WO2010050141A1 - 密閉型圧縮機 - Google Patents

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WO2010050141A1
WO2010050141A1 PCT/JP2009/005449 JP2009005449W WO2010050141A1 WO 2010050141 A1 WO2010050141 A1 WO 2010050141A1 JP 2009005449 W JP2009005449 W JP 2009005449W WO 2010050141 A1 WO2010050141 A1 WO 2010050141A1
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WO
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piston
cylindrical hole
compression chamber
compression
dead center
Prior art date
Application number
PCT/JP2009/005449
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English (en)
French (fr)
Inventor
八木章夫
森田一郎
Original Assignee
パナソニック株式会社
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Publication date
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Priority to CN2009801086083A priority patent/CN101970879B/zh
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Priority to EP09823255.6A priority patent/EP2256344A4/en
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    • 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

Definitions

  • the present invention relates to a hermetic compressor used in a refrigeration cycle such as a refrigerator-freezer.
  • Patent Document 1 discloses a conventional hermetic compressor that employs a reciprocating type compression mechanism.
  • a hermetic compressor disclosed in Patent Document 1 includes a cylinder that forms a compression chamber having a cylindrical inner diameter, a piston that has a cylindrical outer diameter that reciprocates inside the cylinder, and a piston pin connected to the piston. And a connecting rod for connecting the eccentric shaft portions of the shaft.
  • a shaft is fixed to the axial center of the rotor of the electric motor unit, and the compression mechanism is operated by the rotation of the rotor.
  • a gap is required for sliding between the inner diameter of the cylinder and the outer diameter of the reciprocating piston.
  • this gap is large, leakage of high-temperature and high-pressure refrigerant gas compressed in the compression chamber occurs, resulting in a reduction in compression efficiency.
  • this gap is reduced, sliding loss increases and compression efficiency decreases.
  • the hermetic compressor disclosed in Patent Document 1 uses a cylinder in which the inner diameter is increased from the side where the piston is located at the top dead center toward the side located at the bottom dead center. Proposed structure.
  • FIG. 12A and 12B are vertical cross-sectional views of a compression unit of a hermetic compressor disclosed in Patent Document 1.
  • FIG. FIG. 12A shows a state where the piston is at the bottom dead center
  • FIG. 12B shows a state where the piston is at the top dead center.
  • a connecting rod 26 is connected via a piston pin 25 to a piston 23 inserted in a cylindrical hole 16 provided in the cylinder block 14 so as to be reciprocally movable. Due to the eccentric motion of the eccentric shaft portion of the shaft (not shown), the connecting rod 26 drives the piston 23 to reciprocate between the bottom dead center position shown in FIG. 12A and the top dead center position shown in FIG. 12B.
  • a valve plate (not shown) is mounted on the end surface on the opposite side (right side in the figure) of the cylindrical hole portion 16 when viewed from the connecting rod 26.
  • a compression chamber 15 is formed by the piston 23, the cylindrical hole 16 and the valve plate.
  • the cylindrical hole portion 16 is formed to have a tapered portion 17 whose inner diameter increases from Dt to Db (> Dt) from the side where the piston 23 is located at the top dead center to the side located at the bottom dead center. Has been.
  • the piston 23 has the same outer diameter dimension over the entire length.
  • the piston 23 is compressed until the outer peripheral surface of the piston 23 is shifted from the bottom dead center position shown in FIG. 12A to the top dead center side along the tapered portion 17 in the compression stroke for compressing the refrigerant gas.
  • the pressure in the chamber 15 does not rise so much. Therefore, even if the gap is relatively large, leakage of the refrigerant gas hardly occurs due to the sealing effect by the lubricating oil, and the sliding resistance of the piston 23 is small.
  • the present invention solves the conventional problems, and in the initial stage of the compression stroke, the piston tilt direction is reversed with respect to the axial center of the cylindrical hole.
  • This provides a hermetic compressor that is formed so as to reduce contact between the piston and the taper portion during reversal than when the piston tilt direction is reversed after the middle stage of the compression stroke, thereby reducing noise. It is.
  • a compression element includes a main shaft portion that is rotationally driven by an electric element, a shaft having an eccentric shaft portion that is formed so as to move integrally with the main shaft portion, a cylindrical hole that forms a compression chamber, and a bearing that supports the main shaft portion.
  • a cylinder block having a portion, a piston inserted in a cylindrical hole portion so as to be able to reciprocate, and a connecting mechanism for connecting the eccentric shaft portion and the piston.
  • the cylindrical hole portion has a tapered portion formed so that the inner diameter increases from the side where the piston is located at the top dead center toward the side located at the bottom dead center, and the piston is in the initial stage of the compression stroke.
  • the inclination direction is reversed with respect to the axial center of the cylindrical hole.
  • FIG. 1 is a longitudinal sectional view of a hermetic compressor according to Embodiment 1 of the present invention.
  • FIG. 2 is a longitudinal sectional view of a main part of a compression unit of the hermetic compressor according to the embodiment.
  • FIG. 3 is a main part longitudinal sectional view showing design specifications of the compression part of the hermetic compressor according to the embodiment.
  • FIG. 4 is a cross-sectional view of the main part showing the design specifications of the compression part of the hermetic compressor in the same embodiment.
  • FIG. 5A is a schematic diagram sequentially illustrating the behavior of the piston 123 in the compression stroke of the hermetic compressor according to the embodiment.
  • FIG. 1 is a longitudinal sectional view of a hermetic compressor according to Embodiment 1 of the present invention.
  • FIG. 2 is a longitudinal sectional view of a main part of a compression unit of the hermetic compressor according to the embodiment.
  • FIG. 3 is a main part longitudinal sectional view showing design specifications of the compression part of the
  • FIG. 5B is a schematic diagram sequentially illustrating the behavior of the piston 123 in the compression stroke of the hermetic compressor according to the embodiment.
  • FIG. 6A is a schematic diagram sequentially illustrating the behavior of the piston 123 in the compression stroke of the hermetic compressor according to the embodiment.
  • FIG. 6B is a schematic diagram sequentially illustrating the behavior of the piston 123 in the compression stroke of the hermetic compressor according to the embodiment.
  • FIG. 7A is a schematic diagram sequentially illustrating the behavior of the piston 123 in the compression stroke of the hermetic compressor according to the embodiment.
  • FIG. 7B is a schematic diagram sequentially illustrating the behavior of the piston 123 in the compression stroke of the hermetic compressor according to the embodiment.
  • FIG. 8A is a schematic diagram sequentially illustrating the behavior of the piston 123 in the compression stroke of the hermetic compressor according to the embodiment.
  • FIG. 8B is a schematic diagram sequentially illustrating the behavior of the piston 123 in the compression stroke of the hermetic compressor according to the embodiment.
  • FIG. 9 is a characteristic diagram showing a relationship between a rotation angle and noise obtained by an example of design specifications in the hermetic compressor according to the embodiment.
  • FIG. 10 is a main part longitudinal cross-sectional view showing the design specifications of the compression part of the hermetic compressor according to the second embodiment of the present invention.
  • FIG. 11 is a cross-sectional view of the main part showing the design specifications of the compression unit of the hermetic compressor in the same embodiment.
  • FIG. 12A is a longitudinal sectional view of a compression unit of a conventional hermetic compressor.
  • FIG. 12B is a longitudinal sectional view of a compression unit of a conventional hermetic compressor.
  • FIG. 1 is a longitudinal sectional view of a hermetic compressor according to Embodiment 1 of the present invention.
  • FIG. 2 is a longitudinal sectional view of a main part of the compression unit in the same embodiment.
  • FIG. 3 is a main part longitudinal sectional view showing design specifications of the compression part in the embodiment.
  • FIG. 4 is a cross-sectional view of the main part showing the design specifications of the compression part in the same embodiment.
  • an electric element 105 including a stator 105 a and a rotor 105 b and a compression element 107 driven by the electric element 105 are accommodated in the hermetic container 103. Furthermore, lubricating oil 101 is stored at the bottom of the sealed container 103.
  • the shaft 113 has a main shaft portion 109 and an eccentric shaft portion 111 formed eccentrically at one end so as to move integrally with the main shaft portion 109.
  • the main shaft portion 109 is fixed to the shaft center of the rotor 105b.
  • the bearing portion 119 forms a cantilever bearing by pivotally supporting the end portion on the eccentric shaft portion 111 side of the main shaft portion 109 of the shaft 113.
  • the cylinder block 121 has a substantially cylindrical cylindrical hole 117 and a bearing portion 119 which are arranged so as to be fixed to each other at a fixed position.
  • a piston 123 is inserted into the cylindrical hole 117 so as to be able to reciprocate.
  • One end of the connecting rod 125 which is a connecting mechanism is connected to the eccentric shaft portion 111, and the other end is connected to the piston 123 via the piston pin 136.
  • An oil supply passage 128 is provided in the shaft 113 and on the outer peripheral surface. One end (upper end) of the oil supply passage 128 communicates with an oil supply hole 128 a provided in the eccentric shaft portion 111. Further, the end of the main shaft 109 opposite to the eccentric shaft 111, that is, the lower end extends so that the oil supply passage 128 penetrates to a predetermined depth of the lubricating oil 101.
  • a valve plate 139 is provided on the end face of the cylindrical hole 117.
  • the cylindrical hole 117 is provided in the cylinder block 121 so as to form the compression chamber 115 together with the piston 123 and the valve plate 139.
  • the inner diameter increases from D1 to D3 (> D1) from the side where the piston 123 is located at the top dead center to the side located at the bottom dead center.
  • a tapered portion 127 is formed.
  • a straight portion 129 having an inner diameter dimension constant in the axial direction is formed at a position corresponding to the end portion on the compression chamber 115 side of the piston 123 reaching the top dead center in the section of the axial length L1.
  • the piston 123 is formed with the same outer diameter D2 over the entire length.
  • the cylindrical hole portion 117 of the cylinder block 121 is formed so that the anti-compression chamber 115 side of the piston 123 is exposed in the sealed container 103 in a state where the piston 123 is located at the bottom dead center. ing.
  • a substantially annular (including annular) oil supply groove 131 is provided in a concave shape on the compression chamber 115 side of the outer peripheral surface 133 of the piston 123.
  • a part of the peripheral wall of the cylindrical hole 117 is formed such that at least a part of the oil supply groove 131 is exposed from the cylindrical hole 117 and communicates with the sealed container 103.
  • a cutout portion 120 is formed.
  • the outer diameter dimension of the piston 123 is D2
  • the eccentric amount of the eccentric shaft portion 111 with respect to the main shaft portion 109 is e.
  • the distance from the connection center between the connecting rod 125 and the piston 123, that is, the center of the piston pin 136 to the compression chamber side end surface 134 of the piston 123 (hereinafter referred to as the main sliding surface dimension) is L2.
  • a rotation angle of the main shaft 109 when the piston 123 is located at the top dead center is set to zero, and an arbitrary rotation angle of the main shaft 109 is set to ⁇ .
  • An angle formed by the axial center of the compression chamber 115 and the tapered portion 127 is ⁇ .
  • the inner diameter dimension D1 of the cylindrical hole 117, the outer diameter dimension D2 of the piston 123, the length L1 of the straight section 129, the main sliding surface dimension L2, the eccentricity e, and the rotation angle ⁇ are defined in the cylindrical hole section 117.
  • the design specifications for obtaining the end coordinates of the tip position of the piston 123 in the cylindrical hole 117 are shown.
  • the angle ⁇ formed by the tapered portion 127 is the specification value 3 of the difference (D1 ⁇ D2) between the inner diameter D1 of the cylindrical hole 117 and the outer diameter D2 of the piston 123. / 2 divided by the coordinate position ⁇ L1 ⁇ L2 + 2e (1 ⁇ cos ⁇ ) ⁇ of the piston tip on the top dead center side when the top dead center position of the piston 123 is zero (hereinafter referred to as a specification value) It is set within a range obtained by multiplying ⁇ by a coefficient in the range of 0.4 to 2.0.
  • the specification value 3/2 is a value derived from the above-described design specification (value) when obtaining the end coordinates of the tip position of the piston 123 in the cylindrical hole 117.
  • the angle ⁇ is determined based on the internal dimensions D1 of the cylindrical hole 117, the outer diameter D2 of the piston 123, the length L1 of the straight portion 129, the main slide, which are the above-described design specifications.
  • a specification value ⁇ expressed by (Equation 1) based on the moving surface dimension L2, the eccentricity e, and the rotation angle ⁇ is defined, and is defined by (Equation 2) based on this specification value ⁇ .
  • the rotation angle ⁇ of the main shaft portion 109 is in the range of ⁇ to 4 ⁇ / 3 (rad) as the initial rotation angle of the compression stroke.
  • ⁇ ⁇ 3 (D1-D2) / 2 ⁇ / ⁇ L1-L2 + 2e (1-cos ⁇ ) ⁇ (Equation 1)
  • the coefficient of the specification value ⁇ (0.4 and 2.0 in the present embodiment) is a value that is appropriately determined in view of the machining tolerance of the tapered portion 127 and the like, depending on the material of the cylinder block 121 and the like. You only have to set it.
  • the rotor 105 b of the electric element 105 rotates the shaft 113, and the rotational movement of the eccentric shaft portion 111 is transmitted to the piston 123 via the connecting rod 125.
  • the piston 123 reciprocates in the cylindrical hole 117.
  • the refrigerant gas is sucked into the compression chamber 115 from a cooling system (not shown), compressed, and then discharged to the cooling system again.
  • the lower end portion of the oil supply passage 128 is adapted to perform a pump action by the rotation of the shaft 113. Due to this pumping action, the lubricating oil 101 at the bottom of the sealed container 103 is pumped upward through the oil supply passage 128 and reaches the oil supply hole 128a. As a result, the lubricating oil 101 that has reached the oil supply hole 128a scatters horizontally from the upper end of the shaft 113 in the entire circumferential direction in the sealed container 103, and is supplied to the piston pin 136, the piston 123, and the like to perform lubrication.
  • the pressure in the compression chamber 115 does not increase so much until the piston 123 moves from the bottom dead center position shown in FIG. 3 to the top dead center side in the compression stroke for compressing the refrigerant gas. Therefore, even if the clearance between the outer peripheral surface 133 of the piston 123 and the tapered portion 127 is relatively large, leakage of the refrigerant gas hardly occurs due to the sealing effect by the lubricating oil 101, and the sliding resistance of the piston 123 is small.
  • the pressure in the compression chamber 115 rapidly increases immediately before the compression stroke proceeds, and immediately before the pressure of the refrigerant gas in the compression chamber 115 gradually increases and the piston 123 reaches a position near the top dead center.
  • the gap between the outer peripheral surface 133 of the piston 123 and the tapered portion 127 is reduced on the top dead center side, the occurrence of refrigerant gas leakage can be reduced.
  • the straight portion 129 acts to reduce the leakage of the refrigerant gas that has increased to a predetermined discharge pressure as compared with the case where the straight portion 129 is tapered.
  • the connecting rod 125 side of the piston 123 is formed to be exposed from the cylinder block 121 in a state where the piston 123 is located at the bottom dead center. Therefore, the lubricating oil 101 scattered from the upper end of the shaft 113 is sufficiently supplied to the outer peripheral surface 133 of the piston 123 and held.
  • the substantially annular oil supply groove 131 moves to a position facing the straight portion 129 of the cylindrical hole portion 117, the lubricating oil 101 is easily carried to the straight portion 129 having the largest sliding resistance. .
  • FIGS. 5A, 5B to 8A, and 8B are schematic diagrams for explaining the behavior of the piston 123 in the present embodiment.
  • FIG. 5A, FIG. 5B to FIG. 8A, FIG. 8B are schematic diagrams sequentially showing the behavior of the piston 123 in the compression stroke.
  • 5A to 8A are schematic views showing the side surface of the compression chamber 115.
  • FIG. 5B to 8B are schematic views showing the side surface of the shaft 113.
  • FIG. 5A, 5B to 7A, and 7B show the initial state of the compression stroke, and
  • FIGS. 8A and 8B show the late state of the compression stroke, respectively.
  • FIG. 9 is a characteristic diagram showing the relationship between the rotation angle and noise obtained by an example of the design specifications in the hermetic compressor of the present embodiment.
  • the bearing portion 119 forms a cantilever bearing that pivotally supports the end portion on the eccentric shaft portion 111 side of the main shaft portion 109 of the shaft 113. Therefore, the shaft 113 is inclined within the clearance between the main shaft portion 109 and the bearing portion 119. Moreover, it is known that the direction and the inclination angle are complex behaviors that vary depending on the driving conditions.
  • the piston 123 is positioned within the range of the tapered portion 127 in the cylindrical hole portion 117. Therefore, since the piston 123 can be easily inclined with a slight force, it is considered that the piston 123 normally slides along one of the inner wall surfaces of the tapered portion 127.
  • the shaft 113 is largely inclined toward the anti-compression chamber 115 starting from the fact that the tip edge portion 135 on the outer peripheral surface 133b side of the piston 123 not sliding with the taper portion 127 is in contact with the taper portion 127. It is considered that the inclination direction of the piston 123 may be reversed with respect to the axial center of the cylindrical hole 117.
  • the inclination of the piston 123 is corrected so that the axis of the piston 123 substantially coincides with the axis of the straight portion 129 in the cylindrical hole 117, and the piston 123 further moves to the compression chamber 115 side.
  • the leakage of the refrigerant gas that has increased to a predetermined discharge pressure is reduced more than when the straight portion 129 is tapered.
  • the tapered portion 127 is designed with the timing range (hereinafter referred to as the rotation angle ⁇ 1) associating that the tip edge portion 135 of the piston 123 is in contact with the tapered portion 127 as the initial stage of the compression stroke.
  • the noise is smaller than that in the case where the tapered portion 127 is designed by setting the timing range to the middle or later of the compression stroke.
  • the outer peripheral surface 133a of the piston 123 is compressed along the tapered portion 127.
  • the tapered edge portion 135 of the outer peripheral surface 133b of the piston 123 that does not slide with the tapered portion 127 contacts the tapered portion 127 with which the outer peripheral surface 133 does not slide.
  • 127 and the compression element 107 may be designed.
  • the tip edge portion 135 of the piston 123 contacts the tapered portion 127 in the initial stage of the compression stroke
  • the upper end of the piston 123 on the compression chamber 115 side adjacent to the tapered portion 127 is provided at a portion of the cylindrical hole portion 117 corresponding to the portion.
  • the straight portion 129 is provided, the leakage of the refrigerant gas increased to a predetermined discharge pressure can be reduced as compared with the case where the straight portion 129 is tapered.
  • the tip edge portion 135 of the piston 123 contacts the tapered portion 127 because the outer diameter D2 of the piston 123 and the minimum inner diameter of the compression chamber 115 (in this embodiment, the inner diameter D1 of the straight portion 129). This is the timing when the difference from) has become smaller. Therefore, the geometrically contacting portion is a tapered portion 127 in the vicinity of the straight portion 129.
  • the timing at which the tip edge portion 135 of the piston 123 contacts the tapered portion 127 can be made earlier, but the axial length of the tapered portion 127 is shortened accordingly. The effect of reducing the sliding resistance at the taper portion 127 is reduced.
  • the straight portion 129 is provided to reduce the leakage of the refrigerant gas in the compression chamber 115, and the timing at which the tip edge portion 135 of the piston 123 contacts the tapered portion 127 is the initial stage of the compression stroke, and the straight portion 129.
  • the axial length of the taper portion 127 is secured by suppressing the axial length of the taper portion 127, and it is necessary to satisfy both conflicting effects of reducing the sliding resistance at the taper portion 127.
  • Fig. 9 shows the experimental results of an example of the above design specifications.
  • a solid line 91 indicates the noise level according to the design specifications of the present invention
  • a dotted line 92 indicates the noise level according to the conventional design specifications.
  • a solid line 93 indicates the range of the rotation angle ⁇ 1 according to the design parameters of the present invention
  • a dotted line 94 indicates the range of the rotation angle ⁇ 1 according to the conventional design parameters.
  • the inner diameter D1 of the cylindrical hole 117 is about 22.01 mm
  • the outer diameter D2 of the piston 123 is about 22 mm (D1> D2)
  • the main sliding surface dimension L2 is about 13 mm
  • the eccentricity e is
  • the length L1 of the straight portion 129 which is one of the design specifications, was set to about 4 mm, 8 mm, 10 mm (rotation angle ⁇ : about 190 °, about 210 °: about 225 °), etc., and the noise value was measured. It is a result.
  • the angle ⁇ in this experiment was in the range of 0.03 ° to 0.05 °. However, it goes without saying that this range includes some tolerances.
  • design specifications such as the cylindrical hole 117 and the piston 123 are set, and the timing at which the tip edge portion 135 of the piston 123 contacts the taper portion 127 is set to about 180 ° (the initial stage of the compression process). ) To about 240 ° in the middle of the compression process, an improvement in noise characteristics can be expected.
  • the lubricating oil 101 sufficiently supplied to the outer peripheral surface 133 of the piston 123 can relieve the contact between the outer peripheral surface 133 of the piston 123 and the tapered portion 127, thereby realizing high efficiency and low noise. it can.
  • an oil supply groove 131 is provided in a concave shape on the outer periphery of the piston 123, and a part of the peripheral wall of the cylindrical hole 117 is formed so that the oil supply groove 131 communicates with the inside of the sealed container 103 in the vicinity of the bottom dead center of the piston 123.
  • the notch and the notch 120 are formed.
  • the lubricating oil 101 scattered in the entire circumferential direction in the sealed container 103 from the upper end of the oil supply hole 128 a provided in the eccentric shaft portion 111 of the shaft 113 is held by the oil supply groove 131, and the inside of the cylindrical hole portion 117.
  • the taper portion 127 and the straight portion 129 can be sufficiently supplied. Therefore, the sealing effect by the lubricating oil 101 is obtained, and the leakage of the refrigerant gas can be reduced.
  • the lubricating oil 101 sufficiently supplied to the outer peripheral surface 133 of the piston 123 can alleviate the contact between the outer peripheral surface 133 of the piston 123 and the tapered portion 127, thereby realizing high efficiency and low noise. Can do.
  • the connecting mechanism of the eccentric shaft portion 111 and the piston 123 is the connecting rod 125.
  • a connecting mechanism having a movable portion such as a ball joint
  • FIG. 10 is a vertical cross-sectional view of the main part showing the design specifications of the compression part in the present embodiment.
  • FIG. 11 is a cross-sectional view of a principal part showing design specifications of the compression part in the same embodiment.
  • a third center line 142 parallel to the first center line 141 showing the axis of the bearing portion 119 and the axis of the compression chamber 115 are shown.
  • the bearing portion 119 and the compression chamber 115 are arranged so that the two center lines 143 intersect each other.
  • the first center line 141 and the third center line 142 are represented by dots since FIG. 11 is a cross-sectional view.
  • the distance between the offset line 144 passing through the first center line 141 and parallel to the second center line 143 and the second center line 143 (hereinafter referred to as the offset distance) is s. . Therefore, the bearing portion 119 is offset from the compression chamber 115. In the first embodiment, there is no offset.
  • the rotation direction of the shaft 113 is a clockwise direction when viewed from above in FIG. Therefore, the offset arrangement of the bearing portion 119 and the compression chamber 115 plays a role of reducing sliding loss between the cylinder block 121 and the piston 123.
  • the offset distance s is one of the design parameters in the present embodiment, and is added to the design parameters of the first embodiment. Specifically, the offset distance s is designed in the range of 1 to 4 mm. It is 2 mm as a hermetic compressor for a refrigerator.
  • the angle ⁇ formed by the axial center of the compression chamber 115 and the taper portion 127 is defined by (Expression 2) described in the first embodiment.
  • the angle ⁇ is defined as the inner diameter D1 of the cylindrical hole 117, the outer diameter D2 of the piston 123, the length L1 of the straight portion 129, the main sliding surface dimension L2 defined in the first embodiment, the eccentricity e,
  • the rotation angle ⁇ and the offset distance s of the main shaft 109 are set as design specifications.
  • the numerical value 3/2 of the difference (D1-D2) between the inner diameter D1 of the cylindrical hole 117 and the outer diameter D2 of the piston 123 is set to zero, and the top dead center position of the piston 123 is set to zero.
  • the value ⁇ divided by the coordinate position ⁇ L1-L2 + 2A ⁇ of the piston tip at the top dead center is multiplied by a coefficient in the range of 0.4 to 2.0. .
  • A is a configuration that employs an offset arrangement of the bearing portion 119 and the compression chamber 115, it is necessary to correct the coordinate position of the above-described piston tip, so that the calculation formula is simplified. This is the substitution formula used.
  • the specification value 3/2 was derived from the above-described design specification (value) when obtaining the end coordinates of the tip position of the piston 123 in the cylindrical hole 117, as in the first embodiment. It is a numerical value.
  • an electric element and a compression element driven by the electric element are accommodated in a sealed container storing lubricating oil
  • the compression element is a main shaft that is rotationally driven by the electric element.
  • a shaft having an eccentric shaft portion formed so as to move integrally with the head portion and the main shaft portion, a cylinder hole having a cylindrical hole portion that forms a compression chamber and a bearing portion that pivotally supports the main shaft portion, and a cylindrical hole portion.
  • a piston inserted in a reciprocating manner, and a connecting mechanism that connects the eccentric shaft portion and the piston, and the cylindrical hole portion extends from the side where the piston is located at the top dead center to the side located at the bottom dead center.
  • the piston has a taper portion formed so that the inner diameter dimension increases, and the piston has a configuration in which the inclination direction is reversed with respect to the axis of the cylindrical hole portion in the initial stage of the compression stroke.
  • the piston has a configuration in which the inclination direction is reversed with respect to the axial center of the cylindrical hole portion, with the starting edge portion on the compression chamber side coming into contact with the tapered portion.
  • the cylindrical hole portion when the piston is located near the top dead center, has an inner diameter dimension in an axial direction in a portion adjacent to the tapered portion and corresponding to the upper end portion on the compression chamber side of the piston. It has the structure which has the straight part which is constant.
  • the refrigerant gas hardly leaks and the sliding resistance of the piston becomes small. Further, in a state where the compression stroke is advanced and the piston is close to the top dead center position, the leakage of the refrigerant gas accompanying the increase in the compression pressure of the refrigerant gas can be reduced as compared with the case where the tapered portion is formed over the entire length. Therefore, a high refrigeration capacity can be obtained.
  • the axial length of the straight portion is L1
  • the minimum inner diameter of the compression chamber is D1
  • the outer diameter of the piston is D2
  • the eccentric amount of the eccentric shaft with respect to the main shaft is e.
  • L2 is the distance from the coupling center of the coupling mechanism and the piston to the compression chamber side end surface, and the rotation angle of the main shaft when the piston is located at the top dead center is zero.
  • the angle ⁇ is the design dimension of the cylindrical hole inner diameter dimension D1, the piston outer diameter dimension D2, the straight section A specification value ⁇ represented by (Equation 1) based on the length L1, the main sliding surface dimension L2, the eccentricity e, and the rotation angle ⁇ is defined, and this specification value ⁇ is used as a basis (Equation 2). Defined by
  • the piston behavior is specifically adjusted so that the contact of the piston with the taper portion can be relaxed by reversing the tilt direction of the piston with respect to the axial center of the cylindrical hole.
  • the design specifications of the hermetic compressor can be determined. Therefore, the contact when the piston tilt direction is reversed and the outer peripheral surface of the piston is in contact with the tapered portion can be more relaxed than when the contact is reversed after the middle stage of the compression stroke.
  • the rotation angle ⁇ of the main shaft portion where the tilt direction of the piston is reversed is set, the inner diameter dimension D1 of the cylindrical hole portion, the outer diameter dimension D2 of the piston, the length L1 of the straight portion, the main sliding surface dimension L2, the eccentricity
  • the design value of the quantity e it is possible to perform a specific design such as determining the angle ⁇ formed by the axial center of the compression chamber and the tapered portion.
  • the piston when the piston is located at the bottom dead center, at least the lower end portion of the piston is formed to be exposed from the cylindrical hole portion, and the rotational angle ⁇ of the main shaft portion is ⁇ to 4 ⁇ / 3 (rad ).
  • the piston has a configuration in which an oil supply groove is provided in a concave shape on the outer peripheral surface, and the oil supply groove communicates with the inside of the sealed container near the bottom dead center of the piston.
  • the bearing portion and the compression chamber intersect each other with a third center line parallel to the first center line indicating the axis of the bearing portion and a second center line indicating the axis of the compression chamber. It has the structure arranged to do.
  • the axial length of the straight portion is L1
  • the minimum inner diameter of the compression chamber is D1
  • the outer diameter of the piston is D2
  • the eccentric amount of the eccentric shaft with respect to the main shaft is e.
  • L2 is the distance from the coupling center of the coupling mechanism and the piston to the compression chamber side end surface, and the rotation angle of the main shaft when the piston is located at the top dead center is zero. Is set to ⁇ , the offset distance (distance between the first center line and the third center line) is set to s, and the angle formed by the axial center of the compression chamber and the taper portion is set to ⁇ , the angle ⁇ is the design specification.
  • the rotation angle ⁇ of the main shaft portion where the tilt direction of the piston is reversed is set, the inner diameter dimension D1 of the cylindrical hole portion, the outer diameter dimension D2 of the piston, the length L1 of the straight portion, the main sliding surface dimension (piston pin The distance ⁇ from the center of the piston to the compression chamber side end surface) L2, the eccentricity e, and the offset distance s are set to determine the angle ⁇ formed by the compression chamber axis and the tapered portion. You can make a design.
  • the piston when the piston is located at the bottom dead center, at least the lower end portion of the piston is formed to be exposed from the cylindrical hole portion, and the rotation angle ⁇ of the main shaft portion is ⁇ to 4 ⁇ / 3 (rad ).
  • the hermetic compressor of the present invention can reduce the sliding loss of the piston, reduce the input, obtain high efficiency, reduce the collision, and reduce the noise. Therefore, it can be applied to all uses using a refrigeration cycle such as a household refrigerator, a dehumidifier, a showcase, and a vending machine.

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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

密閉型圧縮機
　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

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。
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