WO2009145232A1

WO2009145232A1 - 密閉型圧縮機及び冷凍サイクル装置

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Publication number: WO2009145232A1
Application number: PCT/JP2009/059719
Authority: WO
Inventors: 一彦三浦; 康治里舘; 俊彦二見
Original assignee: 東芝キヤリア株式会社
Priority date: 2008-05-28
Filing date: 2009-05-27
Publication date: 2009-12-03
Also published as: JPWO2009145232A1; CN102046981A; US20110067434A1

Abstract

　密閉型圧縮機（１）として、密閉容器（１０）内に、電動機部（１１）と、この電動機部に回転軸（１３）を介して連結される圧縮機構部（１２）とを収容し、上記圧縮機構部は、内径孔（Ｓ）を備えたシリンダ（２０）と、回転軸を軸支する軸受孔（Ｎ）が設けられるとともに、シリンダの内径孔を塞いで内部にシリンダ室を形成する主軸受（２１）及び副軸受（２２）とを備え、主軸受及び副軸受の少なくとも一方はシリンダ室側に開口する環状溝（Ｋ）を有し、この環状溝の内周面はシリンダ室側から反シリンダ室側へ向って漸次直径が大きいテーパ状に形成され、かつ、その深さ（Ｌ）が軸受孔の直径（Ｄ）の４０％以上に設定される。本発明は、シリンダ内での圧縮荷重により回転軸が撓み変形するのに対応して、主軸受及び副軸受の少なくともいずれか一方は回転軸との片当りを防止し、信頼性の向上を得るとともに長寿命化を図れる密閉型圧縮機を提供し、この密閉型圧縮機を備えて冷凍サイクルを構成し冷凍効率の向上を得られる冷凍サイクル装置を提供する。

Description

密閉型圧縮機及び冷凍サイクル装置

　本発明は、軸受構造を改良した密閉型圧縮機と、この密閉型圧縮機を備えて冷凍サイクルを構成する冷凍サイクル装置に関する。

　冷凍サイクル装置には、密閉容器内に、電動機部と、この電動機部に回転軸（クランクシャフト）を介して連結される圧縮機構部とを収容するロータリ式の密閉型圧縮機が多用される。この種の圧縮機において、シリンダ内に形成される圧縮室に冷媒を導いて圧縮することで、圧縮荷重が回転軸に作用する。

　したがって、回転軸が撓み変形を生じ、そのまま何らの対策も施さないと、撓み方向の回転軸部分と、この回転軸を軸支する軸受とが部分接触を生じる。回転軸の円滑な回転が損なわれ、ついには回転軸と軸受の損傷に至ってしまう。そこで、特開２００４－１２４８３４号公報では、回転軸の撓み変形を適切に承受するための軸受構造が提案されている。

　この技術は、シリンダ内の圧縮荷重により回転軸が撓み変形するのに対応し、主軸受のシリンダ側に溝を設けて主軸受の撓み変形を可能とし、主軸受の電動機側の内径中心をシリンダ側の内径部の内径中心に対して、電動機部側の内径部における回転軸の撓み変形方向に所定量偏心させたことを特徴としている。

　しかしながら、上述の技術において、主軸受のシリンダ側の溝は、その内周面の直径が溝の全長に亘って同一であり、この溝の内周面と軸受孔内周間の厚さも溝の全長に亘って同一である。　
　したがって、溝のある範囲では回転軸と軸受との接触に関して軸受が撓むことで部分的な強い接触を回避できても、溝が終った部分は急激に軸受の剛性が高くなり、この部分で接触負荷を一気に受けてしまう。そのため、局所的な摩耗を生じ、軸受の信頼性を十分に高めることができなかった。

　本発明は上記事情にもとづきなされたものであり、その目的とするところは、シリンダ内での圧縮荷重により回転軸が撓み変形するのに対応して、主軸受及び副軸受の少なくともいずれか一方は回転軸との片当りを防止し、信頼性の向上を得るとともに長寿命化を図れる密閉型圧縮機を提供しようとするものである。

　さらに、本発明は上記事情にもとづきなされたものであり、その目的とするところは、上記密閉型圧縮機を備えて冷凍サイクルを構成し、冷凍効率の向上を得られる冷凍サイクル装置を提供しようとするものである。

　本発明の密閉型圧縮機は、密閉容器内に、電動機部と、この電動機部に回転軸を介して連結される圧縮機構部とを収容し、上記圧縮機構部は、内径孔を備えたシリンダと、回転軸を軸支する軸受孔が設けられるとともに、シリンダの内径孔を塞いで内部に圧縮室を形成する主軸受及び副軸受とを備え、主軸受及び副軸受の少なくとも一方は圧縮室側に向かって開口する環状溝を有し、この環状溝の内周面は圧縮室側から反圧縮室側へ向って漸次直径が大きいテーパ状に形成され、かつ、その深さＬが上記軸受孔の直径Ｄの４０％以上に設定される。

　本発明の冷凍サイクル装置は、上記密閉型圧縮機と、凝縮器と、膨張装置と、蒸発器とを備えた。

図１は、本発明における第１の実施の形態に係る、冷凍サイクル装置の冷凍サイクル構成図と密閉型圧縮機の縦断面図である。図２は、同密閉型圧縮機の圧縮機構部を拡大した縦断面図である。図３は、本発明における第２の実施の形態に係る、密閉型圧縮機の圧縮機構部を拡大した縦断面図である。図４は、本発明における第３の実施の形態に係る、密閉型圧縮機の要部の縦断面図である。図５は、本発明における第４の実施の形態に係る、密閉型圧縮機の要部の縦断面図である。図６は、本発明における、環状溝深さ効果の特性図である。図７は、本発明における、環状溝最小肉厚効果の特性図である。図８は、本発明における、環状溝最小シール幅効果の特性図である。図９は、本発明における、環状溝傾き効果の特性図である。図１０は、本発明における第３の実施の形態での、変形例としての密閉型圧縮機の縦断面図である。図１１は、同変形例に係る中間仕切り板に取付けられる吐出弁機構の平面図である。図１２は、同変形例に係る第１の実施例の中間仕切り板と吐出弁機構の断面図である。図１３は、同変形例に係る第２の実施例の中間仕切り板と吐出弁機構の断面図である。

　以下、本発明の実施の形態を、図面にもとづいて説明する。図１は、密閉型圧縮機１の縦断面図及び、冷凍サイクル装置Ｒの冷凍サイクル構成図である。

　図中１は、密閉型回転式圧縮機（以下、単に「圧縮機」と呼ぶ）であり、この圧縮機１については後述する。前記圧縮機１の上端部には冷媒管Ｐが接続され、この冷媒管Ｐには、凝縮器２と、膨張弁（膨張装置）３と、蒸発器４及びアキュームレータ５が順次設けられる。さらに冷媒管Ｐは、アキュームレータ５から上記圧縮機１の側部に接続されていて、これらで冷凍サイクル装置Ｒの冷凍サイクルが構成される。

　次に、上記圧縮機１について説明する。上記圧縮機１は、密閉容器１０を備えていて、この密閉容器１０内部の上部側に電動機部１１が収容され、下部側に圧縮機構部１２が収容される。そして、これら電動機部１１と圧縮機構部１２とは回転軸１３を介して連結される。

　密閉容器１０の上面部には孔部からなる吐出部１ａが設けられ、上記凝縮器２に連通する冷媒管Ｐが接続される。さらに、密閉容器１０の下部周壁には孔部からなる吸込み部１ｂが設けられ、アキュームレータ５に連通する冷媒管Ｐが接続される。

　上記電動機部１１は、回転軸１３に嵌着固定される回転子（ロータ）１５と、この回転子１５の外周面と狭小の間隙を存して内周面が対向され、密閉容器１０内周壁に嵌着固定される固定子（ステータ）１６とから構成される。

　次に、上記圧縮機構部１２について、図１及び図２にもとづいて説明する。図２は、圧縮機構部１２を拡大して示す縦断面図である。

　圧縮機構部１２は、密閉容器１０の内周壁に嵌着固定され、軸芯に内径孔Ｓを備えたシリンダ２０と、このシリンダ２０の上面に取付けられる主軸受２１と、シリンダ２０下面に取付けられる副軸受２２を備えている。上記シリンダ内径孔Ｓは、主軸受２１と副軸受２２によって塞がれ空間部となっていて、この空間部は圧縮室（以下、「シリンダ室」と呼ぶ）Ｓとなる。

　上記回転軸１３は、電動機部１１とシリンダ２０上面との間の部分が上記主軸受２１に設けられる軸受孔Ｎに貫通され、回転自在に軸支される。また、回転軸１３はシリンダ２０下面から下端までの間の部分が上記副軸受２２に設けられる軸受孔Ｎに貫通され、回転自在に軸支される。

　上記主軸受２１と副軸受２２はともに、シリンダ内径孔Ｓを塞ぐフランジ部２１ａ，２２ａと、このフランジ部２１ａ，２２ａの軸芯部に沿って一体に突設され、回転軸１３を軸支する軸受孔Ｎを備えた筒状枢支部２１ｂ，２２ｂとからなる。さらに、主軸受２１と副軸受２２には環状溝Ｋが設けられているが、この環状溝Ｋについては後述する。

　上記回転軸１３には、中心軸が偏心量ｅだけ偏心する偏心部１３ａが一体に設けられている。この偏心部１３ａの周面には、ローリングピストン（以下、単に「ローラ」と呼ぶ）２５が嵌め込まれる。　
　そして、ローラ２５及び偏心部１３ａは上記シリンダ室Ｓに収容されていて、ローラ２５の外周壁一部は、軸方向に沿ってシリンダ室Ｓ周壁に線状に接触するよう設計されている。したがって、回転軸１３の回転によりローラ２５外周壁のシリンダ室Ｓ周壁に対する接触位置が、漸次、周方向に移動するようになっている。

　上記シリンダ２０には、図示しないブレード室が設けられる。このブレード室には、圧縮ばねが収容されるとともに、この圧縮ばねによって背圧を受けるブレードが移動自在に収容される。ブレードの先端縁はローラ２５の外周壁一部に軸方向に沿って接触しており、したがってブレードは常にシリンダ室Ｓを二分する。

　上記主軸受２１には吐出孔２６が設けられる。吐出孔２６が設けられる位置は、ブレードのローラ２５接触部位の近傍で、この一側部になる。吐出孔２６には吐出弁機構２７が設けられ、主軸受２１に取付けられるバルブカバー２８が吐出弁機構２７を覆う。バルブカバー２８には密閉容器１０内に開口する案内孔２８ｃが設けられる。

　上記シリンダ２０において、ブレードのローラ２５接触部位を挟んで吐出孔２６とは反対側の部位に吸込み部１ｂを構成する孔部が設けられる。この吸込み部１ｂは、シリンダ２０を径方向に貫通するとともに、密閉容器１０にも連通して設けられ、上記アキュームレータ５に連通する冷媒管Ｐが接続される。

　次に、上記主軸受２１及び副軸受２２に設けられる環状溝Ｋについて詳述する。

　主軸受２１に設けられる環状溝Ｋと、副軸受２２に設けられる環状溝Ｋは、互いに同一構造で、同一の寸法形状をなしている。ここでは主軸受２１の環状溝Ｋについてのみ説明し、副軸受２２の環状溝Ｋについては同符号を付して、新たな説明を省略する。

　上記環状溝Ｋは、上記主軸受２１を構成するフランジ部２１ａと筒状枢支部２１ｂとの交差部から筒状枢支部２１ｂに亘って設けられている。シリンダ室Ｓと対向する開口端Ｋｄを備えていて、この開口端Ｋｄから反シリンダ室Ｓ側である電動機部１１側へ深く形成される。

　環状溝Ｋの開口端Ｋｄは、主軸受２１に設けられる軸受孔Ｎと同心で、所定幅の円環状をなす。この開口端Ｋｄから深さ方向に亘って、外周面Ｋｍは軸受孔Ｎ周面との間隔が深さ方向に沿って均一であるのに対して、内周面Ｋｑは軸受孔Ｎ周面との間隔が漸次離間する方向に傾斜形成される。

　換言すれば、環状溝Ｋの外周面Ｋｍは軸方向に沿って均一の直径に形成されているのに対して、内周面Ｋｑは軸方向に沿って漸次直径が拡大するテーパ状に形成される。そのため、軸受孔Ｎ周面から環状溝Ｋの内周面Ｋｑまでの肉厚が、環状溝Ｋの開口端Ｋｄにおいて最も小さく（薄く）、開口端Ｋｄから深さ方向に亘って漸次厚くなる。

　このように上記環状溝Ｋの内周面Ｋｑは、シリンダ室Ｓ側である開口端Ｋｄから反シリンダ室Ｓ側へ向って漸次直径が大きいテーパ状に形成されることを前提として、後述する理由により、環状溝Ｋの深さ寸法をＬ、軸受孔Ｎの直径（回転軸１３の軸径でもある）をＤとしたときの環状溝Ｋの深さＬは、軸受孔Ｎの直径Ｄの４０％以上に設定されている。

　さらに、上記環状溝Ｋは内周面Ｋｑがテーパ状に形成されているので、シリンダ室Ｓと対向する開口端Ｋｄにおいて、内周面Ｋｑと軸受孔Ｎ周面との間隔である肉厚ｂが最も小となる。後述する理由により、環状溝Ｋの内周面Ｋｑと軸受孔Ｎ周面との間の最小肉厚ｂは、
　０．０９×軸受孔Ｎの直径Ｄ≧最小肉厚ｂ≧０．０４×軸受孔Ｎの直径Ｄ…（１）
以上の（１）式の関係を満たすように設定される。

　さらに、上記回転軸１３の偏心部１３ａの偏心量をｅ、上記ローラ２５の外周半径をｒとしたとき、後述する理由により、上記環状溝Ｋの外周半径ｇは、　
　０．５ｍｍ≦［ローラ２５の外周半径ｒ（ｍｍ）－偏心部１３ａの偏心量ｅ（ｍｍ）］－環状溝Ｋの外周半径ｇ（ｍｍ）…（２）
以上の（２）式の関係を満たすとともに、
　環状溝Ｋの外周半径ｇ（ｍｍ）＞軸受孔Ｎの直径Ｄ（ｍｍ）／２＋最小肉厚ｂ（ｍｍ）…（３）
以上の（３）式の関係を満たすよう設定されている。

　次に、圧縮機１の作用及び冷凍サイクル装置Ｒの冷凍作用について説明する。

　圧縮機１を構成する電動機部１１に通電することで固定子１６の発生する回転磁界により回転子１５が回転し、回転子１５と一体の回転軸１３が回転駆動される。電動機部１１から回転軸１３に駆動トルクが作用し、回転軸１３に設けられる偏心部１３ａがローラ２５と一体にシリンダ室Ｓにおいて偏心回転運動を行う。

　これによりシリンダ室Ｓの一部が負圧化し、アキュームレータ５から冷媒管Ｐを介して冷媒が導かれる。冷媒は、ローラ２５周面とシリンダ室Ｓ周面とブレードとで区画される空間部位に導かれ、ローラ２５の偏心回転にともない上記空間部位の容量が低減することで圧縮される。

　上記空間部位が最も小さくなったとき、冷媒は所定の高圧状態になるとともに高温化する。圧縮されたガス冷媒により吐出弁機構２７が開放され、バルブカバー２８を介して密閉容器１０内部に導かれ充満する。密閉容器１０内に充満する高温高圧のガス冷媒は、吐出部１ａから冷媒管Ｐへ吐出される。

　ガス冷媒は凝縮器２において外気もしくは水などと熱交換し、凝縮液化して液冷媒に変る。この液冷媒は、膨張弁３に導かれて断熱膨張し、さらに蒸発器４に導かれて、蒸発器４が配置される周辺部位の空気と熱交換し蒸発する。

　冷媒の蒸発にともなって周辺部位から蒸発潜熱を奪って冷気に変える。すなわち、周辺部位に対する冷凍作用をなす。蒸発器４で蒸発した冷媒は、アキュームレータ５に導かれ気液分離される。そして、圧縮機１のシリンダ室Ｓに吸込まれ、再び圧縮されて高温高圧の冷媒ガスに変り、上述の冷凍サイクルを繰り返す。

　このように圧縮機１の圧縮機構部１２を構成するシリンダ室Ｓにおいて、アキュームレータ５から気液分離した冷媒を吸込む吸込み行程と、吸込んだ冷媒を圧縮する圧縮行程と、圧縮した冷媒を吐出する吐出行程とが、連続して行われる。

　特に、圧縮行程では圧縮された高圧ガス冷媒により回転軸１３に圧縮荷重がかかり、それにより、ミクロ的に見ると回転軸１３は撓み変形する。具体的には、回転軸１３は圧縮作用をなす時の圧縮荷重方向とは反対側へ撓み変形方向がある。

　しかしながら、主軸受２１及び副軸受２２には上記条件に設定された環状溝Ｋを備えているので、回転軸１３の撓み変形に係らず、回転軸１３が主軸受２１及び副軸受２２に片当りするようなことはなく、円滑な回転が保証される。

　なお説明すると、負荷を受けて撓み変形する回転軸１３に倣うように主軸受２１の内面である軸受孔Ｎを変形させ、回転軸１３と主軸受２１との隙間の均一性を保持する領域を拡大する。したがって、回転軸１３と主軸受２１との間における潤滑油の油膜の形成能力が向上し、回転軸１３が低回転をなす場合でも油膜が確実に成立される。

　さらに、回転軸１３の回転数が低下し、あるいは潤滑油の粘度が低減し、あるいは圧縮負荷が増大して、油膜の形成維持が困難な条件下が存在する。すなわち、油膜を介しての接触ばかりでなく、回転軸１３と主軸受２１の表面粗さによる金属材同士が接触する固体接触で負荷を支持する、混合潤滑状態下に遷移する。

　このような固定接触が不可避となった場合でも、主軸受２１の軸受孔Ｎ面が連続的に変形して、局所的に高い接触力が生じることはない。焼付きや、局所的な軸受摩耗の発生を防止して、信頼性の高い主軸受２１を提供できる。なお、副軸受２２も全く同一構造の環状溝Ｋを備えているので、上記効果が副軸受２２にも及ぶことは言うまでもない。

　以下、本実施の形態における環状溝Ｋを、先に述べた特開２００４－１２４８３４号公報に記載されている柔構造溝と比較して説明する。　
　シリンダ室Ｓにおいて圧縮負荷を受けて撓み変形を生じた回転軸１３に対し、この回転軸１３を軸支する主軸受２１は、軸線方向に沿って均一な隙間を形成することが油膜の形成上、望ましい。

　回転軸１３の撓み変形は、回転軸１３が圧縮負荷を受けるシリンダ室Ｓ側で最も大きく、シリンダ室Ｓ側か遠ざかるにしたがって小さくなる。上述のように主軸受２１に環状溝Ｋを形成することにより、回転軸１３の撓み変形が大きいシリンダ室Ｓ側での主軸受２１内径の剛性が低く、シリンダ室Ｓ側か遠ざかるにしたがって剛性が徐々に高くなる。

　そのため、回転軸１３の変形に倣った主軸受２１の内面の変形をもたらすとともに、変形可能な環状溝Ｋの深さが、上記柔構造溝よりも深く形成されるので、広い領域で大きく変形して回転軸１３に倣う。また、主軸受２１内径の剛性がシリンダ室Ｓ側から遠ざかるにしたがって徐々に高くなるので、軸方向において主軸受２１が受ける負荷の変動を小さくすることができる。

　一方、柔構造溝は、溝内面と軸受孔周面との間の肉厚が溝の全長に亘って同一であるため軸受孔周面の剛性も同一であり、溝の部分での剛性が小さく、溝が終った部分で急激に剛性が高くなり、軸受が受ける負荷の変動が大きい。したがって、溝が終った部分で油膜破断が生じやすい。これは、単に溝深さを増しても解消できるものではない。

　本実施の形態のように環状溝Ｋを備え、この溝Ｋの深さ及び溝Ｋと軸受孔Ｎとの間の肉厚部分を増すことで、強度の増大を得られる。シリンダ室Ｓ側から遠ざかるにしたがって主軸受２１内径の剛性が高くなり、主軸受２１全体で均一な油膜生成を行い、幅広い運転領域において流体潤滑状態を保持できる。

　流体潤滑状態から固体接触状態も含めた潤滑状態を維持する混合潤滑状態に遷移した場合も、深く柔軟な環状溝Ｋであるため、固体接触も弾性変形可能な環状溝Ｋの深さの範囲で生じ、主軸受２１が弾性的に変形して回転軸１３との片当りを防止し、焼付き等の発生がない。

　なお、上述したように、内周面Ｋｑがテーパ状に形成された環状溝Ｋに係る設定条件があるが、これらの設定条件は以下に述べる根拠にもとづくものである。　
　はじめに、環状溝Ｋの内周面をシリンダ室Ｓ対向面から反シリンダ室Ｓ側へ向って漸次直径が大きいテーパ状に形成することを前提として、環状溝Ｋの深さＬを軸受孔Ｎの直径Ｄの４０％以上に設定した根拠について説明する。

　すなわち、主軸受２１の軸受孔Ｎにおいて回転軸１３周面を支承するのに特に有効な部分は、軸受孔Ｎ端部から軸受孔Ｎの直径に相当する長さの部分である。そこで、環状溝Ｋの深さＬを、軸受孔Ｎの直径Ｄの４０％以上深く形成する。

　このことにより、主軸受２１の内面（軸受孔Ｎ）の変形が、より回転軸１３の変形に近い状態で従い、回転軸１３と主軸受２１との間の油膜の形成と、回転軸１３の変形による接触に対して望ましい形となる。

　これは、図６から説明できる。図６は、横軸に環状溝Ｋの深さをとり、縦軸に回転軸１３と主軸受２１との間に形成される潤滑油の油膜の厚みと、回転軸１３と主軸受２１との接触力をとった、溝深さ効果を表す特性図である。図中実線変化は接触力を示し、破線変化は油膜厚みを示している。ただし、環状溝Ｋの深さは回転軸１３（軸受孔Ｎ）の軸径（直径）Ｄとの比で示している。

　内周面Ｋｑがテーパ状に形成される環状溝Ｋの深さが０のとき、回転軸１３と主軸受２１との接触力が最大（１００）であり、これに対して油膜はほとんど形成されない。ある程度接触力が弱まったところで、油膜は最も薄い状態で形成される。環状溝Ｋの深さが長くなるにしたがって、接触力は急激に低減し、油膜の厚みはそれに反比例して厚くなる。

　特に、環状溝Ｋの深さが０．４（軸径比の４０％）を越えると、接触力の低減度合いが急減状態から漸減状態に変るとともに、油膜厚みが必要油膜厚み（１）を越え、これ以降は１以上を維持する。

　すなわち、回転軸１３と主軸受２１との間において、潤滑油の油膜のみしか介在しない流体潤滑状態下での油膜厚みは、溝深さを深くすることで増大していくが、環状溝Ｋが回転軸１３の軸径比で４０％以上の深さになると回転軸１３の傾きが大きくなり、油膜厚みは略一定となる。

　一方、混合潤滑状態での回転軸１３と主軸受２１との接触負荷は、環状溝Ｋの深さを増すことで低減可能な特性を示すが、回転軸１３の軸径比で４０％以上の深さでは、回転軸１３の傾きが大きくなり、接触負荷の減少割合は小さくなる。

　また、内周面Ｋｑがテーパ状に形成される環状溝Ｋは、シリンダ室Ｓに対向する開口端Ｋｄにおいて、その内周面Ｋｑと軸受孔Ｎの間隔である肉厚ｂが最も小（薄い）である。この環状溝Ｋの内周面Ｋｑと軸受孔Ｎ周面との間の最小肉厚ｂは、
　０．０９×軸受孔Ｎの直径Ｄ≧最小肉厚ｂ≧０．０４×軸受孔Ｎの直径Ｄ…（１）
以上の（１）式の関係を満たすように設定される。

　これは図７から説明できる。図７は、横軸に環状溝Ｋの最小肉厚（軸径比）ｂを示し、縦軸に接触力をとった環状溝最小肉厚効果を示す特性図である。図中実線変化は接触力を示し、最大許容接触力を０．５としている。

　環状溝Ｋの最小肉厚ｂを薄くし過ぎると、主軸受２１は剛性不足となって変形が大になる。このとき、流体潤滑状態での油膜の厚みは確保できても、混合潤滑状態での接触負荷が増大してしまう。

　一方、環状溝Ｋの最小肉厚ｂの厚みを大にし過ぎると、逆に剛性過剰となって変形せず、混合潤滑状態での接触負荷も増大する。そこで、接触負荷の最小の肉厚適正値を、図７及び（１）式に示すように設定することとなる。

　さらに、上記回転軸１３に一体に設けられる偏心部１３ａの偏心量をｅ、上記ローラ２５の外周半径をｒとしたとき、環状溝Ｋの外周半径ｇは、
　０．５ｍｍ≦［ローラ２５の外周半径ｒ（ｍｍ）－偏心部１３ａの偏心量ｅ（ｍｍ）］－環状溝Ｋの外周半径ｇ（ｍｍ）…（２）
以上の（２）式の関係を満たすとともに、
　環状溝Ｋの外周半径ｇ（ｍｍ）＞軸受孔Ｎの直径Ｄ（ｍｍ）／２＋最小肉厚ｂ（ｍｍ）…（３）
以上の（３）式の関係を満たすよう設定されている。

　すなわち、環状溝Ｋの開口端Ｋｄがシリンダ室Ｓと連通すると、シリンダ室Ｓに導かれている冷媒の一部が環状溝Ｋ内に滞留することとなり、環状溝Ｋはデッドボリューム化してしまう。そこで、この環状溝Ｋのデッドボリューム化を防止するために、ローラ２５外径と環状溝Ｋ外径との間でシールを担うための最小限のシール幅をもたせることとする。

　特に（２）式は、図８から説明できる。図８は横軸に最小シール幅（ｍｍ）をとり、縦軸に性能比をとった、最小シール幅効果を示す図である。

　最小シール幅が０のときの性能比は０．２であり、最小シール幅が０．３ｍｍ程度に増えても性能比は変らない。最小シール幅が０．３ｍｍを過ぎたところでようやく性能比が上がり、最小シール幅が０．４ｍｍを過ぎると性能比が急激に上昇する。

　最小シール幅が０．５ｍｍ前後で性能比はピークになり、それ以降は最小シール幅を増やしても性能比はほとんど変りがない。（２）式において、［ローラ２５の外周半径ｒ（ｍｍ）－偏心部１３ａの偏心量ｅ（ｍｍ）］－環状溝Ｋの外周半径ｇ（ｍｍ）は、最小シール幅であり、これが図８から０．５ｍｍ以上必要であることが分る。

　また、繰り返し述べるように環状溝Ｋの内周面Ｋｑはテーパ状に形成されており、この傾き角度θの設定も必要条件の１つとなっている。すなわち、傾き角度θの変化に応じて、回転軸１３と主軸受２１との接触力が変化してくる。環状溝Ｋに対する加工で可能な限り傾きを大（傾き角度θを小）とすることで、接触負荷低減に効果大となる。

　図９は、横軸に環状溝Ｋの内周面Ｋｑの傾きをとり、縦軸に回転軸１３と主軸受２１との接触力をとった、溝傾き効果の特性を示す図である。

　すなわち、環状溝Ｋの傾きがほとんどないゼロ（０）に近い状態で、接触力が最も大きい（１以上）であるが、溝傾きを大きくするにしたがって接触力が小さくなり、したがって上述したように油膜の厚みが増えていく。

　さらに、設定条件の１つとして、再び図２に示すように、主軸受２１は環状溝Ｋの深さＬ以下に設定された肉厚寸法Ｈのフランジ部２１ａを有している。

　これにより、主軸受２１全体を支持するフランジ部２１ａと筒状枢支部２１ｂとの連結部の剛性を落とし、主軸受２１全体を変形させて回転軸１３への倣い性を高め、上述した環状溝Ｋの効果を高められる。

　図３は、本発明における第２の実施の形態での、圧縮機構部１２を拡大した縦断面図である。　
　圧縮機構部１２の基本構成は、先に図２で説明したものと何ら変りがないので、同一部品には同番号を付して（ただし、主要部のみ）新たな説明は省略する。（以下、同じ）
　ここでは、回転軸１３の主軸受２１に軸支される部分（軸受孔Ｎａ）の直径Ｄ１と、副軸受２２に軸支される部分（軸受孔Ｎｂ）の直径Ｄ２を相違させている。実際には、回転軸１３の主軸受２１に軸支される部分の直径Ｄ１が、副軸受２２に軸支される部分の直径Ｄ２よりも太く（Ｄ１＞Ｄ２）形成されている。

　回転軸１３の主軸受２１に軸支される部分の直径Ｄ１が大であるうえに、ローラ２５の端面でシリンダ室Ｓに対する環状溝Ｋのシール幅を確保しなければならない。そのため、内周面Ｋｑがテーパ状に形成される環状溝Ｋとすることが困難であり、深さ方向に亘って均一な幅寸法の溝Ｋａが設けられる。

　すなわち、内周面Ｋｑがテーパ状の環状溝Ｋは、直径の細い副軸受２２で軸支される回転軸部分のみに設けて、ローラ２５端面によるシリンダ室Ｓに対するシール幅を確保する。

　この部分は、筒状枢支部２２ｂの軸方向長さが主軸受２１と比較して短いため、撓み変形も大きく、負荷も大であるので、内周面Ｋｑがテーパ状に形成される環状溝Ｋを備えることは極めて有利となる。

　また、内周面Ｋｑがテーパ状に形成される環状溝Ｋにおいて、先に説明したのと全く同様の寸法構成をなし、同様の作用効果を得ているが、ここでは新たな説明は省略する。

　図４は、本発明における第３の実施の形態での、密閉型圧縮機１Ａの一部を省略した縦断面図として示している。

　基本的に、密閉容器１０内に、電動機部１１と、この電動機部１１に回転軸１３を介して連結される圧縮機構部１２Ａとを収容する構成は変りがない。

　なお、上記圧縮機構部１２Ａは、中間仕切り板３０を介して、この上部と下部に２つのシリンダ２０Ａ，２０Ｂを備えた２シリンダタイプの圧縮機１Ａである。それぞれのシリンダ２０Ａ，２０Ｂに内径孔Ｓａを備えている。上部側のシリンダ２０Ａの内径孔Ｓａは主軸受２１と中間仕切り板３０とで塞がれて、第１のシリンダ室Ｓａが形成される。

　また、下部側のシリンダ２０Ｂの内径孔Ｓｂは、副軸受２２と中間仕切り板３０とで塞がれて、第２のシリンダ室Ｓｂが形成される。第１のシリンダ室Ｓａと第２のシリンダ室Ｓｂには、回転軸１３と一体で互いに１８０°の位相差をもって設けられる偏心部１３ａ，１３ｂと、この偏心部１３ａ，１３ｂに嵌め込まれるローラ２５が収容される。

　上記回転軸１３の主軸受２１で軸支される部分の直径と、副軸受２２で軸支される部分の直径は、互いに同一である。換言すれば、主軸受２１及び副軸受２２に設けられる軸受孔Ｎの直径は互いに同一である。

　そして、上記主軸受２１及び上記副軸受２２のいずれにも、上記シリンダ室Ｓａ，Ｓｂに対して開口する環状溝Ｋが設けられる。この環状溝Ｋの内周面は、シリンダ室Ｓａ，Ｓｂ対向面から反シリンダ室側へ向って漸次直径が大きいテーパ状に形成される。また、環状溝Ｋの深さは軸受孔の直径の４０％以上に設定される。

　さらに、先に述べた設定条件の全てを備えているので、主軸受２１及び副軸受２２ともに同様の作用効果を奏する。

　図５は、本発明における第４の実施の形態での、密閉型圧縮機１Ｂの一部を省略した縦断面図である。

　基本的に、先に第３の実施の形態（図４）で説明した２シリンダタイプの圧縮機構部１２Ａと略同様構成の、圧縮機構部１２Ｂを備えている。

　ここでは、回転軸１３の主軸受２１に軸支される部分の直径Ｄ１と、副軸受２２に軸支される部分の直径Ｄ２を相違させている。回転軸１３の主軸受２１に軸支される部分の直径Ｄ１が、副軸受に軸支される部分の直径Ｄ２よりも太く（Ｄ１＞Ｄ２）形成されている。

　したがって、この圧縮機構部１２Ｂにおいても、先に第２の実施の形態（図３）で説明した圧縮機構部１２と同様、回転軸１３の主軸受２１に軸支される部分の直径Ｄ１が大であるうえに、ローラ２５の端面でシリンダ室Ｓａに対する溝のシール幅を確保しなければならない。そのため、内周面がテーパ状に形成される環状溝Ｋとすることが困難であり、深さ方向に亘って均一な幅寸法の溝Ｋａが設けられる。

　内周面Ｋｑがテーパ状に形成される環状溝Ｋは、直径の細い副軸受２２で軸支される回転軸１３部分のみに設けて、ローラ２５端面によるシリンダ室Ｓｂに対するシールを確保する。

　図１０は、本発明における第３の実施の形態での、変形例としての密閉型圧縮機１Ａの縦断面図であり、冷凍サイクルについては省略している。

　基本的に、先に第３の実施の形態（図４）で説明した２シリンダタイプの圧縮機構部１２Ａを備え、主軸受２１と副軸受２２のそれぞれに設けられる軸受孔Ｎが互いに同一の直径であるとともに、それぞれに環状溝Ｋを備えていることは変りがない。

　ここでは、第１のシリンダ室Ｓａに対する吐出弁機構２７を主軸受２１に設け、第２のシリンダ室Ｓｂに対する吐出弁機構２７を副軸受２２に設けたうえに、２つのシリンダ２０Ａ，２０Ｂの間に介在される中間仕切り板３０Ａに、第１のシリンダ室Ｓａに対する吐出弁機構２７Ａと、第２のシリンダ室Ｓｂに対する吐出弁機構２７Ａを設けている。

　上記中間仕切り板３０Ａは、ここに２つの吐出弁機構２７Ａを備えるため、厚さ方向に２分割されている。中間仕切り板３０Ａにおける２つの吐出弁機構２７Ａは、後述するように平面視で互いに同一の位置に重ね合わせ状態で取付けられる。

　図１１は、中間仕切り板３０Ａを重ね合わせ面の側から見た平面図である。

　分割された、それぞれの中間仕切り板３０Ａに設けられる吐出孔２６から吐出されるガス冷媒は、図中実線矢印に示すように、それぞれの中間仕切り板３０Ａに設けられる溝３１を通って連通孔３２から外部に導かれるようになっている。

　図１２は、２分割された中間仕切り板３０Ａにおいて吐出弁機構２７Ａが設けられる部位の縦断面図である。

　上記吐出弁機構２７Ａは、吐出孔２６と離間した位置に一端部が支持される吐出弁３３及び吐出弁押え３４ａとから構成される。吐出弁３３は、薄葉状のバネ板からなり他端部が吐出孔２６を塞ぐよう、密に吐出孔２６に接触している。吐出弁押え３４ａは、剛性を有する厚い板片からなり、一端支持部から他端の吐出孔２６へ向って緩く曲成される。

　冷媒の圧縮作用にともなってシリンダ室Ｓａ，Ｓｂの圧力が高まり、所定の圧力に至ると吐出弁３３が押圧され、弾性変形して吐出孔２６を開放する。したがって、シリンダ室Ｓａ，Ｓｂで圧縮され高圧化したガス冷媒が吐出孔２６から吐出される。吐出弁押え３４ａは弾性変形した吐出弁３３を受け、それ以上の変形を規制して吐出弁３３の金属疲労を可能な限り阻止する。

　このように吐出弁押え３４ａは、必要な剛性を備えるために所定の厚さを持つ。中間仕切り板３０Ａに取付けられる一端部は平坦状に形成されているが、この平坦状の先端から吐出孔２６に対向する他端部までは所定の湾曲状に曲成されている。そのため、吐出弁押え３４ａの先端は取付け部に形成される平坦面から、ある程度の高さに形成される。

　上述の吐出弁機構２７Ａをそのまま中間仕切り板３０Ａに備えると、中間仕切り板３０Ａの肉厚がかなり厚いものとなってしまい、圧縮機構部１２Ａが軸方向に長くなり、圧縮機１Ａの大型化につながってしまう。

　さらに、中間仕切り板３０Ａが厚くなると、第１のシリンダ室Ｓａと第２のシリンダ室Ｓｂの相互間隔が長くなり、それぞれに収容される回転軸１３の偏心部１３ａ相互の距離が長くなる。これは、回転軸１３の剛性の低下につながり、撓み変形の増大や、振れ回りの拡大など、信頼性の低下を招いてしまう。

　そこで、図１２に示す第１の実施例のように、吐出弁押え３４ａは、中間仕切り板３０Ａに取付けられる平坦部分は同一の肉厚であるけれども、吐出孔２６に対向する曲成部Ｕは先端になるにしたがって漸次肉厚を減じ、先端部において断面肉厚が最も薄いテーパ状に形成される。

　すなわち、吐出弁押え３４ａは吐出弁３３の力を受けるために強度が必要であり、所定の厚さに形成されるが、曲成部Ｕの先端にはあまり応力がかからず、断面をテーパ状に薄くしても問題が生じない。

　これにより、吐出弁押え３４ａの高さを低くでき、中間仕切り板３０Ａの肉厚を減じられる。圧縮機構部１２Ａの高さが低くなるとともに、回転軸１３の偏心部１３ａ間の距離を短縮できて、回転軸１３の撓み変形や振れ回りが軽減され、信頼性の向上を得られる。

　なお、主軸受２１及び副軸受２２の吐出弁機構２７を省略し、中間仕切り板３０Ａにのみ第１のシリンダ室Ｓａに対する吐出弁機構２７Ａと、第２のシリンダ室Ｓｂに対する吐出弁機構２７Ａを設けても良い。

　あるいは、図１３に示す第２の実施例のように、それぞれの吐出弁押え３４ａの形態は何ら変えることなく、また板厚も取付け部から曲成部に亘って同じ厚さとするが、特に曲成部の先端Ｚのみ加工を施す。

　すなわち、吐出弁押え３４ａの先端Ｚにおいて、吐出弁３３と当たらない側の面である、互いの対向面を切削して、平坦状と平行になるように形成した。このことにより、２つの吐出弁押え３４ａの取付け部間距離をさらに小さくでき、中間仕切り板３０Ａの厚さを最小化して上述のごとき効果を得られる。

　なお、本発明は上述した実施の形態そのままに限定されるものではなく、実施段階ではその要旨を逸脱しない範囲で構成要素を変形して具体化できる。そして、上述した実施の形態に開示されている複数の構成要素の適宜な組合せにより種々の発明を形成できる。

　本発明によれば、シリンダ内での圧縮荷重により回転軸が撓み変形するのに対応して、主軸受及び副軸受の少なくともいずれか一方は回転軸との片当りを防止し、信頼性の向上を得るとともに長寿命化を図れる。また、上記密閉型圧縮機を備えて冷凍サイクルを構成することで、冷凍効率の向上を得られる。

Claims

　密閉容器内に、電動機部と、この電動機部に回転軸を介して連結される圧縮機構部とを収容する密閉型圧縮機において、
　上記圧縮機構部は、内径孔を備えたシリンダと、上記回転軸を軸支する軸受孔が設けられるとともに、上記シリンダの内径孔を塞いで内部に圧縮室を形成する主軸受及び副軸受とを備え、
　上記主軸受及び上記副軸受の少なくとも一方は、上記圧縮室側に向かって開口する環状溝を有し、
　上記環状溝は、その内周面が圧縮室側から反圧縮室側へ向って漸次直径が大きいテーパ状に形成され、かつ、環状溝の深さＬは上記軸受孔の直径Ｄの４０％以上に設定される
ことを特徴とする密閉型圧縮機。
　上記環状溝を備えた主軸受もしくは副軸受において、
　上記環状溝の内周面と上記軸受孔周面との間の最小肉厚ｂは、
　０．０９×軸受孔の直径Ｄ　≧　最小肉厚ｂ　≧　０．０４×軸受孔の直径Ｄ…（１）
上記（１）式の関係を満たすよう設定されることを特徴とする請求項１記載の密閉型圧縮機。
　上記圧縮機構部の圧縮室は、上記回転軸に一体に偏心して設けられる偏心部と、この偏心部に嵌め込まれ回転軸の回転にともなって圧縮室内で偏心回転するローリングピストンを収容し、上記偏心部の偏心量をｅ、上記ローリングピストンの外周半径をｒとしたとき、
　上記環状溝の外周半径ｇは、
　０．５ｍｍ≦［ローリングピストンの外周半径ｒ（ｍｍ）－偏心部の偏心量ｅ（ｍｍ）］－環状溝の外周半径ｇ（ｍｍ）…（２）
上記（２）式の関係を満たすとともに、
　環状溝の外周半径ｇ（ｍｍ）＞軸受孔の直径Ｄ（ｍｍ）／２＋最小肉厚ｂ（ｍｍ）…（３）
上記（３）式の関係を満たすよう設定されることを特徴とする請求項１及び請求項２のいずれかに記載の密閉型圧縮機。
　上記主軸受及び上記副軸受は、上記環状溝の深さＬ以下に設定された肉厚寸法のフランジ部を有することを特徴とする請求項１ないし請求項３のいずれかに記載の密閉型圧縮機。
　上記請求項１ないし請求項４のいずれかに記載の密閉型圧縮機と、凝縮器と、膨張装置と、蒸発器とを備えたことを特徴とする冷凍サイクル装置。