JP7002033B2 - ２シリンダ型密閉圧縮機 - Google Patents

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Description

本発明は空気調和機の室外機や冷凍機に用いられる２シリンダ型密閉圧縮機に関するものである。
一般に、空気調和機の室外機や冷凍機に用いられる密閉圧縮機は、密閉容器内に電動機部と圧縮機構部とを備え、電動機部と圧縮機構部とをシャフトによって連結し、シャフトの偏心部に取り付けたピストンを、シャフトの回転によって公転運動させる。ピストンを内部に配置するシリンダの両端面には、主軸受と副軸受とが配置され、シャフトは主軸受と副軸受とによって支持されている。そして、多くの場合には、シャフトの軸径は、偏心部を除く軸部では同一である。
これに対して、特許文献１には、軸径が異なるシャフトが開示されている。
特許文献１では、偏心部に対して電動機部側を主軸部とし、反電動機部側を副軸部としたシャフトにおいて、副軸部の軸径を主軸部の軸径よりも小さくしている。
なお、特許文献１では、副軸受に転がり軸受を設ける場合を除いて、シャフトのスラスト荷重は、副軸部の下端で受けている。
特開２００８－１４１５０号公報
ところで、従来から最も多く採用されてきている１シリンダ型の密閉圧縮機では、圧縮室から受ける応力は、電動機部側に配置している主軸部で受けており、副軸部で受ける応力は極めて小さい。
従って、特許文献１において開示されているように、副軸部の軸径を主軸部の軸径よりも小さくしても問題は生じにくい。
しかし、２シリンダ型の密閉圧縮機では、それぞれの圧縮室から受ける応力は、主軸部と副軸部とに分散されるため、副軸部にも大きな応力が加わることが解析の結果判明した。
そこで本発明は、副軸部に加わる最大応力を低下させ、副軸部での摺動摩耗量を抑制することができる２シリンダ型密閉圧縮機を提供することを目的とする。
本発明の２シリンダ型密閉圧縮機は、第２偏心部の副軸部側には、スラスト受け部を形成し、副軸受には、スラスト受け部の端面が当接して摺動するスラスト面を形成し、スラスト面にリング溝を設け、副軸部の軸径を、主軸部の軸径よりも小さくし、スラスト受け部の軸径を、第２偏心部の軸径よりも小さく、主軸部の軸径よりも大きくし、副軸部の第２偏心部側端部には、シャフトの内部に形成された給油路に連通している連通路が開口し、連通路を開口させた位置では、副軸部の軸径より軸径を小さくし、副軸部の外周面が摺動する副軸受の内周面には、オイルを導くオイル溝を形成している。
スラスト面にリング溝を設けることで、副軸部に加わる最大応力を低下させ、副軸部での摺動摩耗量を抑制することができるため、副軸部の軸径を、主軸部の軸径よりも小さくでき、副軸部の軸径を、主軸部の軸径よりも小さくすることで、更に副軸部での摺動損失を低減できる。
また、本発明の２シリンダ型密閉圧縮機は、リング溝とスラスト面とで形成されるリング状エッジ部を面取りしたものである。
リング溝とスラスト面とで形成されるリング状エッジ部を面取りすることによって、スラスト受け部の端面の異常摩耗を抑制できる。
また、本発明の２シリンダ型密閉圧縮機は、リング溝より内周部の副軸受の端面を、リング溝の外周部の副軸受の端面より低くし、リング溝の外周部の副軸受の端面をスラスト面としている。
これによって、リング溝より内周部の副軸受の端面は、スラスト受け部の端面と接触しないため、リング溝より内周部の副軸受のリング状エッジ部によるスラスト受け部の端面の異常摩耗を抑制できる。
以上のように本発明によれば、２シリンダ型密閉圧縮機において、副軸受に加わる最大応力を低下させ、副軸受での摺動摩耗量を抑制することができる。
本発明の実施の形態による２シリンダ型密閉圧縮機の断面図 同２シリンダ型密閉圧縮機に用いるシャフトの側面図 同２シリンダ型密閉圧縮機に用いる副軸受の側面断面図 同２シリンダ型密閉圧縮機での副軸部における最大応力値の検証に用いる実施例と比較例との仕様を示す図 図４に示す実施例と比較例について、副軸部における最大応力値の検証結果を示すグラフ 図４に示す実施例と比較例について、副軸部における応力分布を示す解析図
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。
図１は、本発明の実施の形態による２シリンダ型密閉圧縮機の断面図である。
本実施の形態による２シリンダ型密閉圧縮機は、密閉容器１０内に電動機部２０と圧縮機構部３０とを備えている。電動機部２０と圧縮機構部３０とはシャフト４０によって連結されている。
電動機部２０は、密閉容器１０内面に固定される固定子２１と、固定子２１内で回転する回転子２２とから構成される。
本実施の形態による２シリンダ型密閉圧縮機は、圧縮機構部３０として、第１圧縮機構部３０Ａと第２圧縮機構部３０Ｂとを有している。
第１圧縮機構部３０Ａは、第１シリンダ３１Ａと、第１シリンダ３１Ａ内に配置される第１ピストン３２Ａと、第１シリンダ３１Ａ内を仕切るベーン（図示せず）とを有し、第１ピストン３２Ａが第１シリンダ３１Ａ内で公転運動することで、低圧の冷媒ガスを吸入して圧縮する。
第１圧縮機構部３０Ａと同様に、第２圧縮機構部３０Ｂは、第２シリンダ３１Ｂと、第２シリンダ３１Ｂ内に配置される第２ピストン３２Ｂと、第２シリンダ３１Ｂ内を仕切るベーン（図示せず）とを有し、第２ピストン３２Ｂが第２シリンダ３１Ｂ内で公転運動することで、低圧の冷媒ガスを吸入して圧縮する。
第１シリンダ３１Ａの一方の面には主軸受５１を配置し、第１シリンダ３１Ａの他方の面には中板５２を配置している。
また、第２シリンダ３１Ｂの一方の面には中板５２を配置し、第２シリンダ３１Ｂの他方の面には副軸受５３を配置している。
すなわち、中板５２は第１シリンダ３１Ａと第２シリンダ３１Ｂとを仕切る。中板５２は、シャフト４０の径よりも大きな開口部を有する。
シャフト４０は、回転子２２を取り付けて主軸受５１で支持される主軸部４１と、第１ピストン３２Ａを取り付ける第１偏心部４２と、第２ピストン３２Ｂを取り付ける第２偏心部４３と、副軸受５３で支持される副軸部４４とで構成される。
第１偏心部４２と第２偏心部４３とは１８０度の位相差を持って形成され、第１偏心部４２と第２偏心部４３との間には、連結軸部４５を形成している。
第１圧縮室３３Ａは、主軸受５１と中板５２との間で、第１シリンダ３１Ａ内周面と第１ピストン３２Ａ外周面との間に形成される。また、第２圧縮室３３Ｂは、中板５２と副軸受５３との間で、第２シリンダ３１Ｂ内周面と第２ピストン３２Ｂ外周面との間に形成される。
第１圧縮室３３Ａと第２圧縮室３３Ｂとの容積は同一である。すなわち、第１シリンダ３１Ａ内径と、第２シリンダ３１Ｂ内径とは同一であり、第１ピストン３２Ａ外径と第２ピストン３２Ｂ外径とは同一である。また、第１シリンダ３１Ａ内周高さと、第２シリンダ３１Ｂ内周高さとは同一であり、第１ピストン３２Ａ高さと第２ピストン３２Ｂ高さとは同一である。
密閉容器１０内の底部にはオイル溜め１１が形成され、シャフト４０の下端部にはオイルピックアップ１２を設けている。
また、シャフト４０の内部には軸方向に給油路４７が形成され、給油路４７には、圧縮機構部３０の摺動面にオイルを供給するための連通路が形成されている。
密閉容器１０の側面には、第１吸入管１３Ａと第２吸入管１３Ｂとが接続され、密閉容器１０の上部には吐出管１４が接続されている。
第１吸入管１３Ａは第１圧縮室３３Ａに、第２吸入管１３Ｂは第２圧縮室３３Ｂに、それぞれ接続されている。第１吸入管１３Ａおよび第２吸入管１３Ｂの上流側には、アキュムレータ１５を設けている。アキュムレータ１５は、冷凍サイクルから戻ってきた冷媒を、液冷媒とガス冷媒に分離する。第１吸入管１３Ａおよび第２吸入管１３Ｂにはガス冷媒が流れる。
シャフト４０の回転によって、第１ピストン３２Ａおよび第２ピストン３２Ｂは、第１圧縮室３３Ａおよび第２圧縮室３３Ｂ内で公転運動を行う。
第１ピストン３２Ａおよび第２ピストン３２Ｂの公転運動によって、第１吸入管１３Ａおよび第２吸入管１３Ｂから第１圧縮室３３Ａおよび第２圧縮室３３Ｂに吸入されたガス冷媒は、第１圧縮室３３Ａおよび第２圧縮室３３Ｂで圧縮された後に密閉容器１０内に吐出され、電動機部２０を通過して上昇する間にオイルを分離し、吐出管１４から密閉容器１０外に吐出される。
また、シャフト４０の回転によって、オイル溜め１１から吸い上げたオイルは、連通路から圧縮機構部３０に供給され、圧縮機構部３０の摺動面の潤滑を行う。
図２は、本実施の形態による２シリンダ型密閉圧縮機に用いるシャフトの側面図、図３は、同２シリンダ型密閉圧縮機に用いる副軸受の側面断面図である。
図２に示すように、シャフト４０は、主軸部４１と、第１偏心部４２と、第２偏心部４３と、副軸部４４と、連結軸部４５とで構成されている。第２偏心部４３の副軸部４４側には、スラスト受け部４６を形成している。
図３に示すように、副軸受５３には、図２に示すスラスト受け部４６の端面が当接して摺動するスラスト面５３Ａ、５３Ｂを形成している。スラスト面５３Ａ、５３Ｂには、リング溝６０を設けている。なお、スラスト面５３Ａは、リング溝６０より内周部の副軸受５３の端面によって形成され、スラスト面５３Ｂは、リング溝６０より外周部の副軸受５３の端面によって形成されている。
スラスト面５３Ａ、５３Ｂにリング溝６０を設けることで、副軸部４４に加わる最大応力を低下させ、副軸部４４での摺動摩耗量を抑制することができる。
リング溝６０とスラスト面５３Ａ、５３Ｂとで形成されるリング状エッジ部６１Ａ、６１Ｂは、面取り処理を行うことが好ましい。なお、リング状エッジ部６１Ａはリング溝６０の内周エッジであり、リング状エッジ部６１Ｂはリング溝６０の外周エッジである。
リング溝６０とスラスト面５３Ａ、５３Ｂとで形成されるリング状エッジ部６１Ａ、６１Ｂを面取りすることによって、スラスト受け部４６の端面の異常摩耗を抑制できる。
また、リング溝６０より内周部の副軸受５３の端面（スラスト面５３Ａ）を、リング溝６０の外周部の副軸受５３の端面（スラスト面５３Ｂ）よりｈ１だけ低くし（段差ｈ１）、スラスト面５３Ａには、スラスト受け部４６の端面を当接させず、リング溝６０の外周部の副軸受５３の端面（スラスト面５３Ｂ）をスラスト面とすることが好ましい。スラスト面５３Ａとスラスト面５３Ｂとの段差ｈ１は、リング溝６０の深さｈ２より小さい。
リング溝６０より内周部の副軸受５３の端面を、スラスト受け部４６の端面と接触させないことで、リング溝６０より内周部の副軸受５３のリング状エッジ部６１Ａによるスラスト受け部４６の端面の異常摩耗を抑制できる。
主軸部４１の軸径をｄ１、第１偏心部４２の軸径をｄ２、第２偏心部４３の軸径をｄ３、副軸部４４の軸径をｄ４、連結軸部４５の軸径をｄ５とすると、副軸部４４の軸径ｄ４は、主軸部４１の軸径ｄ１より小さくしている。
また、スラスト受け部４６の軸径ｄ６は、第２偏心部４３の軸径ｄ３よりも小さく、主軸部４１の軸径ｄ１、連結軸部４５の軸径ｄ５、および副軸部４４の軸径ｄ４よりも大きくしている。
このように、スラスト面５３Ａ、５３Ｂにリング溝６０を設けることで、副軸部４４に加わる最大応力を低下させることができ、その結果、副軸部４４の軸径ｄ４を、主軸部４１の軸径ｄ１よりも小さくできるため、副軸部４４での摺動損失を低減できる。
なお、シャフト４０のスラスト荷重を、副軸部４４で受ける構成の場合には、上記のように副軸部４４の軸径ｄ４を小さくすると、シャフト４０のスラスト荷重を受ける面積が小さくなり、安定して荷重を受けることができない。
しかしながら、本実施の形態による２シリンダ型密閉圧縮機のように、シャフト４０のスラスト荷重を、スラスト受け部４６の端面によって、副軸受５３におけるスラスト面５３Ａ、５３Ｂで受ける構成としたことで、副軸部４４の軸径ｄ４を、主軸部４１の軸径ｄ１よりも小さく、すなわち、副軸部４４の軸径ｄ４が小さくなっても、シャフト４０のスラスト荷重を受ける面積を小さくする必要はないため、安定してシャフト４０のスラスト荷重を受けることができる。
図２に示すように、主軸部４１の第１偏心部４２側端部には、シャフト４０の内部に形成された給油路４７に連通している第１連通路１２Ａが開口し、副軸部４４の第２偏心部４３側端部には、シャフト４０の内部に形成された給油路４７に連通している第２連通路１２Ｂが開口している。
第１連通路１２Ａを開口させた位置では、主軸部４１の軸径ｄ１より軸径を小さくし、第２連通路１２Ｂを開口させた位置では、副軸部４４の軸径ｄ４より軸径を小さくすることで、圧縮機構部３０へのオイル供給を確実に行える。
第１偏心部４２の側面には、シャフト４０の内部に形成された給油路４７に連通している第３連通路１２Ｃが開口し、第２偏心部４３の側面には、シャフト４０の内部に形成された給油路４７に連通している第４連通路１２Ｄが開口している。
なお、シャフト４０のスラスト荷重を副軸部４４で受ける構成の場合には、シャフト４０の内部に給油路４７が構成されていることで、シャフト４０のスラスト荷重を受ける副軸部４４の面積は、給油路４７の面積を除いた面積となる。本実施例では、シャフト４０のスラスト荷重をスラスト受け部４６の端面によって受ける構成としたことで、副軸部４４の軸径ｄ４が、主軸部４１の軸径ｄ１よりも小さくなっても、すなわち、副軸部４４の軸径ｄ４が小さくなっても、シャフト４０のスラスト荷重を受ける面積を小さくする必要はないため、安定してシャフト４０のスラスト荷重を受けることができる。
なお、スラスト受け部４６の高さをｈ３、第２連通路１２Ｂを開口させた副軸部４４の軸径ｄ４より小さい軸径部の高さをｈ４とすると、軸径部の高さｈ４は、スラスト面５３Ａとスラスト面５３Ｂとの段差ｈ１より大きく、リング溝６０の深さｈ２は、軸径部の高さｈ４より大きい。
また、副軸部４４の外周面が摺動する副軸受５３の内周面５３Ｃには、オイルを導くオイル溝５３Ｄを形成している。
図４から図６は、本実施の形態による２シリンダ型密閉圧縮機での副軸部における最大応力値の検証結果を示している。
図４は、主軸部４１の軸径ｄ１と副軸部４４の軸径ｄ４とを同一としてリング溝６０を形成していない比較例と、副軸部４４の軸径ｄ４を、主軸部４１の軸径ｄ１よりも小さくしてリング溝６０を形成した実施例との仕様を示している。
実施例は副軸部４４の軸径ｄ４を主軸部４１の軸径ｄ１に対して９４％としている。
図５は、比較例および実施例について、副軸部４４における最大応力値の検証結果を示すグラフであり、図６は、比較例および実施例について、副軸部４４における応力分布を示す解析図である。
図５に示すように、比較例に対してリング溝６０を形成した実施例では、副軸部４４の軸径ｄ４を、主軸部４１の軸径ｄ１よりも小さくしたにも関わらず、最大応力値は３４％低下している。
本発明は、２シリンダ型密閉圧縮機を対象としているが、３個以上の複数個のシリンダを搭載した圧縮機でも適用可能である。
１０ 密閉容器
２０ 電動機部
２１ 固定子
２２ 回転子
３０ 圧縮機構部
３０Ａ 第１圧縮機構部
３０Ｂ 第２圧縮機構部
３１Ａ 第１シリンダ
３１Ｂ 第２シリンダ
３２Ａ 第１ピストン
３２Ｂ 第２ピストン
４０ シャフト
４１ 主軸部
４２ 第１偏心部
４３ 第２偏心部
４４ 副軸部
４７ 給油路
５１ 主軸受
５２ 中板
５３ 副軸受
５３Ａ スラスト面
５３Ｂ スラスト面
６０ リング溝
６１Ａ リング状エッジ部
６１Ｂ リング状エッジ部
ｄ１ 主軸部の軸径
ｄ２ 第１偏心部の軸径
ｄ３ 第２偏心部の軸径
ｄ４ 副軸部の軸径
ｄ５ 連結軸部の軸径
ｄ６ スラスト受け部の軸径

Claims (3)

  1. 密閉容器内に電動機部と圧縮機構部とを備え、
    前記電動機部と前記圧縮機構部とはシャフトによって連結され、
    前記電動機部は、前記密閉容器内面に固定される固定子と、前記固定子内で回転する回転子とを有し、
    前記圧縮機構部として、第１圧縮機構部と第２圧縮機構部とを有し、
    前記第１圧縮機構部は、第１シリンダと、前記第１シリンダ内に配置される第１ピストンとを有し、
    前記第２圧縮機構部は、第２シリンダと、前記第２シリンダ内に配置される第２ピストンとを有し、
    前記第１シリンダの一方の面には主軸受を配置し、前記第１シリンダの他方の面には中板を配置し、
    前記第２シリンダの一方の面には前記中板を配置し、前記第２シリンダの他方の面には副軸受を配置し、
    前記シャフトは、
    前記回転子を取り付けて前記主軸受で支持される主軸部と、
    前記第１ピストンを取り付ける第１偏心部と、
    前記第２ピストンを取り付ける第２偏心部と、
    前記副軸受で支持される副軸部と
    で構成され、
    前記第２偏心部の前記副軸部側には、スラスト受け部を形成し、
    前記副軸受には、前記スラスト受け部の端面が当接して摺動するスラスト面を形成し、
    前記スラスト面にリング溝を設け、
    前記副軸部の軸径を、前記主軸部の軸径よりも小さくし、
    前記スラスト受け部の軸径を、前記第２偏心部の軸径よりも小さく、前記主軸部の前記軸径よりも大きくし、
    前記副軸部の前記第２偏心部側端部には、前記シャフトの内部に形成された給油路に連通している連通路が開口し、
    前記連通路を開口させた位置では、前記副軸部の前記軸径より軸径を小さくし、
    前記副軸部の外周面が摺動する前記副軸受の内周面には、オイルを導くオイル溝を形成した
    ことを特徴とする２シリンダ型密閉圧縮機。
  2. 前記リング溝と前記スラスト面とで形成されるリング状エッジ部を面取りしたことを特徴とする請求項１に記載の２シリンダ型密閉圧縮機。
  3. 前記リング溝より内周部の前記副軸受の端面を、前記リング溝の外周部の前記副軸受の端面より低くし、前記リング溝の前記外周部の前記副軸受の前記端面を前記スラスト面としたことを特徴とする請求項１または請求項２に記載の２シリンダ型密閉圧縮機。
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