are r1 [m] and r2 [m], respectively, and the first distance from the lower end (a) of the sliding portion (36a) of the bearing metal (36) is The distance along the axial direction to the center of gravity of the balance weight (1) is b1 [m], from the lower end (a) of the sliding part (36a) in the bearing metal (36) to the center of gravity of the second balance weight (2) The distance along the axial direction is b2 [m]. The sliding portion (36a) of the bearing metal (36) refers to a portion where the bearing metal (36) is in sliding contact with the rotating shaft (23).
尚、図４に示すように、本実施形態では、上記軸受メタル（36）の下端部が全周に亘って切り欠かれている。このため、上記摺動部（36a）の下端（ａ）は、上記軸受メタル（36）の下端よりも上側に位置する。 In addition, as shown in FIG. 4, in this embodiment, the lower end part of the said bearing metal (36) is notched over the perimeter. For this reason, the lower end (a) of the sliding part (36a) is located above the lower end of the bearing metal (36).
ここで、上記軸受メタル（36）の下端部を全周に亘って切り欠いているのは、上記回転軸（23）に設けられた全周溝（34）の角部と軸受メタル（36）の内面とが接触しないようにするためである。これにより、全周溝（34）の角部の接触による軸受メタル（36）の損傷をなくすことができる。 Here, the lower end portion of the bearing metal (36) is cut out over the entire circumference because the corner portion of the circumferential groove (34) provided in the rotating shaft (23) and the bearing metal (36). This is to prevent contact with the inner surface. Thereby, the damage of the bearing metal (36) by the contact of the corner | angular part of a perimeter groove | channel (34) can be eliminated.
この式（１）の関係を満たすように、第１バランスウエイト（1）及び第２バランスウエイト（2）を設定することにより、両方のバランスウエイト（1,2）に係る曲げモーメントの差が所定の範囲内となる。本実施形態では、ｒ１及びｒ２は同じ長さで、ｂ１よりもｂ２が長く、ｍ２よりもｍ１が重い。又、第１バランスウエイト（1）は、第２バランスウエイト（2）よりも大きな容積である。 By setting the first balance weight (1) and the second balance weight (2) so as to satisfy the relationship of this formula (1), the difference in bending moments related to both balance weights (1, 2) is predetermined. Within the range. In this embodiment, r1 and r2 are the same length, b2 is longer than b1, and m1 is heavier than m2. The first balance weight (1) has a larger volume than the second balance weight (2).
尚、この曲げモーメントは、式（１）からわかるように、上記軸受メタル（36）の摺動部（36a）の下端を固定点とした場合の曲げモーメントである。この結果、この摺動部（36a）の下端よりも上側の軸撓みが抑えられ、該軸撓みによる軸受メタル（36）の片当たりが抑制される。尚、上記回転軸（23）の軸撓みに関し、上記第１バランスウエイト（1）及び第２バランスウエイト（2）の関係を（ｂ１／ｂ２）＝（ｍ２×ｒ２）／（ｍ１×ｒ１）とするのが好ましい。 As can be seen from the equation (1), this bending moment is a bending moment when the lower end of the sliding portion (36a) of the bearing metal (36) is a fixed point. As a result, the axial deflection above the lower end of the sliding portion (36a) is suppressed, and the contact of the bearing metal (36) due to the axial deflection is suppressed. Regarding the shaft deflection of the rotating shaft (23), the relationship between the first balance weight (1) and the second balance weight (2) is (b1 / b2) = (m2 × r2) / (m1 × r1). It is preferable to do this.
又、本実施形態では、両方のバランスウエイト（1,2）とピストン（40）と偏心部（14）との関係を、以下の式（２）で規定している。 In the present embodiment, the relationship among the balance weights (1, 2), the piston (40), and the eccentric portion (14) is defined by the following equation (2).
ｍ１×ｒ１＝（ｍｐ×ｒｐ）＋（ｍｃ×ｒｃ）＋（ｍ２×ｒ２）・・・式（２）
ここで、上記偏心部（14）及び上記ピストン（40）の重量をそれぞれｍｃ[ｇ]、ｍｐ[ｇ]とし、上記回転軸（23）の軸心と上記偏心部（14）及び上記ピストン（40）の重心との偏心距離をそれぞれｒｃ[ｍ]、ｒｐ[ｍ]としている。本実施形態では、上記偏心部（14）及び上記ピストン（40）の重心位置は一致している。
m1 × r1 = (mp × rp) + (mc × rc) + (m2 × r2) Equation (2)
Here, the weights of the eccentric part (14) and the piston (40) are mc [g] and mp [g], respectively, and the axis of the rotating shaft (23), the eccentric part (14) and the piston ( The eccentric distances from the center of gravity of 40) are rc [m] and rp [m], respectively. In the present embodiment, the positions of the centers of gravity of the eccentric part (14) and the piston (40) coincide.
式（２）の関係を満たすように、第１バランスウエイト（1）及び第２バランスウエイト（2）を設定することにより、上記回転軸（23）の静バランスを釣り合わせることができるようになる。この結果、上述した静バランスを釣り合わせない場合に比べて、揺動ピストン式圧縮機（10）の振動を抑えることができる。 By setting the first balance weight (1) and the second balance weight (2) so as to satisfy the relationship of the expression (2), the static balance of the rotating shaft (23) can be balanced. . As a result, the vibration of the oscillating piston compressor (10) can be suppressed as compared with the case where the static balance is not balanced.
−運転動作−
次に、この揺動ピストン式圧縮機（10）の運転動作について説明する。
-Driving action-
Next, the operation of the oscillating piston compressor (10) will be described.
電動機（20）を起動してロータ（22）が回転すると、該ロータ（22）の回転が回転軸（23）を介してピストン（40）に伝達される。これによって、ピストン（40）のブレード（41）がブッシュ片（43）に対して往復直線運動の摺動を行い、且つブッシュ片（43）が上記ブッシュ孔（42）内で往復回転運動を行うことで、ブレード（41）がブッシュ孔（42）を中心として揺動しながらピストン（40）がシリンダ室（39）内で回転軸（23）を中心として公転し、圧縮機構（30）が所定の圧縮動作を行う。 When the electric motor (20) is activated and the rotor (22) rotates, the rotation of the rotor (22) is transmitted to the piston (40) via the rotating shaft (23). Accordingly, the blade (41) of the piston (40) slides in a reciprocating linear motion with respect to the bush piece (43), and the bush piece (43) performs a reciprocating rotational motion in the bush hole (42). Thus, while the blade (41) swings around the bush hole (42), the piston (40) revolves around the rotating shaft (23) in the cylinder chamber (39), and the compression mechanism (30) is predetermined. Perform the compression operation.
ピストン（40）が、上死点から正回転方向（図２における右回り）に公転すると、低圧室（45b）の容積が徐々に拡大し、この低圧室（45b）に低圧の冷媒ガスが吸入ポート（44）を介して吸入される。 When the piston (40) revolves from the top dead center in the forward rotation direction (clockwise in FIG. 2), the volume of the low-pressure chamber (45b) gradually increases, and low-pressure refrigerant gas is sucked into the low-pressure chamber (45b). Inhaled through port (44).
ピストン（40）が下死点を通過して公転を続けると、低圧室（45b）の容積がさらに拡大していく。そして、ピストン（40）が更に公転して、環状シリンダ部（32）の内周面とピストン（40）の外周面との接触部が吸入ポート（44）にまで達すると、この低圧室（45b）は冷媒が圧縮される高圧室（45a）となる。同時に、ブレード（41）を隔てて新たな低圧室（45b）が形成される。 As the piston (40) passes through the bottom dead center and continues to revolve, the volume of the low pressure chamber (45b) further expands. When the piston (40) further revolves and the contact portion between the inner peripheral surface of the annular cylinder portion (32) and the outer peripheral surface of the piston (40) reaches the suction port (44), the low pressure chamber (45b ) Is a high-pressure chamber (45a) in which the refrigerant is compressed. At the same time, a new low pressure chamber (45b) is formed across the blade (41).
また、上記ピストン（40）がさらに公転すると、低圧室（45b）への冷媒の吸入が繰り返される一方、高圧室（45a）の容積が減少し、該高圧室（45a）では冷媒が圧縮される。高圧室（45a）の圧力が所定値となって圧縮機構（30）の外側空間との差圧が設定値に達すると、高圧室（45a）の高圧冷媒によって吐出弁が開き、高圧冷媒が高圧室（45a）からケーシング（11）の内部に吐出される。この動作が繰り返される。 Further, when the piston (40) revolves further, the refrigerant is repeatedly sucked into the low pressure chamber (45b), while the volume of the high pressure chamber (45a) decreases, and the refrigerant is compressed in the high pressure chamber (45a). . When the pressure in the high-pressure chamber (45a) reaches a preset value and the differential pressure with the outer space of the compression mechanism (30) reaches the set value, the discharge valve is opened by the high-pressure refrigerant in the high-pressure chamber (45a), and the high-pressure refrigerant It is discharged from the chamber (45a) into the casing (11). This operation is repeated.
−実施形態の効果−
本実施形態によれば、両方のバランスウエイト（1,2）の曲げモーメントの差を所定範囲内とした。これにより、この軸撓みによる軸受メタル（36）の片当たりが抑えられ、回転軸（23）と軸受メタル（36）との間の焼き付きを防止することができる。この結果、揺動ピストン式圧縮機（10）を従来よりも高速（１００００ｒｐｍ以上）で運転することができる。
-Effect of the embodiment-
According to this embodiment, the difference between the bending moments of both balance weights (1, 2) is set within a predetermined range. Thereby, the contact of the bearing metal (36) due to the shaft deflection is suppressed, and seizure between the rotating shaft (23) and the bearing metal (36) can be prevented. As a result, the oscillating piston compressor (10) can be operated at a higher speed (10000 rpm or more) than in the past.
また、本実施形態によれば、高速回転時の軸撓みをさらに抑えるため、両方のバランスウエイト（1,2）に係る曲げモーメントの相殺だけでなく、回転軸（23）の静バランスも釣り合わせるようにした。これにより、上述した静バランスを釣り合わせない場合に比べて、揺動ピストン式圧縮機（10）の振動を抑えることができる。 Further, according to the present embodiment, in order to further suppress the shaft deflection at the time of high speed rotation, not only the offset of the bending moment relating to both balance weights (1, 2) but also the static balance of the rotary shaft (23) is balanced. I did it. Thereby, compared with the case where the static balance mentioned above is not balanced, the vibration of the swing piston type compressor (10) can be suppressed.
以上説明したように、本発明は、回転式圧縮機について有用である。 As described above, the present invention is useful for a rotary compressor.
1 第１バランスウエイト
2 第２バランスウエイト
10 揺動ピストン式圧縮機（回転式圧縮機）
19 シリンダ
39 シリンダ室
40 ピストン
41 ブレード
1 First balance weight
2 Second balance weight
10 Swing piston compressor (rotary compressor)
19 cylinders
39 Cylinder chamber
40 pistons
41 blade
Claims (2)
上記回転軸（23）の一端部に取り付けられたロータ（22）を有する電動機（20）と、
上記回転軸（23）の他端部に取り付けられたピストン（40）を有する圧縮機構（30）とを備え、上記ピストン（40）が上記回転軸（23）の軸心に対して偏心して回転する回転式圧縮機であって、
上記回転軸（23）を上記ロータ（22）と上記ピストン（40）との間で摺動自在に支持する摺動部（36a）を有するフロントヘッド（31）の軸受部（36）と、
上記回転軸（23）を上記フロントヘッド（31）の軸受部（36）との間に上記ピストン（40）を挟む位置で摺動自在に支持するリヤヘッド（35）の軸受部（37）と、
上記ロータ（22）の両端面のうち上記圧縮機構（30）に対面する第１端面に取り付けられ、上記回転軸（23）の軸心に対して上記ピストン（40）の偏心方向と反対方向へ偏心する第１バランスウエイト（1）と、
上記ロータ（22）の両端面のうち上記第１端面と反対側の第２端面に取り付けられ、上記回転軸（23）の軸心に対して上記ピストン（40）の偏心方向と同方向へ偏心する第２バランスウエイト（2）とを備え、
上記第１バランスウエイト（1）及び第２バランスウエイト（2）の重量をそれぞれｍ１[ｇ]、ｍ２[ｇ]とし、上記回転軸（23）の軸心と上記第１バランスウエイト（1）及び第２バランスウエイト（2）の重心との間の偏心距離をそれぞれｒ１[ｍ]、ｒ２[ｍ]とし、上記軸受部（36）の摺動部（36a）におけるピストン（40）側の一端（ａ）から上記第１バランスウエイト（1）及び第２バランスウエイト（2）の重心までの距離をそれぞれｂ１[ｍ]、ｂ２[ｍ]とした場合に、
０．７５×（ｂ１／ｂ２）＜（ｍ２×ｒ２）／（ｍ１×ｒ１）＜１．２５×（ｂ１／ｂ２）
の関係を満たしていることを特徴とする回転式圧縮機。 Rotation axis (23),
An electric motor (20) having a rotor (22) attached to one end of the rotating shaft (23);
A compression mechanism (30) having a piston (40) attached to the other end of the rotating shaft (23), and the piston (40) rotates eccentrically with respect to the axis of the rotating shaft (23). A rotary compressor that
A bearing portion (36) of the front head (31) having a sliding portion (36a) that slidably supports the rotating shaft (23) between the rotor (22) and the piston (40);
A bearing portion (37) of the rear head (35) that slidably supports the rotating shaft (23) at a position sandwiching the piston (40) between the rotating shaft (23) and the bearing portion (36) of the front head (31);
Attached to the first end face facing the compression mechanism (30) of both end faces of the rotor (22), and in a direction opposite to the eccentric direction of the piston (40) with respect to the axis of the rotary shaft (23) An eccentric first balance weight (1);
The rotor (22) is attached to a second end surface opposite to the first end surface of both end surfaces, and is eccentric in the same direction as the eccentric direction of the piston (40) with respect to the axis of the rotating shaft (23). With a second balance weight (2)
The weights of the first balance weight (1) and the second balance weight (2) are m1 [g] and m2 [g], respectively, and the axis of the rotating shaft (23) and the first balance weight (1) and The eccentric distances from the center of gravity of the second balance weight (2) are r1 [m] and r2 [m], respectively, and one end on the piston (40) side of the sliding portion (36a) of the bearing portion (36) ( When the distances from a) to the center of gravity of the first balance weight (1) and the second balance weight (2) are b1 [m] and b2 [m], respectively,
0.75 × (b1 / b2) <(m2 × r2) / (m1 × r1) <1.25 × (b1 / b2)
A rotary compressor characterized by satisfying the above relationship.
上記ピストン（40）に嵌め込まれた上記回転軸（23）の偏心部（14）及び上記ピストン（40）の重量をそれぞれｍｃ[ｇ]、ｍｐ[ｇ]とし、上記回転軸（23）の軸心と上記偏心部（14）及び上記ピストン（40）の重心との偏心距離をそれぞれｒｃ[ｍ]、ｒｐ[ｍ]とした場合に、
ｍ１×ｒ１＝（ｍｐ×ｒｐ）＋（ｍｃ×ｒｃ）＋（ｍ２×ｒ２）
の関係を満たすように設定されていることを特徴とする回転式圧縮機。 In claim 1,
The weights of the eccentric part (14 ) of the rotating shaft (23) and the piston (40) fitted into the piston (40) are mc [g] and mp [g], respectively, and the shaft of the rotating shaft (23) When the eccentric distance between the center and the center of gravity of the eccentric part (14) and the piston (40) is rc [m] and rp [m], respectively,
m1 * r1 = (mp * rp) + (mc * rc) + (m2 * r2)
A rotary compressor characterized by being set to satisfy the above relationship.
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