JP7258710B2 - 圧縮機およびこれを用いた機器 - Google Patents

Description

本発明は、圧縮機およびこれを用いた機器に関する。

従来、密閉型圧縮機の公知発明としては、下記の特許文献１、２がある。
特許文献１は、ピストン外周にシリンダと摺動しない非摺動部（２７０）および中抜き部（２９０）を全周に形成した密閉型圧縮機を開示している。
特許文献２は、ピストン外周に底部がラウンドした略V字状の断面形状をなす環状溝（１２１）を形成した密閉型圧縮機を開示している。

特開２００９－２１５８９４号公報（図４、段落００５４等） 特開２００６－２８３７７１号公報（図１、図３等）

特許文献１によれば、ピストン（１３０）は下死点時においても、シリンダ（１２１）との摺動長は変化せず、冷媒漏れを抑えるシール長さを確保できる構造となっている。また、中抜き部（２９０）へはシリンダ（１２１）室内から供給された潤滑油によって安定した油膜を形成することで、冷媒の漏れを防止できるというメリットがある。しかしながら、ピストン（１３０）とシリンダ（１２１）との摺動面の摩擦損失と、冷媒漏れを抑えるシール性とのトレードオフ関係については考慮されていない。つまり、摩擦損失を低減するためには、ピストン（１３０）とシリンダ（１２１）との距離が大きい方がよい。一方、シール性を向上するためには、ピストン（１３０）とシリンダ（１２１）との距離が小さい方がよい

そのため、シール性を向上させるためには、中抜き部（２９０）の深さは浅くするのが良いが、摩擦損失を低減するためには、中抜き部（２９０）の深さを深くした方が良い関係がある。しかしながら、特許文献１ではシール性向上に着目し、中抜き部（２９０）深さを0.05mm以下に規定する旨の記載がある。また、ピストン（１３０）外周への潤滑油の供給を、シリンダ（１２１）室内側からのみを想定しているため、潤滑油供給量が少ない低速運転時においては、ピストン（１３０）外周の潤滑性、シール性が悪化する虞がある。

すなわち、特許文献１では、中抜き部（２９０）においてシール性の向上と摩擦損失の低下という相反する２つの課題があるという着眼がなされていない。そのため、シール性が向上すると摩擦損失が増加し、摩擦損失が低下するとシール性が低下する。
特許文献２によれば、クランクシャフト（１０８）上端から飛散した潤滑油は、ピストン（１１９）上面にふりかかり、毛細管現象によって環状溝（１２１）を満たす。すると、ピストン（１１９）とシリンダ（１１６）の隙間から漏れる冷媒流れは、V字状の環状溝（１２１）内において膨張と収縮を経ることで減圧し、ラビリンスシールの効果により、冷媒漏れ量を低減することができる。しかしながら、ピストン（１１９）外周面の摩擦損失については考慮されておらず、ピストン（１１９）がピストンピン軸を中心に、シリンダ（１１６）とのクリアランス内を揺動運動することで発生する摩擦増大、信頼性低下についても考慮されていない。

本発明は上記実状に鑑み創案されたものであり、摩擦損失が少なく、シール性を備えた圧縮機およびこれを用いた機器の提供を目的とする。

前記課題を解決するため、本発明の圧縮機は、ピストンと、前記ピストンに移動力を付与する駆動部と、前記駆動部と前記ピストンとを連結するコネクティングロッドと、前記コネクティングロッドと前記ピストンとを接続するピストンピンと、前記ピストンが内周を往復して摺動するシリンダとを備え、前記ピストンには、前記ピストンピンが挿入されるピストンピン穴を有し、前記ピストン外周面には、環状の溝である第一円環溝を有し、前記第一円環溝と前記ピストンピン穴の中心との間に、環状の溝である第二円環溝を有し、前記第二円環溝の幅は前記第一円環溝の幅よりも広く、前記第二円環溝は、前記ピストンが下死点位置に位置する際に、前記シリンダの外空間と連通している。

本発明によれば、摩擦損失が少なく、シール性を備えた圧縮機およびこれを用いた機器を提供することができる。

実施形態１の圧縮機の縦断面図。 実施形態１のピストンの斜視図。 ピストンの下死点位置におけるピストンおよびコネクティングロッド、シリンダを側方から見た縦断面拡大略図。 ピストンの下死点位置におけるピストンとシリンダを上方から見た図。 ピストンとシリンダの隙間部の拡大概略図の図４のＩ－Ｉ断面図。 実施形態１の下死点時におけるシリンダ、ピストンの横断面図。 ピストンが下死点位置の時におけるピストン、シリンダ、コネクティングロッドの縦断面の概略図。 比較例１、２と実施形態１との摩擦損失の計算結果を示す図。 実施形態２のピストン４の斜視図。

以下、本発明の実施形態について添付の図面を参照しつつ説明する。同様の構成要素には同様の符号を付し、同様の説明は繰り返さない。
本発明の各種の構成要素は必ずしも個々に独立した存在である必要はなく、一の構成要素が複数の部材から成ること、複数の構成要素が一の部材から成ること、或る構成要素が別の構成要素の一部であること、或る構成要素の一部と他の構成要素の一部とが重複すること、などを許容する。

＜＜実施形態１＞＞
図１は、本発明に係る実施形態１の圧縮機５０を側方から見た縦断面図である。
図２は、実施形態１の圧縮機５０を構成するピストン４の斜視図である。
実施形態１の圧縮機５０は、駆動源の電動要素３０と、冷媒圧縮機能をもつ圧縮要素２０とが密閉容器３内に収納されて構成されている。圧縮要素２０は電動要素３０の上方に位置している。

電動要素３０は、ステータ５およびロータ６を有する。
圧縮要素２０は、シリンダ１、ピストン４、コネクティングロッド２、およびクランクシャフト７を有する。シリンダ１の内部に入った冷媒がピストン４の往復動によって圧縮される構成である。
密閉容器３の内下方にある底部には、潤滑油３５が貯留されている。潤滑油３５は、シリンダ１と、シリンダ１の内部を移動するピストン４との間に供給され、ピストン４の摺動を潤滑する。

クランクシャフト７は、鉛直方向（図１の上下方向）に延びる略円筒形状を有している。クランクシャフト７の周囲には、らせん状の油案内溝７ｍが形成されている。
クランクシャフト７の下部にはロータ６が設けられている。
クランクシャフト７は、中空円筒状のラジアル軸受部１ａを上下方向（図１の上下方向）に貫通し、回転自由に設置されている。クランクシャフト７が回転することで、密閉容器３の潤滑油３５がらせん状の油案内溝７ｍに案内されて上方に移動される。

クランクシャフト７の上端には、クランクシャフト７の回転軸から偏心した位置に、クランクピン７ａが固定されている。
クランクピン７ａには、一端が接続されたコネクティングロッド２が設けられている。コネクティングロッド２の他端は、ピストン４と接続されている。
本構成により、クランクシャフト７に偏心したクランクピン７ａが、クランクシャフト７の回転により偏心回転運動することで、クランクピン７ａに接続されたコネクティングロッド２が水平方向に往復動する（図１の矢印α１１）。

コネクティングロッド２の水平方向の往復動により、コネクティングロッド２の他端に接続されたピストン４が往復動する（図１の矢印α１２）。
駆動源の電動要素３０であるロータ６がステータ５の磁界によって回転すると、クランクシャフト７が回転し、クランクピン７ａが偏心回転する。
上述の構造により、鉛直方向に延びるクランクシャフト７の回転に伴って、ピストン４はシリンダ１内を水平方向（図１の左右方向）に往復運動することとなる。

＜ピストン４とシリンダ１＞
図３は、ピストン４の下死点位置におけるピストン４およびコネクティングロッド２、シリンダ１を側方から見た縦断面拡大略図である。図４は、ピストン４の下死点位置におけるピストン４とシリンダ１を上方から見た図である。

図３、図４に示すように、シリンダ１の下死点側の上端部には、ピストン４と非接触（非摺動）となる切欠きの上側凹部８aが形成されている。
上側凹部８aはシリンダ１の上壁を上下方向に貫通する切欠き形状を有している。そのため、圧縮機５０の組立において、ピストン４にピストンピン９とコネクティングロッド２を組付ける際に、ピストンピン９を上側凹部８aの切欠き部分を通すことができ、組立性が良い。

図４、図１に示すように、ピストン４には、ピストンピン９が挿入されるピストンピン穴４aが形成されている。図２に示すピストン４の外周面４ｇには、ピストン４がシリンダ１内を往復運動するときに摺動する先端側のトップ側ランド部４eと、中央側のスカート側ランド部４fが形成されている。ここでトップ側とは、ピストン４をシリンダ１内に設置した際に、上死点側（図２の左側）の方向を意味し、スカート側とは、下死点側（図２の右側）の方向を意味する。なお、ピストン４の上死点とは、シリンダ１の内部でのピストン４の往復動の範囲において、ピストン４がシリンダ１の内部に最も入った状態をいう。ピストン４の下死点とは、シリンダ１の内部でのピストン４の往復動の範囲において、ピストン４がシリンダ１から最も外に出た状態をいう。

ピストン４の先端側（図２の左側）のトップ側ランド部４eとスカート側ランド部４fとは、第二円環溝４cによって分断されている。第二円環溝４cは、円環状の溝形状を有している。

図２に示すように、ピストンピン穴４aの中心軸とスカート側ランド部４fは交差する位置関係になっている。
トップ側ランド部４eには、第一円環溝４bが形成されている。第一円環溝４bは、円環の溝形状を有している。
実施形態１では、第一円環溝４bはトップ側ランド部４eに１本形成されているが、複数本形成しても良い。

第二円環溝４cの溝幅ｂ２は、第一円環溝４bの溝幅ｂ１よりも広くなるよう形成している。ピストン４のスカート側ランド部４fよりもさらにスカート側には、スカート側ランド部４fよりも外径が小さなピストンスカート部４dを有している。

図３、図４に示すピストン４が下死点に位置する時は、第一円環溝４bおよび第二円環溝４cは上側凹部８aを通じて、シリンダ１の外空間Ｓと連通する位置関係となっている。また、スカート側ランド部４fは下死点時においても、一部がシリンダ１内周面１ｎと接触する寸法関係（図４参照）となっている。

＜ピストン４への潤滑油３５の供給＞
次に、図３、図４を用いてピストン４への潤滑油３５の供給について説明する。
図１に示すように、クランクシャフト７の下端部は、潤滑油３５に浸漬している。クランクシャフト７は、回転することで、潤滑油３５を上方へ汲み上げる仕組みを有している。具体的には、潤滑油３５は、クランクシャフト７内に設けられた円筒空洞（図示せず）や、クランクシャフト７外周に設けられたらせん状の油案内溝７ｍ内を、クランクシャフト７の回転によって発生する遠心力や、潤滑油３５に働く粘性せん断力によって、上方に搬送される。上方に汲み上げられた潤滑油３５は、クランクピン７ａ周辺に到達すると、クランクピン７ａに設けられた開口端や側面穴（図示せず）から遠心力によって、飛散油３５a（図３参照）として密閉容器３内に散布される。

図３に示すように、飛散油３５aの一部は、シリンダ１の天面部や、切欠きの上側凹部８aを通って、ピストン４上に降り注ぐ。
シリンダ１の天面には傾斜部１ｂが設けられており、上側凹部８aに続いている。そのため、シリンダ１の天面に降り注いだ潤滑油３５は、傾斜部１ｂを伝って上側凹部８aに集まり、最終的には上側凹部８aからピストン４上に滴下する（図３の矢印α１３、α１４）。

この際、ピストン４の外周に設けられた第一円環溝４bおよび第二円環溝４cは、ピストン４の下死点時に上側凹部８aを通じてシリンダ１の外部空間Ｓと連通する位置関係になっている。
そのため、飛散油３５aや上側凹部８aを通って滴下する潤滑油３５（図の矢印α１３、α１４）がピストン４の第一円環溝４b、第二円環溝４cに付着しやすい構造となっている。こうして、上側凹部８aを介して、ピストン４とシリンダ１との間に潤滑油３５や飛散油３５aを円滑に供給できる。

＜ピストン４とシリンダ１との隙間内における潤滑油３５の流れ＞
次に、ピストン４とシリンダ１との隙間内における潤滑油３５の流れについて説明する。

図５はピストン４とシリンダ１の隙間部の拡大概略図である図４のＩ－Ｉ断面図である。
シリンダ１の内部の冷媒圧力が、シリンダ１の外部空間Ｓ（図４参照）よりも高い時は、ピストン４とシリンダ１との隙間から、シリンダ１内の圧縮冷媒が外部空間Ｓに吹き抜けることとなる。この冷媒吹き抜けの現象は、シリンダ１の内部からの吐出冷媒量の減少となるため、圧縮機５０の効率の低下を招く。ピストン４の外周面４ｇには、円環状の溝の第一円環溝４b（図２参照）が設けられている。第一円環溝４bは、ラビリンスシールの効果により、冷媒吹き抜け量を低減するための構造である。

このラビリンスシールの効果について説明する。
ピストン４の外周面４ｇには、クランクシャフト７から飛散した飛散油３５aが付着している。特に、図２に示す溝幅ｂ１が狭い第一円環溝４bには毛細管現象によって、潤滑油３５が多く付着している。

図５に示すように、ピストン４とシリンダ１との隙間を通過した冷媒流れが第一円環溝４bに達すると、第一円環溝４bの内部の潤滑油３５との混合流れとなる。
第一円環溝４b内は、ピストン４の溝外の外周面４ｇ（図２参照）に比してシリンダ１との隙間（距離）が広い。そのため、第一円環溝４b内に流入した冷媒流れは、容積の急拡大によって発生する渦などの乱れに起因する内部摩擦によって減速する。
特に、潤滑油３５との混合流れとなっている場合は、潤滑油３５の粘性が冷媒の粘性より高いため、粘性抵抗が冷媒のみに比して増加し、減速効果（抵抗）は大きい。この減速効果によって、ピストン４とシリンダ１の隙間を通過する冷媒量は減少するため、シール効果を奏することができる。すなわち、ピストン４の外周面４ｇに第一円環溝４bを設けない場合に比較して、設けた場合の方が冷媒吹き抜け量を低減することができる。

＜第一円環溝４b＞
次に、第一円環溝４bの形状について説明する。
図５に示す第一円環溝４bの溝深さｆ１については、シール性能が最大限発揮できるよう設計がなされる。溝深さｆ１が浅すぎると、第一円環溝４b内の潤滑油３５がすぐに、ピストン４とシリンダ１の隙間を通過する冷媒流れによって吹き飛ばされてしまい、十分なシール効果を期待できない。また、溝深さｆ１が深すぎると、第一円環溝４bに供給された潤滑油３５は溝底部に溜まるのみで、ピストン４とシリンダ１の隙間を通過する冷媒流れと混合しにくい状況となる。

こうした状況下では、潤滑油３５との混合による粘性抵抗増加が期待できないので、十分なシール効果を得ることができない。そのため、第一円環溝４bの溝深さｆ１は、シール効果の観点においては適切な値が存在する。本実施形態１では、第一円環溝４bの溝深さｆ１を２０～６０μmとしている。例えば溝深さｆ１を３０μmとする。

溝幅ｂ１についても同様であり、溝幅ｂ１が狭すぎても広すぎても、十分なシール効果を期待できない。そこで、溝幅ｂ１を０．５～１．５ｍｍとすることで、十分なシール効果を得ている。

＜ピストン４とシリンダ１との摩擦とシール性能＞
次に、ピストン４とシリンダ１との摩擦について説明する。ピストン４とシリンダ１との隙間に安定的に油膜が形成されている場合、ピストン４の外周面４ｇでの摩擦は、隙間に介在する潤滑油３５との粘性摩擦力となる。潤滑油３５の粘性摩擦力は、潤滑油３５の粘度と、ピストン４とシリンダ１間の速度勾配に依存する。そのため、潤滑油３５の粘度とピストン４の移動速度が同一条件の下では、ピストン４とシリンダ１との隙間が狭いほど粘度の影響が大きく粘性摩擦力は大きなものとなる。一方、隙間が広いほど粘度の影響が小さく粘性摩擦力は小さなものとなる。よって、ピストン４とシリンダ１との摩擦の観点のみで考えた場合、ピストン４とシリンダ１との隙間は広い方がよい。

ピストン４とシリンダ１とのシール性能は、基本的にピストン４とシリンダ１との隙間が小さいほどシール性能が高く、ピストン４とシリンダ１との隙間が小さいほどシール性能が低い。
そのため、ピストン４とシリンダ１との摩擦特性とシール性能はトレードオフ関係にあることがわかる。
また、ピストン４とシリンダ１との接触面積についても摩擦特性とシール性能とを検討すると、油膜が形成されている範囲においては、接触面積が小さいほど摩擦損失は小さくなる。つまり、接触面積が小さいほど摩擦損失が低下し、摩擦損失性能が向上する。

冷媒吹き抜け量は、ピストン４の軸方向のシール長が短くなると増大する。つまり、シール長が短く接触面積が小さいほど冷媒吹き抜け量が増大し、シール性能が低下する。
したがって、ピストン４とシリンダ１との接触面積についても、摩擦特性とシール性能はトレードオフ関係にあるといえる。
以上のことから、ピストン４の外周面４ｇに第一円環溝４bのみを配するような従来構造（特許文献１）では、シール性能を優先した場合、第一円環溝４bの溝深さに制約を設ける必要があり、摩擦損失を十分小さく抑えることができない。

＜ピストン４のシリンダ１内における揺動運動＞
次に、ピストン４のシリンダ１内における揺動運動について図３、図６を用いて説明する。
図６はピストン４の揺動運動を説明するために、ピストン４とシリンダ１の隙間を誇張して描いた概略図である。図６は、実施形態１のピストン４の下死点時におけるシリンダ１、ピストン４の横断面図である。
ピストン４は、シリンダ１内の冷媒を圧縮するために、ピストン４の軸４ｏ方向（図３、図６の左右方向）に往復運動する。

ピストン４とシリンダ１の組立性や滑らかな往復運動を実現するために、ピストン４とシリンダ１との間には隙間を有する。そのため、実際にはピストン４はシリンダ１内において、往復運動方向に直交する方向に自由度を持つ。そのため、条件によっては、図６の矢印β１に示すように、コネクティングロッド２をピストン４に取り付けるピストンピン９の回転軸の周りに、ピストン４は揺動運動することができる。

圧縮、吐出工程（シリンダ１内の冷媒を圧縮し、冷凍サイクルへと吐出する工程）においては、ピストン４はシリンダ１内の冷媒より圧縮荷重を受ける。圧縮荷重の一部はピストン４の側面部の外周面４ｇをシリンダ１の内周面１ｎに押し付ける方向の分力となる。
すなわち、ピストン４はシリンダ１の内周面１ｎに押さえつけられながら、往復運動することとなる。そのため、ピストン４の往復運動とは直交する方向への並進運動（図６の紙面左右方向）、ピストンピン９を回転軸とした揺動運動（図６の矢印β１）は大きくは発生しない。一方、シリンダ１内外の圧力差が小さい吸入工程（シリンダ１内に冷媒を吸入する工程）では、ピストン４へ加わる外力が比較的小さなものとなるため、拘束力が弱まる。そのため、ピストン４は往復運動とは直交する方向への並進運動、ピストンピン９を回転軸とした揺動運動（図６の矢印β１）を行いやすくなり、不安定な挙動となる。

ピストン４がシリンダ１内を揺動運動（図６の矢印β１）する場合、ピストン４とシリンダ１の内周面１ｎとが衝突するのは、図６の点線枠内のようにトップ側ランド部４eの先端４e１近傍と、スカート側ランド部４ｆの末端近傍となる。そのため、図６の点線枠内は面圧が高くなりやすい箇所となる。したがって、ピストン４の往復運動の際の信頼性を確保し、摩擦損失低減のためには、点線枠内の接触面圧を抑えて油膜破断による固体接触を抑制するため、ピストン４とシリンダ１との接触面積を十分に確保する必要がある。

よって、トップ側ランド部４eの先端４e１近傍には必要以上に多く第一円環溝４bを設けたり、幅広の第一円環溝４bを設けたりすることは、ピストン４とシリンダ１との接触面積が小さくなるため、シール性能の信頼性や摩擦の観点で好ましくない。
そこで、本実施形態１では、第一円環溝４bはトップ側ランド部４eの先端４e１（図６参照）から2mm（＝図６のｓ１）以上離れた位置に設けることで、シール性と摩擦損失低減の両立を実現している。

同様に、ピストン４が下死点位置に位置する際に、スカート側ランド部４ｆとシリンダ１の内周面１ｎとが、部分的に摺動する位置関係にある必要がある。すなわち、スカート側ランド部４ｆの末端近傍の面圧を低く抑えるためには、図３に示すピストン４の下死点位置において、スカート側ランド部４ｆとシリンダ１との接触長s２を十分確保する必要がある。スカート側ランド部４ｆとシリンダ１の内周面１ｎとが、部分的に摺動する位置関係にすることでスカート側ランド部４ｆの末端近傍の面圧を低く抑えることができる。

本実施形態１では、下死点位置におけるスカート側ランド部４ｆとシリンダ１との接触長s２を2mm以上としており、十分な信頼性を確保している。
以上に示した通り、本実施形態１では、シール性確保のためにトップ側ランド部４eに第一円環溝４bを設け、信頼性確保のために下死点位置におけるスカート側ランド部４ｆとシリンダ１との接触長s２を2mm以上としている。

＜第二円環溝４c＞
実施形態１では、図２に示すように、ピストン４における先端４e１側のトップ側ランド部４eと、中央側のスカート側ランド部４ｆとの間に第二円環溝４cを設けている。
次に、この第二円環溝４cの効果について説明する。
第二円環溝４cの幅ｂ２は第一円環溝４bの幅ｂ１よりも幅広の形状をとっている。そのため、第二円環溝４cはピストン４とシリンダ１との接触面積を大幅に低減することができ、ピストン４とシリンダ１との間の摩擦損失を大きく下げることができる。また、本実施形態１では第二円環溝４cよりもピストントップ側（先端４e１側）に第一円環溝４bを有している。そのため、ピストン４とシリンダ１との隙間を流れる冷媒流れは、第一円環溝４bにおいて既に減速しており、十分なシール性を確保している。

そこで、第二円環溝４cの溝幅ｂ２を第一円環溝４bの溝幅ｂ１よりも広く、第二円環溝４cの溝深さｆ２（図６参照）を第一円環溝４bの溝深さｆ１よりも深くしても、ピストン４のシール性能を維持することができる。また、第二円環溝４cの溝深さｆ２（図６参照）を第一円環溝４bの溝深さｆ１よりも深くすることで、摩擦損失を低下させることができる。
すなわち、従来の第一円環溝のみ、若しくは第一円環溝を複数本設けただけの構造では、シール性能と摩擦損失のトレードオフ関係が発生してしまう。

これに対して、本実施形態１の構造（第一円環溝４bと第二円環溝４c）を採用することで、ピストン４とシリンダ１との間のシール性能を維持しつつ、摩擦損失を低減することが可能となる。
また、本実施形態１では図２に示した通り、ピストンピン穴４aの軸中心と重なる位置に、スカート側ランド部４ｆを有している。この場合、スカート側ランド部４ｆにおけるピストンピン穴４aと重なる部位はシリンダ１との非接触面となる。

＜ピストン４の側面に加わる荷重位置＞
ピストン４の側面に加わる荷重位置を説明する。
図７は図３と同様に、ピストン４が下死点位置の時におけるピストン４、シリンダ１、コネクティングロッド２の縦断面の概略図である。図７は、図３とは異なり、ピストン４およびピストンピン９についても説明の都合上、断面表示している。
圧縮工程時においては、圧縮荷重の分力によってピストン４の側面の外周面４ｇはシリンダ１の内周面１ｎに押えつけられながら往復運動を行う。このとき面圧が高くなるのは、コネクティングロッド２の揺動平面とピストン４の外周面とが交差する位置である。

一方、図７に示す縦断面図において、ピストン４の上下面（図７のピストンの上下面）については、圧縮荷重の方向とピストン４の上下面がほぼ直交方向であることから、圧縮荷重の分力が大きく働かず、面圧は低い状態となっている。
図７において、紙面直交方向に位置するスカート側ランド部４ｆは、圧縮工程や吸入工程における面圧低減のために、必要最低限のシリンダ１との接触面積が必要であるが、上下方向については加わる荷重が小さいために、信頼性確保の観点からはシリンダ１との接触面積は小さくても良い。

また、摩擦損失低減の観点からは図７において上下方向に位置するスカート側ランド部４ｆは極力狭い方が良い。本実施形態１では、図７に示したように上下方向に位置するスカート側ランド部４ｆはピストンピン穴４aによって切除されており、シリンダ１とは摺動しない構造になっている。
よって、実施形態１の構造では、ピストン４の往復運動の信頼性の確保と摩擦損失の低減を両立することが可能である。

また、ピストン４の外周面４ｇの構造は円環溝である第二円環溝４cと貫通穴のピストンピン穴４aのみで形成されているため、エンドミルなどによる複雑な加工を必要としない。つまり、第二円環溝４cは、ピストン４における円環状の溝であるので、旋盤加工で加工に形成できる。よって生産性や加工精度に優れた構造である。
さらに、本実施形態１では、図７に示すように、ピストンピン９が円筒構造となっているため、ピストン４上面に飛散した潤滑油３５がピストンピン９を貫通する穴９ａを通じてシリンダ１底面に付着することが可能な構造となっている。したがって、ピストン４とシリンダ１間の潤滑性を高めることが可能な構造となっている。

＜ピストン４とシリンダ１との摩擦損失分析＞
次に、ピストン４とシリンダ１との摩擦損失分析の一例について図８を用いて説明する。

図８は、比較例１、２と実施形態１との摩擦損失の計算結果を示す図である。
比較例１は実施形態１とは異なり、第二円環溝４cを設けず、スカート側ランド部４ｆとシリンダ１との接触長s２（図３参照）を2mm未満とした仕様である。
比較例１ではスカート側ランド部４ｆとシリンダ１との接触長s２が2mm未満であるため、ピストン４が吸入工程、特に下死点近傍に位置する時にシリンダ１内で揺動運動し、スカート側ランド部４ｆ末端部において油膜破断が生じる。これにより、境界潤滑状態が発生し、摩擦損失の増大が起きている。

比較例２は比較例１と同様に第二円環溝４cを設けず、スカート側ランド部４ｆとシリンダ１との接触長s２（図３参照）を2mm以上とした仕様である。
比較例２においては、比較例１に比較して潤滑状態が改善し、摩擦損失が低減している。
実施形態１においては、比較例２に比較して、さらに説明した第二円環溝４cの配置によって摩擦損失の低減が実現されている。
以上の通り、実施形態１によれば、摩擦損失が低く、シール性能が高く、信頼性の高いピストン４を有する密閉型圧縮機を提供することが可能となる。

実施形態１の圧縮機５０は、冷蔵庫（機器）その他の機器に適用可能である。例えば、圧縮機５０は、冷蔵庫の機械室に収容されて冷凍サイクルに使用される圧縮機として用いられる。

＜＜実施形態２＞＞
図９は、実施形態２のピストン2４の斜視図である。
実施形態２のピストン2４は、環状の溝である第一円環溝４b１を、円筒状のトップ側ランド部４eに２つ形成した場合である。
２つの第一円環溝４b１を形成することで、油膜が２重になり、シール効果が向上する。

その他の構成は、実施形態１と同様であるから、同一の構成要素には、同一の符号を付して示し、詳細な説明は省略する。
本構造においても、実施形態１と同様の効果を奏することが可能である。

＜＜その他の実施形態＞＞
１．本発明は上記し実施形態１、２に限定されるものではなく、様々な変形例が含まれる。例えば、上記した実施例は本発明を分かりやすく説明するために詳細に説明したものであり、必ずしも説明した全ての構成を備えるものに限定されるものではない。また、ある実施例の構成の一部を他の実施例の構成に置き換えることが可能であり、また、ある実施例の構成に他の実施例の構成を加えることも可能である。また、各実施例の構成の一部について、他の構成の追加・削除・置換をすることが可能である。

１ シリンダ
１ｎ 内周面（シリンダ内周面）
２ コネクティングロッド
４ ピストン
４ａ ピストンピン穴
４ｂ 第一円環溝
４ｃ 第二円環溝
４e１ トップ側ランド部の先端（ピストンの先端縁）
４ｆ スカート側ランド部
５ ステータ（駆動部）
６ ロータ（駆動部）
８a 上側凹部
９ ピストンピン
３０ 電動要素（駆動部）
５０ 圧縮機
ｂ１ 第一円環溝の幅
ｂ２ 第二円環溝の幅
ｆ１ 第一円環溝の溝深さ（第一円環溝の深さ）
ｆ２ 第二円環溝の溝深さ（第二円環溝の深さ）

Claims (7)

1. ピストンと、
   前記ピストンに移動力を付与する駆動部と、
   前記駆動部と前記ピストンとを連結するコネクティングロッドと、
   前記コネクティングロッドと前記ピストンとを接続するピストンピンと、
   前記ピストンが内周面を往復して摺動するシリンダと、を備え、
   前記ピストンには、前記ピストンピンが挿入されるピストンピン穴を有し、
   前記ピストンの外周面には、環状の溝である第一円環溝を有し、
   前記第一円環溝と前記ピストンピン穴の中心との間に、環状の溝である第二円環溝を有し、
   前記第二円環溝の幅は前記第一円環溝の幅よりも広く、
   前記ピストンの外周面において、下死点側となる箇所に、周状のピストンスカート部を有するとともに、前記ピストンスカート部の上死点側において前記ピストンピン穴の中心と重なる箇所に、前記シリンダの内周面と摺動する周状のスカート側ランド部を有し、
   前記スカート側ランド部の外径は、前記ピストンスカート部の外径よりも大きく、
   前記ピストンが下死点位置に位置する際に、前記第二円環溝は、前記シリンダの外空間と連通し、前記スカート側ランド部と前記シリンダの内周面とが、部分的に摺動する位置関係にある
   ことを特徴とする圧縮機。
2. 前記ピストンの外周面において、上死点側となる箇所に、前記シリンダの内周面と摺動する周状のトップ側ランド部を有し、
   前記トップ側ランド部の外径は、前記ピストンスカート部の外径よりも大きく、
   前記第一円環溝は、前記トップ側ランド部に設けられており、
   前記トップ側ランド部と前記スカート側ランド部とは、前記第二円環溝によって分断されている
   ことを特徴とする請求項１に記載の圧縮機。
3. 前記ピストンが下死点位置に位置する際に、前記スカート側ランド部と前記シリンダの内周面とが接触する箇所の、前記ピストンの軸方向の距離は、２ｍｍ以上である
   ことを特徴とする請求項１又は請求項２に記載の圧縮機。
4. 前記第二円環溝の深さは、前記第一円環溝の深さに比して、同等以上の深さを有しており、
   前記ピストンが上死点位置に位置する際に、前記第二円環溝の底部と前記シリンダの内周面との径方向の最短距離と、前記ピストンスカート部の外周面と前記シリンダの内周面との径方向の最短距離とは、略同等である
   ことを特徴とする請求項１から請求項３の何れか一項に記載の圧縮機。
5. 前記第一円環溝は、前記ピストンの先端縁から前記ピストンの軸方向距離で２ｍｍ以上ある箇所に形成されている
   ことを特徴とする請求項１に記載の圧縮機。
6. 前記シリンダにおける前記ピストンの下死点側の位置に切り欠きである上側凹部を有し、
   前記第二円環溝は、前記ピストンが下死点位置に位置する際に、前記上側凹部を介して、前記シリンダの外空間と連通する
   ことを特徴とする請求項１に記載の圧縮機。
7. 請求項１から請求項６のうちの何れか一項に記載の圧縮機を備えた機器。

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