JPWO2011052195A1 - 密閉型圧縮機 - Google Patents

Abstract

密閉型圧縮機において、ピストンは円筒形孔部の内壁に摺動する摺動面を有し、円筒形孔部内に往復動可能に挿入されている。コンロッドは偏心軸部とピストンを連結している。円筒形孔部は、ピストンが上死点から下死点に向かう方向において内径寸法が徐々に増大するテーパ部と、シャフト側の端部とを有する。ピストンの往復動方向は実質的に水平方向である。ピストンの摺動面にはピストンの径方向内側に窪み、潤滑油を保持する凹部が設けられている。またピストンが下死点に位置するとき、ピストンが円筒形孔部のシャフト側の端部に当接する鉛直方向下側の部分は、摺動面の一部である。

Description

本発明は、冷凍冷蔵庫などの冷凍サイクルシステムに用いられる密閉型圧縮機に関する。

レシプロ式の密閉型圧縮機は、圧縮機構として、円筒形の圧縮室を形成するシリンダと、円筒形のピストンと、コンロッドとを有する。ピストンはシリンダ内を往復運動する。コンロッドはピストンピンを介して、シャフトの偏心軸部をピストンに連結する。シャフトは電動機部の回転子の軸心に固定され、この回転子の回転により圧縮機構が作動する。

このような密閉型圧縮機は、シリンダの内周面とピストンの摺動面との間に、この両者が摺動するための隙間が必要である。しかしながら、この隙間が大きいと、圧縮室内で圧縮された高温、高圧の冷媒ガスが漏れるブローバイが発生して圧縮効率が低下する。一方、この隙間を小さくすると、摺動損失が増加して入出力効率が低下する。

そこで、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圧縮室の内径寸法を徐々に増大するように形成されたシリンダを用いた密閉型圧縮機が提案されている（例えば、特許文献１参照）。図１６Ａ、図１６Ｂは、特許文献１に記載された従来の密閉型圧縮機の圧縮部の断面図である。図１６Ａはピストンが下死点にある状態を、図１６Ｂはピストンが上死点にある状態をそれぞれ示している。

シリンダブロック１４は、略水平方向に中心軸を有するシリンダ１６を有する。略水平方向に挿設されたピストン２３は、ピストンピン（図示せず）を介して、コンロッド２６と連結され、ピストンアッシー２３Ａを構成している。そして、コンロッド２６から見てシリンダ１６の反対側の端面（図中右側端面）にはバルブプレート（図示せず）が装着されている。このように構成されたピストン２３、シリンダ１６およびバルブプレートにより圧縮室１５が形成されている。ピストン２３は、シャフト（図示せず）の偏心軸部（図示せず）の偏心運動により、コンロッド２６を介してシリンダ１６内を略水平方向に往復運動する。

シリンダ１６の内面は、ピストン２３が上死点に位置する側の途中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を有する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略同一に形成されている。そのため、圧縮室１５内の圧力が高い上死点近傍においては、ピストン２３のシール部の隙間が縮小されてブローバイが防止される。一方、下死点近傍において隙間が増大するため摺動損失を低減することができる。

しかしながら、上記のように構成されたピストン２３は、常にシリンダ１６の内面との隙間内で上下左右に微振動挙動しながら往復運動を繰り返している。これは運転時に、ピストン２３には、動的な圧縮荷重や、ピストン２３やコンロッド２６など可動部材の慣性力、および重力、回転運動を往復運動に変換することで生じるピストン側圧荷重が作用するためである。また、摺動部の摺動抵抗などの力が互いに影響し合って、その方向及び大きさが変動しながらピストン２３に作用している。このような作用もピストン２３がシリンダ１６の内面との隙間内で上下左右に微振動する要因となる。

特に、ピストン２３が下死点近傍に位置する状態では、シリンダ１６のテーパ部１７との隙間が上死点近傍の隙間より大きくなる。また、シリンダ１６の中心軸が略水平方向に配置されるため、ピストンアッシー２３Ａの重力の影響を受けて、ピストン２３の下死点側が鉛直下方向に下がる方向により傾く。その結果、ピストン２３のコンロッド２６側がより鉛直下方に傾く。

また、ピストン２３の往復運動とピストン２３に加わる圧力によって微振動挙動が発生することに起因して、ピストン２３とシリンダ１６のテーパ部１７とは、ピストン２３の摺動部における局所的なこすれを発生する。このような局所的なこすれにより接触音が発生したり、接触部が起点となった摩耗を発生したりする虞がある。

また、下死点の位置にあるときに、ピストン２３がすべてシリンダ１６の内部に配置される構造は、シリンダ１６のテーパ部１７での挙動の安定性を比較的向上させる。しかしながら、この構造ではシリンダ１６の全長が長くなるので必然的に圧縮機構が大型になる。ひいては密閉型圧縮機全体が大きくなる。その結果、軽量化も困難になり、結果的に省資源化が困難になる。

特開２００２−８９４５０号公報

本発明は、ピストンとシリンダ（円筒形孔部）の内面との間の局所的な接触を回避すると同時に、摺動面積を最小化し、ピストンとシリンダとの間の接触による騒音の発生や摩耗の原因となる局所的接触を防止して、騒音防止と効率および信頼性を向上した密閉型圧縮機である。

本発明の密閉型圧縮機は、密閉容器と、電動機構と、圧縮機構とを有する。密閉容器は底部に潤滑油を貯留する。電動機構と圧縮機構は密閉容器内に配置されている。電動機構は圧縮機構を駆動する。圧縮機構は、シャフトと、シリンダブロックと、ピストンと、コンロッドとを有する。シャフトは、電動機構によって回転駆動される主軸部と、主軸部に形成された偏心軸部とを有する。シリンダブロックは圧縮室を構成する円筒形孔部と、主軸部を回転可能に支持する軸受部とを有する。円筒形孔部と軸受部とは、互いの軸心が直交するように配置されている。ピストンは円筒形孔部の内壁に摺動する摺動面を有し、円筒形孔部内に往復動可能に挿入されている。コンロッドは偏心軸部とピストンを連結している。円筒形孔部は、ピストンが上死点から下死点に向かう方向において内径寸法が徐々に増大するテーパ部と、シャフト側の端部とを有する。ピストンの往復動方向は実質的に水平方向である。ピストンの摺動面にはピストンの径方向内側に窪み、潤滑油を保持する凹部が設けられている。またピストンが下死点に位置するとき、ピストンが円筒形孔部のシャフト側の端部に当接する鉛直方向下側の部分は、摺動面の一部である。

この構成により、円筒形孔部におけるテーパ部と、ピストンに設けられた凹部により、平均隙間と摺動面積の低減をはかってピストンの摺動抵抗を軽減することができる。また、ピストンの下死点近傍において、ピストンの凹部が、円筒形孔部のシャフト側の端部からはみ出さない。そのため、ピストンの傾きが過大となることもなく、ピストンの凹部の縁部とシリンダブロックの局所的な衝突を回避することができる。そのため、衝突音の発生を抑え、騒音の増大を防止することができる。また、シャフトから飛散供給された多量の潤滑油を、この凹部に保持することで、円筒形孔部の内面とピストン表面の間へ潤滑油を潤沢に供給することができる。その結果、シリンダとピストンの間の潤滑性とシール性が向上するため、圧縮効率が向上する。また、円筒形孔部の全長も短い。

図１は本発明の実施の形態１に先駆けた密閉型圧縮機の要部断面図である。 図２は本発明の実施の形態１に先駆けた他の密閉型圧縮機の要部縦断面図である。 図３は図２に示す密閉型圧縮機の要部上面図である。 図４は本発明の実施の形態１における密閉型圧縮機のピストンが下死点に位置する状態を示す断面図である。 図５は図４に示す密閉型圧縮機のピストンが上死点に位置する状態を示す断面図である。 図６は図４に示す密閉型圧縮機のピストンの下面図である。 図７は図４に示す密閉型圧縮機のピストンが傾いた状態で下死点に位置する状態を示す圧縮部の断面図である。 図８は本発明の実施の形態２における密閉型圧縮機のピストンが下死点に位置する状態を示す圧縮部の断面図である。 図９は図８に示す圧縮部の、ピストンが上死点に位置する状態を示す断面図である。 図１０は本発明の実施の形態２における密閉型圧縮機のピストンアッシーの縦断面図である。 図１１は本発明の実施の形態２における密閉型圧縮機のピストンが圧縮行程にある状態を示す圧縮部の上面部分断面図である。 図１２は本発明の実施の形態２における密閉型圧縮機のクランク角度に対するピストン側圧荷重の特性図である。 図１３は本発明の実施の形態２における密閉型圧縮機の凹部の空間容積に対する成績係数の特性図である。 図１４は本発明の実施の形態２における密閉型圧縮機の凹部間距離に対する成績係数の特性図である。 図１５は本発明の実施の形態２における密閉型圧縮機の運転周波数に対する成績係数の特性図である。 図１６Ａは従来の密閉型圧縮機のピストンが下死点に位置する状態を示す圧縮部の縦断面図である。 図１６Ｂは図１６Ａに示すピストンが上死点に位置する状態を示す圧縮部の縦断面図である。

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。なお、この実施の形態によって本発明が限定されるものではない。

（実施の形態１）
発明者らは、圧縮効率向上と摺動損失低減のための他の構成を提案している（特開２００６−１６９９９８号公報）。図１は、その密閉型圧縮機の要部断面図であり、ピストン１２３が下死点にある状態を示している。

ピストン１２３の表面には、細い円環形状の溝１４１Ａ、１４１Ｂと、径方向内側に窪んだ凹部１４１Ｃが設けられている。円筒形孔部１１６の内径はほぼ一定である。下死点近傍位置で、ピストン１２３の下端部１２３Ｂおよび凹部１４１Ｃは円筒形孔部１１６内から露出する。そして溝１４１Ａ、１４１Ｂは、シリンダブロック１１４に設けられた切欠き部１１４Ａから部分的に露出する。このようにピストン１２３の摺動面（外周面）に溝１４１Ａ、１４１Ｂや凹部１４１Ｃを設けることにより、ピストン１２３が往復運動する際に、シール部および摺動部へのオイル供給量が増える。そのためシール性が向上し、圧縮効率を向上しつつ、摺動面積を減らして摺動損失を低減することができる。

そこで、図１６Ａの構成に図１の構成を組み合わせることによって、さらなる圧縮効率向上と摺動損失低減が期待できる。図２は上述の組み合わせを想定した密閉型圧縮機の要部縦断面図である。図２は、ピストンが下死点にある状態を示している。図３は図２に示す密閉型圧縮機の、ピストンが圧縮行程にある状態の要部上面図である。

円筒形孔部２１６は、ストレート部２１８と、テーパ部２１７とを有する。ストレート部２１８では円筒形孔部２１６の内径はほぼ一定である。テーパ部２１７では、ピストン２２３が上死点に位置する側（図中右側）の途中から下死点に位置する側（図中左側）に向かって、内径寸法がＤｔからＤｂ（＞Ｄｔ）に増加している。ピストン２２３とテーパ部２１７との隙間は、下死点近傍で大きく、上死点近傍で小さくなる。

また、ピストン２２３の表面には、溝２４１Ａ、２４１Ｂや径方向内側に窪んだ凹部２４１Ｃが設けられている。下死点近傍位置で、ピストン２２３の下端部２２３Ｂおよび凹部２４１Ｃは、円筒形孔部２１６内から露出する。溝２４１Ａ、２４１Ｂは、シリンダブロック２１４に設けられた切欠き部２１４Ａから部分的に露出する。

したがって、ピストン２２３のシール部は、上死点近傍における隙間の縮小と溝２４１Ａ、２４１Ｂによるラビリンスシール効果により、ブローバイを防止する。また、下死点近傍において飛散する潤滑油を凹部２４１Ｃが保持し、凹部２４１Ｃから溝２４１Ａ、２４１Ｂとピストン２２３の摺動部へと潤滑油が供給される。このようにオイル供給量が増大することで、シール性および潤滑性を向上することができる。

その結果、ピストン２２３の摺動部の平均隙間の拡大と摺動面積の低減により、摺動損失を大幅に低減でき、かつシール性が高く圧縮効率の高い密閉型圧縮機が期待できる。

この構成では、ピストン２２３が下死点近傍で円筒形孔部２１６のテーパ部２１７から露出する。このとき、ピストン２２３は、円筒形孔部２１６内に挿設されたピストン２２３の摺動部が支点となり、ピストン２２３とピストンピン（図示せず）およびコンロッド２２６の自重をこの支点が支持する片持ち支持構成となっている。これは、コンロッド２２６とクランクシャフトの偏心軸（図示せず）との接続部のクリアランスや、軸受とクランクシャフト（いずれも図示せず）との接続部のクリアランスが、ピストン２２３のシール部の隙間に比べて大きいためである。

上述の片持ち支持構成のために、ピストン２２３が最も円筒形孔部２１６から露出する下死点において、テーパ部２１７とピストン２２３とで形成される隙間内でピストン２２３の下死点側が鉛直下方に下がる方向に傾く。これは、円筒形孔部２１６の内径寸法が、ＤｔからＤｂに増加するテーパ部２１７を持つように形成されているため、下死点近傍でテーパ部２１７とピストン２２３の隙間が大きくなっていることに起因する。

ピストン２２３に凹部２４１Ｃが設けられていなければ、ピストン２２３を片持ち支持する摺動部の支持長さが図２のＬ１で示すように長く確保できる。しかしながら、凹部２４１Ｃが形成されていると、凹部２４１Ｃの窪み分だけ、ピストン２２３の傾きが大きくなる。その結果、ピストン２２３を片持ち支持する摺動部の支持長さが図２のＬ２で示すように短くなる。

したがって、図２に示す構成では、ピストン２２３の傾きが過大となる。そのため、圧縮行程において凹部２４１Ｃの縁部２４２が円筒形孔部２１６に突入する際に、円筒形孔部２１６の端面２１６Ａと局所的に衝突して騒音が増大する可能性がある。

次に、このような課題を解決する構成について図４〜図７を参照しながら説明する。図４は、本発明の実施の形態１における密閉型圧縮機のピストンが下死点に位置する状態を示す断面図である。図５は、その密閉型圧縮機のピストンが上死点に位置する状態を示す断面図である。図６は、その密閉型圧縮機のピストンの下面図である。図７は、そのピストンが傾いた状態で下死点に位置する状態を示す圧縮部の断面図である。

図４、図５に示すように、この密閉型圧縮機は、密閉容器３０１と、電動機構３０４と、圧縮機構３０５とを有する。密閉容器３０１は底部に潤滑油３０６を貯留する。電動機構３０４は固定子３０２と回転子３０３とを有し、密閉容器３０１内に配置されている。圧縮機構３０５もまた密閉容器３０１内に配置され、電動機構３０４によって駆動される。

具体的には、圧縮機構３０５は、シャフト３１０と、シリンダブロック３１４と、ピストン４２３と、コンロッド３２６とを有する。シャフト３１０は電動機構３０４によって回転駆動される主軸部３１１と、主軸部３１１の一端に偏心して形成された偏心軸部３１２とを有する。主軸部３１１は回転子３０３の軸心に固定されている。

シャフト３１０の内部や外周面には、給油通路３１３が設けられ、給油通路３１３の一端は、偏心軸部３１２において軸心方向に延びるように形成されている。また給油通路３１３は偏心軸部３１２の上端で開口した給油通路（図示せず）と連通している。偏心軸部３１２の途中には、給油通路３１３から半径方向に分岐し、開口した分岐油路（図示せず）が設けられている。主軸部３１１の下端は、給油通路３１３の他端が潤滑油３０６内へ所定の深さで浸漬するように延出している。

シリンダブロック３１４は、圧縮室３１５を構成する略円筒形の円筒形孔部３１６と、主軸部３１１を回転可能に支持する軸受部３２０とを有する。円筒形孔部３１６と軸受部３２０とは、互いに一定の位置に固定されるように配置されている。円筒形孔部３１６と軸受部３２０とは、互いの軸心が直交するように配置されている。また、軸受部３２０は、シャフト３１０の主軸部３１１における偏心軸部３１２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。またシリンダブロック３１４には、円筒形孔部３１６の周壁における潤滑油３０６が降り注ぐ上方壁に、切欠き部３１９が設けられている。

ピストン４２３は円筒形孔部３１６内に往復動可能に挿入され、図６に示すように円筒形孔部３１６の内壁に摺動する摺動面４２３Ｃを有する。ピストン４２３の往復動方向は実質的に水平方向である。コンロッド３２６は偏心軸部３１２とピストン４２３とを連結している。すなわち、コンロッド３２６の一端は、偏心軸部３１２に連結され、その他端は、図６に示すようにピストンピン穴４２３Ａに挿入されたピストンピン４２５を介して、ピストン４２３に連結されている。コンロッド３２６とピストン４２３はピストンアッシー４４０を構成している。

すなわち、ピストン４２３にはピストン４２３の軸心と直交する方向にピストンピン穴４２３Ａが設けられている。そして圧縮機構３０５は、ピストンピン穴４２３Ａに挿入されたピストンピン４２５を有する。コンロッド３２６はピストンピン４２５の軸心回りに回転可能なようにピストンピン４２５に連結されている。

次に、円筒形孔部３１６とピストン４２３について図６、図７を参照しながら詳細に説明する。図７に示すように、円筒形孔部３１６の軸方向寸法は、ピストン４２３が下死点に位置するとき、円筒形孔部３１６のシャフト３１０側の端面３１６Ａからピストン４２３のコンロッド３２６側の端部がはみ出すように設定されている。

また、円筒形孔部３１６の内面は、図７に示すように、上死点側から所定の長さＬの区間だけ内径寸法が軸方向において一定に形成されたストレート部３１８と、下死点側に向かって、内径寸法がＤｔからＤｂ（＞Ｄｔ）に増加するテーパ部３１７とから構成されている。すなわち、円筒形孔部３１６はピストン４２３が上死点から下死点に向かう方向において内径寸法が徐々に増大するテーパ部３１７を有する。また円筒形孔部３１６はシャフト３１０側の端部である端面３１６Ａを有する。

ストレート部３１８とテーパ部３１７との境界はテーパ部３１７の始点であり、テーパ角度の変化率の大きい変曲部３１７Ａである。

図６、図７に示すように、ピストン４２３の外径は、全長にわたって同一寸法に形成されている。すなわちテーパ状ではない。ピストン４２３の外周面（摺動面４２３Ｃ）には、複数の凹部４４１Ａ、４４１Ｂ、４４１１Ｃ、４４１２Ｃが設けられている。圧縮室３１５に近い凹部４４１Ａ、４４１Ｂは、ピストン４２３の外周を一周する円環状に形成され、それぞれの空間容積が６ｍｍ^３に形成され、両者の間隔は２ｍｍに設定されている。

圧縮室３１５から最も離れた凹部４４１１Ｃ、４４１２Ｃは円環状ではない。凹部４４１１Ｃ、４４１２Ｃは、主として、ピストン４２３の円筒形孔部３１６との接触面積を少なくすることと、潤滑油３０６を保持することを目的として形成されている。凹部４４１１Ｃ、４４１２Ｃが潤滑油３０６を保持することにより、ピストン４２３の円筒形孔部３１６との摺動面を潤滑することができる。したがって、ピストン４２３をさらに軽量にする必要があれば、凹部４４１１Ｃ、４４１２Ｃを深く、あるいは広く形成してもよい。

図６は代表して凹部４４１２Ｃを示しているが凹部４４１１Ｃも同様の形状を有する。凹部４４１２Ｃの輪郭は、凹部４４１Ａ、４４１Ｂと平行な部分からコンロッド３２６側の端部４２３Ｂ側へその幅を徐々に狭くしながら延び、終端部は逆に圧縮室３１５側に延びる形状に形成されている。

凹部４４１１Ｃ、４４１２Ｃは、図６に示すようにピストンピン穴４２３Ａの中心を通る軸線Ｘを軸にして対称に形成され、また、その終端部は、ピストンピン穴４２３Ａにまで延出している。したがって、凹部４４１１Ｃ、４４１２Ｃは、ピストンピン穴４２３Ａを囲むように設けられ、端部４２３Ｂには、凹部４４１１Ｃ、４４１２Ｃの内側へ延出する延出部４２３Ｄが形成されている。延出部４２３Ｄは、ピストン４２３の端部４２３Ｂの一部を形成している。このように凹部４４１１Ｃ、４４１２Ｃはピストン４２３の径方向内側に窪むように形成され、潤滑油３０６を保持する。

凹部４４１１Ｃ、４４１２Ｃの、円筒形孔部３１６の内面（ストレート部３１８）とで形成される空間容積は、６ｍｍ^３以上に形成されている。ただし、凹部４４１１Ｃ、４４１２Ｃはストレート部３１８と面することはないので、仮想的な状態を想定している。凹部４４１Ｂとの間には凹部４４１１Ｃ、４４１２Ｃの最深部を基点に１．５ｍｍの間隔（後述する縁部４４２の寸法を含む間隔）が設けられている。上述のように凹部４４１１Ｃ、４４１２Ｃの容積は、任意に設定することができる。

凹部４４１１Ｃ、４４１２Ｃは、ピストンピン穴４２３Ａを囲むように設けられている。そのため、ピストンピン穴４２３Ａと連通している。すなわち、凹部４４１１Ｃ、４４１２Ｃは、ピストンピン穴４２３Ａの中心を通るピストン４２３の軸心Ｘに対称な位置に形成された第１凹部と第２凹部である。そして凹部４４１１Ｃ、４４１２Ｃはピストンピン穴４２３Ａを介して連通している。

さらに、凹部４４１１Ｃ、４４１２Ｃの縁部４４２の断面角は約３０°の傾斜面に形成されている。

凹部４４１１Ｃ、４４１２Ｃは、ピストン４２３の表面において軸心Ｘを中心に対称となる位置に設けられている。この場合、凹部４４１１Ｃには延出部４２３Ｄを設ける必要はないが、同じ形状とすることにより、組立て時において、ピストン４２３の上下方向を確認する必要がなく、作業性が向上する。

上記構成において、ピストン４２３は、ピストンピン穴４２３Ａに挿入されたピストンピン４２５がコンロッド３２６を貫通することにより、ピストンアッシー４４０を構成し、圧縮機構３０５として組み立てられる。この場合、延出部４２３Ｄが図７に示すように下面となるように配置されている。

そして図７に示すように、ピストン４２３が下死点に位置している状態において、延出部４２３Ｄは円筒形孔部３１６の端面３１６Ａの角と対面する（当接する）。ピストン４２３と円筒形孔部３１６におけるコンロッド３２６側の端面３１６Ａとの寸法関係は、このような状態となるように設定されている。すなわち、ピストン４２３が下死点に位置するとき、ピストン４２３が円筒形孔部３１６のシャフト３１０側の端部である端面３１６Ａに当接する鉛直方向下側の部分は、摺動面４２３Ｃの一部である延出部４２３Ｄである。

以上のように構成された密閉型圧縮機の動作を以下に説明する。電動機構３０４への通電により、電動機構３０４の回転子３０３は、シャフト３１０を回転させ、偏心軸部３１２の回転運動が、コンロッド３２６を介して往復運動に変換され、ピストン４２３に伝えられる。これによりシリンダブロック３１４の円筒形孔部３１６（圧縮室３１５）内に挿入されたピストン４２３は円筒形孔部３１６内を往復運動する。ピストン４２３の往復運動により、冷却システム（図示せず）から冷媒ガスは、圧縮室３１５内へ吸入され、圧縮された後、再び冷却システムに吐出される。

給油通路３１３の下端部は、シャフト３１０の回転により、遠心力を利用したポンプとして機能する。このポンプ作用により、密閉容器３０１の底部の潤滑油３０６は、給油通路３１３を通って、上方に汲み上げられ、偏心軸部３１２に設けられた給油通路および分岐油路から、それぞれの方向に噴出、飛散する。

給油通路から噴出した潤滑油３０６は、密閉容器３０１の天井面に衝突し、飛散して主に圧縮機構３０５の冷却と、摺動部の潤滑を行い、また、分岐油路からの潤滑油３０６は、密閉容器３０１内の全周方向へ略水平に飛散し、主にピストンピン３２５やピストン４２３などに供給されて摺動部の潤滑を行う。

ピストン３２３の往復運動において、圧縮行程の初期（下死点付近）には、ブローバイがほとんど発生せず、ピストン４２３の摺動抵抗も小さい状態にある。そして、ピストン４２３が上死点の近傍位置に達する直前では、圧縮室３１５内の圧力もさらに上昇する。上死点側ではピストン４２３の摺動面４２３Ｃとテーパ部３１７との隙間が小さくなることから、ブローバイの発生を低減することができる。

換言すると、ピストン４２３が下死点に位置する状態において、潤滑油３０６が、円筒形孔部３１６の上方壁に設けられた切欠き部３１９からピストン４２３の摺動面４２３Ｃに形成された凹部４４１１Ｃ、４４１２Ｃへ潤沢に供給され、保持される。潤滑油３０６の一部は凹部４４１Ａ、４４１Ｂへ供給され、保持される。そのため、ピストン４２３が隙間の狭いストレート部３１８へ移動する際にも、より多くの潤滑油がピストン４２３とストレート部３１８で形成される摺動部へ供給される。したがって、この潤滑油が摺動部を潤滑、シールする。その結果、ガス漏れの発生を防止し、体積効率を向上することができる。

さらに、円筒形孔部３１６がテーパ部３１７よりもピストン４２３の上死点側に設けられたストレート部３１８を有することが好ましい。この構成により、圧縮行程で最も圧力が増大する上死点近傍時のピストン４２３のシール部を、内径寸法が軸方向に一定に形成されたストレート部３１８において形成することができる。このようなシール部では、ピストン４２３と円筒形孔部３１６との最小隙間の軸方向距離が長くなるため、冷媒ガスの圧力増大に伴うガス漏れの発生を防止する作用が大きい。また、ピストン４２３が下死点近傍のテーパ部３１７に位置するときは、半径方向隙間が広いため、摺動損失も小さくなる。その結果、高効率化を達成することができる。

またピストン４２３が下死点に位置する状態では、円筒形孔部３１６におけるシャフト３１０側の端部からピストン４２３におけるコンロッド３２６側の端部が露出する。そのため、飛散給油された多量の潤滑油３０６が、露出したピストン４２３の表面に付着し、潤滑油３０６を、ピストン４２３の往復移動に伴って摺動部、シール部へ給油することができる。その結果、摺動損失を低減し、上述したガス漏れの発生防止と合わせて高効率化を達成することができる。

また、凹部４４１１Ｃ、４４１２Ｃの縁部４４２を傾斜面とすることにより、潤滑油３０６のくさび膜作用が得られ、ピストン４２３と円筒形孔部３１６との隙間に油膜を確実に形成することができる。

ピストン４２３が下死点に位置したときは、円筒形孔部３１６とピストン４２３との隙間内でピストン４２３の下死点側が鉛直下方側に傾く。しかしながら、延出部４２３Ｄは、円筒形孔部３１６の端面３１６Ａの角に当接している。そのため、ピストンアッシー４４０の自重による傾きにより、縁部４４２が円筒形孔部３１６より鉛直下方にずれて端面３１６Ａの下部角と衝突することはない。そのため衝突音の発生が抑えられ、低騒音化を達成することができる。なお、コンロッド３２６はピストンピン４２５の軸心回りに回転可能なようにピストンピン４２５に連結されている。そのため、ピストン４２３は軸心の回りに回転せず、延出部４２３Ｄが確実に端面３１６Ａの角に当接する。

また、凹部４４１１Ｃ、４４１２Ｃがピストンピン穴４２３Ａと連通しているため、ピストン４２３の下死点近傍において飛散給油された潤滑油３０６が循環経路を形成し、ピストン４２３を冷却する。この冷却によってピストン４２３の温度が低下し、これに伴って圧縮室３１５の温度上昇が抑制され、受熱による体積効率の低下が防止される。

さらに、電源周波数以下の運転周波数でインバーター駆動した場合、凹部４４１Ａ、４４１Ｂの毛細管現象による保油性維持やラビリンス効果の渦流の形成、および冷媒ガスにおける漏れ流れの凹部４４１Ａ、４４１Ｂ、４４１１Ｃ、４４１２Ｃの通過に伴う減速流の形成などの相乗効果により、冷媒の漏れを抑制することができる。

その結果、特に電源周波数以下の低い運転周波数域で密閉型圧縮機を運転した際の冷凍能力と効率を高くすることができる。この効果については実施の形態２で詳細に説明する。

（実施の形態２）
図８は、本発明の実施の形態２における密閉型圧縮機のピストンが下死点に位置する状態を示す圧縮部の拡大断面図である。図９は、そのピストンが上死点に位置する状態を示す圧縮部の拡大断面図である。図１０は、本実施の形態における密閉型圧縮機のピストンアッシーの縦断面図である。図１１は、本実施の形態における密閉型圧縮機のピストンが圧縮行程にある状態を示す圧縮部の上面図である。図１２は、本実施の形態における密閉型圧縮機のクランク角度に対するピストン側圧荷重の特性図である。

本実施の形態においては、圧縮機の全体構成について、実施の形態１の説明（符号を含む）と図４、図５を援用し、実施の形態１と相違する内容を主体に説明する。

実施の形態１と相違する部分は、ピストンに設けられた凹部の構成であり、他の構成は、実施の形態１と同様である。したがって、ここでは、構成が相違するピストンを主体に説明する。

図８、図９に示すように、ピストン３２３の外径は、全長にわたって同一寸法に形成され、その表面には、所定間隔を介して３個の凹部３４１Ａ、３４１Ｂ、３４１Ｃが設けられている。凹部３４１Ａ、３４１Ｂ、３４１Ｃは、いずれもピストン３２３の表面において、円周を一周する円環形状に形成されている。

最も圧縮室３１５に近い位置に形成された凹部３４１Ａと、２番目の位置にある凹部３４１Ｂの、円筒形孔部３１６の内面（ストレート部３１８）とで形成される空間容積はそれぞれ６ｍｍ^３に設定されている。また、凹部３４１Ａと凹部３４１Ｂの間隔は２ｍｍに設定されている。

３番目の位置にある凹部３４１Ｃの、円筒形孔部３１６の内面（ストレート部３１８）とで形成される空間容積が６ｍｍ^３以上に形成されている。ただし、凹部３４１Ｃはストレート部３１８と面することはないので、仮想的な状態を想定している。凹部３４１Ｃと凹部３４１Ｂとの間には凹部３４１Ｃの最深部を基点に１．５ｍｍの間隔（後述する縁部３４２の寸法を含む間隔）が設けられている。凹部３４１Ｃの一部はピストンピン穴３２３Ａと連通している。凹部３４１Ｃは、実施の形態１の凹部４４１１Ｃ、４４１１２Ｃと同様の目的で形成されている。したがって、凹部３４１Ｃの容積は、任意に設定することができる。

また、下死点に位置する状態で、ピストン３２３の反圧縮室側（コンロッド３２６側）の端部３２３Ｂは、図８に示すように、シリンダブロック３１４のシャフト側の端面３１６Ａより長さＡだけ露出する。ピストン３２３はこのような寸法に形成されている。換言すると、円筒形孔部３１６の軸方向寸法は、ピストン３２３が下死点に位置するときに円筒形孔部３１６の端面３１６Ａの角が、端部３２３Ｂと当接するように設定されている。端部３２３Ｂはピストン３２３におけるコンロッド３２６側の端と円環形状の凹部３４１Ｃの間の外周面である。

さらに、シリンダブロック３１４には、実施の形態１と同様に円筒形孔部３１６の周壁における潤滑油３０６が降り注ぐ上方壁に、切欠き部３１９が設けられている。切欠き部３１９により、ピストン３２３が下死点に位置する状態で少なくとも凹部３４１Ｃが露出する。換言すると、凹部３４１Ｃは、複数の凹部３４１Ａ、３４１Ｂ、３４１Ｃを設けた構成において、凹部の一部と定義するものである。

また、凹部３４１Ｃは、図８に示すように、ピストン３２３が下死点の位置に到達した状態では、そのすべてが円筒形孔部３１６の端面３１６Ａより長さＢだけ上死点側に位置するように形成されている。またピストン３２３の圧縮室３１５側の端面３２３Ｃは、長さＣの距離だけテーパ部３１７側に位置している。さらに、図１０に示すように、凹部３４１Ｃの縁部３４２は、断面においてほぼ３０°に傾斜した形状を有している。

図１１は、圧縮行程でクランク角度が３２０ｄｅｇのときのピストン３２３の配置を示している。このクランク角度３２０ｄｅｇは、図１２に示すように、ピストン３２３の側圧荷重が最大となる角度である。この最大側圧荷重は、円筒形孔部３１６の水平方向側面の側圧荷重摺動部に作用する。このとき、ストレート部３１８とテーパ部３１７の変曲部３１７Ａは、ピストン３２３の凹部３４１Ｃの幅の範囲内に位置している。なお、図１１においては、変曲部３１７Ａが凹部３４１Ｃの幅の範囲内に位置していることをわかりやすくするために、ピストン３２３と円筒形孔部３１６のストレート部３１８とのクリアランスを大きく示している。

以上のように構成された密閉型圧縮機の動作を以下に説明する。電動機構３０４への通電により、電動機構３０４の回転子３０３は、シャフト３１０を回転させ、偏心軸部３１２の回転運動が、コンロッド３２６を介して往復運動に変換され、ピストン３２３に伝えられる。これによって、ピストン３２３は、円筒形孔部３１６内を往復運動する。

ピストン３２３が、図８に示す下死点位置から、冷媒ガスを圧縮する圧縮行程に移行し、図９に示す上死点側に移動する途中の圧縮初期の状態では、圧縮室３１５内の圧力の上昇が小さい。そのため、円筒形孔部３１６に形成されたテーパ部３１７とピストン３２３の摺動面（外周面）とのクリアランスが比較的大きくても、潤滑油によるシール効果でブローバイがほとんど発生しない。また、クリアランスが大きいことで、ピストン３２３の摺動抵抗も小さい。

そして、圧縮行程が進行し、クランク角度が３２０ｄｅｇとなったとき、ピストン３２３は、図１１に示す位置にある。このとき、ピストン３２３の側圧荷重は、図１２に示すように最大値となる。

実施の形態１で説明した図３に示す構成では、側圧荷重が最大になったとき、テーパ部２１７の始点である変曲部２１７Ａでピストン２２３の側面の摺動箇所が局所的に面圧上昇してこすれる状態になり易い。その結果、潤滑状態が悪化し、摺動音が増大する等の可能性がある。

しかしながら本実施の形態では、テーパ部３１７の始点であるテーパ角度の変化率の大きい変曲部３１７Ａがピストン３２３の凹部３４１Ｃの幅の範囲内に位置する。加えて凹部３４１Ｃの深さが確保されていることから、凹部３４１Ｃに対面している状態においても変曲部３１７Ａが凹部３４１Ｃの底から離れている。したがって、側圧荷重が大きくなっても、油膜が形成され難い変曲部３１７Ａで潤滑状態が低下し、局所的に擦れて摺動音が発生することもない。

そして、さらに圧縮行程が進み、圧縮室３１５内の冷媒ガスの圧力が次第に上昇して、ピストン３２３が図９に示す上死点の近傍位置に達する直前では、圧縮室３１５内の圧力もさらに上昇する。上死点側ではピストン３２３の摺動面とテーパ部３１７との隙間が小さくなることから、ブローバイの発生を低減することができる。このとき、円筒形孔部３１６に形成したストレート部３１８は、所定の吐出圧力まで増大した冷媒ガスの漏れを、テーパ部３１７よりも低減する。

ピストン３２３が下死点に位置する状態では、ピストン３２３のコンロッド３２６側がシリンダブロック３１４から露出するように形成されている。そして、シャフト３１０の上端から飛散された潤滑油３０６が、円筒形孔部３１６の上方壁に設けられた切欠き部３１９からピストン３２３の摺動面に形成された凹部３４１Ｃへ潤沢に供給されるとともに、保持される。潤滑油３０６の一部は凹部３４１Ａ、３４１Ｂへ供給される。これにより、圧縮行程においてシリンダブロック３１４の円筒形孔部３１６の内周面とピストン３２３の摺動面との隙間に供給される潤滑油も多くなる。

また、ピストン３２３が上死点へ移動する途中で、ピストン３２３のすべてが円筒形孔部３１６内に位置する。そのため、凹部３４１Ａ、３４１Ｂ、３４１Ｃに保持された潤滑油３０６が円筒形孔部３１６から逃げ難くなる。また、摺動抵抗が最も大きくなるストレート部３１８に対しても潤滑油３０６が運ばれ易い。

さらに、ピストン３２３の圧縮室側の端面３２３Ｃが、下死点において図８の長さＣの距離だけテーパ部３１７側に位置している。そのため、圧縮行程でピストン３２３が下死点から上死点へ移動する際、ピストン３２３の表面に付着した潤滑油３０６の一部が上死点側へ移動するとともに、円筒形孔部３１６の表面に付着した潤滑油３０６の一部も、ピストン３２３の移動にともなってピストン３２３と円筒形孔部３１６の隙間に巻き込まれて供給される。

また図８に示す状態において、ピストン３２３の圧縮室３１５側の端面はテーパ部３１７に位置するように構成されている。そのため、ピストン３２３と円筒形孔部３１６の隙間は、ピストン３２３がストレート部３１８に位置する場合と比べて大きい状態にある。そのため、その隙間の空間に保持される潤滑油３０６の量も多い。

したがって、ピストン３２３が隙間の狭いストレート部３１８へ移動する際においても、より多くの潤滑油がピストン３２３とストレート部３１８とで形成される摺動部へ供給され、その摺動部を潤滑、シールすることができる。その結果、ガス漏れの発生を防止し、体積効率を向上することができる。この構成は実施の形態１にも適用可能である。

また、凹部３４１Ｃは、ピストン３２３の摺動面に円環形状で設けられているため、例えば、凹部３４１Ｃの幅を、ピストン３２３の軸方向へ広げるなどして凹部３４１Ｃの面積を最大化することが可能となる。

以上のような構成により、円筒形孔部３１６（圧縮室３１５）とピストン３２３の摺動面積を最大限に低減して摺動抵抗を減らすことができる。また、ピストン３２３の全周の潤滑部、シール部へ均一に安定して潤滑油３０６を供給することができる。そのため、不均一で不安定な給油に起因する潤滑不良やシール性の低下を防止することができる。

さらに、凹部３４１Ｃの縁部３４２が、断面形状においてピストン３２３の軸方向表面に対して約３０°に傾斜した面で構成されている。そのため、ピストン３２３が往復動する際に、凹部３４１Ｃ内に保持された潤滑油３０６は、凹部３４１Ｃ内で勢い付けられる。そして、凹部３４１Ｃの縁部３４２の傾斜に沿ってピストン３２３と円筒形孔部３１６の隙間に引き込まれ、その隙間に入り込んでピストン３２３の傾きを矯正するように作用する。このように、いわゆるくさび膜作用がピストン３２３と円筒形孔部３１６の隙間において生じる。

その結果、潤滑油３０６によるくさび膜効果により、ピストン３２３の傾きは小さくなるように矯正され、ピストン３２３の全周における円筒形孔部３１６との隙間が均一化されるように作用する。したがって、特に隙間が狭く形成された上死点近傍の摺動部、シール部に潤滑油３０６が運ばれ易くなり、不可避である局所的な金属接触の頻度を低減することができる。

なお、凹部３４１Ｃの縁部３４２の角度は、約３０°に限るものではない。上述のように、ピストン３２３が往復動する際に、凹部３４１Ｃ内に保持された潤滑油３０６が、ピストン３２３と円筒形孔部３１６の隙間に引き込まれるくさび膜作用が生じ易い角度であればよい。すなわち、縁部３４２の角度はピストン３２３の往復速度等に応じて適宜設定すればよい。本実施の形態においては、縁部３４２のピストン３２３の軸方向表面に対する角度は２５°から３５°の範囲とすることが好ましい。しかしながら、４５°以下の傾斜角度、もしくは同等の曲面形状を有する断面形状とし、凹部３４１Ｃ内に保持された潤滑油３０６が、ピストン３２３と円筒形孔部３１６との隙間に引き込まれる角度にすればよい。

その結果、シリンダブロック３１４とピストン３２３の間に、さらに多くの潤滑油３０６を供給することができ、潤滑油３０６を良好に保持してシール性を向上させることができる。さらに、潤沢な潤滑油３０６の供給に伴い、ピストン３２３の摺動抵抗を軽減することができ、これによって圧縮効率を向上するとともに、入力を低減し、高効率化を達成することができる。なお、この構成は実施の形態１の凹部４４１１Ｃ、４４１２Ｃに適用してもよい。

また、ピストンアッシー３４０は、円筒形孔部３１６内に挿設されたピストン３２３の摺動部のみでピストンアッシー３４０の自重が支持される片持ち支持構成となっている。そのため、特にピストン３２３が最も円筒形孔部３１６から露出する下死点近傍において、ピストン３２３は円筒形孔部３１６との隙間内でピストン３２３の下死点側が鉛直下方側に傾く。

しかしながら、凹部３４１Ｃのコンロッド側の縁部３４２が、円筒形孔部３１６の端面３１６Ａより上死点側に位置している。そしてピストン３２３の端部３２３Ｂと円筒形孔部３１６の端面３１６Ａの角が当接した状態となっている。そのため、ピストンアッシー３４０の自重による傾きにより、凹部３４１Ｃの縁部３４２が、円筒形孔部３１６より鉛直下方にずれて端面３１６Ａの下部角と衝突することもない。したがって衝突音の発生が抑えられ、低騒音化を達成することができる。

また、凹部３４１Ｃの一部がピストンピン穴３２３Ａと連通している。すなわち、凹部３４１Ｃの上側と下側とはピストンピン穴３２３Ａを介して連通していることが好ましい。この構成により、下死点近傍でピストン３２３上部へ飛散給油された潤滑油３０６は、円環形状の凹部３４１Ｃを通過して、ピストンピン穴３２３Ａの端面を介して下方へ排出される循環経路を形成する。このとき、高温・高圧の冷媒ガスによって加熱されたピストン３２３は、循環経路を通過する比較的温度の低い潤滑油３０６によって冷却される。この冷却により、ピストン３２３の温度が低下し、これに伴って圧縮室３１５の温度上昇が抑制され、受熱による体積効率の低下を防止することができる。

また、電源周波数以下の運転周波数でインバーター駆動した場合、特に３０ｒ／ｓｅｃ以下の低速運転においては、ピストン３２３の往復運動速度が遅くなることに加えて、シャフト３１０のポンプ作用により供給される潤滑油３０６の給油量が減少する。そのため、偏心軸部３１２から密閉容器３０１内に散布される潤滑油３０６の量が減少する。

しかしながら、下死点近傍で少なくとも凹部３４１Ｃが円筒形孔部３１６から露出する。そのため、凹部３４１Ｃを主体に潤滑油３０６が貯留されてシール部に供給される。また、凹部３４１Ａ、３４１Ｂの毛細管現象により保油性が維持されるとともに、ラビリンス効果の渦流が形成される。さらに、冷媒ガスの漏れ流れが凹部３４１Ａ、３４１Ｂ、３４１Ｃを通過した後に、縮流による減速流を形成する。このラビリンス効果の渦流形成、および縮流による減速流の形成などの相乗効果により、冷媒の漏れを抑制することができる。その結果、特に電源周波数以下の低い運転周波数域で密閉型圧縮機を運転した際の冷凍能力と効率を高くすることができる。

以下、本実施の形態における密閉型圧縮機の成績係数（Ｃ．Ｏ．Ｐ．）の確認実験を行った結果について、図１３から図１５を用いて説明する。なお、成績係数は、印加入力に対する冷凍能力の比であり、一般的に圧縮機の効率を示す指標として用いられる。また以下の試験では、冷媒にＲ６００ａ（イソブタン）を用いている。また、運転周波数は２７ｒ／ｓｅｃであり、冷蔵庫で運転される条件に近い運転条件として、蒸発温度は−３０℃、凝縮温度は４０℃としている。

図１３は、凹部３４１Ａ、３４１Ｂの空間容積に対する成績係数の特性図である。図１４は、隣り合う凹部３４１Ａ、３４１Ｂ、３４１Ｃ相互の距離に対する成績係数の特性図である。図１５は、圧縮機の運転周波数変化に対する成績係数の特性図である。

図１３において、縦軸は圧縮機の成績係数であり、横軸は凹部３４１Ａ、３４１Ｂの断面とピストン３２３の外径の延長面で囲われた空間容積の総和である。

すなわち図１３に示す試験結果は、圧縮室３１５側の凹部を、断面積が小さい複数の凹部３４１Ａ、３４１Ｂと定義して実施した結果である。しかしながら複数の凹部に限るものではなく、図１３で示す結果が得られる容積に形成された一つの凹部とすることもできる。

図１３から明らかなように、凹部３４１Ａ、３４１Ｂの空間容積を０．２５ｍｍ^３〜２５ｍｍ^３の範囲Ｔとすることが好ましい。このように設定することによって、空間容積が０．２５ｍｍ^３より小さい場合や２５ｍｍ^３より大きい場合と比べて高い成績係数を得ることができる。

次に、図１４に基づいて、隣り合う凹部３４１Ａ、３４１Ｂ、３４１Ｃの間の距離Ｓの影響について説明する。図１４において、縦軸は圧縮機の成績係数であり、横軸は隣り合う凹部３４１Ａ、３４１Ｂ、３４１Ｃの間の距離Ｓである。

図１４に示すように、凹部３４１Ａ、３４１Ｂ、３４１Ｃの間の距離を１ｍｍ以上離して形成することにより、成績係数（Ｃ．Ｏ．Ｐ）が高まる。これは、隣り合う凹部３４１Ａ、３４１Ｂ、３４１Ｃの相互の距離Ｓを１ｍｍ以上とすることにより、ピストン３２３の表面と円筒形孔部３１６との隙間が絞りとなるものと推察される。そのため、冷媒ガスと潤滑油３０６との混合流の流速が増加することで混合流が減圧され、その結果、ピストン３２３と円筒形孔部３１６の隙間からの漏れ量がさらに減少するものと推察される。したがって、反圧縮室側への漏れ量をより低減させることで、体積効率の低減を防止し、圧縮機の効率を高めることができる。

また本実施の形態において、凹部３４１Ａ、３４１Ｂ、３４１Ｃは隣り合う凹部３４１Ａ、３４１Ｂ、３４１Ｃ相互の距離を１ｍｍ以上離して形成している。これにより、上述の効果に加え、いずれか一つの凹部３４１Ａ、３４１Ｂ、３４１Ｃ内のオイルが不連続になり、シール性が低下した場合においても、他の凹部によりシール性を保つことができる。

次に、図１５に基づいて、冷凍サイクルに本実施の形態の圧縮機を組み込み、予め定めた運転負荷条件（一定の条件）において圧縮機の運転周波数を変化させた時の成績係数の特性について説明する。縦軸は圧縮機の成績係数を、横軸はピストンが駆動される運転周波数をそれぞれ示している。なお比較のため、従来例として、本実施の形態と同等の仕様の圧縮機（シリンダ容積：１０ｍｌ、２７ｒ／ｓｅｃ運転時の能力：７４Ｗ）を同様の冷凍サイクルに組み込み、同一の運転負荷条件に設定した状態で、運転周波数を、約２０から約４５ｒ／ｓｅｃの範囲で運転した場合の結果を示している。この従来の圧縮機では、円筒形孔部にはテーパ部はなく、またピストンには凹部３４１Ｃは形成されていない。

図１５から明らかなように、冷蔵庫等の冷却システムにおいて消費電力の低減効果の大きい、運転周波数が低い場合において、従来の圧縮機と比べて、成績係数が大幅に改善されている。したがって、ピストン３２３と円筒形孔部３１６のシール性が格段に良化し、漏れ量を低減できることがわかる。

一般に、低速回転域では、冷凍能力が小さく、冷凍能力に対してピストン３２３と円筒形孔部３１６の隙間からの漏れ損失の割合が大きくなるため、圧縮機の効率が低下する。しかしながら、本実施の形態においては、潤滑油３０６による安定したシールおよびラビリンス効果により、ピストン３２３と円筒形孔部３１６の隙間からの漏れ量を低減することができる。そのため、体積効率低下に伴う圧縮機の極端な効率低下を防止することができ、冷却システムの消費電力を大きく低減することができる。

以上のように、本実施の形態による密閉型圧縮機では、ピストン３２３と円筒形孔部３１６間の局所的な接触を回避すると同時に、摺動面積を最小化して、摺動損失を最小化することができる。しかも、ピストン３２３と円筒形孔部３１６との間のシール性に寄与する潤滑油３０６を、安定的にピストン３２３と円筒形孔部３１６間に供給し、ピストン３２３と円筒形孔部３１６の間で確実に確保することができる。

その結果、摩耗や騒音の原因となる金属接触を防止して信頼性を向上し、しかも騒音の発生を低減することができる。さらに潤滑油３０６の安定確保に伴うシール性の確保により、体積効率を高め、結果として圧縮機の効率を向上することできる。したがって、高効率、信頼性、騒音の発生防止を同時に両立して解決することができ、部分的に相反する課題を同時に解決することができる。

以上のように、実施の形態１、２によれば、円筒形孔部３１６の全長を短くし、密閉型圧縮機を小型化した上で、接触騒音の発生を防止し、摩耗の発生を低減することができる。このように、密閉型圧縮機の高効率、低騒音、高信頼性を両立することができる。

本発明によれば、密閉型圧縮機の圧縮効率を高めるとともに、ピストンと円筒形孔部との衝突音を抑制することができる。この密閉型圧縮機はエアーコンディショナーや自動販売機等の冷凍サイクルを用いた機器に用いられる密閉型圧縮機に幅広く適用することができる。

１１４，２１４，３１４ シリンダブロック
１１４Ａ，２１４Ａ，３１９ 切欠き部
１１６，２１６，３１６ 円筒形孔部
１２３，２２３，３２３，４２３ ピストン
１２３Ｂ，２２３Ｂ 下端部
２２６，３２６ コンロッド
１４１Ａ，１４１Ｂ，２４１Ａ，２４１Ｂ 溝
１４１Ｃ，２４１Ｃ，３４１Ａ，３４１Ｂ，３４１Ｃ，４４１Ａ，４４１Ｂ，４４１１Ｃ，４４１２Ｃ 凹部
２１６Ａ，３１６Ａ，３２３Ｃ 端面
２１７，３１７ テーパ部
２１７Ａ，３１７Ａ 変曲部
２１８，３１８ ストレート部
２４２，３４２，４４２ 縁部
３０１ 密閉容器
３０２ 固定子
３０３ 回転子
３０４ 電動機構
３０５ 圧縮機構
３０６ 潤滑油
３１０ シャフト
３１１ 主軸部
３１２ 偏心軸部
３１３ 給油通路
３１５ 圧縮室
３２０ 軸受部
３２３Ａ，４２３Ａ ピストンピン穴
３２３Ｂ 端部
３４０，４４０ ピストンアッシー
３２５，４２５ ピストンピン
４２３Ｂ 端部
４２３Ｃ 摺動面
４２３Ｄ 延出部

Claims (12)

1. 底部に潤滑油を貯留する密閉容器と、
   前記密閉容器内に配置された電動機構と、
   前記密閉容器内に配置され、前記電動機構によって駆動される圧縮機構と、を備え、
   前記圧縮機構は、
   前記電動機構によって回転駆動される主軸部と、前記主軸部に形成された偏心軸部とを有するシャフトと、
   圧縮室を構成する円筒形孔部と、前記主軸部を回転可能に支持する軸受部とを有し、かつ前記円筒形孔部の軸心と前記軸受部の軸心が直交するように前記円筒形孔部と前記軸受部とが配置されたシリンダブロックと、
   前記円筒形孔部内に往復動可能に挿入され、前記円筒形孔部の内壁に摺動する摺動面を有するピストンと、
   前記偏心軸部と前記ピストンを連結するコンロッドと、を有し、
   前記円筒形孔部は、前記ピストンが上死点から下死点に向かう方向において内径寸法が徐々に増大するテーパ部と、前記シャフト側の端部と、を有し、
   前記ピストンの往復動方向は実質的に水平方向であり、
   前記ピストンの摺動面には前記ピストンの径方向内側に窪み、前記潤滑油を保持する凹部が設けられているとともに、
   前記ピストンが前記下死点に位置するとき、前記ピストンが前記円筒形孔部の前記シャフト側の前記端部に当接する鉛直方向下側の部分は、前記摺動面の一部である、
   密閉型圧縮機。
2. 前記ピストンには前記ピストンの軸心と直交する方向にピストンピン穴が設けられ、
   前記圧縮機構は、前記ピストンピン穴に挿入されたピストンピンをさらに有し、
   前記コンロッドは前記ピストンピンの軸心回りに回転可能なように前記ピストンピンに連結され、
   前記摺動面は、前記コンロッド側の端部から前記凹部へ向かって延び、前記ピストンが前記下死点に位置するとき、前記円筒形孔部の前記シャフト側の前記端部に当接する延出部を有する、
   請求項１記載の密閉型圧縮機。
3. 前記凹部は、複数の凹部の１つであり、前記複数の凹部は前記ピストンピン穴の中心を通る前記ピストンの軸心に対称な位置に形成された第１凹部と第２凹部とを含み、
   前記第１凹部と前記第２凹部とは、前記ピストンピン穴を介して連通している、
   請求項２記載の密閉型圧縮機。
4. 前記凹部は、前記ピストンの外周方向に延びる円環形状を有する、
   請求項１記載の密閉型圧縮機。
5. 前記円筒形孔部は、前記テーパ部よりも前記ピストンの前記上死点側に設けられたストレート部と、前記テーパ部と前記ストレート部との境界である変曲部と、をさらに有し、
   前記ピストンが、前記ピストンによる側圧荷重が最大となる位置にあるとき、前記変曲部は、前記凹部の前記ピストンの軸心方向の幅の範囲内に位置しているように、前記変曲部の位置と前記凹部の位置とが設定されている、
   請求項４記載の密閉型圧縮機。
6. 前記凹部の深さは、前記ピストンが、前記ピストンによる側圧荷重が最大となる位置にあって、前記変曲部が前記凹部の前記ピストンの軸心方向の幅の範囲内に位置しているときに、前記変曲部が前記凹部の底から離れているように設定されている、
   請求項５記載の密閉型圧縮機。
7. 前記凹部は複数の凹部の１つであり、前記複数の凹部は、円環状の第１凹部と、前記第１凹部よりも前記圧縮室側に位置し、前記ピストンの外周方向に延びる円環状の第２凹部とを含み、前記第２凹部の空間容積は０．２５ｍｍ^３以上、２５ｍｍ^３以下である、
   請求項４記載の密閉型圧縮機。
8. 前記第１凹部と前記第２凹部との間隔は１ｍｍ以上である、
   請求項７記載の密閉型圧縮機。
9. 前記円筒形孔部は、前記テーパ部よりも前記ピストンの前記上死点側に設けられたストレート部を有する、
   請求項１記載の密閉型圧縮機。
10. 前記ピストンが前記下死点に位置するときに、前記ピストンの前記圧縮室側の端面が、前記円筒形孔部のテーパ部に位置する、
    請求項９記載の密閉型圧縮機。
11. 前記シリンダブロックにおける前記円筒形孔部の前記シャフト側端部の上部に、前記ピストンが前記下死点に位置するときに前記凹部の一部を露出させる切欠き部が設けられた、
    請求項１記載の密閉型圧縮機。
12. 前記摺動面から前記凹部への境界である縁部の断面形状は、前記ピストンの軸方向表面に対して４５°以下の傾斜角度、もしくは同等の曲面形状を有する、
    請求項１記載の密閉型圧縮機。

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