WO2011052195A1 - Hermetic compressor - Google Patents

Hermetic compressor Download PDF

Info

Publication number
WO2011052195A1
WO2011052195A1 PCT/JP2010/006337 JP2010006337W WO2011052195A1 WO 2011052195 A1 WO2011052195 A1 WO 2011052195A1 JP 2010006337 W JP2010006337 W JP 2010006337W WO 2011052195 A1 WO2011052195 A1 WO 2011052195A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
piston
recess
cylindrical hole
dead center
hermetic compressor
Prior art date
Application number
PCT/JP2010/006337
Other languages
French (fr)
Japanese (ja)
Inventor
正則 小林
Original Assignee
パナソニック株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by パナソニック株式会社 filed Critical パナソニック株式会社
Priority to US13/498,791 priority Critical patent/US20120183419A1/en
Priority to JP2011538247A priority patent/JP5753983B2/en
Priority to CN201080048808.7A priority patent/CN102597518B/en
Publication of WO2011052195A1 publication Critical patent/WO2011052195A1/en

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B39/00—Component parts, details, or accessories, of pumps or pumping systems specially adapted for elastic fluids, not otherwise provided for in, or of interest apart from, groups F04B25/00 - F04B37/00
    • F04B39/0005—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 adaptations of pistons
    • 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
    • F04B39/0207—Lubrication with lubrication control systems
    • 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
    • F04B39/02—Lubrication
    • F04B39/0223—Lubrication characterised by the compressor type
    • F04B39/0276—Lubrication characterised by the compressor type the pump being of the reciprocating piston type, e.g. oscillating, free-piston 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
    • F04B39/02—Lubrication
    • F04B39/0284—Constructional details, e.g. reservoirs in the casing
    • F04B39/0292—Lubrication of pistons or cylinders
    • 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
    • F04B39/122—Cylinder block

Abstract

Disclosed is a hermetic compressor wherein a piston has a sliding face that slides on the inner walls of a cylindrical hole, and is inserted into the cylindrical hole to enable reciprocating movement. A connecting rod connects the piston and an eccentric shaft. The cylindrical hole has a shaft-side end and a tapered section in which the inner diameter of the cylindrical hole gradually increases in the direction in which the piston moves from top dead center to bottom dead center. The direction of the reciprocating movement of the piston is essentially horizontal. The sliding face of the piston recedes radially into the piston, forming a depression which holds a lubricant. Further, when the piston is positioned at bottom dead center, the bottom portion of the piston in the vertical direction that abuts the shaft-side end of the cylindrical hole is a part of the sliding face.

Description

密閉型圧縮機Hermetic compressor
　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。 The present invention relates to a hermetic compressor used in a refrigeration cycle system such as a refrigerator-freezer.
　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。 The reciprocating hermetic compressor has a cylinder that forms a cylindrical compression chamber, a cylindrical piston, and a connecting rod as a compression mechanism. The piston reciprocates in the cylinder. The connecting rod connects the eccentric shaft portion of the shaft to the piston via a piston pin. The shaft is fixed to the axis of the rotor of the electric motor unit, and the compression mechanism is activated by the rotation of the rotor.
　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。 Such a hermetic compressor requires a gap between the inner peripheral surface of the cylinder and the sliding surface of the piston so that both of them slide. However, if this gap is large, blow-by in which high-temperature and high-pressure refrigerant gas compressed in the compression chamber leaks occurs, and the compression efficiency decreases. On the other hand, when this gap is reduced, sliding loss increases and input / output efficiency decreases.
　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。 Therefore, a hermetic compressor using a cylinder formed so that the inner diameter dimension of the compression chamber gradually increases from the side where the piston is located at the top dead center toward the side located at the bottom dead center has been proposed. (For example, refer to Patent Document 1). 16A and 16B are cross-sectional views of a compression unit of a conventional hermetic compressor described in Patent Document 1. FIG. FIG. 16A shows a state where the piston is at bottom dead center, and FIG. 16B shows a state where the piston is at top dead center.
　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。 The cylinder block 14 has a cylinder 16 having a central axis in a substantially horizontal direction. The piston 23 inserted in a substantially horizontal direction is connected to a connecting rod 26 via a piston pin (not shown) to constitute a piston assembly 23A. A valve plate (not shown) is attached to the end face (right end face in the figure) opposite to the cylinder 16 when viewed from the connecting rod 26. The compression chamber 15 is formed by the piston 23, the cylinder 16 and the valve plate configured as described above. The piston 23 reciprocates in the cylinder 16 through the connecting rod 26 in a substantially horizontal direction by an eccentric movement of an eccentric shaft portion (not shown) of a shaft (not shown).
　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。 The inner surface of the cylinder 16 has a tapered portion 17 whose inner diameter increases from Dt to Db (> Dt) from the middle of the side where the piston 23 is located at the top dead center toward the side located at the bottom dead center. Is formed. The piston 23 has substantially the same outer diameter dimension over the entire length. Therefore, in the vicinity of the top dead center where the pressure in the compression chamber 15 is high, the gap of the seal portion of the piston 23 is reduced to prevent blow-by. On the other hand, since the gap increases near the bottom dead center, the sliding loss can be reduced.
　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。 However, the piston 23 configured as described above repeats reciprocating motion while slightly vibrating vertically and horizontally within the gap with the inner surface of the cylinder 16 at all times. This is because, during operation, the piston 23 is subjected to dynamic compression load, inertial force of movable members such as the piston 23 and connecting rod 26, and piston side pressure load generated by converting gravity and rotary motion into reciprocating motion. It is. In addition, forces such as sliding resistance of the sliding portion influence each other and act on the piston 23 while changing the direction and size. Such an action also causes the piston 23 to vibrate slightly vertically and horizontally within the gap with the inner surface of the cylinder 16.
　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。 Particularly, in the state where the piston 23 is located near the bottom dead center, the gap between the cylinder 16 and the tapered portion 17 is larger than the gap near the top dead center. Further, since the central axis of the cylinder 16 is arranged in a substantially horizontal direction, the bottom dead center side of the piston 23 is tilted in the direction in which the piston 23 is lowered in the vertical downward direction under the influence of the gravity of the piston assembly 23A. As a result, the connecting rod 26 side of the piston 23 is inclined further vertically downward.
　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。 Further, the fine vibration behavior is generated by the reciprocating motion of the piston 23 and the pressure applied to the piston 23, so that the piston 23 and the taper portion 17 of the cylinder 16 cause local rubbing in the sliding portion of the piston 23. appear. Such local rubbing may cause contact noise, or may cause wear starting from the contact portion.
　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。 Further, the structure in which the pistons 23 are all disposed inside the cylinder 16 when in the position of the bottom dead center relatively improves the stability of the behavior at the tapered portion 17 of the cylinder 16. However, in this structure, since the entire length of the cylinder 16 is increased, the compression mechanism is necessarily increased in size. As a result, the whole hermetic compressor becomes large. As a result, it is difficult to reduce the weight, resulting in difficulty in saving resources.
特開２００２－８９４５０号公報JP 2002-89450 A
　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。 The present invention avoids local contact between the piston and the inner surface of the cylinder (cylindrical hole), and at the same time minimizes the sliding area, and generates noise and wear due to contact between the piston and the cylinder. It is a hermetic compressor that prevents local contact that is the cause of the noise and improves noise prevention and efficiency and reliability.
　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。 The hermetic compressor of the present invention has a hermetic container, an electric mechanism, and a compression mechanism. The sealed container stores lubricating oil at the bottom. The electric mechanism and the compression mechanism are disposed in the sealed container. The electric mechanism drives the compression mechanism. The compression mechanism includes a shaft, a cylinder block, a piston, and a connecting rod. The shaft includes a main shaft portion that is rotationally driven by an electric mechanism, and an eccentric shaft portion formed on the main shaft portion. The cylinder block has a cylindrical hole portion that constitutes a compression chamber, and a bearing portion that rotatably supports the main shaft portion. The cylindrical hole portion and the bearing portion are disposed so that their axis centers are orthogonal to each other. The piston has a sliding surface that slides on the inner wall of the cylindrical hole, and is inserted into the cylindrical hole so as to reciprocate. The connecting rod connects the eccentric shaft portion and the piston. The cylindrical hole portion has a tapered portion whose inner diameter dimension gradually increases in the direction from the top dead center to the bottom dead center, and an end portion on the shaft side. The reciprocating direction of the piston is substantially horizontal. The sliding surface of the piston is provided with a recess that is recessed inward of the piston in the radial direction and holds lubricating oil. Further, when the piston is located at the bottom dead center, the part on the lower side in the vertical direction where the piston contacts the end of the cylindrical hole on the shaft side is a part of the sliding surface.
　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。 With this configuration, the sliding resistance of the piston can be reduced by reducing the average gap and the sliding area by the tapered portion in the cylindrical hole and the recess provided in the piston. Further, in the vicinity of the bottom dead center of the piston, the concave portion of the piston does not protrude from the end of the cylindrical hole on the shaft side. Therefore, local collision between the edge of the concave portion of the piston and the cylinder block can be avoided without causing an excessive inclination of the piston. Therefore, it is possible to suppress the occurrence of collision noise and prevent an increase in noise. Further, by holding a large amount of the lubricating oil scattered and supplied from the shaft in this recess, it is possible to supply the lubricating oil abundantly between the inner surface of the cylindrical hole and the piston surface. As a result, the lubricity and sealing performance between the cylinder and the piston are improved, so that the compression efficiency is improved. In addition, the overall length of the cylindrical hole is short.
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。FIG. 1 is a cross-sectional view of a main part of a hermetic compressor prior to Embodiment 1 of the present invention. 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。FIG. 2 is a longitudinal sectional view of an essential part of another hermetic compressor prior to the first embodiment of the present invention. 図３は図２に示す密閉型圧縮機の要部上面図である。FIG. 3 is a top view of the main part of the hermetic compressor shown in FIG. 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。FIG. 4 is a sectional view showing a state where the piston of the hermetic compressor according to Embodiment 1 of the present invention is located at the bottom dead center. 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。FIG. 5 is a sectional view showing a state where the piston of the hermetic compressor shown in FIG. 4 is located at the top dead center. 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。6 is a bottom view of the piston of the hermetic compressor shown in FIG. 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。FIG. 7 is a cross-sectional view of the compression portion showing a state where the piston of the hermetic compressor shown in FIG. 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。FIG. 8 is a cross-sectional view of the compression portion showing a state where the piston of the hermetic compressor according to Embodiment 2 of the present invention is located at the bottom dead center. 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。FIG. 9 is a cross-sectional view showing a state where the piston is located at the top dead center of the compression section shown in FIG. 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。FIG. 10 is a longitudinal sectional view of the piston assembly of the hermetic compressor according to the second embodiment of the present invention. 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。FIG. 11 is a partial top cross-sectional view of the compression section showing a state where the piston of the hermetic compressor according to Embodiment 2 of the present invention is in the compression stroke. 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。FIG. 12 is a characteristic diagram of the piston side pressure load with respect to the crank angle of the hermetic compressor according to the second embodiment of the present invention. 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。FIG. 13 is a characteristic diagram of the coefficient of performance with respect to the spatial volume of the concave portion of the hermetic compressor according to the second embodiment of the present invention. 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。FIG. 14 is a characteristic diagram of coefficient of performance with respect to the distance between the recesses of the hermetic compressor according to the second embodiment of the present invention. 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。FIG. 15 is a characteristic diagram of the coefficient of performance with respect to the operating frequency of the hermetic compressor according to the second embodiment of the present invention. 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。FIG. 16A is a longitudinal cross-sectional view of a compression unit showing a state where a piston of a conventional hermetic compressor is located at a bottom dead center. 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。FIG. 16B is a longitudinal sectional view of the compression unit showing a state where the piston shown in FIG. 16A is located at the top dead center.
　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。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. Note that the present invention is not limited to the embodiments.
　（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。 (Embodiment 1)
The inventors have proposed another configuration for improving compression efficiency and reducing sliding loss (Japanese Patent Laid-Open No. 2006-169998). FIG. 1 is a cross-sectional view of the main part of the hermetic compressor, showing a state where the piston 123 is at the bottom dead center.
　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。 The surface of the piston 123 is provided with thin annular grooves 141A and 141B and a concave portion 141C that is recessed radially inward. The inner diameter of the cylindrical hole 116 is substantially constant. At the position near the bottom dead center, the lower end portion 123B and the concave portion 141C of the piston 123 are exposed from the cylindrical hole portion 116. The grooves 141 </ b> A and 141 </ b> B are partially exposed from a notch 114 </ b> A provided in the cylinder block 114. Thus, by providing the grooves 141A and 141B and the concave portion 141C on the sliding surface (outer peripheral surface) of the piston 123, the amount of oil supplied to the seal portion and the sliding portion increases when the piston 123 reciprocates. Therefore, the sealing performance is improved, and the sliding loss can be reduced by reducing the sliding area while improving the compression efficiency.
　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。 Therefore, by combining the configuration of FIG. 1 with the configuration of FIG. 16A, further improvement in compression efficiency and reduction of sliding loss can be expected. FIG. 2 is a longitudinal sectional view of a main part of the hermetic compressor assuming the above-described combination. FIG. 2 shows a state where the piston is at the bottom dead center. FIG. 3 is a top view of the main part of the hermetic compressor shown in FIG. 2 in a state where the piston is in the compression stroke.
　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。 The cylindrical hole 216 has a straight part 218 and a tapered part 217. In the straight portion 218, the inner diameter of the cylindrical hole portion 216 is substantially constant. In the tapered portion 217, the inner diameter dimension changes from Dt to Db (> Dt) from the middle of the side where the piston 223 is located at the top dead center (right side in the figure) toward the side located at the bottom dead center (left side in the figure). It has increased. The gap between the piston 223 and the tapered portion 217 is large near the bottom dead center and small near the top dead center.
　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。 Further, grooves 241A and 241B and a concave portion 241C recessed in the radial direction are provided on the surface of the piston 223. At the position near the bottom dead center, the lower end 223B and the recess 241C of the piston 223 are exposed from the inside of the cylindrical hole 216. The grooves 241A and 241B are partially exposed from the notch 214A provided in the cylinder block 214.
　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。 Therefore, the seal portion of the piston 223 prevents blow-by due to the reduction of the gap near the top dead center and the labyrinth seal effect by the grooves 241A and 241B. Further, the concave portion 241C holds the lubricating oil scattered near the bottom dead center, and the lubricating oil is supplied from the concave portion 241C to the sliding portions of the grooves 241A and 241B and the piston 223. As the oil supply amount increases in this way, the sealing performance and lubricity can be improved.
　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。 As a result, by enlarging the average clearance of the sliding portion of the piston 223 and reducing the sliding area, it is possible to expect a hermetic compressor that can greatly reduce sliding loss and has high sealing performance and high compression efficiency.
　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。 In this configuration, the piston 223 is exposed from the tapered portion 217 of the cylindrical hole 216 near the bottom dead center. At this time, the piston 223 has a sliding portion of the piston 223 inserted in the cylindrical hole portion 216 as a fulcrum, and the fulcrum supports the weight of the piston 223, a piston pin (not shown) and the connecting rod 226. It has a support structure. This is because the clearance of the connecting portion between the connecting rod 226 and the eccentric shaft (not shown) of the crankshaft and the clearance of the connecting portion between the bearing and the crankshaft (none of which are shown) are the clearances between the seal portions of the piston 223. This is because it is larger than
　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。 Due to the above-mentioned cantilever support configuration, the bottom dead center where the piston 223 is most exposed from the cylindrical hole 216, the bottom dead center side of the piston 223 is vertically downward within the gap formed by the tapered portion 217 and the piston 223. Tilt in the direction to go down. This is because the inner diameter of the cylindrical hole 216 is formed to have a tapered portion 217 that increases from Dt to Db, so that the gap between the tapered portion 217 and the piston 223 is increased in the vicinity of the bottom dead center. Due to that.
　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。 If the concave portion 241C is not provided in the piston 223, the support length of the sliding portion that cantilever-supports the piston 223 can be secured long as indicated by L1 in FIG. However, if the recess 241C is formed, the inclination of the piston 223 increases by the amount of the recess of the recess 241C. As a result, the support length of the sliding portion that cantilever-supports the piston 223 is shortened as indicated by L2 in FIG.
　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。 Therefore, in the configuration shown in FIG. 2, the inclination of the piston 223 is excessive. Therefore, when the edge 242 of the recess 241C enters the cylindrical hole 216 in the compression stroke, there is a possibility that noise will increase by locally colliding with the end surface 216A of the cylindrical hole 216.
　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。 Next, a configuration for solving such a problem will be described with reference to FIGS. FIG. 4 is a cross-sectional view showing a state where the piston of the hermetic compressor according to Embodiment 1 of the present invention is located at the bottom dead center. FIG. 5 is a cross-sectional view showing a state where the piston of the hermetic compressor is located at the top dead center. FIG. 6 is a bottom view of the piston of the hermetic compressor. FIG. 7 is a cross-sectional view of the compression portion showing a state where the piston is tilted and located at the bottom dead center.
　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。 As shown in FIGS. 4 and 5, this hermetic compressor includes a hermetic container 301, an electric mechanism 304, and a compression mechanism 305. The sealed container 301 stores lubricating oil 306 at the bottom. The electric mechanism 304 includes a stator 302 and a rotor 303 and is disposed in the sealed container 301. The compression mechanism 305 is also disposed in the sealed container 301 and is driven by the electric mechanism 304.
　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。 Specifically, the compression mechanism 305 includes a shaft 310, a cylinder block 314, a piston 423, and a connecting rod 326. The shaft 310 includes a main shaft portion 311 that is rotationally driven by the electric mechanism 304, and an eccentric shaft portion 312 that is formed eccentric to one end of the main shaft portion 311. The main shaft portion 311 is fixed to the shaft center of the rotor 303.
　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。 An oil supply passage 313 is provided in the shaft 310 and on the outer peripheral surface, and one end of the oil supply passage 313 is formed to extend in the axial direction at the eccentric shaft portion 312. The oil supply passage 313 communicates with an oil supply passage (not shown) opened at the upper end of the eccentric shaft portion 312. In the middle of the eccentric shaft portion 312, there is provided a branched oil passage (not shown) branched from the oil supply passage 313 in the radial direction and opened. The lower end of the main shaft portion 311 extends so that the other end of the oil supply passage 313 is immersed in the lubricating oil 306 at a predetermined depth.
　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。 The cylinder block 314 has a substantially cylindrical cylindrical hole 316 constituting the compression chamber 315 and a bearing 320 that rotatably supports the main shaft 311. The cylindrical hole portion 316 and the bearing portion 320 are disposed so as to be fixed to each other at a fixed position. The cylindrical hole portion 316 and the bearing portion 320 are arranged so that their axial centers are orthogonal to each other. The bearing portion 320 forms a cantilever bearing by pivotally supporting the end portion on the eccentric shaft portion 312 side of the main shaft portion 311 of the shaft 310. The cylinder block 314 is provided with a notch 319 in the upper wall where the lubricating oil 306 falls on the peripheral wall of the cylindrical hole 316.
　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。 The piston 423 is inserted into the cylindrical hole 316 so as to be able to reciprocate, and has a sliding surface 423C that slides on the inner wall of the cylindrical hole 316 as shown in FIG. The reciprocating direction of the piston 423 is substantially horizontal. The connecting rod 326 connects the eccentric shaft portion 312 and the piston 423. That is, one end of the connecting rod 326 is connected to the eccentric shaft portion 312 and the other end is connected to the piston 423 through the piston pin 425 inserted into the piston pin hole 423A as shown in FIG. The connecting rod 326 and the piston 423 constitute a piston assembly 440.
　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。 That is, the piston 423 is provided with a piston pin hole 423A in a direction orthogonal to the axis of the piston 423. The compression mechanism 305 has a piston pin 425 inserted into the piston pin hole 423A. The connecting rod 326 is connected to the piston pin 425 so as to be rotatable about the axis of the piston pin 425.
　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。 Next, the cylindrical hole 316 and the piston 423 will be described in detail with reference to FIGS. As shown in FIG. 7, when the piston 423 is located at the bottom dead center, the axial dimension of the cylindrical hole 316 is such that the end of the cylindrical hole 316 on the shaft 310 side from the end surface 316A of the piston 423 on the connecting rod 326 side. The part is set to protrude.
　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。 Further, as shown in FIG. 7, the inner surface of the cylindrical hole 316 includes a straight portion 318 having a constant inner diameter dimension in the axial direction for a predetermined length L from the top dead center side, and a bottom dead center. A taper portion 317 whose inner diameter increases from Dt to Db (> Dt) toward the side is formed. That is, the cylindrical hole portion 316 has a tapered portion 317 whose inner diameter dimension gradually increases in the direction in which the piston 423 moves from the top dead center to the bottom dead center. The cylindrical hole 316 has an end surface 316A that is an end on the shaft 310 side.
　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。 The boundary between the straight portion 318 and the taper portion 317 is the starting point of the taper portion 317, and is the inflection portion 317A having a large taper angle change rate.
　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６ｍｍ３に形成され、両者の間隔は２ｍｍに設定されている。 As shown in FIGS. 6 and 7, the outer diameter of the piston 423 is formed to the same dimension over the entire length. That is, it is not tapered. On the outer peripheral surface (sliding surface 423C) of the piston 423, a plurality of concave portions 441A, 441B, 4411C, and 4412C are provided. The recesses 441A and 441B close to the compression chamber 315 are formed in an annular shape that goes around the outer periphery of the piston 423, each space volume is formed at 6 mm 3, and the distance between them is set at 2 mm.
　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。 The recesses 4411C and 4412C farthest from the compression chamber 315 are not annular. The recesses 4411C and 4412C are formed mainly for the purpose of reducing the contact area with the cylindrical hole 316 of the piston 423 and holding the lubricating oil 306. Since the recesses 4411C and 4412C hold the lubricating oil 306, the sliding surface of the piston 423 with the cylindrical hole 316 can be lubricated. Therefore, if it is necessary to make the piston 423 lighter, the recesses 4411C and 4412C may be formed deeper or wider.
　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。 FIG. 6 shows the recess 4412C as a representative, but the recess 4411C has the same shape. The outline of the recess 4412C extends from the portion parallel to the recesses 441A and 441B to the end 423B side on the connecting rod 326 side while gradually narrowing the width, and the end portion is formed in a shape extending to the compression chamber 315 side. Yes.
　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。 The recesses 4411C and 4412C are formed symmetrically about the axis X passing through the center of the piston pin hole 423A as shown in FIG. 6, and the terminal portion extends to the piston pin hole 423A. Accordingly, the recesses 4411C and 4412C are provided so as to surround the piston pin hole 423A, and an extension portion 423D extending to the inside of the recesses 4411C and 4412C is formed in the end portion 423B. The extending portion 423D forms a part of the end portion 423B of the piston 423. In this way, the recesses 4411C and 4412C are formed so as to be recessed inward in the radial direction of the piston 423, and hold the lubricating oil 306.
　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、６ｍｍ３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。 The space volume formed by the inner surface (straight part 318) of the cylindrical hole 316 of the recesses 4411C and 4412C is formed to be 6 mm 3 or more. However, since the concave portions 4411C and 4412C do not face the straight portion 318, a virtual state is assumed. An interval of 1.5 mm (an interval including a dimension of an edge 442 described later) is provided between the recess 441B and the deepest portion of the recesses 4411C and 4412C as a base point. As described above, the volumes of the recesses 4411C and 4412C can be arbitrarily set.
　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。 The recesses 4411C and 4412C are provided so as to surround the piston pin hole 423A. Therefore, it communicates with the piston pin hole 423A. That is, the recesses 4411C and 4412C are a first recess and a second recess formed at positions symmetrical to the axis X of the piston 423 passing through the center of the piston pin hole 423A. The recesses 4411C and 4412C communicate with each other through the piston pin hole 423A.
　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。 Furthermore, the cross-sectional angle of the edge 442 of the recesses 4411C and 4412C is formed on an inclined surface of about 30 °.
　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。 The recesses 4411C and 4412C are provided at positions that are symmetrical about the axis X on the surface of the piston 423. In this case, although it is not necessary to provide the extended portion 423D in the concave portion 4411C, it is not necessary to confirm the vertical direction of the piston 423 at the time of assembling, and workability is improved.
　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。 In the above configuration, the piston 423 is assembled as the compression mechanism 305 by forming the piston assembly 440 when the piston pin 425 inserted into the piston pin hole 423A penetrates the connecting rod 326. In this case, the extending portion 423D is disposed on the lower surface as shown in FIG.
　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。 As shown in FIG. 7, in the state where the piston 423 is located at the bottom dead center, the extending portion 423D faces (abuts) the corner of the end surface 316A of the cylindrical hole portion 316. The dimensional relationship between the piston 423 and the end surface 316A on the connecting rod 326 side in the cylindrical hole 316 is set to be in such a state. That is, when the piston 423 is located at the bottom dead center, the portion on the lower side in the vertical direction where the piston 423 contacts the end surface 316A which is the end of the cylindrical hole 316 on the shaft 310 side is a part of the sliding surface 423C. It is the extension part 423D which is.
　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。 The operation of the hermetic compressor configured as described above will be described below. When the electric mechanism 304 is energized, the rotor 303 of the electric mechanism 304 rotates the shaft 310, and the rotational movement of the eccentric shaft portion 312 is converted into a reciprocating movement via the connecting rod 326 and transmitted to the piston 423. As a result, the piston 423 inserted into the cylindrical hole 316 (compression chamber 315) of the cylinder block 314 reciprocates within the cylindrical hole 316. Due to the reciprocating motion of the piston 423, the refrigerant gas is sucked into the compression chamber 315 from the cooling system (not shown), compressed, and then discharged to the cooling system again.
　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。 The lower end portion of the oil supply passage 313 functions as a pump using centrifugal force by the rotation of the shaft 310. Due to this pumping action, the lubricating oil 306 at the bottom of the sealed container 301 is pumped upward through the oil supply passage 313, and is ejected in the respective directions from the oil supply passage and the branch oil passage provided in the eccentric shaft portion 312. Scatter.
　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。 The lubricating oil 306 ejected from the oil supply passage collides with the ceiling surface of the sealed container 301 and scatters to mainly cool the compression mechanism 305 and lubricate the sliding portion, and also lubricates the lubricating oil 306 from the branch oil passage. Is scattered substantially horizontally in the entire circumferential direction in the sealed container 301 and is mainly supplied to the piston pin 325, the piston 423, and the like to lubricate the sliding portion.
　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。 In the reciprocating motion of the piston 323, at the initial stage of the compression stroke (near the bottom dead center), blow-by hardly occurs and the sliding resistance of the piston 423 is small. The pressure in the compression chamber 315 further increases immediately before the piston 423 reaches a position near the top dead center. Since the gap between the sliding surface 423C of the piston 423 and the tapered portion 317 is reduced on the top dead center side, the occurrence of blow-by can be reduced.
　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。 In other words, in a state where the piston 423 is located at the bottom dead center, the lubricating oil 306 is formed in the concave portion 4411C formed in the sliding surface 423C of the piston 423 from the notch 319 provided in the upper wall of the cylindrical hole 316. , 4412C are supplied and held abundantly. A part of the lubricating oil 306 is supplied to and held in the recesses 441A and 441B. Therefore, even when the piston 423 moves to the straight portion 318 having a narrow gap, more lubricating oil is supplied to the sliding portion formed by the piston 423 and the straight portion 318. Therefore, this lubricating oil lubricates and seals the sliding portion. As a result, the occurrence of gas leakage can be prevented and the volume efficiency can be improved.
　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。 Furthermore, it is preferable that the cylindrical hole portion 316 has a straight portion 318 provided on the top dead center side of the piston 423 with respect to the taper portion 317. With this configuration, the seal portion of the piston 423 in the vicinity of the top dead center where the pressure increases most in the compression stroke can be formed in the straight portion 318 having a constant inner diameter dimension in the axial direction. In such a seal portion, since the axial distance of the minimum gap between the piston 423 and the cylindrical hole portion 316 is increased, the effect of preventing the occurrence of gas leakage accompanying the increase in the pressure of the refrigerant gas is great. Further, when the piston 423 is located at the taper portion 317 near the bottom dead center, the radial gap is wide, so that the sliding loss is also reduced. As a result, high efficiency can be achieved.
　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。 In the state where the piston 423 is located at the bottom dead center, the end of the piston 423 on the connecting rod 326 side is exposed from the end of the cylindrical hole 316 on the shaft 310 side. Therefore, a large amount of scattered lubricating oil 306 adheres to the exposed surface of the piston 423, and the lubricating oil 306 can be supplied to the sliding portion and the sealing portion as the piston 423 reciprocates. As a result, sliding loss can be reduced, and high efficiency can be achieved together with prevention of the occurrence of gas leakage described above.
　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。 Further, by forming the edge 442 of the recesses 4411C and 4412C as an inclined surface, the wedge film action of the lubricating oil 306 can be obtained, and an oil film can be reliably formed in the gap between the piston 423 and the cylindrical hole 316. .
　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。 When the piston 423 is located at the bottom dead center, the bottom dead center side of the piston 423 tilts vertically downward within the gap between the cylindrical hole 316 and the piston 423. However, the extending portion 423D is in contact with the corner of the end surface 316A of the cylindrical hole portion 316. Therefore, the edge 442 does not shift vertically downward from the cylindrical hole 316 and collide with the lower corner of the end surface 316A due to the inclination of the piston assembly 440 due to its own weight. Therefore, the generation of collision noise can be suppressed and noise reduction can be achieved. The connecting rod 326 is connected to the piston pin 425 so as to be rotatable around the axis of the piston pin 425. Therefore, the piston 423 does not rotate around the axis, and the extending portion 423D reliably contacts the corner of the end surface 316A.
　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。 Further, since the recesses 4411C and 4412C communicate with the piston pin hole 423A, the lubricating oil 306 splashed in the vicinity of the bottom dead center of the piston 423 forms a circulation path and cools the piston 423. Due to this cooling, the temperature of the piston 423 is lowered, and accordingly, a rise in the temperature of the compression chamber 315 is suppressed, and a decrease in volumetric efficiency due to heat reception is prevented.
　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。 Further, when the inverter is driven at an operating frequency lower than the power supply frequency, the oil retention is maintained by the capillary phenomenon of the recesses 441A and 441B, the labyrinth effect vortex is formed, and the leakage flow in the refrigerant gas passes through the recesses 441A, 441B, 4411C, and 4412C. The leakage of the refrigerant can be suppressed by a synergistic effect such as the formation of a deceleration flow accompanying the.
　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。 As a result, it is possible to increase the refrigeration capacity and efficiency when the hermetic compressor is operated particularly in the low operating frequency range below the power supply frequency. This effect will be described in detail in the second embodiment.
　（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。 (Embodiment 2)
FIG. 8 is an enlarged cross-sectional view of the compression unit showing a state where the piston of the hermetic compressor according to Embodiment 2 of the present invention is located at the bottom dead center. FIG. 9 is an enlarged cross-sectional view of the compression portion showing a state where the piston is located at the top dead center. FIG. 10 is a longitudinal sectional view of the piston assembly of the hermetic compressor according to the present embodiment. FIG. 11 is a top view of the compression section showing a state where the piston of the hermetic compressor in the present embodiment is in the compression stroke. FIG. 12 is a characteristic diagram of piston side pressure load with respect to the crank angle of the hermetic compressor in the present embodiment.
　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。 In the present embodiment, the overall configuration of the compressor will be described mainly with reference to the description of the first embodiment (including reference numerals) and FIGS. 4 and 5, and the contents different from the first embodiment.
　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。 The part different from the first embodiment is the configuration of the recess provided in the piston, and the other configuration is the same as that of the first embodiment. Therefore, here, a description will be given mainly of pistons having different configurations.
　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。 As shown in FIGS. 8 and 9, the outer diameter of the piston 323 is formed to have the same dimension over the entire length, and three concave portions 341A, 341B, and 341C are provided on the surface thereof at a predetermined interval. The recesses 341A, 341B, and 341C are all formed in an annular shape that goes around the circumference on the surface of the piston 323.
　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６ｍｍ３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。 The space volume formed by the inner surface (straight portion 318) of the cylindrical hole 316 of the recess 341A formed at the position closest to the compression chamber 315 and the recess 341B at the second position is set to 6 mm 3 respectively. Has been. Further, the interval between the recess 341A and the recess 341B is set to 2 mm.
　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６ｍｍ３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。 A space volume formed by the inner surface (straight portion 318) of the cylindrical hole 316 of the concave portion 341C at the third position is formed to be 6 mm 3 or more. However, since the concave portion 341C does not face the straight portion 318, a virtual state is assumed. An interval of 1.5 mm (an interval including the dimension of the edge 342 described later) is provided between the recess 341C and the recess 341B with the deepest portion of the recess 341C as a base point. A part of the recess 341C communicates with the piston pin hole 323A. The recess 341C is formed for the same purpose as the recesses 4411C and 44112C of the first embodiment. Therefore, the volume of the recess 341C can be set arbitrarily.
　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。 Further, in the state located at the bottom dead center, the end 323B of the piston 323 on the side opposite to the compression chamber (on the connecting rod 326) has a length A longer than the end surface 316A on the shaft side of the cylinder block 314 as shown in FIG. Exposed. The piston 323 is formed in such a dimension. In other words, the axial dimension of the cylindrical hole 316 is set so that the corner of the end surface 316A of the cylindrical hole 316 contacts the end 323B when the piston 323 is located at the bottom dead center. The end 323B is an outer peripheral surface between the end of the piston 323 on the connecting rod 326 side and the annular recess 341C.
　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。 Furthermore, the cylinder block 314 is provided with a notch 319 in the upper wall where the lubricating oil 306 falls on the peripheral wall of the cylindrical hole 316 as in the first embodiment. The notch 319 exposes at least the recess 341C in a state where the piston 323 is located at the bottom dead center. In other words, the concave portion 341C is defined as a part of the concave portion in the configuration in which the plurality of concave portions 341A, 341B, and 341C are provided.
　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。 Further, as shown in FIG. 8, all of the recesses 341 </ b> C are located on the top dead center side by a length B from the end surface 316 </ b> A of the cylindrical hole 316 when the piston 323 has reached the bottom dead center position. It is formed as follows. Further, the end surface 323C on the compression chamber 315 side of the piston 323 is positioned on the tapered portion 317 side by a distance of length C. Furthermore, as shown in FIG. 10, the edge 342 of the recess 341 </ b> C has a shape inclined at approximately 30 ° in the cross section.
　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。 FIG. 11 shows the arrangement of the pistons 323 when the crank angle is 320 degrees in the compression stroke. This crank angle 320 deg is an angle at which the side pressure load of the piston 323 becomes maximum as shown in FIG. This maximum side pressure load acts on the side pressure load sliding portion on the horizontal side surface of the cylindrical hole 316. At this time, the inflection part 317A of the straight part 318 and the taper part 317 is located within the range of the width of the concave part 341C of the piston 323. In FIG. 11, the clearance between the piston 323 and the straight portion 318 of the cylindrical hole 316 is greatly shown in order to make it easy to understand that the inflection portion 317A is located within the width of the recess 341C. ing.
　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。 The operation of the hermetic compressor configured as described above will be described below. By energizing the electric mechanism 304, the rotor 303 of the electric mechanism 304 rotates the shaft 310, and the rotational movement of the eccentric shaft portion 312 is converted into a reciprocating movement via the connecting rod 326 and transmitted to the piston 323. As a result, the piston 323 reciprocates in the cylindrical hole 316.
　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。 In the initial compression state in which the piston 323 shifts from the bottom dead center position shown in FIG. 8 to the compression stroke for compressing the refrigerant gas and moves to the top dead center side shown in FIG. 9, the pressure in the compression chamber 315 The rise is small. Therefore, even if the clearance between the tapered portion 317 formed in the cylindrical hole 316 and the sliding surface (outer peripheral surface) of the piston 323 is relatively large, blow-by hardly occurs due to the sealing effect by the lubricating oil. Further, since the clearance is large, the sliding resistance of the piston 323 is also small.
　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。 When the compression stroke proceeds and the crank angle reaches 320 degrees, the piston 323 is in the position shown in FIG. At this time, the side pressure load of the piston 323 becomes the maximum value as shown in FIG.
　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。 In the configuration shown in FIG. 3 described in the first embodiment, when the lateral pressure load becomes maximum, the sliding portion of the side surface of the piston 223 locally increases in surface pressure at the inflection portion 217A that is the starting point of the taper portion 217. It is easy to be rubbed. As a result, there is a possibility that the lubrication state deteriorates and the sliding noise increases.
　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。 However, in the present embodiment, the inflection portion 317A having a large taper angle change rate, which is the starting point of the taper portion 317, is located within the range of the width of the recess 341C of the piston 323. In addition, since the depth of the concave portion 341C is secured, the inflection portion 317A is separated from the bottom of the concave portion 341C even when facing the concave portion 341C. Therefore, even if the lateral pressure load becomes large, the lubrication state is lowered at the inflection portion 317A where it is difficult to form an oil film, and no sliding noise is generated due to local rubbing.
　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。 Further, the compression stroke further proceeds, the pressure of the refrigerant gas in the compression chamber 315 gradually increases, and the pressure in the compression chamber 315 further increases immediately before the piston 323 reaches a position near the top dead center shown in FIG. To do. Since the gap between the sliding surface of the piston 323 and the tapered portion 317 is reduced on the top dead center side, occurrence of blow-by can be reduced. At this time, the straight portion 318 formed in the cylindrical hole portion 316 reduces the leakage of the refrigerant gas that has increased to a predetermined discharge pressure as compared with the taper portion 317.
　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。 In the state where the piston 323 is located at the bottom dead center, the connecting rod 326 side of the piston 323 is formed to be exposed from the cylinder block 314. Then, the lubricating oil 306 scattered from the upper end of the shaft 310 is abundantly supplied from the notch 319 provided on the upper wall of the cylindrical hole 316 to the recess 341C formed on the sliding surface of the piston 323. Along with it. A part of the lubricating oil 306 is supplied to the recesses 341A and 341B. As a result, the amount of lubricating oil supplied to the gap between the inner peripheral surface of the cylindrical hole 316 of the cylinder block 314 and the sliding surface of the piston 323 increases during the compression stroke.
　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。 In the middle of the movement of the piston 323 to the top dead center, all of the piston 323 is located in the cylindrical hole 316. Therefore, the lubricating oil 306 held in the recesses 341A, 341B, 341C is difficult to escape from the cylindrical hole 316. Further, the lubricating oil 306 is easily carried to the straight portion 318 where the sliding resistance is the largest.
　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。 Furthermore, the end surface 323C on the compression chamber side of the piston 323 is positioned on the taper portion 317 side at the bottom dead center by a distance of the length C in FIG. Therefore, when the piston 323 moves from the bottom dead center to the top dead center in the compression stroke, a part of the lubricating oil 306 adhering to the surface of the piston 323 moves to the top dead center side, and the surface of the cylindrical hole 316 A part of the lubricating oil 306 adhering to is also supplied by being caught in the gap between the piston 323 and the cylindrical hole 316 as the piston 323 moves.
　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。 Further, in the state shown in FIG. 8, the end surface of the piston 323 on the compression chamber 315 side is configured to be positioned at the tapered portion 317. Therefore, the gap between the piston 323 and the cylindrical hole 316 is larger than that when the piston 323 is positioned on the straight portion 318. Therefore, the amount of the lubricating oil 306 held in the gap space is also large.
　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。 Therefore, even when the piston 323 moves to the straight portion 318 having a narrow gap, more lubricating oil is supplied to the sliding portion formed by the piston 323 and the straight portion 318, and the sliding portion is lubricated and sealed. can do. As a result, the occurrence of gas leakage can be prevented and the volume efficiency can be improved. This configuration can also be applied to the first embodiment.
　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。 Further, since the concave portion 341C is provided in an annular shape on the sliding surface of the piston 323, for example, the width of the concave portion 341C is increased in the axial direction of the piston 323 to maximize the area of the concave portion 341C. Is possible.
　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。 With the configuration as described above, the sliding area between the cylindrical hole 316 (compression chamber 315) and the piston 323 can be reduced to the maximum, and the sliding resistance can be reduced. Further, the lubricating oil 306 can be supplied uniformly and stably to the lubricating portion and the sealing portion of the entire circumference of the piston 323. Therefore, it is possible to prevent poor lubrication and deterioration of sealing performance due to uneven and unstable oil supply.
　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。 Furthermore, the edge 342 of the recess 341C is configured by a surface inclined at about 30 ° with respect to the axial surface of the piston 323 in the cross-sectional shape. Therefore, when the piston 323 reciprocates, the lubricating oil 306 held in the recess 341C is urged in the recess 341C. Then, it is drawn into the gap between the piston 323 and the cylindrical hole 316 along the inclination of the edge 342 of the recess 341C, and acts to correct the inclination of the piston 323 by entering the gap. Thus, a so-called wedge film action occurs in the gap between the piston 323 and the cylindrical hole 316.
　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。 As a result, the wedge film effect by the lubricating oil 306 corrects the inclination of the piston 323 to be small, and acts so that the gap with the cylindrical hole 316 on the entire circumference of the piston 323 becomes uniform. Therefore, the lubricating oil 306 is easily carried to the sliding portion and the seal portion near the top dead center where the gap is formed narrow, and the frequency of local metal contact that is unavoidable can be reduced.
　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。 Note that the angle of the edge 342 of the recess 341C is not limited to about 30 °. As described above, when the piston 323 reciprocates, the lubricating oil 306 held in the recess 341C may be at an angle at which a wedge film action is likely to be drawn into the gap between the piston 323 and the cylindrical hole 316. . That is, the angle of the edge 342 may be set as appropriate according to the reciprocating speed of the piston 323 and the like. In the present embodiment, the angle of the edge 342 with respect to the axial surface of the piston 323 is preferably in the range of 25 ° to 35 °. However, if the inclination angle is 45 ° or less, or a cross-sectional shape having an equivalent curved surface shape, the lubricating oil 306 held in the recess 341C is set to an angle that is drawn into the gap between the piston 323 and the cylindrical hole 316. Good.
　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。 As a result, a larger amount of lubricating oil 306 can be supplied between the cylinder block 314 and the piston 323, and the lubricating oil 306 can be held well and the sealing performance can be improved. Furthermore, with the supply of the abundant lubricating oil 306, the sliding resistance of the piston 323 can be reduced, thereby improving the compression efficiency, reducing the input, and achieving high efficiency. This configuration may be applied to the recesses 4411C and 4412C of the first embodiment.
　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。 Further, the piston assembly 340 has a cantilever support structure in which the weight of the piston assembly 340 is supported only by the sliding portion of the piston 323 inserted in the cylindrical hole 316. Therefore, especially in the vicinity of the bottom dead center where the piston 323 is most exposed from the cylindrical hole 316, the bottom dead center side of the piston 323 is inclined vertically downward within the gap with the cylindrical hole 316.
　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。 However, the connecting rod side edge 342 of the recess 341C is located on the top dead center side of the end surface 316A of the cylindrical hole 316. The corners of the end portion 323B of the piston 323 and the end surface 316A of the cylindrical hole portion 316 are in contact with each other. Therefore, the edge 342 of the concave portion 341C is not shifted vertically downward from the cylindrical hole portion 316 and does not collide with the lower corner of the end surface 316A due to the inclination by the own weight of the piston assembly 340. Therefore, the generation of collision noise can be suppressed and noise reduction can be achieved.
　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。 Further, a part of the recess 341C communicates with the piston pin hole 323A. That is, it is preferable that the upper side and the lower side of the recess 341C communicate with each other through the piston pin hole 323A. With this configuration, the lubricating oil 306 splashed and supplied to the upper portion of the piston 323 near the bottom dead center passes through the annular recess 341C and is discharged downward through the end surface of the piston pin hole 323A. Form. At this time, the piston 323 heated by the high-temperature and high-pressure refrigerant gas is cooled by the lubricating oil 306 having a relatively low temperature passing through the circulation path. By this cooling, the temperature of the piston 323 is lowered, and accordingly, the temperature rise of the compression chamber 315 is suppressed, and the volumetric efficiency can be prevented from being lowered due to heat reception.
　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。 In addition, when the inverter is driven at an operation frequency equal to or lower than the power supply frequency, particularly in a low speed operation of 30 r / sec or less, the reciprocating motion speed of the piston 323 becomes slow, and the lubricating oil supplied by the pump action of the shaft 310. The amount of refueling at 306 decreases. Therefore, the amount of the lubricating oil 306 sprayed from the eccentric shaft portion 312 into the sealed container 301 is reduced.
　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。 However, at least the recess 341C is exposed from the cylindrical hole 316 in the vicinity of the bottom dead center. Therefore, the lubricating oil 306 is stored mainly in the recess 341C and supplied to the seal portion. In addition, the oil retaining property is maintained by the capillary phenomenon of the recesses 341A and 341B, and a labyrinth eddy current is formed. Further, after the leakage flow of the refrigerant gas passes through the recesses 341A, 341B, and 341C, a deceleration flow due to the contracted flow is formed. Leakage of the refrigerant can be suppressed by a synergistic effect such as the formation of the vortex of the labyrinth effect and the formation of the deceleration flow by the contraction. As a result, it is possible to increase the refrigeration capacity and efficiency when the hermetic compressor is operated particularly in the low operating frequency range below the power supply frequency.
　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。 Hereinafter, the results of the experiment for confirming the coefficient of performance (COP) of the hermetic compressor according to the present embodiment will be described with reference to FIGS. The coefficient of performance is the ratio of the refrigerating capacity to the applied input, and is generally used as an index indicating the efficiency of the compressor. In the following tests, R600a (isobutane) is used as the refrigerant. The operating frequency is 27 r / sec. As operating conditions close to those operated in a refrigerator, the evaporation temperature is −30 ° C. and the condensation temperature is 40 ° C.
　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。 FIG. 13 is a characteristic diagram of coefficient of performance with respect to the spatial volume of the recesses 341A and 341B. FIG. 14 is a characteristic diagram of the coefficient of performance with respect to the distance between the adjacent recesses 341A, 341B, and 341C. FIG. 15 is a characteristic diagram of coefficient of performance with respect to changes in the operating frequency of the compressor.
　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。 13, the vertical axis represents the coefficient of performance of the compressor, and the horizontal axis represents the sum of the space volumes surrounded by the cross sections of the recesses 341A and 341B and the extended surface of the outer diameter of the piston 323.
　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。 That is, the test results shown in FIG. 13 are results obtained by defining the concave portion on the compression chamber 315 side as a plurality of concave portions 341A and 341B having a small cross-sectional area. However, the present invention is not limited to a plurality of recesses, but may be one recess formed in a volume that can obtain the result shown in FIG.
　図１３から明らかなように、凹部３４１Ａ、３４１Ｂの空間容積を０．２５ｍｍ３～２５ｍｍ３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０．２５ｍｍ３より小さい場合や２５ｍｍ３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。 As is clear from FIG. 13, it is preferable that the space volume of the recesses 341A and 341B is in a range T of 0.25 mm 3 to 25 mm 3 . By setting in this way, a higher coefficient of performance can be obtained than when the spatial volume is smaller than 0.25 mm 3 or larger than 25 mm 3 .
　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。 Next, the influence of the distance S between the adjacent recesses 341A, 341B, 341C will be described with reference to FIG. In FIG. 14, the vertical axis represents the coefficient of performance of the compressor, and the horizontal axis represents the distance S between the adjacent recesses 341A, 341B, 341C.
　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。 As shown in FIG. 14, the coefficient of performance (C.O.P) increases by forming the distances between the recesses 341A, 341B, and 341C apart by 1 mm or more. This is presumed that the gap between the surface of the piston 323 and the cylindrical hole 316 becomes an aperture by setting the mutual distance S between the adjacent recesses 341A, 341B, and 341C to 1 mm or more. Therefore, the flow rate of the mixed flow of the refrigerant gas and the lubricating oil 306 is increased, so that the mixed flow is depressurized. As a result, it is assumed that the amount of leakage from the gap between the piston 323 and the cylindrical hole 316 is further reduced. The Therefore, by reducing the amount of leakage to the anti-compression chamber, the volumetric efficiency can be prevented from being reduced and the compressor efficiency can be increased.
　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。 In the present embodiment, the recesses 341A, 341B, 341C are formed such that the distance between the adjacent recesses 341A, 341B, 341C is 1 mm or more. Thereby, in addition to the above-mentioned effect, even when the oil in any one of the recesses 341A, 341B, 341C becomes discontinuous and the sealing performance is deteriorated, the sealing performance can be maintained by the other recesses.
　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。 Next, based on FIG. 15, the coefficient of performance when the compressor according to the present embodiment is incorporated in a refrigeration cycle and the operating frequency of the compressor is changed under a predetermined operating load condition (constant conditions). explain. The vertical axis represents the coefficient of performance of the compressor, and the horizontal axis represents the operating frequency at which the piston is driven. For comparison, as a conventional example, a compressor having the same specifications as the present embodiment (cylinder volume: 10 ml, 27 r / sec operation capacity: 74 W) is incorporated in the same refrigeration cycle, and the same operating load condition is obtained. In the set state, the results are shown when the operation frequency is operated in the range of about 20 to about 45 r / sec. In this conventional compressor, the cylindrical hole portion has no taper portion, and the piston has no recess 341C.
　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。 As is clear from FIG. 15, the coefficient of performance is greatly improved as compared with the conventional compressor when the operation frequency is low and the power consumption reduction effect is large in the cooling system such as a refrigerator. Therefore, it can be seen that the sealing performance between the piston 323 and the cylindrical hole 316 is remarkably improved, and the amount of leakage can be reduced.
　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。 Generally, in the low-speed rotation region, the refrigeration capacity is small, and the ratio of leakage loss from the gap between the piston 323 and the cylindrical hole 316 is large with respect to the refrigeration capacity. However, in the present embodiment, the amount of leakage from the gap between the piston 323 and the cylindrical hole 316 can be reduced due to the stable sealing and labyrinth effect by the lubricating oil 306. Therefore, it is possible to prevent an extremely low efficiency of the compressor due to a decrease in volumetric efficiency, and to greatly reduce the power consumption of the cooling system.
　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。 As described above, in the hermetic compressor according to the present embodiment, local contact between the piston 323 and the cylindrical hole 316 is avoided, and at the same time, the sliding area is minimized and the sliding loss is minimized. be able to. In addition, the lubricating oil 306 that contributes to the sealing performance between the piston 323 and the cylindrical hole 316 is stably supplied between the piston 323 and the cylindrical hole 316, and between the piston 323 and the cylindrical hole 316. It is possible to secure with certainty.
　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。 As a result, metal contact that causes wear and noise can be prevented, reliability can be improved, and noise generation can be reduced. Furthermore, by ensuring the sealing performance associated with ensuring the stability of the lubricating oil 306, the volumetric efficiency can be increased, and as a result, the efficiency of the compressor can be improved. Therefore, high efficiency, reliability, and prevention of noise generation can be solved at the same time, and partially conflicting problems can be solved simultaneously.
　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。 As described above, according to the first and second embodiments, the overall length of the cylindrical hole 316 is shortened, the hermetic compressor is reduced in size, the generation of contact noise is prevented, and the generation of wear is reduced. can do. Thus, high efficiency, low noise, and high reliability of the hermetic compressor can be achieved.
　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。 According to the present invention, it is possible to increase the compression efficiency of the hermetic compressor and to suppress the collision noise between the piston and the cylindrical hole. This hermetic compressor can be widely applied to hermetic compressors used in equipment using a refrigeration cycle such as an air conditioner or a vending machine.
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 114, 214, 314 Cylinder block 114A, 214A, 319 Notch 116, 216, 316 Cylindrical hole 123, 223, 323, 423 Piston 123B, 223B Lower end 226, 326 Connecting rod 141A, 141B, 241A, 241B Groove 141C , 241C, 341A, 341B, 341C, 441A, 441B, 4411C, 4412C Recessed parts 216A, 316A, 323C End faces 217, 317 Tapered parts 217A, 317A Inflection parts 218, 318 Straight parts 242, 342, 442 Edge 301 Sealed container 302 Stator 303 Rotor 304 Electric mechanism 305 Compression mechanism 306 Lubricating oil 310 Shaft 311 Main shaft portion 312 Eccentric shaft portion 313 Oil supply passage 315 Compression chamber 320 Bearing portions 323A, 423A Stone pin hole 323B End portion 340, 440 Piston assembly 325, 425 Piston pin 423B End portion 423C Sliding surface 423D Extension portion

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。     A sealed container for storing lubricating oil at the bottom;
    An electric mechanism disposed in the sealed container;
    A compression mechanism disposed in the sealed container and driven by the electric mechanism;
    The compression mechanism is
    A shaft having a main shaft portion rotationally driven by the electric mechanism, and an eccentric shaft portion formed on the main shaft portion;
    A cylindrical hole portion that constitutes a compression chamber; and a bearing portion that rotatably supports the main shaft portion, and the cylinder so that an axis center of the cylindrical hole portion and an axis center of the bearing portion are orthogonal to each other. A cylinder block in which the hole and the bearing are disposed;
    A piston having a sliding surface that is reciprocally inserted into the cylindrical hole and slides on the inner wall of the cylindrical hole;
    A connecting rod for connecting the eccentric shaft portion and the piston;
    The cylindrical hole portion has a tapered portion in which an inner diameter dimension gradually increases in a direction from the top dead center toward the bottom dead center, and an end portion on the shaft side,
    The reciprocating direction of the piston is substantially horizontal;
    The piston sliding surface is recessed on the inside in the radial direction of the piston, provided with a recess for holding the lubricating oil,
    When the piston is located at the bottom dead center, a part on the lower side in the vertical direction where the piston abuts on the end of the cylindrical hole on the shaft side is a part of the sliding surface.
    Hermetic compressor.
  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。     The piston is provided with a piston pin hole in a direction perpendicular to the axis of the piston,
    The compression mechanism further includes a piston pin inserted into the piston pin hole,
    The connecting rod is connected to the piston pin so as to be rotatable about the axis of the piston pin,
    The sliding surface extends from the end on the connecting rod side toward the recess, and extends so as to abut on the end of the cylindrical hole on the shaft side when the piston is located at the bottom dead center. Having a part,
    The hermetic compressor according to claim 1.
  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。     The recess is one of a plurality of recesses, and the plurality of recesses include a first recess and a second recess formed at positions symmetrical to the axis of the piston passing through the center of the piston pin hole,
    The first recess and the second recess communicate with each other through the piston pin hole.
    The hermetic compressor according to claim 2.
  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。     The recess has an annular shape extending in the outer peripheral direction of the piston.
    The hermetic compressor according to claim 1.
  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。     The cylindrical hole portion further includes a straight portion provided on the top dead center side of the piston with respect to the taper portion, and an inflection portion that is a boundary between the taper portion and the straight portion,
    When the piston is in a position where the side pressure load by the piston is maximized, the inflection portion is located within a range of the width of the concave portion in the axial direction of the piston. And the position of the recess are set,
    The hermetic compressor according to claim 4.
  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。     The depth of the recess is when the piston is at a position where the lateral pressure load by the piston is maximized, and the inflection portion is positioned within the range of the width of the recess in the axial direction of the piston. In addition, the inflection part is set to be separated from the bottom of the recess,
    The hermetic compressor according to claim 5.
  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０．２５ｍｍ３以上、２５ｍｍ３以下である、
    請求項４記載の密閉型圧縮機。     The recess is one of a plurality of recesses, and the plurality of recesses are an annular first recess and an annular shape that is positioned closer to the compression chamber than the first recess and extends in the outer circumferential direction of the piston. A space volume of the second recess is 0.25 mm 3 or more and 25 mm 3 or less.
    The hermetic compressor according to claim 4.
  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。     The distance between the first recess and the second recess is 1 mm or more.
    The hermetic compressor according to claim 7.
  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。     The cylindrical hole portion has a straight portion provided on the top dead center side of the piston from the tapered portion,
    The hermetic compressor according to claim 1.
  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。     When the piston is located at the bottom dead center, an end surface on the compression chamber side of the piston is located at a tapered portion of the cylindrical hole portion,
    The hermetic compressor according to claim 9.
  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。     A notch that exposes a part of the recess when the piston is located at the bottom dead center is provided on the shaft side end of the cylindrical hole in the cylinder block.
    The hermetic compressor according to claim 1.
  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。     The cross-sectional shape of the edge that is the boundary from the sliding surface to the recess has an inclination angle of 45 ° or less with respect to the axial surface of the piston, or an equivalent curved surface shape.
    The hermetic compressor according to claim 1.
PCT/JP2010/006337 2009-10-27 2010-10-27 Hermetic compressor WO2011052195A1 (en)

Priority Applications (3)

Application Number Priority Date Filing Date Title
US13/498,791 US20120183419A1 (en) 2009-10-27 2010-10-27 Hermetic compressor
JP2011538247A JP5753983B2 (en) 2009-10-27 2010-10-27 Hermetic compressor
CN201080048808.7A CN102597518B (en) 2009-10-27 2010-10-27 Hermetic type compressor

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2009246173 2009-10-27
JP2009-246173 2009-10-27

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2011052195A1 true WO2011052195A1 (en) 2011-05-05

Family

ID=43921629

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2010/006337 WO2011052195A1 (en) 2009-10-27 2010-10-27 Hermetic compressor

Country Status (4)

Country Link
US (1) US20120183419A1 (en)
JP (1) JP5753983B2 (en)
CN (2) CN105464936A (en)
WO (1) WO2011052195A1 (en)

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2013044255A (en) * 2011-08-23 2013-03-04 Hitachi Appliances Inc Closed compressor and refrigerator using the same
WO2014115530A1 (en) * 2013-01-22 2014-07-31 パナソニック株式会社 Hermetic compressor and refrigerator

Families Citing this family (9)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2012082785A (en) * 2010-10-14 2012-04-26 Panasonic Corp Compressor
US11236740B2 (en) * 2013-09-03 2022-02-01 Panasonic Appliances Refrigeration Devices Singapore Sealed compressor and freezer device or refrigerator equipped with same
CN105556123B (en) * 2013-09-24 2018-06-08 伊利诺斯工具制品有限公司 Compressor
US20170009758A1 (en) * 2014-02-25 2017-01-12 Panasonic Intellectual Property Management Co., Ltd. Sealed compressor and refrigeration device
CN104165133A (en) * 2014-09-03 2014-11-26 安徽美芝制冷设备有限公司 Compressor crankcase and compressor with same
JP6781082B2 (en) * 2017-03-10 2020-11-04 日立建機株式会社 Axial piston type hydraulic rotary machine
JP7258710B2 (en) * 2019-10-01 2023-04-17 ジーエムシーシー アンド ウェリング アプライアンス コンポーネント （タイランド） カンパニー リミテッド Compressor and equipment using this
CN114109773A (en) * 2021-12-01 2022-03-01 宁波慕品电器科技有限公司 Inflating machine core
CN114962221B (en) * 2022-06-09 2023-02-17 珠海格力电器股份有限公司 Cylinder assembly and compressor

Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS6117154U (en) * 1984-07-04 1986-01-31 マツダ株式会社 engine cylinder structure
JP2002081378A (en) * 2000-09-06 2002-03-22 Sanyo Electric Co Ltd Cooling medium compressor
JP2006169998A (en) * 2004-12-14 2006-06-29 Matsushita Electric Ind Co Ltd Hermetic compressor
JP2009503368A (en) * 2005-07-22 2009-01-29 ワールプール，ソシエダッド アノニマ Piston and cylinder assembly with variable diametric clearance and cylinder used for piston and cylinder assembly with variable diametric clearance
JP2009041393A (en) * 2007-08-07 2009-02-26 Panasonic Corp Sealed electric compressor
JP2009215894A (en) * 2008-03-07 2009-09-24 Panasonic Corp Hermetic compressor

Family Cites Families (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US1646998A (en) * 1927-10-25 Frank p
US1719092A (en) * 1929-07-02 Piston
SE373206B (en) * 1972-06-19 1975-01-27 Alfa Laval Ab
US4314531A (en) * 1979-11-13 1982-02-09 Associated Engineering Italy S.P.A. Pistons and cylinder liners
AT413233B (en) * 2000-07-03 2005-12-15 Verdichter Oe Ges M B H PISTON RELEASE
JP4429769B2 (en) * 2004-03-16 2010-03-10 パナソニック株式会社 Hermetic compressor
JP4337635B2 (en) * 2004-05-28 2009-09-30 パナソニック株式会社 Hermetic compressor

Patent Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS6117154U (en) * 1984-07-04 1986-01-31 マツダ株式会社 engine cylinder structure
JP2002081378A (en) * 2000-09-06 2002-03-22 Sanyo Electric Co Ltd Cooling medium compressor
JP2006169998A (en) * 2004-12-14 2006-06-29 Matsushita Electric Ind Co Ltd Hermetic compressor
JP2009503368A (en) * 2005-07-22 2009-01-29 ワールプール，ソシエダッド アノニマ Piston and cylinder assembly with variable diametric clearance and cylinder used for piston and cylinder assembly with variable diametric clearance
JP2009041393A (en) * 2007-08-07 2009-02-26 Panasonic Corp Sealed electric compressor
JP2009215894A (en) * 2008-03-07 2009-09-24 Panasonic Corp Hermetic compressor

Cited By (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2013044255A (en) * 2011-08-23 2013-03-04 Hitachi Appliances Inc Closed compressor and refrigerator using the same
WO2014115530A1 (en) * 2013-01-22 2014-07-31 パナソニック株式会社 Hermetic compressor and refrigerator
JP6048849B2 (en) * 2013-01-22 2016-12-21 パナソニックＩｐマネジメント株式会社 Hermetic compressor and refrigerator
US10352312B2 (en) 2013-01-22 2019-07-16 Panasonic Appliances Refrigeration Devices Singapore Hermetic compressor and refrigerator

Also Published As

Publication number Publication date
JP5753983B2 (en) 2015-07-22
CN102597518A (en) 2012-07-18
CN102597518B (en) 2016-03-30
CN105464936A (en) 2016-04-06
US20120183419A1 (en) 2012-07-19
JPWO2011052195A1 (en) 2013-03-14

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP5753983B2 (en) Hermetic compressor
KR100701527B1 (en) Hermetic compressor
KR100687983B1 (en) Compressor
JP5870255B2 (en) Hermetic compressor and refrigeration system
KR20060093730A (en) Hermetic compressor
JP5170111B2 (en) Hermetic compressor and refrigeration apparatus using the same
JP5136639B2 (en) Hermetic compressor
JP5212148B2 (en) Hermetic compressor and refrigeration system
JP2009085125A (en) Hermetic compressor
JP7258710B2 (en) Compressor and equipment using this
JP2009085191A (en) Sealed compressor
JP2013241848A (en) Sealed compressor and refrigerator with the same
JP2013050075A (en) Hermetic compressor
JP5353445B2 (en) Hermetic compressor and refrigerator / freezer
JP4622793B2 (en) Hermetic compressor
KR20230064104A (en) Reciprocating compressor
JP2013096351A (en) Hermetic compressor
JP2013044255A (en) Closed compressor and refrigerator using the same
JP2020033873A (en) Closed compressor and refrigerator having the same
JP2012149564A (en) Hermetic compressor and refrigerating device
JP2013170556A (en) Hermetic compressor and refrigerator using the same
JP2010242589A (en) Hermetic compressor and refrigerating device
JP2012159073A (en) Hermetic compressor

Legal Events

Date Code Title Description
WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 201080048808.7

Country of ref document: CN

121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 10826331

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 2011538247

Country of ref document: JP

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 13498791

Country of ref document: US

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 3718/CHENP/2012

Country of ref document: IN

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

122 Ep: pct application non-entry in european phase

Ref document number: 10826331

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1