JPWO2010050141A1 - 密閉型圧縮機 - Google Patents

密閉型圧縮機 Download PDF

Info

Publication number
JPWO2010050141A1
JPWO2010050141A1 JP2010502588A JP2010502588A JPWO2010050141A1 JP WO2010050141 A1 JPWO2010050141 A1 JP WO2010050141A1 JP 2010502588 A JP2010502588 A JP 2010502588A JP 2010502588 A JP2010502588 A JP 2010502588A JP WO2010050141 A1 JPWO2010050141 A1 JP WO2010050141A1
Authority
JP
Japan
Prior art keywords
piston
cylindrical hole
compression chamber
compression
dead center
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Granted
Application number
JP2010502588A
Other languages
English (en)
Other versions
JP5136639B2 (ja
Inventor
八木　章夫
章夫 八木
森田　一郎
一郎 森田
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Panasonic Corp
Panasonic Holdings Corp
Original Assignee
Panasonic Corp
Matsushita Electric Industrial Co Ltd
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Panasonic Corp, Matsushita Electric Industrial Co Ltd filed Critical Panasonic Corp
Priority to JP2010502588A priority Critical patent/JP5136639B2/ja
Publication of JPWO2010050141A1 publication Critical patent/JPWO2010050141A1/ja
Application granted granted Critical
Publication of JP5136639B2 publication Critical patent/JP5136639B2/ja
Expired - Fee Related legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B39/00—Component parts, details, or accessories, of pumps or pumping systems specially adapted for elastic fluids, not otherwise provided for in, or of interest apart from, groups F04B25/00 - F04B37/00
    • F04B39/12—Casings; Cylinders; Cylinder heads; Fluid connections
    • F04B39/125—Cylinder heads
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B39/00—Component parts, details, or accessories, of pumps or pumping systems specially adapted for elastic fluids, not otherwise provided for in, or of interest apart from, groups F04B25/00 - F04B37/00
    • F04B39/02—Lubrication
    • F04B39/0223—Lubrication characterised by the compressor type
    • F04B39/023—Hermetic compressors
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B39/00—Component parts, details, or accessories, of pumps or pumping systems specially adapted for elastic fluids, not otherwise provided for in, or of interest apart from, groups F04B25/00 - F04B37/00
    • F04B39/12—Casings; Cylinders; Cylinder heads; Fluid connections
    • F04B39/126—Cylinder liners

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Compressor (AREA)

Abstract

圧縮室（１１５）を形成する円筒形孔部（１１７）は、ピストン（１２３）が上死点に位置する側から下死点に位置する側に向かって内径寸法が増大するように形成されたテーパ部（１２７）を有し、ピストン（１２３）は、圧縮行程の初期に、傾斜方向が円筒形孔部（１１７）の軸心に対して反転する構成を有する。これにより、圧縮行程の中期以降にピストン（１２３）の傾斜方向が反転する時よりも、反転時におけるピストン（１２３）と円筒形孔部（１１７）との接触を緩和し、高信頼性で低騒音な密閉型圧縮機が得られる。

Description

本発明は、冷凍冷蔵庫などの冷凍サイクルに用いられる密閉型圧縮機に関する。
圧縮機構にレシプロ式を採用した従来の密閉型圧縮機が、例えば、特許文献１に開示されている。特許文献１に開示された密閉型圧縮機は、内径が円筒形の圧縮室を形成するシリンダと、このシリンダ内を往復運動する外径が円筒形のピストンと、このピストンに、ピストンピンを介して、シャフトの偏心軸部を連結するコンロッドとを備えている。さらに、電動機部の回転子の軸心にシャフトを固定し、回転子の回転により圧縮機構を作動させる。
一般に、このような密閉型圧縮機では、シリンダの内径と往復運動するピストンの外径とが摺動するための隙間が必要である。この隙間が大きいものでは圧縮室内で圧縮された高温、高圧の冷媒ガスの漏れが発生して圧縮効率が低下する。逆に、この隙間を小さくすると摺動損失が増加して圧縮効率が低下する。
そこで、特許文献１に開示された密閉型圧縮機は、ピストンが上死点に位置する側から下死点に位置する側に向かって内径寸法が増大するようなテーパ形成されたシリンダを用いた構造を提案している。
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１２Ａ、図１２Ｂは特許文献１に開示された密閉型圧縮機の圧縮部の縦断面図である。図１２Ａはピストンが下死点にある状態を示し、図１２Ｂはピストンが上死点にある状態をそれぞれ示している。
図１２Ａ、図１２Ｂにおいて、シリンダブロック１４に設けた円筒形孔部１６内に往復動可能に挿設されたピストン２３には、ピストンピン２５を介して、コンロッド２６が連結されている。シャフト（図示せず）の偏心軸部の偏心運動により、コンロッド２６はピストン２３を図１２Ａに示す下死点位置と図１２Ｂに示す上死点位置とで往復するように駆動する。
コンロッド２６から見て円筒形孔部１６の反対側（図の右側）の端面に図示省略のバルブプレートが装着されている。ピストン２３、円筒形孔部１６及びバルブプレートにより圧縮室１５が形成されている。
円筒形孔部１６は、ピストン２３が上死点に位置する側から下死点に位置する側に向かって、内径寸法がＤｔからＤｂ（＞Ｄｔ）に増加するテーパ部１７を持つように形成されている。ピストン２３は、全長にわたって外径寸法が同一に形成されている。
このような構成により、ピストン２３の外周面が図１２Ａに示す下死点位置から、冷媒ガスを圧縮する圧縮行程でテーパ部１７に沿って上死点側に移行する途中の状態までは、圧縮室１５内の圧力はそれほど上昇しない。そのため、隙間は比較的大きくても潤滑油によるシール効果で冷媒ガスの漏れはほとんど発生せず、ピストン２３の摺動抵抗も小さい。
さらに圧縮行程が進み、圧縮室１５内の冷媒ガスの圧力が次第に上昇してピストン２３が図１２Ｂに示す上死点位置に近接する状態では、圧縮室１５内の圧力は所定の吐出圧力まで上昇して冷媒ガスの漏れが発生しやすい条件となる。しかし、上死点側では隙間が小さくなることから潤滑油によるシール効果が得られ、冷媒ガスの漏れを低減することができる。
しかしながら、上記従来の構成では、圧縮行程において、ピストン２３の圧縮室１５側の先端エッジ部３０がテーパ部１７に接触して、先端エッジ部３０を起点に円筒形孔部１６の軸心に対するピストン２３の傾斜方向が反転する。その結果、反転前にテーパ部１７と摺動していなかった側のピストン２３の外周面がテーパ部１７に接触し、摺動状態が厳しくなったり、反転時の接触が激しい場合には接触音が発生したりする可能性があった。
特開２００２−８９４５０号公報
本発明は、従来の課題を解決するもので、圧縮行程の初期に、ピストンの傾斜方向が円筒形孔部の軸心に対して反転する。これにより、圧縮行程の中期以降にピストンの傾斜方向が反転する時よりも、反転時におけるピストンとテーパ部との接触を緩和するように形成し、騒音を低減した密閉型圧縮機を提供するものである。
本発明は、潤滑油を貯留した密閉容器内に、電動要素と、電動要素によって駆動される圧縮要素とが収容されている。圧縮要素は、電動要素によって回転駆動される主軸部および主軸部と一体運動するように形成された偏心軸部を有するシャフトと、圧縮室を形成する円筒形孔部および主軸部を軸支する軸受部を有するシリンダブロックと、円筒形孔部に往復動可能に挿設されたピストンと、偏心軸部とピストンとを連結する連結機構とを備えている。円筒形孔部は、ピストンが上死点に位置する側から下死点に位置する側に向かって内径寸法が増大するように形成されたテーパ部を有し、ピストンは、圧縮行程の初期に、傾斜方向が円筒形孔部の軸心に対して反転する構成を有する。
かかる構成により、ピストンと円筒形孔部との摺動抵抗を軽減することができる。すなわち、ピストンと円筒形孔部との摺動損失を低く抑えることができる。さらに、これに加えて、圧縮行程の初期では、ピストンの圧縮室側の端面に作用する圧縮荷重が小さいために、反転時にテーパ部と摺動していなかった側のピストンの外周面がテーパ部に接触する荷重を低減することができる。したがって、圧縮行程の中期以降にピストンの傾斜方向が反転する時よりも、ピストンとテーパ部との接触を緩和することができる。これによって、ピストンの傾斜方向が円筒形孔部の軸心に対して反転する際の接触を緩和することができ、低騒音化を達成することができる。
図１は、本発明の実施の形態１における密閉型圧縮機の縦断面図である。 図２は、同実施の形態における密閉型圧縮機の圧縮部の要部縦断面図である。 図３は、同実施の形態における密閉型圧縮機の圧縮部の設計諸元を示す要部縦断面図である。 図４は、同実施の形態における密閉型圧縮機の圧縮部の設計諸元を示す要部横断面図である。 図５Ａは、同実施の形態の密閉型圧縮機の圧縮行程におけるピストン１２３の挙動を順に示す模式図である。 図５Ｂは、同実施の形態の密閉型圧縮機の圧縮行程におけるピストン１２３の挙動を順に示す模式図である。 図６Ａは、同実施の形態の密閉型圧縮機の圧縮行程におけるピストン１２３の挙動を順に示す模式図である。 図６Ｂは、同実施の形態の密閉型圧縮機の圧縮行程におけるピストン１２３の挙動を順に示す模式図である。 図７Ａは、同実施の形態の密閉型圧縮機の圧縮行程におけるピストン１２３の挙動を順に示す模式図である。 図７Ｂは、同実施の形態の密閉型圧縮機の圧縮行程におけるピストン１２３の挙動を順に示す模式図である。 図８Ａは、同実施の形態の密閉型圧縮機の圧縮行程におけるピストン１２３の挙動を順に示す模式図である。 図８Ｂは、同実施の形態の密閉型圧縮機の圧縮行程におけるピストン１２３の挙動を順に示す模式図である。 図９は、同実施の形態の密閉型圧縮機における設計諸元の一例によって得られた回転角と騒音の関係を表す特性図である。 図１０は、本発明の実施の形態２における密閉型圧縮機の圧縮部の設計諸元を示す要部縦断面図である。 図１１は、同実施の形態における密閉型圧縮機の圧縮部の設計諸元を示す要部横断面図である。 図１２Ａは、従来の密閉型圧縮機の圧縮部の縦断面図である。 図１２Ｂは、従来の密閉型圧縮機の圧縮部の縦断面図である。
以下、本発明による密閉型圧縮機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における密閉型圧縮機の縦断面図である。図２は、同実施の形態における圧縮部の要部縦断面図である。図３は、同実施の形態における圧縮部の設計諸元を示す要部縦断面図である。図４は、同実施の形態における圧縮部の設計諸元を示す要部横断面図である。
図１から図４において、密閉容器１０３内には、固定子１０５ａおよび回転子１０５ｂを備えた電動要素１０５と、電動要素１０５によって駆動される圧縮要素１０７とが収容されている。さらに、密閉容器１０３内の底部に潤滑油１０１が貯留されている。シャフト１１３は、主軸部１０９と、この主軸部１０９と一体運動するようにその一端に偏心して形成された偏心軸部１１１とを有している。主軸部１０９が回転子１０５ｂの軸心に固定されている。
軸受部１１９は、シャフト１１３の主軸部１０９における偏心軸部１１１側の端部を軸支することによって片持ち軸受を形成している。
主軸部１０９に対する偏心重量である、偏心軸部１１１の荷重や偏心軸部１１１に作用する圧縮室１１５の冷媒ガスの圧力荷重に対して、回転のバランスをとるために、主軸部１０９と偏心軸部１１１との間に、偏心軸部１１１の偏心方向と反対方向に偏心したバランスウエイト１３７を設けている。
シリンダブロック１２１は、互いに一定の位置に固定されるように配置された略円筒形の円筒形孔部１１７と、軸受部１１９とを有している。円筒形孔部１１７内にはピストン１２３が往復動可能に挿設されている。
連結機構であるコンロッド１２５の一端は偏心軸部１１１に連結され、その他端はピストンピン１３６を介して、ピストン１２３に連結されている。シャフト１１３の内部や外周面には給油通路１２８が設けられている。この給油通路１２８は、一端（上端）が偏心軸部１１１の内部に設けられた給油孔１２８ａに連通している。また、主軸部１０９の偏心軸部１１１とは反対側の端部、すなわち下端部は、給油通路１２８が、潤滑油１０１の所定の深さまで浸入するように延出している。
円筒形孔部１１７の端面にはバルブプレート１３９が設けられている。円筒形孔部１１７は、ピストン１２３およびバルブプレート１３９とともに圧縮室１１５を形成するようにシリンダブロック１２１に設けられている。円筒形孔部１１７には、図３に示すように、ピストン１２３が上死点に位置する側から下死点に位置する側に向かって、内径寸法がＤ１からＤ３（＞Ｄ１）に増加するテーパ部１２７が形成されている。さらに、上死点に達したピストン１２３の圧縮室１１５側の端部に対応する位置に、軸方向長さＬ１の区間だけ内径寸法が軸方向に一定であるストレート部１２９が形成されている。ピストン１２３は全長にわたって同一の外径寸法Ｄ２に形成されている。
シリンダブロック１２１の円筒形孔部１１７は、図３に示すように、ピストン１２３が下死点に位置する状態で、このピストン１２３の反圧縮室１１５側が密閉容器１０３内に露出するように形成されている。
さらに、ピストン１２３の外周面１３３の圧縮室１１５側には、略環状（環状も含む）の給油溝１３１が凹状に設けられている。ピストン１２３が下死点に位置する状態で、この給油溝１３１の少なくとも一部が円筒形孔部１１７から露出して密閉容器１０３に連通するように、円筒形孔部１１７の周壁の一部が切り欠かれた切り欠き部１２０を形成している。
ここで、ピストン１２３の外径寸法をＤ２とし、主軸部１０９に対する偏心軸部１１１の偏心量をｅとする。コンロッド１２５とピストン１２３との連結中心、すなわちピストンピン１３６の中心からピストン１２３の圧縮室側端面１３４までの距離（以下、主摺動面寸法と称す）をＬ２とする。ピストン１２３が上死点に位置する時の主軸部１０９の回転角度を零（ゼロ）として主軸部１０９の任意の回転角度をθとする。圧縮室１１５の軸心とテーパ部１２７のなす角度をαとする。
上記の円筒形孔部１１７の内径寸法Ｄ１、ピストン１２３の外径寸法Ｄ２、ストレート部１２９の長さＬ１、主摺動面寸法Ｌ２、偏心量ｅ、回転角度θは、円筒形孔部１１７内におけるピストン１２３の挙動をシミュレートする場合において、円筒形孔部１１７内におけるピストン１２３の先端位置の端部座標を求めるための設計諸元である。
このように各設計諸元を選択したとき、テーパ部１２７のなす角度αは、円筒形孔部１１７の内径寸法Ｄ１とピストン１２３の外径寸法Ｄ２の差（Ｄ１−Ｄ２）の諸元数値３／２を、ピストン１２３の上死点位置を零としたときの上死点側のピストン先端の座標位置｛Ｌ１−Ｌ２＋２ｅ（１−ｃｏｓθ）｝で割った値（以下、諸元値と称す）γに、０．４から２．０の範囲の係数を掛け合わせた範囲内に設定している。
なお、諸元数値３／２は、円筒形孔部１１７内におけるピストン１２３の先端位置の端部座標を求める際に前述の設計諸元（値）から導き出された数値である。
換言すると、本実施の形態では、角度αは、始めに上記した設計諸元である円筒形孔部１１７の内径寸法Ｄ１、ピストン１２３の外径寸法Ｄ２、ストレート部１２９の長さＬ１、主摺動面寸法Ｌ２、偏心量ｅ、回転角度θに基づいた（数１）で表される諸元値γを定義し、この諸元値γを基調とする（数２）で定義される。
その際、主軸部１０９の回転角度θは、圧縮行程の初期の回転角度として、π〜４π／３（ｒａｄ）の範囲としている。
γ＝｛３（Ｄ１−Ｄ２）／２｝／｛Ｌ１−Ｌ２＋２ｅ（１−ｃｏｓθ）｝ （数１）
０．４γ≦ｔａｎ（α）≦２．０γ、 α＞０ （数２）
なお、諸元値γの係数（本実施の形態では０．４と２．０）は、テーパ部１２７の加工公差などを鑑みて適宜定めた値であり、シリンダブロック１２１の材質などに応じて設定すればよい。
以上のように構成された密閉型圧縮機について、以下にその動作を説明する。まず、円筒形孔部１１７のテーパ部１２７とストレート部１２９におけるシール効果と摺動抵抗について説明する。
電動要素１０５の回転子１０５ｂはシャフト１１３を回転させ、偏心軸部１１１の回転運動が、コンロッド１２５を介してピストン１２３に伝えられる。これによって、ピストン１２３は円筒形孔部１１７内を往復運動する。ピストン１２３の往復運動により、図示省略の冷却システムから冷媒ガスが圧縮室１１５内へ吸入され、圧縮された後、再び冷却システムに吐き出される。
給油通路１２８の下端部は、シャフト１１３の回転によりポンプ作用をするようになっている。このポンプ作用により、密閉容器１０３の底部の潤滑油１０１は、給油通路１２８を通って、上方に汲み上げられ、給油孔１２８ａに到達する。その結果、給油孔１２８ａに到達した潤滑油１０１は、シャフト１１３の上端より密閉容器１０３内の全周方向へ水平に飛散し、ピストンピン１３６やピストン１２３などに供給されて潤滑を行う。
ピストン１２３が図３に示す下死点位置から、冷媒ガスを圧縮する圧縮行程で上死点側に移動する途中の状態までは、圧縮室１１５内の圧力はそれほど上昇しない。したがって、ピストン１２３の外周面１３３とテーパ部１２７との隙間が比較的大きくても潤滑油１０１によるシール効果で冷媒ガスの漏れはほとんど発生せず、ピストン１２３の摺動抵抗も小さい。
さらに圧縮行程が進み、圧縮室１１５内の冷媒ガスの圧力が次第に上昇してピストン１２３が上死点の近傍位置に達する直前では、圧縮室１１５内の圧力は急激に上昇する。しかし、上死点側ではピストン１２３の外周面１３３とテーパ部１２７との隙間が小さくなることから冷媒ガスの漏れの発生を低減することができる。このとき、ストレート部１２９は、所定の吐出圧力まで増大した冷媒ガスの漏れを、このストレート部１２９をテーパ状にした場合よりも低減するように作用する。
また、ピストン１２３が下死点に位置する状態で、このピストン１２３のコンロッド１２５側がシリンダブロック１２１から露出するように形成されている。そのため、シャフト１１３の上端から飛散された潤滑油１０１がピストン１２３の外周面１３３に潤沢に供給されるとともに、保持される。
さらに、ピストン１２３が下死点に位置する状態で、ピストン１２３の外周面１３３の圧縮室１１５側に凹設された略環状の給油溝１３１の少なくとも一部が、切り欠き部１２０を介して円筒形孔部１１７から露出するように形成されている。そのため、シャフト１１３の上端から飛散された潤滑油１０１が給油溝１３１に潤沢に供給されるとともに、保持される。
これによって、圧縮行程でシリンダブロック１２１の円筒形孔部１１７の内周面とピストン１２３の外周面１３３との隙間に供給される潤滑油１０１も多くなる。
また、略環状の給油溝１３１は円筒形孔部１１７のストレート部１２９と対向する位置まで可動するため、摺動抵抗が最も大きくなるストレート部１２９に対して潤滑油１０１が運ばれやすくなっている。
以上の結果、シリンダブロック１２１とピストン１２３との摺動部により多くの潤滑油１０１が供給されるとともに、その潤滑油１０１が良好に保持される。さらに、ピストン１２３が上死点位置に近接した状態での摺動抵抗を軽減することができ、これによって高効率化を達成することができる。
次に、本実施の形態におけるピストン１２３の挙動を説明する模式図である図５Ａ、図５Ｂ〜図８Ａ、図８Ｂを参照しながら、圧縮行程におけるピストン１２３の挙動について説明する。
図５Ａ、図５Ｂ〜図８Ａ、図８Ｂは、圧縮行程におけるピストン１２３の挙動を順に示す模式図である。図５Ａ〜図８Ａは圧縮室１１５の側面を示す模式図である。図５Ｂ〜図８Ｂは、シャフト１１３の側面を示す模式図である。図５Ａ、図５Ｂ〜図７Ａ、図７Ｂは圧縮行程の初期の状態を示し、図８Ａ、図８Ｂは圧縮行程の後期の状態をそれぞれ示している。図９は、本実施の形態の密閉型圧縮機において、設計諸元の一例によって得られた回転角と騒音の関係を表す特性図である。
本実施の形態の密閉型圧縮機は、軸受部１１９がシャフト１１３の主軸部１０９における偏心軸部１１１側の端部を軸支する片持ち軸受を形成している。そのため、シャフト１１３は主軸部１０９と軸受部１１９のクリアランス内で傾く。しかもその方向や傾斜角度は運転条件などによっても変わる複雑な挙動であることが知られている。
これは、特に、圧縮室１１５内の圧力荷重やピストン１２３とコンロッド１２５の慣性力などの複雑な力の影響を受けるためである。従って、図５Ｂ〜図８Ｂに示すシャフト１１３の傾斜を示した模式図は、出願人が推定して描いたものである。
まず、圧縮行程の初期について説明する。圧縮行程の初期においても、シャフト１１３がどのように傾斜しているかは明確ではない。しかし、上述した通り、シャフト１１３の傾斜挙動は複雑であり、それに伴ってピストン１２３も複雑に挙動すると考えられる。
しかし、ピストン１２３が下死点近傍にある圧縮行程の初期においては、ピストン１２３は円筒形孔部１１７内のテーパ部１２７の範囲内に位置している。そのため、ピストン１２３は僅かな力で簡単に傾斜することができるので、通常はテーパ部１２７のいずれかの内壁面に沿って摺動していると考えられる。
ここでは、ピストン１２３がほぼシャフト１１３と同様に傾斜し、円筒形孔部１１７内の上方のテーパ部１２７に沿って摺動した場合について説明する。
ピストン１２３の外周面１３３のうち上方の外周面１３３ａが円筒形孔部１１７内の上方のテーパ部１２７と摺動しながら圧縮室１１５側に移動すると、図６Ａ，図６Ｂに示すように、外周面１３３のうちテーパ部１２７と摺動していないピストン１２３の外周面１３３ｂ側の先端エッジ部１３５が、外周面１３３ｂと対向しているテーパ部１２７に接触する。
このとき、発明者らの実験では、図７Ａ、図７Ｂに示すように、ピストン１２３の傾斜方向が円筒形孔部１１７の軸心に対して反転し、その結果、それまでテーパ部１２７と摺動していなかった外周面１３３ｂ側がテーパ部１２７と摺動するように挙動することを連想させる結果を得ている。
推察ではあるが、テーパ部１２７と摺動していないピストン１２３の外周面１３３ｂ側の先端エッジ部１３５がテーパ部１２７に接触したことを起点に、シャフト１１３が大きく反圧縮室１１５側に傾斜し、ピストン１２３の傾斜方向が円筒形孔部１１７の軸心に対して反転した可能性もあると考えている。
いずれにしても、さらに圧縮行程が進み、圧縮行程の中期以降では、圧縮室１１５内の冷媒ガスの圧力が大きくなると、冷媒ガスの圧縮荷重をシャフト１１３の偏心軸部１１１に対して片持ち軸受の主軸部１０９のみで軸支する。そのため、図８Ａ、図８Ｂに示すように、シャフト１１３は主軸部１０９と軸受部１１９のクリアランス内で傾き、方向を変えながらも大きくは反圧縮室１１５側に傾斜している。
このとき、ピストン１２３は、その軸心が円筒形孔部１１７内のストレート部１２９の軸心とほぼ一致するように傾斜が修正されてさらに圧縮室１１５側に移動する。その結果、所定の吐出圧力まで増大した冷媒ガスの漏れを、ストレート部１２９をテーパ状にした場合よりも低減した圧縮を行う。
以上は、圧縮行程の初期において、ピストン１２３がほぼシャフト１１３と同様に傾斜し、円筒形孔部１１７内の上方のテーパ部１２７に沿って摺動した場合について説明した。しかし、ピストン１２３とシャフト１１３の傾斜が異なった場合でも、少なくともピストン１２３はテーパ部１２７のいずれかの部位に沿って傾斜すると考えられる。そのため、同様にピストン１２３の傾斜方向が反転してそれまでテーパ部１２７と摺動していなかった外周面１３３側が異なるテーパ部１２７と摺動するように挙動すると推察する。
以上が、推測を交えたピストン１２３の挙動の説明である。また、図５Ａ、図５Ｂ〜図８Ａ、図８Ｂで説明したピストン１２３の挙動に注目しつつテーパ部１２７の設計諸元を変えて実験を行った。その結果、ピストン１２３の先端エッジ部１３５がテーパ部１２７に接触したことを連想させるタイミング範囲（以下、このタイミングの範囲を回転角度θ１と称する）を圧縮行程の初期としてテーパ部１２７を設計した方が、上記タイミング範囲を圧縮行程の中期以降としてテーパ部１２７を設計するよりも、騒音が小さいとの実験結果を得ている。
その原因として、圧縮室１１５内のガス圧が高く圧縮荷重が大きい圧縮行程の中期以降の場合は、シャフト１１３の傾斜方向が反転する速度、またはピストン１２３の傾斜方向の反転する速度が大きいために、ピストン１２３の外周面１３３がテーパ部１２７に接触する際の接触、衝突が厳しくなると推察する。
以上の結果および推察から、圧縮行程の初期に、ピストン１２３の傾斜方向が円筒形孔部１１７の軸心に対して反転するように形成されていれば、圧縮行程の中期以降にピストン１２３の傾斜方向が反転する時よりも、反転時におけるピストン１２３と円筒形孔部１１７との接触を緩和することができ、低騒音化につながる。
さらに、圧縮行程の初期に、ピストン１２３の傾斜方向が円筒形孔部１１７の軸心に対して反転するように形成するためには、ピストン１２３の外周面１３３ａがテーパ部１２７に沿って圧縮室１１５側に移動した際に、テーパ部１２７と摺動していないピストン１２３の外周面１３３ｂの先端エッジ部１３５が、外周面１３３が摺動していないテーパ部１２７に接触するように、テーパ部１２７や圧縮要素１０７を設計すればよい。
なお、ピストン１２３の先端エッジ部１３５がテーパ部１２７に接触することなくピストン１２３の傾斜方向が反転する可能性も有り、その場合でも、圧縮行程の初期であれば同様に低騒音化の効果が得られると考えられる。
そこで、圧縮行程の初期にピストン１２３の先端エッジ部１３５がテーパ部１２７に接触する設計の一つとして、本実施の形態においては、テーパ部１２７に隣接してピストン１２３の圧縮室１１５側の上端部に対応する円筒形孔部１１７の部位に、内径寸法方向に一定であるストレート部１２９を備えている。
このストレート部１２９を備えるため、所定の吐出圧力まで増大した冷媒ガスの漏れを、ストレート部１２９をテーパ状にした場合よりも低減することができることは上述した通りである。
詳細に説明すると、ピストン１２３の先端エッジ部１３５がテーパ部１２７に接触するのは、ピストン１２３の外径Ｄ２寸法と圧縮室１１５の最小の内径寸法（本実施例ではストレート部１２９の内径寸法Ｄ１）との差が小さくなったタイミングである。したがって、幾何学的に接触する部位は、ストレート部１２９近傍のテーパ部１２７ということになる。
そのため、ストレート部１２９を設けることで、ピストン１２３の先端エッジ部１３５がテーパ部１２７に接触するタイミングが早くなり、圧縮行程の初期とすることができる。
ストレート部１２９の軸方向長さを長くすれば、ピストン１２３の先端エッジ部１３５がテーパ部１２７に接触するタイミングをより早くすることが可能だが、その分テーパ部１２７の軸方向長さが短くなり、テーパ部１２７での摺動抵抗を低減する効果が減ることになる。
そのため、ストレート部１２９を設け、圧縮室１１５内の冷媒ガスの漏れを低減しつつ、ピストン１２３の先端エッジ部１３５がテーパ部１２７に接触するタイミングを圧縮行程の初期とする作用と、ストレート部１２９の軸方向長さを抑制してテーパ部１２７の軸方向長さを確保し、テーパ部１２７での摺動抵抗を低減する、この相反する作用を両立させる必要がある。
そこで、圧縮行程の初期にピストン１２３の先端エッジ部１３５がテーパ部１２７に接触するタイミングに注目し、圧縮室１１５の軸心とテーパ部１２７とのなす角度αや、その他の圧縮要素１０７の設計諸元について検討を試みた。
その結果、圧縮要素１０７の設計諸元をパラメータとしかつ主軸部１０９の回転角度θを圧縮行程の初期であるπ〜４π／３（ｒａｄ）の範囲として上記（数１）で表される諸元値γと、上記テーパ部１２７の角度αとが、上記（数２）を満足する関係となるように、テーパ部１２７の角度αと、圧縮要素１０７の各設計諸元を決定すれば良いことがわかった。
上記設計諸元の設計範囲内で、ストレート部１２９の軸方向長さやテーパ部１２７の角度αなどの設計値を適宜設計することで、より優れた性能を有する密閉型圧縮機とすることができる。
上記設計諸元の一例の実験結果を、図９に示す。図９において、実線９１は本発明の設計諸元による騒音のレベルを示し、点線９２は従来の設計諸元による騒音のレベルを示している。また、実線９３は本発明の設計諸元による回転角度θ１の範囲を示し、点線９４は従来の設計諸元による回転角度θ１の範囲を示している。本実験結果は、円筒形孔部１１７の内径寸法Ｄ１を約２２．０１ｍｍ、ピストン１２３の外径寸法Ｄ２を約２２ｍｍ（Ｄ１＞Ｄ２）、主摺動面寸法Ｌ２を約１３ｍｍ、偏心量ｅを１０ｍｍとし、設計諸元の一つであるストレート部１２９の長さＬ１を約４ｍｍ、８ｍｍ、１０ｍｍ（回転角度θ約１９０°、約２１０°約２２５°）等に設定し、騒音値を測定した結果である。その結果、本実験における角度αは、０．０３°〜０．０５°の範囲であった。ただし、この範囲に多少の公差が含まれることはいうまでもない。
この結果から、円筒形孔部１１７、ピストン１２３等の設計諸元を設定し、ピストン１２３の先端エッジ部１３５がテーパ部１２７に接触するタイミングを、圧縮作用が始まる約１８０°（圧縮工程の初期）から圧縮工程の中期の約２４０°の間として設定することにより、騒音特性の改善が期待できる。
換言すると、図９において、従来は、設計に当たり設計諸元が圧縮工程の中期を越える広範囲に亘っての検討となり、騒音レベルの高い諸元も含まれていたが、本実施の形態においては、上述の（数１）を用いて諸元値γを定義し、ピストン１２３の先端エッジ部１３５がテーパ部１２７に接触するタイミングをπ〜４π／３（ｒａｄ）に設定する設計諸元とすることで、騒音特性を改善した設計が期待できるため、設計検討を合理的に行うことができ、設計の容易化が期待できる。
さらに、上述の（数１）、（数２）で定義した設計の圧縮機は、ピストン１２３の傾斜方向が円筒形孔部１１７の軸心に対して反転して、それまでテーパ部１２７と摺動していなかった外周面１３３ｂ側がテーパ部１２７と摺動するように挙動する際に、テーパ部１２７に接触するピストン１２３の外周面１３３の軸方向長さが短くても、シャフト１１３の上端より密閉容器１０３内の全周方向へ水平に飛散された潤滑油１０１が十分に供給されている構成となる。
そのため、ピストン１２３の外周面１３３に十分に供給された潤滑油１０１がピストン１２３の外周面１３３とテーパ部１２７との接触を緩和することができ、高効率化と低騒音化を実現することができる。
さらに、ピストン１２３の外周に給油溝１３１を凹状に設け、その給油溝１３１が、ピストン１２３の下死点近傍で密閉容器１０３内と連通するように、円筒形孔部１１７の周壁の一部を切り欠き、切り欠き部１２０を形成した構成としている。
かかる構成により、シャフト１１３の偏心軸部１１１に設けた給油孔１２８ａの上端より密閉容器１０３内の全周方向へ飛散された潤滑油１０１を給油溝１３１で保持し、円筒形孔部１１７内のテーパ部１２７やストレート部１２９まで十分に供給することができる。そのため、潤滑油１０１によるシール効果が得られ、冷媒ガスの漏れを低減することができる。これとともに、ピストン１２３の外周面１３３に十分に供給された潤滑油１０１がピストン１２３の外周面１３３とテーパ部１２７との接触を緩和することができ、高効率化と低騒音化を実現することができる。
なお、本実施の形態において、偏心軸部１１１とピストン１２３の連結機構をコンロッド１２５としたが、ボールジョイント等の可動部を有する連結機構を用いることで本実施例と同様の効果を得ることができる。
（実施の形態２）
本実施の形態は、実施の形態１と比べ、軸受部１１９と圧縮室１１５の配置が異なっている。その他の構成は、実施の形態１と同じである。したがって、本実施の形態では、実施の形態１と異なる構成を主体に説明する。
図１０は、本実施の形態における圧縮部の設計諸元を示す要部縦断面図である。図１１は、同実施の形態における圧縮部の設計諸元を示す要部横断面図である。
図１０、図１１に示すように、本実施の形態では、軸受部１１９の軸心を示す第１の中心線１４１に平行な第３の中心線１４２と、圧縮室１１５の軸心を示す第２の中心線１４３とが互いに交差するように、軸受部１１９および圧縮室１１５が配置されている。なお、図１１においては、第１の中心線１４１と第３の中心線１４２は、図１１が横断面図であるので、点で表されている。
すなわち、本実施の形態では、第１の中心線１４１を通り第２の中心線１４３と平行なオフセット線１４４と第２の中心線１４３との距離（以下、オフセット距離と称す）はｓである。したがって、圧縮室１１５に対して軸受部１１９がオフセット配置されている。実施の形態１はこのオフセットがない状態である。
図１０に示す本実施の形態の場合、シャフト１１３の回転方向は、図１の上方から見て時計回り方向である。したがって、軸受部１１９と圧縮室１１５のオフセット配置は、シリンダブロック１２１とピストン１２３との摺動損失の低減する役割を担っている。オフセット距離ｓは、本実施の形態においては設計諸元の一つであり、実施の形態１の設計諸元に加えられるもので、具体的には、１から４ｍｍの範囲で設計しており、冷蔵庫用の密閉型圧縮機としては２ｍｍとしている。
本実施の形態においても、圧縮室１１５の軸心とテーパ部１２７のなす角度αは、実施の形態１で説明した（数２）で定義される。
すなわち、角度αは、円筒形孔部１１７の内径寸法Ｄ１、ピストン１２３の外径寸法Ｄ２、ストレート部１２９の長さＬ１、実施の形態１で定義した主摺動面寸法Ｌ２、偏心量ｅ、主軸部１０９の回転角度θ、オフセット距離ｓを設計諸元として設定される。
さらに詳述すると、円筒形孔部１１７の内径寸法Ｄ１とピストン１２３の外径寸法Ｄ２の差（Ｄ１−Ｄ２）の諸元数値３／２を、ピストン１２３の上死点位置を零（ゼロ）としたときの上死点側のピストン先端の座標位置｛Ｌ１−Ｌ２＋２Ａ｝で割った諸元値γに、０．４から２．０の範囲の係数を掛け合わせた範囲内に設定している。
なお、Ａは、軸受部１１９と圧縮室１１５のオフセット配置を採用した構成であることに伴い、上述のピストン先端の座標位置に補正を加える必要があることから、計算式の簡略化を目的に用いた代入式である。
具体的には、（数４）に示す如く、偏心量ｅにオフセット距離ｓを考慮した計算式となる。
また、諸元数値３／２は、実施の形態１と同様に、円筒形孔部１１７内におけるピストン１２３の先端位置の端部座標を求める際に前述の設計諸元（値）から導き出された数値である。
換言すると、本実施の形態では、圧縮室１１５に対して軸受部１１９をオフセット配置しているため、角度αは、（数３）で表される諸元値γを基調とする実施の形態１で説明した（数２）で定義される。
γ＝｛３（Ｄ１−Ｄ２）／２｝／｛Ｌ１−Ｌ２＋２Ａ｝ （数３）
Ａ＝√｛（ｅ２（１−ｃｏｓθ）２−ｓ２｝ （数４）
以上のように、本実施の形態では、軸受部１１９が圧縮室１１５に対してオフセット配置されている。そのため、実施の形態１の効果に加え、シリンダブロック１２１とピストン１２３との摺動損失の低減を図ることができる。
以上説明してきたように、本発明は、潤滑油を貯留した密閉容器内に、電動要素と、電動要素によって駆動される圧縮要素とが収容され、圧縮要素は、電動要素によって回転駆動される主軸部および主軸部と一体運動するように形成された偏心軸部を有するシャフトと、圧縮室を形成する円筒形孔部および主軸部を軸支する軸受部を有するシリンダブロックと、円筒形孔部に往復動可能に挿設されたピストンと、偏心軸部とピストンとを連結する連結機構とを備え、円筒形孔部は、ピストンが上死点に位置する側から下死点に位置する側に向かって内径寸法が増大するように形成されたテーパ部を有し、ピストンは、圧縮行程の初期に、傾斜方向が円筒形孔部の軸心に対して反転する構成を有する。
かかる構成により、ピストンと円筒形孔部との摺動抵抗を軽減することができる。すなわち、ピストンと円筒形孔部との摺動損失を低く抑えることができる。さらに、これに加えて、圧縮行程の初期では、ピストンの圧縮室側の端面に作用する圧縮荷重が小さいために、反転前にテーパ部と摺動していなかった側のピストンの外周面がテーパ部に接触する荷重を低減することができる。したがって、圧縮行程の中期以降にピストンの傾斜方向が反転する時よりも、反転時におけるピストンとテーパ部との接触を緩和することができる。すなわち、ピストンの傾斜方向が円筒形孔部の軸心に対して反転する際の接触を緩和することができる。その結果、摺動損失の抑制をはかることができ、高効率化と低騒音化を達成することができる。
また、本発明は、ピストンは、圧縮室側の先端エッジ部がテーパ部に接触することを起点として、傾斜方向が円筒形孔部の軸心に対して反転する構成を有する。
かかる構成により、ピストンの圧縮室側の先端エッジ部がテーパ部に接触した場合、接触を起点として円筒形孔部の軸心に対する前記ピストンの傾斜方向が反転する可能性が高くなる。しかしながら、その場合においても、ピストンの傾斜方向が円筒形孔部の軸心に対して反転してピストンの外周面がテーパ部に接触する際の接触を緩和することができる。したがって、さらに、高効率化と低騒音化を実現することができる。
また、本発明は、円筒形孔部は、ピストンが上死点近傍に位置するとき、テーパ部に隣接してピストンの圧縮室側の上端部に対応する部位に、内径寸法が軸心方向に一定であるストレート部を有する構成を有する。
かかる構成により、ピストンの傾斜方向が円筒形孔部の軸心に対して反転するタイミングが早くなり、圧縮行程の中期以降ではなく、ピストンの圧縮室側の端面に作用する圧縮荷重が小さい圧縮行程の初期に反転が発生する。そのため、さらに反転前にテーパ部と摺動していなかった側のピストンの外周面がテーパ部に接触する荷重を低減することができる。したがって、ピストンの傾斜方向が円筒形孔部の軸心に対して反転してピストンの外周面がテーパ部に接触する際の接触を緩和することができ、さらに、高効率化と低騒音化を実現することができる。さらに、圧縮行程で上死点側に移行する途中の状態までは、冷媒ガスの漏れはほとんど発生せず、ピストンの摺動抵抗も小さくなる。さらに、圧縮行程が進みピストンが上死点位置に近接する状態では、全長にわたってテーパ部を形成する場合よりも、冷媒ガスの圧縮圧力の増大に伴う冷媒ガスの漏れを低減することができる。そのため、さらに、高い冷凍能力を得ることができる。
また、本発明は、ストレート部の軸方向長さをＬ１とし、圧縮室の最小の内径寸法をＤ１とし、ピストンの外径寸法をＤ２とし、主軸部に対する偏心軸部の偏心量をｅとし、連結機構とピストンとの連結中心からピストンの圧縮室側端面までの距離をＬ２とし、ピストンが上死点に位置する時の主軸部の回転角度を零（ゼロ）として主軸部の任意の回転角度をθとし、圧縮室の軸心とテーパ部のなす角度をαとしたときに、角度αは、設計諸元である円筒形孔部の内径寸法Ｄ１、ピストンの外径寸法Ｄ２、ストレート部の長さＬ１、主摺動面寸法Ｌ２、偏心量ｅ、回転角度θに基づいた（数１）で表される諸元値γを定義し、この諸元値γを基調とする（数２）で定義される。
かかる構成により、ピストンの傾斜方向が円筒形孔部の軸心に対して反転してピストンの外周面がテーパ部に接触する際の接触を緩和することができるよう、具体的にピストンの挙動に係わる密閉型圧縮機の設計諸元を決定することができる。したがって、さらに、ピストンの傾斜方向が反転してピストンの外周面がテーパ部に接触する際の接触を圧縮行程の中期以降に反転する時よりも緩和することができる。
例えば、ピストンの傾斜方向が反転する主軸部の回転角度θを設定し、円筒形孔部の内径寸法Ｄ１、ピストンの外径寸法Ｄ２、ストレート部の長さＬ１、主摺動面寸法Ｌ２、偏心量ｅの設計値を設定することで、圧縮室の軸心とテーパ部のなす角度αを決定するといった具体的な設計をすることができる。
また、本発明は、ピストンが、下死点に位置するとき、少なくともピストンの下端部は円筒形孔部から露出するように形成され、主軸部の回転度θは、π〜４π／３（ｒａｄ）の範囲である構成を有する。
かかる構成により、ピストンが下死点に戻ったときにその下端部が円筒形孔部から露出するので、多くの潤滑油が供給されるとともに保持され、ピストンと円筒形孔部との摺動損失を低減することができる。したがって、さらに、高効率化を実現することができる。さらに、ピストンの傾斜方向が反転して、反転前にテーパ部と摺動していなかった側のピストンの外周面がテーパ部に接触する際に、テーパ部に接触するピストンの外周面の軸方向長さが短くても十分な潤滑油が供給されている。そのため、潤滑油がピストンの外周面とテーパ部との接触を緩和することができ、さらに、高効率化と低騒音化を実現することができる。
また、本発明は、ピストンは、外周面に給油溝を凹状に設けられ、給油溝はピストンの下死点近傍で前記密閉容器内と連通する構成を有する。
かかる構成により、円筒形孔部内に十分な潤滑油を供給できるので、潤滑油によるシール効果が得られ、冷媒ガスの漏れを低減することができる。これとともに、摺動部を潤滑することができ、さらに、冷凍能力が高く、信頼性の高い密閉型圧縮機を提供することができる。さらに、ピストンの傾斜方向が反転して、反転前にテーパ部と摺動していなかった側のピストンの外周面がテーパ部に接触する際に、テーパ部に接触するピストンの外周面の軸方向長さが短くても十分な潤滑油が供給されている。そのため、潤滑油がピストンの外周面とテーパ部との接触を緩和し、またピストンの外周面とテーパ部とのシール性を確保することから、さらに、高効率化と低騒音化を実現することができる。
また、本発明は、軸受部および圧縮室が、軸受部の軸心を示す第１の中心線に平行な第３の中心線と圧縮室の軸心を示す第２の中心線とが互いに交差するように配置された構成を有する。
かかる構成により、ピストンと円筒形孔部との摺動抵抗を軽減することができる。すなわち、ピストンと円筒形孔部との摺動損失を低く抑えることができる。さらに、これに加えて、圧縮行程の初期では、ピストンの圧縮室側の端面に作用する圧縮荷重が小さいために、反転前にテーパ部と摺動していなかった側のピストンの外周面がテーパ部に接触する荷重を低減することができる。したがって、圧縮行程の中期以降にピストンの傾斜方向が反転する時よりも、反転時におけるピストンとテーパ部との接触を緩和することができる。すなわち、ピストンの傾斜方向が円筒形孔部の軸心に対して反転する際の接触を緩和することができる。これによって、高効率化と低騒音化を達成することができる。さらに、軸受部と圧縮室のオフセット配置により、シリンダブロックとピストンとの摺動損失を低減することができる。
また、本発明は、ストレート部の軸方向長さをＬ１とし、圧縮室の最小の内径寸法をＤ１とし、ピストンの外径寸法をＤ２とし、主軸部に対する偏心軸部の偏心量をｅとし、連結機構とピストンとの連結中心からピストンの圧縮室側端面までの距離をＬ２とし、ピストンが上死点に位置する時の主軸部の回転角度を零（ゼロ）として主軸部の任意の回転角度をθとし、オフセット距離（第１の中心線と第３の中心線の距離）をｓとし、圧縮室の軸心とテーパ部のなす角度をαとしたときに、角度αを、設計諸元である円筒形孔部の内径寸法Ｄ１、ピストンの外径寸法Ｄ２、ストレート部の長さＬ１、主摺動面寸法Ｌ２、偏心量ｅ、回転角度θ、オフセット距離ｓに基づいた（数３）で表される諸元値γを基調とする（数２）で定義した構成である。
かかる構成により、軸受部と圧縮室がオフセット配置であっても、ピストンの傾斜方向が円筒形孔部の軸心に対して反転してピストンの外周面がテーパ部に接触する際の接触を緩和することができるよう、具体的にピストンの挙動に係わる密閉型圧縮機の設計諸元を決定することができる。したがって、さらに、ピストンの傾斜方向が反転してピストンの外周面がテーパ部に接触する際の接触を圧縮行程の中期以降に反転する時よりも緩和することができる密閉型圧縮機を具体的に設計することができる。例えば、ピストンの傾斜方向が反転する主軸部の回転角度θを設定し、円筒形孔部の内径寸法Ｄ１、ピストンの外径寸法Ｄ２、ストレート部の長さＬ１、主摺動面寸法（ピストンピンの中心からピストンの圧縮室側端面までの距離）Ｌ２、偏心量ｅ、オフセット距離ｓの設計値を設定することで、圧縮室の軸心とテーパ部のなす角度αを決定するといった具体的な設計をすることができる。
また、本発明は、ピストンは、下死点に位置するとき、少なくともピストンの下端部は円筒形孔部から露出するように形成され、主軸部の回転角度θは、π〜４π／３（ｒａｄ）の範囲である構成を有する。
かかる構成により、軸受部と圧縮室がオフセット配置であっても、ピストンが下死点に戻ったときにその下端部が円筒形孔部から露出するので、多くの潤滑油が供給されるとともに保持され、ピストンと円筒形孔部との摺動損失を低減することができる。したがって、さらに、高効率化を実現することができる。さらに、ピストンの傾斜方向が反転して、反転前にテーパ部と摺動していなかった側のピストンの外周面がテーパ部に接触する際に、テーパ部に接触するピストンの外周面の軸方向長さが短くても十分な潤滑油が供給されている。そのため、潤滑油がピストンの外周面とテーパ部との接触を緩和することができ、さらに、高効率化と低騒音化を実現することができる。
以上のように、本発明の密閉型圧縮機は、ピストンの摺動損失を低減し、入力を下げ、高い効率を得るとともに、衝突を緩和して低騒音とすることができる。したがって、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することができる。
１０１ 潤滑油
１０３ 密閉容器
１０５ 電動要素
１０５ａ 固定子
１０５ｂ 回転子
１０７ 圧縮要素
１０９ 主軸部
１１１ 偏心軸部
１１３ シャフト
１１５ 圧縮室
１１７ 円筒形孔部
１１９ 軸受部
１２０ 切り欠き部
１２１ シリンダブロック
１２３ ピストン
１２５ コンロッド
１２７ テーパ部
１２８ 給油通路
１２８ａ 給油孔
１２９ ストレート部
１３１ 給油溝
１３３，１３３ａ，１３３ｂ 外周面
１３４ 圧縮側端面
１３５ 先端エッジ部
１３６ ピストンピン
１３７ バランスウエイト
１３９ バルブプレート
１４１ 第１の中心線
１４２ 第３の中心線
１４３ 第２の中心線
１４４ オフセット線
本発明は、冷凍冷蔵庫などの冷凍サイクルに用いられる密閉型圧縮機に関する。
圧縮機構にレシプロ式を採用した従来の密閉型圧縮機が、例えば、特許文献１に開示されている。特許文献１に開示された密閉型圧縮機は、内径が円筒形の圧縮室を形成するシリンダと、このシリンダ内を往復運動する外径が円筒形のピストンと、このピストンに、ピストンピンを介して、シャフトの偏心軸部を連結するコンロッドとを備えている。さらに、電動機部の回転子の軸心にシャフトを固定し、回転子の回転により圧縮機構を作動させる。
一般に、このような密閉型圧縮機では、シリンダの内径と往復運動するピストンの外径とが摺動するための隙間が必要である。この隙間が大きいものでは圧縮室内で圧縮された高温、高圧の冷媒ガスの漏れが発生して圧縮効率が低下する。逆に、この隙間を小さくすると摺動損失が増加して圧縮効率が低下する。
そこで、特許文献１に開示された密閉型圧縮機は、ピストンが上死点に位置する側から下死点に位置する側に向かって内径寸法が増大するようなテーパ形成されたシリンダを用いた構造を提案している。
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１２Ａ、図１２Ｂは特許文献１に開示された密閉型圧縮機の圧縮部の縦断面図である。図１２Ａはピストンが下死点にある状態を示し、図１２Ｂはピストンが上死点にある状態をそれぞれ示している。
図１２Ａ、図１２Ｂにおいて、シリンダブロック１４に設けた円筒形孔部１６内に往復動可能に挿設されたピストン２３には、ピストンピン２５を介して、コンロッド２６が連結されている。シャフト（図示せず）の偏心軸部の偏心運動により、コンロッド２６はピストン２３を図１２Ａに示す下死点位置と図１２Ｂに示す上死点位置とで往復するように駆動する。
コンロッド２６から見て円筒形孔部１６の反対側（図の右側）の端面に図示省略のバルブプレートが装着されている。ピストン２３、円筒形孔部１６及びバルブプレートにより圧縮室１５が形成されている。
円筒形孔部１６は、ピストン２３が上死点に位置する側から下死点に位置する側に向かって、内径寸法がＤｔからＤｂ（＞Ｄｔ）に増加するテーパ部１７を持つように形成されている。ピストン２３は、全長にわたって外径寸法が同一に形成されている。
このような構成により、ピストン２３の外周面が図１２Ａに示す下死点位置から、冷媒ガスを圧縮する圧縮行程でテーパ部１７に沿って上死点側に移行する途中の状態までは、圧縮室１５内の圧力はそれほど上昇しない。そのため、隙間は比較的大きくても潤滑油によるシール効果で冷媒ガスの漏れはほとんど発生せず、ピストン２３の摺動抵抗も小さい。
さらに圧縮行程が進み、圧縮室１５内の冷媒ガスの圧力が次第に上昇してピストン２３が図１２Ｂに示す上死点位置に近接する状態では、圧縮室１５内の圧力は所定の吐出圧力まで上昇して冷媒ガスの漏れが発生しやすい条件となる。しかし、上死点側では隙間が小さくなることから潤滑油によるシール効果が得られ、冷媒ガスの漏れを低減することができる。
しかしながら、上記従来の構成では、圧縮行程において、ピストン２３の圧縮室１５側の先端エッジ部３０がテーパ部１７に接触して、先端エッジ部３０を起点に円筒形孔部１６の軸心に対するピストン２３の傾斜方向が反転する。その結果、反転前にテーパ部１７と摺動していなかった側のピストン２３の外周面がテーパ部１７に接触し、摺動状態が厳しくなったり、反転時の接触が激しい場合には接触音が発生したりする可能性があった。
特開２００２−８９４５０号公報
本発明は、従来の課題を解決するもので、圧縮行程の初期に、ピストンの傾斜方向が円筒形孔部の軸心に対して反転する。これにより、圧縮行程の中期以降にピストンの傾斜方向が反転する時よりも、反転時におけるピストンとテーパ部との接触を緩和するように形成し、騒音を低減した密閉型圧縮機を提供するものである。
本発明は、潤滑油を貯留した密閉容器内に、電動要素と、電動要素によって駆動される圧縮要素とが収容されている。圧縮要素は、電動要素によって回転駆動される主軸部および主軸部と一体運動するように形成された偏心軸部を有するシャフトと、圧縮室を形成する円筒形孔部および主軸部を軸支する軸受部を有するシリンダブロックと、円筒形孔部に往復動可能に挿設されたピストンと、偏心軸部とピストンとを連結する連結機構とを備えている。円筒形孔部は、ピストンが上死点に位置する側から下死点に位置する側に向かって内径寸法が増大するように形成されたテーパ部を有し、ピストンは、圧縮行程の初期に、傾斜方向が円筒形孔部の軸心に対して反転する構成を有する。
かかる構成により、ピストンと円筒形孔部との摺動抵抗を軽減することができる。すなわち、ピストンと円筒形孔部との摺動損失を低く抑えることができる。さらに、これに加えて、圧縮行程の初期では、ピストンの圧縮室側の端面に作用する圧縮荷重が小さいために、反転時にテーパ部と摺動していなかった側のピストンの外周面がテーパ部に接触する荷重を低減することができる。したがって、圧縮行程の中期以降にピストンの傾斜方向が反転する時よりも、ピストンとテーパ部との接触を緩和することができる。これによって、ピストンの傾斜方向が円筒形孔部の軸心に対して反転する際の接触を緩和することができ、低騒音化を達成することができる。
本発明の実施の形態１におけ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圧縮部の要部縦断面図 同実施の形態における密閉型圧縮機の圧縮部の設計諸元を示す要部縦断面図 同実施の形態における密閉型圧縮機の圧縮部の設計諸元を示す要部横断面図 同実施の形態の密閉型圧縮機の圧縮行程におけるピストン１２３の挙動を順に示す模式図 同実施の形態の密閉型圧縮機の圧縮行程におけるピストン１２３の挙動を順に示す模式図 同実施の形態の密閉型圧縮機の圧縮行程におけるピストン１２３の挙動を順に示す模式図 同実施の形態の密閉型圧縮機の圧縮行程におけるピストン１２３の挙動を順に示す模式図 同実施の形態の密閉型圧縮機の圧縮行程におけるピストン１２３の挙動を順に示す模式図 同実施の形態の密閉型圧縮機の圧縮行程におけるピストン１２３の挙動を順に示す模式図 同実施の形態の密閉型圧縮機の圧縮行程におけるピストン１２３の挙動を順に示す模式図 同実施の形態の密閉型圧縮機の圧縮行程におけるピストン１２３の挙動を順に示す模式図 同実施の形態の密閉型圧縮機における設計諸元の一例によって得られた回転角と騒音の関係を表す特性図 本発明の実施の形態２における密閉型圧縮機の圧縮部の設計諸元を示す要部縦断面図 同実施の形態における密閉型圧縮機の圧縮部の設計諸元を示す要部横断面図 従来の密閉型圧縮機の圧縮部の縦断面図 従来の密閉型圧縮機の圧縮部の縦断面図
以下、本発明による密閉型圧縮機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における密閉型圧縮機の縦断面図である。図２は、同実施の形態における圧縮部の要部縦断面図である。図３は、同実施の形態における圧縮部の設計諸元を示す要部縦断面図である。図４は、同実施の形態における圧縮部の設計諸元を示す要部横断面図である。
図１から図４において、密閉容器１０３内には、固定子１０５ａおよび回転子１０５ｂを備えた電動要素１０５と、電動要素１０５によって駆動される圧縮要素１０７とが収容されている。さらに、密閉容器１０３内の底部に潤滑油１０１が貯留されている。シャフト１１３は、主軸部１０９と、この主軸部１０９と一体運動するようにその一端に偏心して形成された偏心軸部１１１とを有している。主軸部１０９が回転子１０５ｂの軸心に固定されている。
軸受部１１９は、シャフト１１３の主軸部１０９における偏心軸部１１１側の端部を軸支することによって片持ち軸受を形成している。
主軸部１０９に対する偏心重量である、偏心軸部１１１の荷重や偏心軸部１１１に作用する圧縮室１１５の冷媒ガスの圧力荷重に対して、回転のバランスをとるために、主軸部１０９と偏心軸部１１１との間に、偏心軸部１１１の偏心方向と反対方向に偏心したバランスウエイト１３７を設けている。
シリンダブロック１２１は、互いに一定の位置に固定されるように配置された略円筒形の円筒形孔部１１７と、軸受部１１９とを有している。円筒形孔部１１７内にはピストン１２３が往復動可能に挿設されている。
連結機構であるコンロッド１２５の一端は偏心軸部１１１に連結され、その他端はピストンピン１３６を介して、ピストン１２３に連結されている。シャフト１１３の内部や外周面には給油通路１２８が設けられている。この給油通路１２８は、一端（上端）が偏心軸部１１１の内部に設けられた給油孔１２８ａに連通している。また、主軸部１０９の偏心軸部１１１とは反対側の端部、すなわち下端部は、給油通路１２８が、潤滑油１０１の所定の深さまで浸入するように延出している。
円筒形孔部１１７の端面にはバルブプレート１３９が設けられている。円筒形孔部１１７は、ピストン１２３およびバルブプレート１３９とともに圧縮室１１５を形成するようにシリンダブロック１２１に設けられている。円筒形孔部１１７には、図３に示すように、ピストン１２３が上死点に位置する側から下死点に位置する側に向かって、内径寸法がＤ１からＤ３（＞Ｄ１）に増加するテーパ部１２７が形成されている。さらに、上死点に達したピストン１２３の圧縮室１１５側の端部に対応する位置に、軸方向長さＬ１の区間だけ内径寸法が軸方向に一定であるストレート部１２９が形成されている。ピストン１２３は全長にわたって同一の外径寸法Ｄ２に形成されている。
シリンダブロック１２１の円筒形孔部１１７は、図３に示すように、ピストン１２３が下死点に位置する状態で、このピストン１２３の反圧縮室１１５側が密閉容器１０３内に露出するように形成されている。
さらに、ピストン１２３の外周面１３３の圧縮室１１５側には、略環状（環状も含む）の給油溝１３１が凹状に設けられている。ピストン１２３が下死点に位置する状態で、この給油溝１３１の少なくとも一部が円筒形孔部１１７から露出して密閉容器１０３に連通するように、円筒形孔部１１７の周壁の一部が切り欠かれた切り欠き部１２０を形成している。
ここで、ピストン１２３の外径寸法をＤ２とし、主軸部１０９に対する偏心軸部１１１の偏心量をｅとする。コンロッド１２５とピストン１２３との連結中心、すなわちピストンピン１３６の中心からピストン１２３の圧縮室側端面１３４までの距離（以下、主摺動面寸法と称す）をＬ２とする。ピストン１２３が上死点に位置する時の主軸部１０９の回転角度を零（ゼロ）として主軸部１０９の任意の回転角度をθとする。圧縮室１１５の軸心とテーパ部１２７のなす角度をαとする。
上記の円筒形孔部１１７の内径寸法Ｄ１、ピストン１２３の外径寸法Ｄ２、ストレート部１２９の長さＬ１、主摺動面寸法Ｌ２、偏心量ｅ、回転角度θは、円筒形孔部１１７内におけるピストン１２３の挙動をシミュレートする場合において、円筒形孔部１１７内におけるピストン１２３の先端位置の端部座標を求めるための設計諸元である。
このように各設計諸元を選択したとき、テーパ部１２７のなす角度αは、円筒形孔部１１７の内径寸法Ｄ１とピストン１２３の外径寸法Ｄ２の差（Ｄ１−Ｄ２）の諸元数値３／２を、ピストン１２３の上死点位置を零としたときの上死点側のピストン先端の座標位置｛Ｌ１−Ｌ２＋２ｅ（１−ｃｏｓθ）｝で割った値（以下、諸元値と称す）γに、０．４から２．０の範囲の係数を掛け合わせた範囲内に設定している。
なお、諸元数値３／２は、円筒形孔部１１７内におけるピストン１２３の先端位置の端部座標を求める際に前述の設計諸元（値）から導き出された数値である。
換言すると、本実施の形態では、角度αは、始めに上記した設計諸元である円筒形孔部１１７の内径寸法Ｄ１、ピストン１２３の外径寸法Ｄ２、ストレート部１２９の長さＬ１、主摺動面寸法Ｌ２、偏心量ｅ、回転角度θに基づいた（数１）で表される諸元値γを定義し、この諸元値γを基調とする（数２）で定義される。
その際、主軸部１０９の回転角度θは、圧縮行程の初期の回転角度として、π〜４π／３（ｒａｄ）の範囲としている。
γ＝｛３（Ｄ１−Ｄ２）／２｝／｛Ｌ１−Ｌ２＋２ｅ（１−ｃｏｓθ）｝ （数１）
０．４γ≦ｔａｎ（α）≦２．０γ、 α＞０ （数２）
なお、諸元値γの係数（本実施の形態では０．４と２．０）は、テーパ部１２７の加工公差などを鑑みて適宜定めた値であり、シリンダブロック１２１の材質などに応じて設定すればよい。
以上のように構成された密閉型圧縮機について、以下にその動作を説明する。まず、円筒形孔部１１７のテーパ部１２７とストレート部１２９におけるシール効果と摺動抵抗について説明する。
電動要素１０５の回転子１０５ｂはシャフト１１３を回転させ、偏心軸部１１１の回転運動が、コンロッド１２５を介してピストン１２３に伝えられる。これによって、ピストン１２３は円筒形孔部１１７内を往復運動する。ピストン１２３の往復運動により、図示省略の冷却システムから冷媒ガスが圧縮室１１５内へ吸入され、圧縮された後、再び冷却システムに吐き出される。
給油通路１２８の下端部は、シャフト１１３の回転によりポンプ作用をするようになっている。このポンプ作用により、密閉容器１０３の底部の潤滑油１０１は、給油通路１２８を通って、上方に汲み上げられ、給油孔１２８ａに到達する。その結果、給油孔１２８ａに到達した潤滑油１０１は、シャフト１１３の上端より密閉容器１０３内の全周方向へ水平に飛散し、ピストンピン１３６やピストン１２３などに供給されて潤滑を行う。
ピストン１２３が図３に示す下死点位置から、冷媒ガスを圧縮する圧縮行程で上死点側に移動する途中の状態までは、圧縮室１１５内の圧力はそれほど上昇しない。したがって、ピストン１２３の外周面１３３とテーパ部１２７との隙間が比較的大きくても潤滑油１０１によるシール効果で冷媒ガスの漏れはほとんど発生せず、ピストン１２３の摺動抵抗も小さい。
さらに圧縮行程が進み、圧縮室１１５内の冷媒ガスの圧力が次第に上昇してピストン１２３が上死点の近傍位置に達する直前では、圧縮室１１５内の圧力は急激に上昇する。しかし、上死点側ではピストン１２３の外周面１３３とテーパ部１２７との隙間が小さくなることから冷媒ガスの漏れの発生を低減することができる。このとき、ストレート部１２９は、所定の吐出圧力まで増大した冷媒ガスの漏れを、このストレート部１２９をテーパ状にした場合よりも低減するように作用する。
また、ピストン１２３が下死点に位置する状態で、このピストン１２３のコンロッド１２５側がシリンダブロック１２１から露出するように形成されている。そのため、シャフト１１３の上端から飛散された潤滑油１０１がピストン１２３の外周面１３３に潤沢に供給されるとともに、保持される。
さらに、ピストン１２３が下死点に位置する状態で、ピストン１２３の外周面１３３の圧縮室１１５側に凹設された略環状の給油溝１３１の少なくとも一部が、切り欠き部１２０を介して円筒形孔部１１７から露出するように形成されている。そのため、シャフト１１３の上端から飛散された潤滑油１０１が給油溝１３１に潤沢に供給されるとともに、保持される。
これによって、圧縮行程でシリンダブロック１２１の円筒形孔部１１７の内周面とピストン１２３の外周面１３３との隙間に供給される潤滑油１０１も多くなる。
また、略環状の給油溝１３１は円筒形孔部１１７のストレート部１２９と対向する位置まで可動するため、摺動抵抗が最も大きくなるストレート部１２９に対して潤滑油１０１が運ばれやすくなっている。
以上の結果、シリンダブロック１２１とピストン１２３との摺動部により多くの潤滑油１０１が供給されるとともに、その潤滑油１０１が良好に保持される。さらに、ピストン１２３が上死点位置に近接した状態での摺動抵抗を軽減することができ、これによって高効率化を達成することができる。
次に、本実施の形態におけるピストン１２３の挙動を説明する模式図である図５Ａ、図５Ｂ〜図８Ａ、図８Ｂを参照しながら、圧縮行程におけるピストン１２３の挙動について説明する。
図５Ａ、図５Ｂ〜図８Ａ、図８Ｂは、圧縮行程におけるピストン１２３の挙動を順に示す模式図である。図５Ａ〜図８Ａは圧縮室１１５の側面を示す模式図である。図５Ｂ〜図８Ｂは、シャフト１１３の側面を示す模式図である。図５Ａ、図５Ｂ〜図７Ａ、図７Ｂは圧縮行程の初期の状態を示し、図８Ａ、図８Ｂは圧縮行程の後期の状態をそれぞれ示している。図９は、本実施の形態の密閉型圧縮機において、設計諸元の一例によって得られた回転角と騒音の関係を表す特性図である。
本実施の形態の密閉型圧縮機は、軸受部１１９がシャフト１１３の主軸部１０９における偏心軸部１１１側の端部を軸支する片持ち軸受を形成している。そのため、シャフト１１３は主軸部１０９と軸受部１１９のクリアランス内で傾く。しかもその方向や傾斜角度は運転条件などによっても変わる複雑な挙動であることが知られている。
これは、特に、圧縮室１１５内の圧力荷重やピストン１２３とコンロッド１２５の慣性力などの複雑な力の影響を受けるためである。従って、図５Ｂ〜図８Ｂに示すシャフト１１３の傾斜を示した模式図は、出願人が推定して描いたものである。
まず、圧縮行程の初期について説明する。圧縮行程の初期においても、シャフト１１３がどのように傾斜しているかは明確ではない。しかし、上述した通り、シャフト１１３の傾斜挙動は複雑であり、それに伴ってピストン１２３も複雑に挙動すると考えられる。
しかし、ピストン１２３が下死点近傍にある圧縮行程の初期においては、ピストン１２３は円筒形孔部１１７内のテーパ部１２７の範囲内に位置している。そのため、ピストン１２３は僅かな力で簡単に傾斜することができるので、通常はテーパ部１２７のいずれかの内壁面に沿って摺動していると考えられる。
ここでは、ピストン１２３がほぼシャフト１１３と同様に傾斜し、円筒形孔部１１７内の上方のテーパ部１２７に沿って摺動した場合について説明する。
ピストン１２３の外周面１３３のうち上方の外周面１３３ａが円筒形孔部１１７内の上方のテーパ部１２７と摺動しながら圧縮室１１５側に移動すると、図６Ａ，図６Ｂに示すように、外周面１３３のうちテーパ部１２７と摺動していないピストン１２３の外周面１３３ｂ側の先端エッジ部１３５が、外周面１３３ｂと対向しているテーパ部１２７に接触する。
このとき、発明者らの実験では、図７Ａ、図７Ｂに示すように、ピストン１２３の傾斜方向が円筒形孔部１１７の軸心に対して反転し、その結果、それまでテーパ部１２７と摺動していなかった外周面１３３ｂ側がテーパ部１２７と摺動するように挙動することを連想させる結果を得ている。
推察ではあるが、テーパ部１２７と摺動していないピストン１２３の外周面１３３ｂ側の先端エッジ部１３５がテーパ部１２７に接触したことを起点に、シャフト１１３が大きく反圧縮室１１５側に傾斜し、ピストン１２３の傾斜方向が円筒形孔部１１７の軸心に対して反転した可能性もあると考えている。
いずれにしても、さらに圧縮行程が進み、圧縮行程の中期以降では、圧縮室１１５内の冷媒ガスの圧力が大きくなると、冷媒ガスの圧縮荷重をシャフト１１３の偏心軸部１１１に対して片持ち軸受の主軸部１０９のみで軸支する。そのため、図８Ａ、図８Ｂに示すように、シャフト１１３は主軸部１０９と軸受部１１９のクリアランス内で傾き、方向を変えながらも大きくは反圧縮室１１５側に傾斜している。
このとき、ピストン１２３は、その軸心が円筒形孔部１１７内のストレート部１２９の軸心とほぼ一致するように傾斜が修正されてさらに圧縮室１１５側に移動する。その結果、所定の吐出圧力まで増大した冷媒ガスの漏れを、ストレート部１２９をテーパ状にした場合よりも低減した圧縮を行う。
以上は、圧縮行程の初期において、ピストン１２３がほぼシャフト１１３と同様に傾斜し、円筒形孔部１１７内の上方のテーパ部１２７に沿って摺動した場合について説明した。しかし、ピストン１２３とシャフト１１３の傾斜が異なった場合でも、少なくともピストン１２３はテーパ部１２７のいずれかの部位に沿って傾斜すると考えられる。そのため、同様にピストン１２３の傾斜方向が反転してそれまでテーパ部１２７と摺動していなかった外周面１３３側が異なるテーパ部１２７と摺動するように挙動すると推察する。
以上が、推測を交えたピストン１２３の挙動の説明である。また、図５Ａ、図５Ｂ〜図８Ａ、図８Ｂで説明したピストン１２３の挙動に注目しつつテーパ部１２７の設計諸元を変えて実験を行った。その結果、ピストン１２３の先端エッジ部１３５がテーパ部１２７に接触したことを連想させるタイミング範囲（以下、このタイミングの範囲を回転角度θ１と称する）を圧縮行程の初期としてテーパ部１２７を設計した方が、上記タイミング範囲を圧縮行程の中期以降としてテーパ部１２７を設計するよりも、騒音が小さいとの実験結果を得ている。
その原因として、圧縮室１１５内のガス圧が高く圧縮荷重が大きい圧縮行程の中期以降の場合は、シャフト１１３の傾斜方向が反転する速度、またはピストン１２３の傾斜方向の反転する速度が大きいために、ピストン１２３の外周面１３３がテーパ部１２７に接触する際の接触、衝突が厳しくなると推察する。
以上の結果および推察から、圧縮行程の初期に、ピストン１２３の傾斜方向が円筒形孔部１１７の軸心に対して反転するように形成されていれば、圧縮行程の中期以降にピストン１２３の傾斜方向が反転する時よりも、反転時におけるピストン１２３と円筒形孔部１１７との接触を緩和することができ、低騒音化につながる。
さらに、圧縮行程の初期に、ピストン１２３の傾斜方向が円筒形孔部１１７の軸心に対して反転するように形成するためには、ピストン１２３の外周面１３３ａがテーパ部１２７に沿って圧縮室１１５側に移動した際に、テーパ部１２７と摺動していないピストン１２３の外周面１３３ｂの先端エッジ部１３５が、外周面１３３が摺動していないテーパ部１２７に接触するように、テーパ部１２７や圧縮要素１０７を設計すればよい。
なお、ピストン１２３の先端エッジ部１３５がテーパ部１２７に接触することなくピストン１２３の傾斜方向が反転する可能性も有り、その場合でも、圧縮行程の初期であれば同様に低騒音化の効果が得られると考えられる。
そこで、圧縮行程の初期にピストン１２３の先端エッジ部１３５がテーパ部１２７に接触する設計の一つとして、本実施の形態においては、テーパ部１２７に隣接してピストン１２３の圧縮室１１５側の上端部に対応する円筒形孔部１１７の部位に、内径寸法方向に一定であるストレート部１２９を備えている。
このストレート部１２９を備えるため、所定の吐出圧力まで増大した冷媒ガスの漏れを、ストレート部１２９をテーパ状にした場合よりも低減することができることは上述した通りである。
詳細に説明すると、ピストン１２３の先端エッジ部１３５がテーパ部１２７に接触するのは、ピストン１２３の外径Ｄ２寸法と圧縮室１１５の最小の内径寸法（本実施例ではストレート部１２９の内径寸法Ｄ１）との差が小さくなったタイミングである。したがって、幾何学的に接触する部位は、ストレート部１２９近傍のテーパ部１２７ということになる。
そのため、ストレート部１２９を設けることで、ピストン１２３の先端エッジ部１３５がテーパ部１２７に接触するタイミングが早くなり、圧縮行程の初期とすることができる。
ストレート部１２９の軸方向長さを長くすれば、ピストン１２３の先端エッジ部１３５がテーパ部１２７に接触するタイミングをより早くすることが可能だが、その分テーパ部１２７の軸方向長さが短くなり、テーパ部１２７での摺動抵抗を低減する効果が減ることになる。
そのため、ストレート部１２９を設け、圧縮室１１５内の冷媒ガスの漏れを低減しつつ、ピストン１２３の先端エッジ部１３５がテーパ部１２７に接触するタイミングを圧縮行程の初期とする作用と、ストレート部１２９の軸方向長さを抑制してテーパ部１２７の軸方向長さを確保し、テーパ部１２７での摺動抵抗を低減する、この相反する作用を両立させる必要がある。
そこで、圧縮行程の初期にピストン１２３の先端エッジ部１３５がテーパ部１２７に接触するタイミングに注目し、圧縮室１１５の軸心とテーパ部１２７とのなす角度αや、その他の圧縮要素１０７の設計諸元について検討を試みた。
その結果、圧縮要素１０７の設計諸元をパラメータとしかつ主軸部１０９の回転角度θを圧縮行程の初期であるπ〜４π／３（ｒａｄ）の範囲として上記（数１）で表される諸元値γと、上記テーパ部１２７の角度αとが、上記（数２）を満足する関係となるように、テーパ部１２７の角度αと、圧縮要素１０７の各設計諸元を決定すれば良いことがわかった。
上記設計諸元の設計範囲内で、ストレート部１２９の軸方向長さやテーパ部１２７の角度αなどの設計値を適宜設計することで、より優れた性能を有する密閉型圧縮機とすることができる。
上記設計諸元の一例の実験結果を、図９に示す。図９において、実線９１は本発明の設計諸元による騒音のレベルを示し、点線９２は従来の設計諸元による騒音のレベルを示している。また、実線９３は本発明の設計諸元による回転角度θ１の範囲を示し、点線９４は従来の設計諸元による回転角度θ１の範囲を示している。本実験結果は、円筒形孔部１１７の内径寸法Ｄ１を約２２．０１ｍｍ、ピストン１２３の外径寸法Ｄ２を約２２ｍｍ（Ｄ１＞Ｄ２）、主摺動面寸法Ｌ２を約１３ｍｍ、偏心量ｅを１０ｍｍとし、設計諸元の一つであるストレート部１２９の長さＬ１を約４ｍｍ、８ｍｍ、１０ｍｍ（回転角度θ約１９０°、約２１０°約２２５°）等に設定し、騒音値を測定した結果である。その結果、本実験における角度αは、０．０３°〜０．０５°の範囲であった。ただし、この範囲に多少の公差が含まれることはいうまでもない。
この結果から、円筒形孔部１１７、ピストン１２３等の設計諸元を設定し、ピストン１２３の先端エッジ部１３５がテーパ部１２７に接触するタイミングを、圧縮作用が始まる約１８０°（圧縮工程の初期）から圧縮工程の中期の約２４０°の間として設定することにより、騒音特性の改善が期待できる。
換言すると、図９において、従来は、設計に当たり設計諸元が圧縮工程の中期を越える広範囲に亘っての検討となり、騒音レベルの高い諸元も含まれていたが、本実施の形態においては、上述の（数１）を用いて諸元値γを定義し、ピストン１２３の先端エッジ部１３５がテーパ部１２７に接触するタイミングをπ〜４π／３（ｒａｄ）に設定する設計諸元とすることで、騒音特性を改善した設計が期待できるため、設計検討を合理的に行うことができ、設計の容易化が期待できる。
さらに、上述の（数１）、（数２）で定義した設計の圧縮機は、ピストン１２３の傾斜方向が円筒形孔部１１７の軸心に対して反転して、それまでテーパ部１２７と摺動していなかった外周面１３３ｂ側がテーパ部１２７と摺動するように挙動する際に、テーパ部１２７に接触するピストン１２３の外周面１３３の軸方向長さが短くても、シャフト１１３の上端より密閉容器１０３内の全周方向へ水平に飛散された潤滑油１０１が十分に供給されている構成となる。
そのため、ピストン１２３の外周面１３３に十分に供給された潤滑油１０１がピストン１２３の外周面１３３とテーパ部１２７との接触を緩和することができ、高効率化と低騒音化を実現することができる。
さらに、ピストン１２３の外周に給油溝１３１を凹状に設け、その給油溝１３１が、ピストン１２３の下死点近傍で密閉容器１０３内と連通するように、円筒形孔部１１７の周壁の一部を切り欠き、切り欠き部１２０を形成した構成としている。
かかる構成により、シャフト１１３の偏心軸部１１１に設けた給油孔１２８ａの上端より密閉容器１０３内の全周方向へ飛散された潤滑油１０１を給油溝１３１で保持し、円筒形孔部１１７内のテーパ部１２７やストレート部１２９まで十分に供給することができる。そのため、潤滑油１０１によるシール効果が得られ、冷媒ガスの漏れを低減することができる。これとともに、ピストン１２３の外周面１３３に十分に供給された潤滑油１０１がピストン１２３の外周面１３３とテーパ部１２７との接触を緩和することができ、高効率化と低騒音化を実現することができる。
なお、本実施の形態において、偏心軸部１１１とピストン１２３の連結機構をコンロッド１２５としたが、ボールジョイント等の可動部を有する連結機構を用いることで本実施例と同様の効果を得ることができる。
（実施の形態２）
本実施の形態は、実施の形態１と比べ、軸受部１１９と圧縮室１１５の配置が異なっている。その他の構成は、実施の形態１と同じである。したがって、本実施の形態では、実施の形態１と異なる構成を主体に説明する。
図１０は、本実施の形態における圧縮部の設計諸元を示す要部縦断面図である。図１１は、同実施の形態における圧縮部の設計諸元を示す要部横断面図である。
図１０、図１１に示すように、本実施の形態では、軸受部１１９の軸心を示す第１の中心線１４１に平行な第３の中心線１４２と、圧縮室１１５の軸心を示す第２の中心線１４３とが互いに交差するように、軸受部１１９および圧縮室１１５が配置されている。なお、図１１においては、第１の中心線１４１と第３の中心線１４２は、図１１が横断面図であるので、点で表されている。
すなわち、本実施の形態では、第１の中心線１４１を通り第２の中心線１４３と平行なオフセット線１４４と第２の中心線１４３との距離（以下、オフセット距離と称す）はｓである。したがって、圧縮室１１５に対して軸受部１１９がオフセット配置されている。実施の形態１はこのオフセットがない状態である。
図１０に示す本実施の形態の場合、シャフト１１３の回転方向は、図１の上方から見て時計回り方向である。したがって、軸受部１１９と圧縮室１１５のオフセット配置は、シリンダブロック１２１とピストン１２３との摺動損失の低減する役割を担っている。オフセット距離ｓは、本実施の形態においては設計諸元の一つであり、実施の形態１の設計諸元に加えられるもので、具体的には、１から４ｍｍの範囲で設計しており、冷蔵庫用の密閉型圧縮機としては２ｍｍとしている。
本実施の形態においても、圧縮室１１５の軸心とテーパ部１２７のなす角度αは、実施の形態１で説明した（数２）で定義される。
すなわち、角度αは、円筒形孔部１１７の内径寸法Ｄ１、ピストン１２３の外径寸法Ｄ２、ストレート部１２９の長さＬ１、実施の形態１で定義した主摺動面寸法Ｌ２、偏心量ｅ、主軸部１０９の回転角度θ、オフセット距離ｓを設計諸元として設定される。
さらに詳述すると、円筒形孔部１１７の内径寸法Ｄ１とピストン１２３の外径寸法Ｄ２の差（Ｄ１−Ｄ２）の諸元数値３／２を、ピストン１２３の上死点位置を零（ゼロ）としたときの上死点側のピストン先端の座標位置｛Ｌ１−Ｌ２＋２Ａ｝で割った諸元値γに、０．４から２．０の範囲の係数を掛け合わせた範囲内に設定している。
なお、Ａは、軸受部１１９と圧縮室１１５のオフセット配置を採用した構成であることに伴い、上述のピストン先端の座標位置に補正を加える必要があることから、計算式の簡略化を目的に用いた代入式である。
具体的には、（数４）に示す如く、偏心量ｅにオフセット距離ｓを考慮した計算式となる。
また、諸元数値３／２は、実施の形態１と同様に、円筒形孔部１１７内におけるピストン１２３の先端位置の端部座標を求める際に前述の設計諸元（値）から導き出された数値である。
換言すると、本実施の形態では、圧縮室１１５に対して軸受部１１９をオフセット配置しているため、角度αは、（数３）で表される諸元値γを基調とする実施の形態１で説明した（数２）で定義される。
γ＝｛３（Ｄ１−Ｄ２）／２｝／｛Ｌ１−Ｌ２＋２Ａ｝ （数３）
Ａ＝√｛（ｅ２（１−ｃｏｓθ）２−ｓ２｝ （数４）
以上のように、本実施の形態では、軸受部１１９が圧縮室１１５に対してオフセット配置されている。そのため、実施の形態１の効果に加え、シリンダブロック１２１とピストン１２３との摺動損失の低減を図ることができる。
以上説明してきたように、本発明は、潤滑油を貯留した密閉容器内に、電動要素と、電動要素によって駆動される圧縮要素とが収容され、圧縮要素は、電動要素によって回転駆動される主軸部および主軸部と一体運動するように形成された偏心軸部を有するシャフトと、圧縮室を形成する円筒形孔部および主軸部を軸支する軸受部を有するシリンダブロックと、円筒形孔部に往復動可能に挿設されたピストンと、偏心軸部とピストンとを連結する連結機構とを備え、円筒形孔部は、ピストンが上死点に位置する側から下死点に位置する側に向かって内径寸法が増大するように形成されたテーパ部を有し、ピストンは、圧縮行程の初期に、傾斜方向が円筒形孔部の軸心に対して反転する構成を有する。
かかる構成により、ピストンと円筒形孔部との摺動抵抗を軽減することができる。すなわち、ピストンと円筒形孔部との摺動損失を低く抑えることができる。さらに、これに加えて、圧縮行程の初期では、ピストンの圧縮室側の端面に作用する圧縮荷重が小さいために、反転前にテーパ部と摺動していなかった側のピストンの外周面がテーパ部に接触する荷重を低減することができる。したがって、圧縮行程の中期以降にピストンの傾斜方向が反転する時よりも、反転時におけるピストンとテーパ部との接触を緩和することができる。すなわち、ピストンの傾斜方向が円筒形孔部の軸心に対して反転する際の接触を緩和することができる。その結果、摺動損失の抑制をはかることができ、高効率化と低騒音化を達成することができる。
また、本発明は、ピストンは、圧縮室側の先端エッジ部がテーパ部に接触することを起点として、傾斜方向が円筒形孔部の軸心に対して反転する構成を有する。
かかる構成により、ピストンの圧縮室側の先端エッジ部がテーパ部に接触した場合、接触を起点として円筒形孔部の軸心に対する前記ピストンの傾斜方向が反転する可能性が高くなる。しかしながら、その場合においても、ピストンの傾斜方向が円筒形孔部の軸心に対して反転してピストンの外周面がテーパ部に接触する際の接触を緩和することができる。したがって、さらに、高効率化と低騒音化を実現することができる。
また、本発明は、円筒形孔部は、ピストンが上死点近傍に位置するとき、テーパ部に隣接してピストンの圧縮室側の上端部に対応する部位に、内径寸法が軸心方向に一定であるストレート部を有する構成を有する。
かかる構成により、ピストンの傾斜方向が円筒形孔部の軸心に対して反転するタイミングが早くなり、圧縮行程の中期以降ではなく、ピストンの圧縮室側の端面に作用する圧縮荷重が小さい圧縮行程の初期に反転が発生する。そのため、さらに反転前にテーパ部と摺動していなかった側のピストンの外周面がテーパ部に接触する荷重を低減することができる。したがって、ピストンの傾斜方向が円筒形孔部の軸心に対して反転してピストンの外周面がテーパ部に接触する際の接触を緩和することができ、さらに、高効率化と低騒音化を実現することができる。さらに、圧縮行程で上死点側に移行する途中の状態までは、冷媒ガスの漏れはほとんど発生せず、ピストンの摺動抵抗も小さくなる。さらに、圧縮行程が進みピストンが上死点位置に近接する状態では、全長にわたってテーパ部を形成する場合よりも、冷媒ガスの圧縮圧力の増大に伴う冷媒ガスの漏れを低減することができる。そのため、さらに、高い冷凍能力を得ることができる。
また、本発明は、ストレート部の軸方向長さをＬ１とし、圧縮室の最小の内径寸法をＤ１とし、ピストンの外径寸法をＤ２とし、主軸部に対する偏心軸部の偏心量をｅとし、連結機構とピストンとの連結中心からピストンの圧縮室側端面までの距離をＬ２とし、ピストンが上死点に位置する時の主軸部の回転角度を零（ゼロ）として主軸部の任意の回転角度をθとし、圧縮室の軸心とテーパ部のなす角度をαとしたときに、角度αは、設計諸元である円筒形孔部の内径寸法Ｄ１、ピストンの外径寸法Ｄ２、ストレート部の長さＬ１、主摺動面寸法Ｌ２、偏心量ｅ、回転角度θに基づいた（数１）で表される諸元値γを定義し、この諸元値γを基調とする（数２）で定義される。
かかる構成により、ピストンの傾斜方向が円筒形孔部の軸心に対して反転してピストンの外周面がテーパ部に接触する際の接触を緩和することができるよう、具体的にピストンの挙動に係わる密閉型圧縮機の設計諸元を決定することができる。したがって、さらに、ピストンの傾斜方向が反転してピストンの外周面がテーパ部に接触する際の接触を圧縮行程の中期以降に反転する時よりも緩和することができる。
例えば、ピストンの傾斜方向が反転する主軸部の回転角度θを設定し、円筒形孔部の内径寸法Ｄ１、ピストンの外径寸法Ｄ２、ストレート部の長さＬ１、主摺動面寸法Ｌ２、偏心量ｅの設計値を設定することで、圧縮室の軸心とテーパ部のなす角度αを決定するといった具体的な設計をすることができる。
また、本発明は、ピストンが、下死点に位置するとき、少なくともピストンの下端部は円筒形孔部から露出するように形成され、主軸部の回転度θは、π〜４π／３（ｒａｄ）の範囲である構成を有する。
かかる構成により、ピストンが下死点に戻ったときにその下端部が円筒形孔部から露出するので、多くの潤滑油が供給されるとともに保持され、ピストンと円筒形孔部との摺動損失を低減することができる。したがって、さらに、高効率化を実現することができる。さらに、ピストンの傾斜方向が反転して、反転前にテーパ部と摺動していなかった側のピストンの外周面がテーパ部に接触する際に、テーパ部に接触するピストンの外周面の軸方向長さが短くても十分な潤滑油が供給されている。そのため、潤滑油がピストンの外周面とテーパ部との接触を緩和することができ、さらに、高効率化と低騒音化を実現することができる。
また、本発明は、ピストンは、外周面に給油溝を凹状に設けられ、給油溝はピストンの下死点近傍で前記密閉容器内と連通する構成を有する。
かかる構成により、円筒形孔部内に十分な潤滑油を供給できるので、潤滑油によるシール効果が得られ、冷媒ガスの漏れを低減することができる。これとともに、摺動部を潤滑することができ、さらに、冷凍能力が高く、信頼性の高い密閉型圧縮機を提供することができる。さらに、ピストンの傾斜方向が反転して、反転前にテーパ部と摺動していなかった側のピストンの外周面がテーパ部に接触する際に、テーパ部に接触するピストンの外周面の軸方向長さが短くても十分な潤滑油が供給されている。そのため、潤滑油がピストンの外周面とテーパ部との接触を緩和し、またピストンの外周面とテーパ部とのシール性を確保することから、さらに、高効率化と低騒音化を実現することができる。
また、本発明は、軸受部および圧縮室が、軸受部の軸心を示す第１の中心線に平行な第３の中心線と圧縮室の軸心を示す第２の中心線とが互いに交差するように配置された構成を有する。
かかる構成により、ピストンと円筒形孔部との摺動抵抗を軽減することができる。すなわち、ピストンと円筒形孔部との摺動損失を低く抑えることができる。さらに、これに加えて、圧縮行程の初期では、ピストンの圧縮室側の端面に作用する圧縮荷重が小さいために、反転前にテーパ部と摺動していなかった側のピストンの外周面がテーパ部に接触する荷重を低減することができる。したがって、圧縮行程の中期以降にピストンの傾斜方向が反転する時よりも、反転時におけるピストンとテーパ部との接触を緩和することができる。すなわち、ピストンの傾斜方向が円筒形孔部の軸心に対して反転する際の接触を緩和することができる。これによって、高効率化と低騒音化を達成することができる。さらに、軸受部と圧縮室のオフセット配置により、シリンダブロックとピストンとの摺動損失を低減することができる。
また、本発明は、ストレート部の軸方向長さをＬ１とし、圧縮室の最小の内径寸法をＤ１とし、ピストンの外径寸法をＤ２とし、主軸部に対する偏心軸部の偏心量をｅとし、連結機構とピストンとの連結中心からピストンの圧縮室側端面までの距離をＬ２とし、ピストンが上死点に位置する時の主軸部の回転角度を零（ゼロ）として主軸部の任意の回転角度をθとし、オフセット距離（第１の中心線と第３の中心線の距離）をｓとし、圧縮室の軸心とテーパ部のなす角度をαとしたときに、角度αを、設計諸元である円筒形孔部の内径寸法Ｄ１、ピストンの外径寸法Ｄ２、ストレート部の長さＬ１、主摺動面寸法Ｌ２、偏心量ｅ、回転角度θ、オフセット距離ｓに基づいた（数３）で表される諸元値γを基調とする（数２）で定義した構成である。
かかる構成により、軸受部と圧縮室がオフセット配置であっても、ピストンの傾斜方向が円筒形孔部の軸心に対して反転してピストンの外周面がテーパ部に接触する際の接触を緩和することができるよう、具体的にピストンの挙動に係わる密閉型圧縮機の設計諸元を決定することができる。したがって、さらに、ピストンの傾斜方向が反転してピストンの外周面がテーパ部に接触する際の接触を圧縮行程の中期以降に反転する時よりも緩和することができる密閉型圧縮機を具体的に設計することができる。例えば、ピストンの傾斜方向が反転する主軸部の回転角度θを設定し、円筒形孔部の内径寸法Ｄ１、ピストンの外径寸法Ｄ２、ストレート部の長さＬ１、主摺動面寸法（ピストンピンの中心からピストンの圧縮室側端面までの距離）Ｌ２、偏心量ｅ、オフセット距離ｓの設計値を設定することで、圧縮室の軸心とテーパ部のなす角度αを決定するといった具体的な設計をすることができる。
また、本発明は、ピストンは、下死点に位置するとき、少なくともピストンの下端部は円筒形孔部から露出するように形成され、主軸部の回転角度θは、π〜４π／３（ｒａｄ）の範囲である構成を有する。
かかる構成により、軸受部と圧縮室がオフセット配置であっても、ピストンが下死点に戻ったときにその下端部が円筒形孔部から露出するので、多くの潤滑油が供給されるとともに保持され、ピストンと円筒形孔部との摺動損失を低減することができる。したがって、さらに、高効率化を実現することができる。さらに、ピストンの傾斜方向が反転して、反転前にテーパ部と摺動していなかった側のピストンの外周面がテーパ部に接触する際に、テーパ部に接触するピストンの外周面の軸方向長さが短くても十分な潤滑油が供給されている。そのため、潤滑油がピストンの外周面とテーパ部との接触を緩和することができ、さらに、高効率化と低騒音化を実現することができる。
以上のように、本発明の密閉型圧縮機は、ピストンの摺動損失を低減し、入力を下げ、高い効率を得るとともに、衝突を緩和して低騒音とすることができる。したがって、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することができる。
１０１ 潤滑油
１０３ 密閉容器
１０５ 電動要素
１０５ａ 固定子
１０５ｂ 回転子
１０７ 圧縮要素
１０９ 主軸部
１１１ 偏心軸部
１１３ シャフト
１１５ 圧縮室
１１７ 円筒形孔部
１１９ 軸受部
１２０ 切り欠き部
１２１ シリンダブロック
１２３ ピストン
１２５ コンロッド
１２７ テーパ部
１２８ 給油通路
１２８ａ 給油孔
１２９ ストレート部
１３１ 給油溝
１３３，１３３ａ，１３３ｂ 外周面
１３４ 圧縮側端面
１３５ 先端エッジ部
１３６ ピストンピン
１３７ バランスウエイト
１３９ バルブプレート
１４１ 第１の中心線
１４２ 第３の中心線
１４３ 第２の中心線
１４４ オフセット線

Claims (9)

  1. 潤滑油を貯留した密閉容器内に、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が収容され、前記圧縮要素は、前記電動要素によって回転駆動される主軸部および前記主軸部と一体運動するように形成された偏心軸部を有するシャフトと、圧縮室を形成する円筒形孔部および前記主軸部を軸支する軸受部を有するシリンダブロックと、前記円筒形孔部に往復動可能に挿設されたピストンと、前記偏心軸部と前記ピストンとを連結する連結機構とを備え、前記円筒形孔部は、前記ピストンが上死点に位置する側から下死点に位置する側に向かって内径寸法が増大するように形成されたテーパ部を有し、前記ピストンは、圧縮行程の初期に、傾斜方向が前記円筒形孔部の軸心に対して反転する密閉型圧縮機。
  2. 前記ピストンは、前記圧縮室側の先端エッジ部が前記テーパ部に接触することを起点として、前記傾斜方向が前記円筒形孔部の軸心に対して反転する請求項１に記載の密閉型圧縮機。
  3. 前記円筒形孔部は、前記ピストンが前記上死点近傍に位置するとき、前記テーパ部に隣接して前記ピストンの圧縮室側の上端部に対応する部位に、内径寸法が前記軸心方向に一定であるストレート部を有する請求項１に記載の密閉型圧縮機。
  4. 前記ストレート部の軸方向長さをＬ１とし、前記圧縮室の最小の内径寸法をＤ１とし、前記ピストンの外径寸法をＤ２とし、前記主軸部に対する前記偏心軸部の偏心量をｅとし、前記連結機構と前記ピストンとの連結中心から前記ピストンの前記圧縮室側端面までの距離をＬ２とし、前記ピストンが上死点に位置する時の前記主軸部の回転角度を零（ゼロ）として前記主軸部の任意の回転角度をθとし、前記圧縮室の軸心と前記テーパ部のなす角度をαとしたときに、前記αと、前記Ｄ１、前記Ｄ２、前記Ｌ１、前記Ｌ２、前記ｅ、前記θにより（数１）で表される諸元値γとが、（数２）を満足する関係にある請求項３に記載の密閉型圧縮機。
    γ＝｛３（Ｄ１−Ｄ２）／２｝／｛Ｌ１−Ｌ２＋２ｅ（１−ｃｏｓθ）｝ （数１）
    ０．４γ≦ｔａｎ（α）≦２．０γ、 α＞０ （数２）
  5. 前記ピストンは、前記下死点に位置するとき、少なくとも前記ピストンの下端部は前記円筒形孔部から露出するように形成され、前記主軸部の回転度θは、π〜４π／３（ｒａｄ）の範囲である請求項４に記載の密閉型圧縮機。
  6. 前記ピストンは、外周面に給油溝を凹状に設け、前記給油溝は前記ピストンの前記下死点近傍で前記密閉容器内と連通する請求項１に記載の密閉型圧縮機。
  7. 前記軸受部および前記圧縮室は、前記軸受部の軸心を示す第１の中心線に平行な第３の中心線と前記圧縮室の軸心を示す第２の中心線とが互いに交差するように配置された請求項３に記載の密閉型圧縮機。
  8. 前記ストレート部の軸方向長さをＬ１とし、前記圧縮室の最小の内径寸法をＤ１とし、前記ピストンの外径寸法をＤ２とし、前記主軸部に対する前記偏心軸部の偏心量をｅとし、前記連結機構と前記ピストンとの連結中心から前記ピストンの前記圧縮室側端面までの距離をＬ２とし、前記ピストンが前記上死点に位置する時の前記主軸部の回転角度を零として前記主軸部の任意の回転角度をθとし、前記第１の中心線と前記第３の中心線の距離をｓとし、前記圧縮室の軸心と前記テーパ部のなす角度をαとしたときに、前記αと、前記Ｄ１、前記Ｄ２、前記Ｌ１、前記Ｌ２、前記ｅ、前記θ、前記ｓにより（数３）で表される諸元値γとが、前記（数２）を満足する関係にある請求項７に記載の密閉型圧縮機。
    γ＝｛３（Ｄ１−Ｄ２）／２｝／｛Ｌ１−Ｌ２＋２Ａ｝ （数３）
    ここで、Ａ＝√｛（ｅ２（１−ｃｏｓθ）２−ｓ２｝ （数４）
  9. 前記ピストンは、前記下死点に位置するとき、少なくとも前記ピストンの下端部は前記円筒形孔部から露出するように形成され、前記主軸部の回転角度θは、π〜４π／３（ｒａｄ）の範囲である請求項８に記載の密閉型圧縮機。
JP2010502588A 2008-10-29 2009-10-19 密閉型圧縮機 Expired - Fee Related JP5136639B2 (ja)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2010502588A JP5136639B2 (ja) 2008-10-29 2009-10-19 密閉型圧縮機

Applications Claiming Priority (6)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2008277973 2008-10-29
JP2008277972 2008-10-29
JP2008277972 2008-10-29
JP2008277973 2008-10-29
JP2010502588A JP5136639B2 (ja) 2008-10-29 2009-10-19 密閉型圧縮機
PCT/JP2009/005449 WO2010050141A1 (ja) 2008-10-29 2009-10-19 密閉型圧縮機

Publications (2)

Publication Number Publication Date
JPWO2010050141A1 true JPWO2010050141A1 (ja) 2012-03-29
JP5136639B2 JP5136639B2 (ja) 2013-02-06

Family

ID=42128513

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
JP2010502588A Expired - Fee Related JP5136639B2 (ja) 2008-10-29 2009-10-19 密閉型圧縮機

Country Status (5)

Country Link
US (1) US20110176942A1 (ja)
EP (1) EP2256344A4 (ja)
JP (1) JP5136639B2 (ja)
CN (1) CN101970879B (ja)
WO (1) WO2010050141A1 (ja)

Families Citing this family (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2012082785A (ja) * 2010-10-14 2012-04-26 Panasonic Corp 圧縮機
JP5810273B2 (ja) * 2010-10-21 2015-11-11 パナソニックＩｐマネジメント株式会社 密閉型圧縮機および冷凍装置
JP5579676B2 (ja) * 2011-08-23 2014-08-27 日立アプライアンス株式会社 密閉型圧縮機及びこれを用いた冷蔵庫
JP6154090B1 (ja) * 2015-12-25 2017-06-28 パナソニック株式会社 密閉型圧縮機およびそれを用いた冷凍装置

Family Cites Families (16)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US2845917A (en) * 1955-08-30 1958-08-05 Krauss Maffei A G Fa Cylinder and piston arrangement
SE373206B (ja) * 1972-06-19 1975-01-27 Alfa Laval Ab
US4028015A (en) * 1975-11-03 1977-06-07 Thomas Industries, Inc. Unloader for air compressor with wobble piston
US4632644A (en) * 1984-07-20 1986-12-30 White Consolidated, Inc. Refrigeration compressor
DD236148A1 (de) * 1985-04-12 1986-05-28 Dkk Scharfenstein Veb Kurbeltrieb fuer hermetische kaeltemittelverdichter
BR9300994A (pt) * 1993-04-22 1994-11-22 Brasil Compressores Sa Cilindro para compressor hermético alternativo
US5816783A (en) * 1993-05-19 1998-10-06 Hitachi, Ltd. Electrically driven hermetic compressor
JP2002081378A (ja) * 2000-09-06 2002-03-22 Sanyo Electric Co Ltd 冷媒圧縮機
JP2002089450A (ja) * 2000-09-18 2002-03-27 Sanyo Electric Co Ltd 冷媒圧縮機
DE10118930A1 (de) * 2001-04-18 2002-10-24 Wabco Gmbh & Co Ohg Zylinderkopf, insbesondere für Kompressoren und Verdichter
US20050271532A1 (en) * 2004-06-02 2005-12-08 Lg Electronics Inc. Oil supply apparatus for hermetic compressor
JP4760003B2 (ja) * 2004-12-14 2011-08-31 パナソニック株式会社 密閉型圧縮機
BRPI0503019B1 (pt) * 2005-07-22 2018-02-06 Whirlpool S.A. Conjunto de pistão e cilindro com folga diametral variável e cilindro para uso em conjuntos de pistão e cilindro com folga diametral variável
JP2008038783A (ja) * 2006-08-07 2008-02-21 Sanden Corp 可変容量往復動圧縮機
JP4915205B2 (ja) * 2006-10-19 2012-04-11 パナソニック株式会社 圧縮機
JP5094349B2 (ja) * 2007-11-30 2012-12-12 株式会社日立産機システム シリンダ装置、圧縮機およびシリンダ装置の製造方法

Also Published As

Publication number Publication date
WO2010050141A1 (ja) 2010-05-06
CN101970879A (zh) 2011-02-09
JP5136639B2 (ja) 2013-02-06
CN101970879B (zh) 2013-08-07
EP2256344A4 (en) 2018-03-07
US20110176942A1 (en) 2011-07-21
EP2256344A1 (en) 2010-12-01

Similar Documents

Publication Publication Date Title
KR100687983B1 (ko) 압축기
JP5753983B2 (ja) 密閉型圧縮機
JP4337635B2 (ja) 密閉型圧縮機
JP5136639B2 (ja) 密閉型圧縮機
JP4760003B2 (ja) 密閉型圧縮機
JP5212148B2 (ja) 密閉型圧縮機および冷凍装置
JP5170111B2 (ja) 密閉型圧縮機およびそれを用いた冷凍冷蔵装置
JP4950138B2 (ja) レシプロ式密閉型圧縮機およびその製造方法
JP2016205134A (ja) 密閉型圧縮機
JP2013122240A (ja) 冷媒圧縮機
KR20060065471A (ko) 밀폐형 압축기
JP2013050075A (ja) 密閉型圧縮機
JP5810273B2 (ja) 密閉型圧縮機および冷凍装置
JP2013241848A (ja) 密閉型圧縮機および該密閉型圧縮機を備える冷蔵庫
JP6945128B2 (ja) 圧縮機
JP5353445B2 (ja) 密閉型圧縮機および冷凍冷蔵装置
JP2009293624A (ja) 密閉型圧縮機及びそれを用いた冷蔵または冷凍装置
JP5126007B2 (ja) 密閉型圧縮機
JP2012149564A (ja) 密閉型圧縮機および冷凍装置
JP2012159073A (ja) 密閉型圧縮機
JPH09137785A (ja) ロータリ圧縮機
JP2015105577A (ja) 密閉型圧縮機及びこれを用いた冷蔵・冷凍装置
JP2014105588A (ja) 密閉型圧縮機及びこれを用いた冷蔵・冷凍・空調装置
KR200215284Y1 (ko) 밀폐형 회전식 압축기의 베인
JP2020007997A (ja) 圧縮機

Legal Events

Date Code Title Description
A131 Notification of reasons for refusal

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131

Effective date: 20120612

A521 Request for written amendment filed

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523

Effective date: 20120808

TRDD Decision of grant or rejection written
A01 Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01

Effective date: 20121016

A01 Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01

A61 First payment of annual fees (during grant procedure)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61

Effective date: 20121029

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20151122

Year of fee payment: 3

S111 Request for change of ownership or part of ownership

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R313113

R350 Written notification of registration of transfer

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R350

R250 Receipt of annual fees

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250

LAPS Cancellation because of no payment of annual fees