JP6913502B2 - 電動圧縮機 - Google Patents

Description

本発明は、電動圧縮機に関する。

従来の電動圧縮機として、以下の特許文献１に記載されているものが既に知られている。かかる従来技術の電動圧縮機では、主軸受端面および副軸受端面の環状溝からローラに加わる圧力にローラの上下で差が生じることを防ぎ、圧縮効率の向上が図られている。

特開２０１６−１７４７３号公報

しかしながら、上述の従来の構造では、主軸受内径が副軸受内径より大きい場合、軸受外周側縁部から環状溝内周側縁部までの距離、もしくは、環状溝の幅を主軸受と副軸受とで異なる寸法とする必要がある。
主軸受と副軸受で軸受外周側縁部から環状溝内周側縁部までの距離が異なる場合、主軸受と副軸受の一方の当該距離が長い箇所は、軸受の弾性を向上する効果が低下してしまう。

また、主軸受と副軸受で環状溝の幅が異なる場合、同じ加工具で主軸受と副軸受の環状溝の加工作業を行なうことができない。そのため、高価となってしまう。これを防ぐため、軸受の弾性向上を図る環状溝とは別に浅い環状溝を設けることもできるが、加工工程の増加やコスト上昇を招く。

そこで、本発明は上記実状に鑑み創案されたものであり、ローラ上下に加わる圧力を等しくし、上端面・下端面間の摺動部の摺動損失を低減し、圧縮効率を向上できる圧縮機の提供を目的とする。

前記課題を解決するため、本発明の電動圧縮機は、冷凍機油が封入されている密閉容器内に、電動機と、前記電動機で駆動され偏心部を有し、冷媒を圧縮室で圧縮するクランク軸と、前記偏心部の偏心回転により公転運動するローラをシリンダ内に有する圧縮要素と、前記電動機側の前記圧縮要素の壁面を形成して前記クランク軸を軸支する主軸受と、前記電動機とは反対側の前記圧縮要素の壁面を形成して前記クランク軸を軸支する副軸受とを備え、前記主軸受の前記圧縮室側の端面および副軸受の前記圧縮室側の端面にはそれぞれ主軸受側環状溝および副軸受側環状溝が形成され、前記クランク軸の回転中心から前記主軸受側環状溝の外周角取り外縁部までの距離と前記クランク軸の回転中心から前記副軸受側環状溝の外周角取り外縁部までの距離とが同一または同一近傍であり、前記ローラに接する前記主軸受側環状溝および前記副軸受側環状溝のうち、内周壁がクランク軸の回転中心からより遠い一方の内周壁の位置よりも前記ローラの端面の内周側外縁部が外方に配置されている。

本発明によれば、ローラ上下に加わる圧力を等しくし、上端面・下端面間の摺動部の摺動損失を低減し、圧縮効率を向上する圧縮機を提供できる。

本発明に係る実施形態の縦形ロータリ圧縮機の縦断面図。 （ａ）はローラ、主軸受、副軸受の近傍を示す縦断面図、（ｂ）は（ａ）のＩ−Ｉ断面図であり、（ｃ）は（ａ）のII−II断面図。 比較例の縦形ロータリ圧縮機の圧縮機構部の縦断面図。 （ａ）は本発明に係る実施形態１における縦形ロータリ圧縮機の圧縮機構部の縦断面図であり、（ｂ）は（ａ）のIII部拡大図。 （ａ）は本発明に係る実施形態２の縦形ロータリ圧縮機の圧縮機構部を示す縦断面図、（ｂ）は（ａ）のIV部拡大図。 本発明に係る実施形態３の縦形ロータリ圧縮機の圧縮機構部を示す縦断面図。 （ａ）は本発明の実施形態４の縦形ロータリ圧縮機の圧縮機構部を示す縦断面図、（ｂ）は（ａ）のＶ部拡大図。 （ａ）、（ｂ）は角取りのその他の例１をそれぞれ示す断面図。 （ａ）、（ｂ）は角取りのその他の例２をそれぞれ示す断面図。 （ａ）、（ｂ）は角取りのその他の例３をそれぞれ示す断面図。

本発明は、家庭用および業務用冷凍空調機器等に用いられる電動圧縮機に係る。
本発明の電動圧縮機は、圧縮室を形成するローラの上下に加わる圧力を同一または同一近くとする構成を比較的安価に実現する。

これにより、ローラに作用する摩擦力を低減しローラの円滑な運動を可能とし、主軸受端面と上端面との間の摺動部および副軸受端面と下端面との間の摺動部における信頼性を向上させる。また、主軸受端面と上端面との間および副軸受端面と下端面との間に発生する摺動損失を低減し、圧縮効率が向上する圧縮機を提供する。

以下、本発明の実施形態について、適宜図面を参照しながら詳細に説明する。
＜＜実施形態１＞＞
図１は、本発明に係る実施形態の縦形ロータリ圧縮機Ｃの縦断面図である。図１中の二点鎖線で囲った箇所が圧縮機構部Ｋの後記の図２から図７に示す箇所である。
実施形態のロータリ圧縮機Ｃは、電動要素Ｄと、クランク軸５により電動要素Ｄに連結された圧縮機構部Ｋとが、密閉容器１によって内包されている。圧縮機構部Ｋにより、容積を小さくすることでガス冷媒を圧縮する圧縮室が形成される。

密閉容器１は、筒体１Ａ、蓋体１Ｂ、および、底体１Ｃにより構成されている。密閉容器１の内部には密閉空間が形成される。
筒体１Ａは、鋼板で上下が開口した円筒形状をもつ。蓋体１Ｂは天板を形成する。底体１Ｃは底板を形成する。
筒体１Ａに蓋体１Ｂと底体１Ｃとが嵌合され、その嵌合部が溶接されて内部が密閉される。

電動要素Ｄは圧縮機Ｃの駆動源を構成する。電動要素Ｄは、密閉容器１に焼嵌等で固定された固定子３と、クランク軸５が嵌着された回転子４とを有して構成される。
圧縮機構部Ｋは、吸込まれたガス冷媒を圧縮して目的圧の吐出圧まで高める。

圧縮機構部Ｋは、主軸受６、クランク軸５、副軸受１０、シリンダ７、ローラ１１、ベーン１３を主要要素として構成される。

クランク軸５は、一方に主軸受６に嵌入される主軸受嵌入部２０を有し、他方に副軸受１０に嵌入される副軸受嵌入部２１を有している。クランク軸５は、主軸受６と副軸受１０とで回転自在に支持される。
クランク軸５は、主軸受嵌入部２０と副軸受嵌入部２１との間に、回転中心Ｏと異なる位置に重心が偏心した偏心部５Ａが一体で形成されている。クランク軸５の偏心部５Ａには、ローラ１１が回転自在に嵌入される。ローラ１１は、偏心部５Ａの偏心回転により公転運動する。

シリンダ７は、ローラ１１の外周面１１ｇとの間にガス冷媒の吸込み室と圧縮室とが形成される筒状の部材である。
シリンダ７の内部に配置されるローラ１１の外周面１１ｇに当接するように、ベーン１３がシリンダ７に嵌合されている。ベーン１３は、ばね１３ａによってローラ１１の外周面１１ｇに押圧されている。ローラ１１の外周面１１ｇとベーン１３との間は、油膜によりシールされる。偏心部５Ａの回転運動により、ガス冷媒を吸込む吸込み室と吸込んだガス冷媒を吐出圧まで高める圧縮室とがシリンダ７内のローラ１１の外周面１１ｇとベーン１３とシリンダ７とで囲われた空間に形成される。

圧縮機構部Ｋの軸方向上下に、クランク軸５の一部である主軸受嵌入部２０および副軸受嵌入部２１が配置される。主軸受嵌入部２０および副軸受嵌入部２１をそれぞれ主軸受６および副軸受１０に嵌入することにより、クランク軸５が密閉容器１内で回転自在に支持される。シリンダ７の一方の端面（図１のシリンダ７の上方の端面）には主軸受６が固定され、シリンダ７の他方の端面（図１のシリンダ７の下方の端面）には副軸受１０が固定されている。そして、主軸受６の外周面近傍が筒体１Ａに溶接等により固定されることで、圧縮機構部Ｋが密閉容器１の内部に固定される。

密閉容器１の底体１Ｃの内部には、必要量の冷凍機油（図示せず）が封入されている。冷凍機油は、密閉容器１内の機構要素を円滑に動作させるとともに、シールが必要な箇所で油膜を作りシールする。

＜ロータリ圧縮機Ｃの動作＞
ロータリ圧縮機Ｃ（以下、圧縮機Ｃと称す）の運転時には冷媒が気液分離されるアキュムレータ２を通り、圧縮機構部Ｋに流入する（図１の矢印α１）。流入したガス冷媒は、圧縮機構部Ｋで圧縮された後、シリンダに設けられた吐出口を通って密閉容器１の内部に吐出される。その後、圧縮されたガス冷媒は、吐出パイプ１７を通って密閉容器１の外部へ吐出される（図１の矢印α２）。こうして、密閉容器１内は、圧縮機構部Ｋから吐出されたガス冷媒の吐出圧力で満たされている。

また、密閉容器１の底体１Ｃ内の冷凍機油はクランク軸５の給油路５Ｂを通り給油される。冷凍機油の一部は主軸給油孔５Ｃから主軸受嵌入部２０へ給油され、冷凍機油の一部は副軸給油孔５Ｄから副軸受嵌入部２１へ給油される。その後、冷凍機油の一部は主軸受嵌入部２０を通り密閉容器１内へ給油され、もう一部は副軸受嵌入部２１を通り密閉容器１内へ給油される。更に、冷凍機油の一部はローラ１１の内方を通り、主軸受６の内方の主軸受嵌入部２０もしくは副軸受１０の内方の副軸受嵌入部２１へ循環する給油経路をもつ。これらの給油経路も密閉容器１内のガス冷媒の吐出圧力で満たされている。

図２（ａ）はローラ１１、主軸受６、副軸受１０の近傍を示す縦断面図であり、図２（ｂ）は図２（ａ）のＩ−Ｉ断面図であり、図２（ｃ）は図２（ａ）のII−II断面図である。
図１、図２（ａ）に示すように、主軸受端面６Ａおよび副軸受端面１０Ａには、それぞれ主軸受６および副軸受１０の弾性を向上させる主軸受側環状溝６Ｂと副軸受側環状溝１０Ｂが設けられている。

図２（ｂ）に示すように、主軸受側環状溝６Ｂは、主軸受６の主軸受端面６Ａの側に環形状をもって凹設されている。図２（ｃ）に示すように、副軸受側環状溝１０Ｂは、副軸受１０の副軸受端面１０Ａの側に環形状をもって凹設されている。
主軸受側環状溝６Ｂは、主軸受６に過大な圧力が印加された場合、その近傍が弾性変形して当該圧力を吸収する。同様に、副軸受側環状溝１０Ｂは、副軸受１０に過大な圧力が印加された場合、その近傍が弾性変形して当該圧力を吸収する。

図２（ａ）に示すように、主軸受側環状溝６Ｂ（図２（ｂ）参照）と副軸受側環状溝１０Ｂ（図２（ｃ）参照）は吐出圧力で満たされたローラ１１の内径に連通し、また、ローラ１１の上下端面に開口している。

そのため、主軸受側環状溝６Ｂ内の圧力により、ローラ１１の上端面１１ｕを下方へ押し付ける力が作用する。また、副軸受側環状溝１０Ｂ内の圧力により、ローラ１１の下端面１１ｓを上方へ押し付ける力が発生している。この押し付ける力は環状溝（６Ｂ、１０Ｂ）がローラ１１の端面（１１ｓ、１１ｕ）に開口している面積と、単位面積当たりの吐出圧力との乗算（積）で求められる。

そのため、主軸受側環状溝６Ｂのローラ１１の上端面１１ｕへの開口面積と副軸受側環状溝１０Ｂのローラ１１の下端面１１ｓへの開口面積との大きさに不釣合いが生じると、吐出圧力は同じなのでローラ１１を開口面積が大きい側から開口面積が小さい側の一方の端面に押し付ける力が作用する。すなわち、主軸受側環状溝６Ｂのローラ１１の上端面１１ｕへの開口面積と副軸受側環状溝１０Ｂのローラ１１の下端面１１ｓへの開口面積とが等しくなくなると、ローラ１１を開口面積が小さい方の端面（１１ｓ、１１ｕの何れか）に押し付ける力が作用する。

＜比較例＞
図３は、比較例の縦形ロータリ圧縮機の圧縮機構部１００Ｋの縦断面図である。
比較例の図３に示すように、主軸受中心（Ｏ）から主軸受側環状溝外周面取り外縁部６ｂ１までの距離Ｌ１と、副軸受中心（Ｏ）から副軸受側環状溝外周面取り外縁部１０ｂ１までの距離Ｌ２とが異なったり（Ｌ１≠Ｌ２）、主軸受中心（Ｏ）から主軸受側環状溝内周面取り縁部６ｂ２までの距離Ｍ１と、副軸受中心（Ｏ）から副軸受側環状溝内周面取り縁部１０ｂ２までの距離Ｍ２とが異なる場合、開口面積が等しくなくなる。

これにより、開口面積が小さい方の端面（１１ｓ、１１ｕの何れか）が主軸受６または副軸受１０に押圧されつつ摺動し、その結果、摩擦抵抗を受けつつ摺動運動を行う。そのため、ローラ１１の摺動損失の増大を招来したり、ローラ１１の運動が摩擦抵抗により阻害される。そのため、信頼性の低下につながる。

＜実施形態１の構成＞
図４（ａ）は本発明に係る実施形態１における縦形ロータリ圧縮機Ｃの圧縮機構部Ｋの縦断面図であり、図４（ｂ）は図４（ａ）のIII部拡大図である。
主軸受端面６Ａと主軸受側環状溝６Ｂとの接触部および副軸受端面１０Ａと副軸受側環状溝１０Ｂとの接触部にはそれぞれ角を取るために面取りが設けられている。

そこで、実施形態１では、同一の加工具で主軸受側環状溝６Ｂと副軸受側環状溝１０Ｂとを加工できるように主軸受側環状溝幅Ｗ１と副軸受側環状溝幅Ｗ２は同一（Ｗ１＝Ｗ２）とする。主軸受側環状溝幅Ｗ１と副軸受側環状溝幅Ｗ２とを同一とすれば、同じ加工具で加工でき、加工性がよい。

また、主軸受側環状溝内周壁厚さＴ１および／または副軸受側環状溝内周壁厚さＴ２が厚くなると弾性変形が小さくなり、軸受（６、１０）の弾性効果が低下する。
そこで、軸受（６、１０）の弾性が向上する効果を損なわないように、主軸受側環状溝内周壁厚さＴ１および副軸受側環状溝内周壁厚さＴ２を増加させないこととする。

そして、主軸受側環状溝６Ｂと副軸受側環状溝１０Ｂの何れか一方の環状溝外周面取り６ｍ、１０ｍを拡大することで、主軸受中心（Ｏ）から主軸受側環状溝６Ｂの外周面取り外縁部６ｂ１までの距離Ｌ１と、副軸受中心（Ｏ）から副軸受側環状溝１０Ｂの外周面取り外縁部１０ｂ１までの距離Ｌ２を同一(Ｌ１＝Ｌ２)または同一近くとする。なお、距離Ｌ１と距離Ｌ２とが同一近くとは＋−２％の範囲内の差異であることを意味する。
これにより、ローラ１１の上下、すなわち上端面１１ｕと下端面１１ｓに加わる圧力を同等にまたは同等近くにできる。

従って、ローラ１１の上下の圧力がバランスし、ローラ１１の上端面１１ｕの摩擦力および下端面１１ｓの摩擦力が低下する。すなわち、ローラ１１が主軸受側環状溝６Ｂに連通して圧力を受ける受圧面積と、ローラ１１が副軸受側環状溝１０Ｂに連通して圧力を受ける受圧面積とが、同一または同一に近い面積なので、ローラ１１の上下の圧力がバランスし、ローラ１１の上端面１１ｕでの摩擦力および下端面１１ｓでの摩擦力が低下する。

そのため、ローラ１１が運動する際に摩擦抵抗が抑えられ、円滑に運動できる。
従って、主軸受端面６Ａとローラ１１の上端面１１ｕとの間の摺動部および副軸受端面１０Ａとローラ１１の下端面１１ｓとの間の摺動部における信頼性を向上することが可能である。

また、主軸受端面６Ａとローラ１１の上端面１１ｕとの間および副軸受端面１０Ａとローラ１１の下端面１１ｓとの間に発生する摺動損失を低減し、圧縮効率を向上することができる。

本実施形態１においては、主軸受嵌入部２０の直径が副軸受嵌入部２１の直径より大きい場合を想定し、副軸受側環状溝１０Ｂの環状溝外周面取り１０ｍを環状溝外周面取り６ｍよりも大きくしている。しかし、主軸受嵌入部２０の直径が副軸受嵌入部２１の直径より小さい場合は主軸受端面環状溝６Ｂの環状溝外周面取り６ｍを環状溝外周面取り１０ｍよりも大きくしてもよい。

以上、軸心Ｃから主軸受端面環状溝６Ｂの外周側縁部の外周面取り外縁部６ｂ１までの距離Ｌ１と軸心Ｃから副軸受環状溝１０Ｂの外周側縁部の外周面取り外縁部１０ｂ１までの距離Ｌ２を同一または同一近くとする構造により、ロータリ圧縮機Ｃの圧縮効率の向上を図れる。
なお、面取り（６ｍ、１０ｍ）の大きさで、距離Ｌ１と距離Ｌ２とを調整できるので加工性が良好である。

＜＜実施形態２＞＞
実施形態１の図４（ａ）、（ｂ）では、主軸受側環状溝６Ｂおよび副軸受側環状溝１０Ｂより軸受中心（Ｏ）側において、副軸受端面１０Ａではローラ１１の端面（１１ｓ）が副軸受側環状溝１０Ｂに接しておらず、主軸受端面６Ａではローラ１１の端面（１１ｕ）が主軸受側環状溝６Ｂに接していることによりローラ１１の上・下端面１１ｕ、１１ｓで圧力差が生じる。

図５（ａ）は本発明に係る実施形態２の縦形ロータリ圧縮機Ｃの圧縮機構部２Ｋを示す縦断面図であり、図５（ｂ）は図５（ａ）のIV部拡大図である。
実施形態２では、実施形態１と同様、主軸受側環状溝６Ｂと副軸受側環状溝１０Ｂの何れか一方の環状溝外周面取り（６ｍまたは１０m）を拡大することで、主軸受中心（Ｏ）から主軸受側環状溝６Ｂの外周面取り外縁部６ｂ１までの距離Ｌ１と、副軸受中心（Ｏ）から副軸受側環状溝１０Ｂの外周面取り外縁部１０ｂ１までの距離Ｌ２とを同一(Ｌ１＝Ｌ２)または同一近くとする。

加えて、ローラ１１の上・下端面１１ｕ、１１ｓで圧力差が生じることを防ぐため、図５（ａ）に示すように、主軸受側環状溝６Ｂの内周面取り６ｍ１を拡大することで、主軸受中心（Ｏ）から主軸受側環状溝６Ｂの内周面取り内縁部６ｂ２までの距離Ｍ１と、副軸受中心（Ｏ）から副軸受側環状溝１０Ｂの内周面取り１０ｍ１の内周面取り内縁部１０ｂ２までの距離Ｍ２とを同一(Ｍ１＝Ｍ２)または同一近くとする。なお、距離Ｍ１と距離Ｍ２とが同一近くとは一方に対して他方が＋−２％の範囲内の差異であることを意味する。

これにより、ローラ１１上下、つまり上端面１１ｕと下端面１１ｓとに圧力が加わる面積を同一または同一近くにでき、圧力が同一または同一近くにできる。なお、ローラ１１の上端面１１ｕと下端面１１ｓとに圧力が加わる面積を同一近くとは、一方に対して他方が＋−４％の範囲内の差異であることを意味する。
従って、ローラ１１の上下端面（１１ｕ、１１ｓ）に働く摩擦力を低減でき、ローラ１１が摩擦抵抗を受けることなくまたは摩擦抵抗を抑えて円滑に運動できる。

そのため、主軸受端面６Ａとローラ１１の上端面１１ｕとの間および副軸受端面１０Ａとローラ１１の下端面１１ｓとの間の摺動部の信頼性を向上させられる。
また、主軸受端面６Ａと上端面１１ｕ間および副軸受端面１０Ａと下端面１１ｓとの間に発生する摺動損失を低減し、圧縮機Ｃの圧縮効率を向上できる。
この場合も、距離Ｍ１と距離Ｍ２とを内周面取り６ｍ１と内周面取り１０ｍ１とで調整できるので、加工性がよい。

＜＜実施形態３＞＞
図６は本発明に係る実施形態３の縦形ロータリ圧縮機Ｃの圧縮機構部３Ｋを示す縦断面図である。
実施形態３は、実施形態１の図４の主軸受側環状溝６Ｂおよび副軸受側環状溝１０Ｂより軸受中心（Ｏ）側において、副軸受端面１０Ａではローラ１１の下端面１１ｓが副軸受側環状溝１０Ｂに接しておらず、主軸受端面６Ａではローラ１１の上端面１１ｕが主軸受側環状溝６Ｂに接していることによりローラ１１の上・下端面１１ｕ、１１ｓで圧力差が生じる課題に対し、実施形態２とは別の方策を提供する。

実施形態３では、まず、実施形態１と同様、主軸受側環状溝６Ｂと副軸受側環状溝１０Ｂの何れか一方の環状溝外周面取り（６ｍまたは１０ｍ）を拡大することで、主軸受中心（Ｏ）から主軸受側環状溝６Ｂの外周面取り外縁部６ｂ１までの距離Ｌ１と副軸受中心（Ｏ）から副軸受側環状溝１０Ｂの外周面取り外縁部１０ｂ１までの距離Ｌ２を同一(Ｌ１＝Ｌ２)または同一近くとする。

さらに、図６に示すように、実施形態３では、主軸受端面６Ａのうち主軸受環状溝６Ｂより軸受中心（Ｏ）側に環状に凹形状に形成された凹部６ａ１を構成し、ローラ１１の上下、すなわち主軸受側環状溝６Ｂからの上端面１１ｕの受圧面積と、副軸受側環状溝１０Ｂからの下端面１１ｓの受圧面積とを同一または同一近くとする。これにより、ローラ１１の上端面１１ｕと下端面１１ｓにそれぞれに加わる圧力を同一または同一近くとしている。

それにより、主軸受端面６Ａと上端面１１ｕとの間の摺動部および副軸受端面１０Ａと下端面１１ｓとの間の摺動部における摩擦が解消または低減され、ローラ１１が円滑に回転運動できる。そのため、ローラ１１の信頼性を向上できる。

また、主軸受端面６Ａとローラ１１の上端面１１ｕとの間および副軸受端面１０Ａとローラ１１の下端面１１ｓとの間に発生する摺動損失を低減し、圧縮機Ｃの圧縮効率を向上できる。
なお、実施形態３では環状の凹部６ａ１が形成されるので、主軸受中心（Ｏ）から主軸受側環状溝６Ｂの内周面取り内縁部６ｂ２までの距離Ｍ１と、副軸受中心（Ｏ）から副軸受側環状溝１０Ｂの内周面取り内縁部１０ｂ２までの距離Ｍ２とはローラ１１の上下に加わる圧力には関係しない。

＜＜実施形態４＞＞
図７（ａ）は本発明の実施形態４の縦形ロータリ圧縮機Ｃの圧縮機構部４Ｋを示す縦断面図であり、図７（ｂ）は図７（ａ）のＶ部拡大図である。
実施形態４は、実施形態１の図４の主軸受側環状溝６Ｂおよび副軸受側環状溝１０Ｂより軸受中心（Ｏ）側において、副軸受端面１０Ａではローラ１１の下端面１１ｓが副軸受側環状溝１０Ｂに接しておらず、主軸受端面６Ａではローラ１１の上端面１１ｕが主軸受側環状溝６Ｂに接していることによりローラ１１の上・下端面１１ｕ、１１ｓで圧力差が生じる課題に対し、実施形態２、３とは別の方策を提供する。

実施形態４では、まず、実施形態１と同様、主軸受側環状溝６Ｂと副軸受側環状溝１０Ｂの何れか一方の環状溝外周面取り（６ｍまたは１０ｍ）を拡大することで、主軸受中心（Ｏ）から主軸受側環状溝６Ｂの外周面取り外縁部６ｂ１までの距離Ｌ１と副軸受中心（Ｏ）から副軸受側環状溝１０Ｂの外周面取り外縁部１０ｂ１までの距離Ｌ２を同一(Ｌ１＝Ｌ２)または同一近くとする。

加えて、図７（ａ）、（ｂ）に示すように、実施形態４では、主軸受中心（Ｏ）から主軸受側環状溝６Ｂの内周面取り内縁部６ｂ２までの距離Ｍ１と副軸受中心（Ｏ）から副軸受側環状溝１０Ｂの内周面取り内縁部１０ｂ２までの距離Ｍ２よりも、軸心Ｏからローラ端面１１ｕ、１１ｓの各内周側外縁部１１ａ、１１ｂのうちの最短距離Ｒを大きく構成する(Ｍ１ and Ｍ２＜Ｒ)。

これにより、主軸受側環状溝６Ｂからローラ１１の上端面１１ｕが吐出圧力を受ける受圧面積と、副軸受側環状溝１０Ｂからローラ１１の下端面１１ｓが吐出圧力を受ける受圧面積とを同一または同一近くにしている。そのため、ローラ１１の上下に加わる圧力が同一または同一近くになり圧力がバランスし、ローラ１１の上下の上端面１１ｕ、下端面１１ｓの摩擦力が低減される。
従って、ローラ１１が円滑に回転運動でき、主軸受端面６Ａと上端面１１ｕとの間の摺動部および副軸受端面１０Ａと下端面１１との間の摺動部における信頼性を向上できる。

また、主軸受端面６Ａと上端面１１ｕとの間および副軸受端面１０Ａと下端面１１ｓとの間に発生する摺動損失を低減することで、圧縮効率を向上できる。
この場合も、ローラ１１の上・下端面１１ｕ、１１ｓの面取り１１ｕｍ、１１ｓｍでＭ１ and Ｍ２＜Ｒとすれば、加工性が良好である。

以上に述べた本発明によれば、既存の構成部品および加工工程を増加することなく、比較的安価に、ローラ１１の上下に加わる圧力を同一または同一近くとする。それにより、ローラ１１の上下の摩擦抵抗を抑え、主軸受端面６Ａと上端面１１ｕとの間の摺動部および副軸受端面１０Ａと下端面１１ｓとの間の摺動部における信頼性を向上させることが可能である。

また、主軸受端面６Ａと上端面１１ｕとの間および副軸受端面１０Ａと下端面１１ｓとの間に発生する摺動損失を低減し、圧縮効率が向上する圧縮機Ｃを提供できる実用的に優れた効果を発揮する。

＜＜その他の実施形態＞＞
１．前記実施形態１、２、４では、環状溝外周面取り６ｍ、１０ｍやローラ１１の上・下端面１１ｕ、１１ｓの面取り１１ｕｍ、１１ｓｍを拡大し、主軸受中心（Ｏ）からの距離Ｌ１、Ｍ１と副軸受中心（Ｏ）からの距離Ｌ２、Ｍ２をそれぞれ同一(Ｌ１＝Ｌ２、Ｍ１＝Ｍ２)または同一近くとしたり、面取り１１ｕｍ、１１ｓｍを拡大する構成を説明した。ここで、角取りすれば、図８（ａ）、（ｂ）、図９（ａ）、（ｂ）に示すように、Ｒ状部６ｒ１、１０ｒ１、６ｒ２、１０ｒ２等としたり、図１０（ａ）、（ｂ）に示すように、Ｒ状部を組合わせた角取り６ｒ３、１０ｒ３等としてもよい。つまり、面取り以外で角取りして、距離Ｌ１、Ｍ１と距離Ｌ２、Ｍ２を同一(Ｌ１＝Ｌ２、Ｍ１＝Ｍ２)または同一近くとしたり、面取り１１ｕｍ、１１ｓｍを拡大してもよい。

図８（ａ）、（ｂ）では角取りのその他の例１をそれぞれ示し、図９（ａ）、（ｂ）では角取りのその他の例２をそれぞれ示している。また、図１０（ａ）、（ｂ）では角取りのその他の例３をそれぞれ示す。

２．上述した本発明は、以上の実施の形態に限定されず、また、特に限定的な記載がない限り、本発明の範囲はそれらの実施の形態のみに限定する趣旨のものではなく、単なる説明例に過ぎない。

１ 密閉容器
３ 固定子（電動機）
４ 回転子（電動機）
５ クランク軸
５Ａ 偏心部
６ 主軸受（圧縮要素）
６Ａ 主軸受端面（主軸受のローラに対向する端面）
６ａ１ 凹部（ローラから離間する凹形状）
６Ｂ 主軸受側環状溝
６ｂ１ 主軸受の外周面取り外縁部（外周角取り外縁部）
６ｂ２ 内周面取り内縁部（主軸受側環状溝の内周角取り内縁部、内周壁）
７ シリンダ（圧縮要素）
１０ 副軸受（圧縮要素）
１０Ａ 副軸受端面（副軸受のローラに対向する端面）
１０Ｂ 副軸受側環状溝
１０ｂ１ 副軸受の外周面取り外縁部（外周角取り外縁部）
１０ｂ２ 内周面取り内縁部（副軸受側環状溝の内周角取り内縁部、内周壁）
１１ ローラ（圧縮要素）
１１ａ、１１ｂ 内周側外縁部（ローラの端面内周側外縁部）
Ｄ 電動要素（電動機）
Ｍ１ 主軸受中心から主軸受側環状溝の内周面取り内縁部までの距離（クランク軸の中心から主軸受側環状溝の内周角取り内縁部までの距離）
Ｍ２ 副軸受中心から副軸受側環状溝の内周面取り内縁部までの距離（クランク軸の中心から副軸受側環状溝の内周角取り内縁部までの距離）
Ｌ１ 軸心から主軸受端面環状溝の外周側縁部の外周面取り外縁部６ｂ１までの距離（クランク軸の中心から主軸受側環状溝の外周角取り外縁部までの距離）
Ｌ２ 副軸受中心から副軸受側環状溝外周面取り縁部までの距離（クランク軸の中心から前記副軸受側環状溝の外周角取り外縁部までの距離）
Ｏ 軸心（クランク軸の回転中心）
Ｗ１ 主軸受側環状溝幅（主軸受側環状溝の幅）
Ｗ２ 副軸受側環状溝幅（副軸受側環状溝の幅）

Claims (1)

1. 冷凍機油が封入されている密閉容器内に、電動機と、前記電動機で駆動され偏心部を有するクランク軸と、前記偏心部の偏心回転により公転運動するローラをシリンダ内に有し、冷媒を圧縮室で圧縮する圧縮要素と、
   前記電動機側の前記圧縮要素の壁面を形成して前記クランク軸を軸支する主軸受と、
   前記電動機とは反対側の前記圧縮要素の壁面を形成して前記クランク軸を軸支する副軸受とを備え、
   前記主軸受の前記圧縮室側の端面および副軸受の前記圧縮室側の端面にはそれぞれ主軸受側環状溝および副軸受側環状溝が形成され、
   前記クランク軸の回転中心から前記主軸受側環状溝の外周角取り外縁部までの距離と前記クランク軸の回転中心から前記副軸受側環状溝の外周角取り外縁部までの距離とが同一または同一近くであり、
   前記ローラに接する前記主軸受側環状溝および前記副軸受側環状溝のうち、内周壁がクランク軸の回転中心からより遠い一方の内周壁の位置よりも前記ローラの端面の内周側外縁部が外方に配置されている
   ことを特徴とする電動圧縮機。

Images