WO2014064919A1 - ロータリ圧縮機 - Google Patents

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WO2014064919A1
WO2014064919A1 PCT/JP2013/006229 JP2013006229W WO2014064919A1 WO 2014064919 A1 WO2014064919 A1 WO 2014064919A1 JP 2013006229 W JP2013006229 W JP 2013006229W WO 2014064919 A1 WO2014064919 A1 WO 2014064919A1
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oil groove
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oil
rotary compressor
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信吾 大八木
裕文 吉田
啓晶 中井
優 塩谷
竜一 大野
健 苅野
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パナソニック株式会社
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    • F04C23/008—Hermetic pumps

Definitions

  • the present invention relates to a rotary compressor using a refrigerant containing R32.
  • HCFC-based refrigerants have conventionally been used as refrigerants in heat pump type refrigeration systems widely used in electric appliances such as air conditioners, heating devices and water heaters.
  • R32 refrigerant is mentioned as a next candidate among HFC refrigerants with the aim of such improvement, and a compressor using the R32 refrigerant has been proposed (for example, see Patent Document 1).
  • the R32 refrigerant has a lower GWP than the R410A refrigerant, and the COP (coefficient of performance) is also comparable to that of the conventional refrigerant.
  • R32 refrigerant has a low GWP value, but has a boiling point lower than that of the currently used R410A refrigerant. For this reason, a decrease in oil solubility with respect to the refrigerant occurs. If the solubility decreases, there is a possibility that the refrigerant separated from the oil may be supplied to the compressor sliding portion during the operation of the compressor. There is a risk of lowering it.
  • FIG. 6 shows the entire cross section of a conventional rotary compressor disclosed in Patent Document 1
  • FIG. 7 shows the cross section of the compression element of the conventional rotary compressor.
  • the sealed container 101 accommodates an electric element 104 including a stator 102 and a rotor 103 and a compression element 105 driven by the electric element 104.
  • the oil 106 is collected at the bottom of the closed container 101.
  • the shaft 107 has an eccentric 108.
  • the cylinder 109 forms a compression chamber concentric with the rotation center of the shaft 107.
  • the main bearing portion 110 and the sub bearing portion 111 airtightly close both sides of the cylinder 109.
  • the piston 112 is attached to the eccentric portion 108 and rolls along the inner wall of the compression chamber.
  • the compression chamber is divided into a high pressure chamber and a low pressure chamber by vanes (not shown) reciprocating on and in contact with the piston 112.
  • One end of the suction pipe 113 is press-fitted into the cylinder 109 and opens to the low pressure chamber of the compression chamber, and the other end of the suction pipe 113 is connected to the low pressure side of a system (not shown) outside the sealed container 101 .
  • the main bearing portion 110 is provided with a discharge valve (not shown).
  • a discharge muffler 114 having an opening is fitted in the main bearing portion 110.
  • One end of the discharge pipe 115 opens into the space in the sealed container 101, and the other end of the discharge pipe 115 is connected to the high pressure side of a system (not shown).
  • the oil supply hole 116 is bored in the axial direction of the shaft 107, and the oil hole 117 accommodates the oil hole 117 in the oil supply hole 116.
  • the oil supply hole 116 communicates with the space formed by the eccentric portion 108 of the shaft 107 and the piston 112 by the communication hole 118.
  • the rotation of the rotor 103 is transmitted to the shaft 107, and the piston 112 fitted to the eccentric portion 108 rolls in the compression chamber.
  • the compression chamber is divided into a high pressure chamber and a low pressure chamber by the vanes in contact with the piston 112, whereby the gas sucked from the suction pipe 113 is continuously compressed.
  • the compressed gas is discharged from the discharge valve (not shown) into the discharge muffler 114, and then released to the internal space of the sealed container 101 and discharged from the discharge pipe 115.
  • the flow of the oil 106 will be described.
  • the oil drips 117 stored in the oil supply hole 116 sucks the oil 106.
  • the sucked oil 106 is supplied to the sliding portion between the eccentric portion 108 and the inner periphery of the piston 112 through the communication hole 118.
  • the oil 106 that has lubricated the sliding portion accumulates in the space surrounded by the inner circumference of the piston 112 and the bearing end surface.
  • the accumulated oil 106 is drawn into the cylinder 109 from the end face of the piston 112 and supplied to the compression chamber to lubricate the piston 112 and the vane sliding portion and seal the compression chamber.
  • the oil 106 that lubricates the compressor has dissolved therein the refrigerant enclosed in the system, and the solubility decreases as the temperature rises.
  • An object of the present invention is to provide a rotary compressor capable of performing rich oiling without being blocked by air bubbles even with a low boiling point refrigerant and preventing seizing and abrasion of a bearing sliding portion.
  • the present invention is a rotary compressor which uses a refrigerant containing R32, stores oil and contains a compression element in a closed container, wherein the compression element has a shaft having an eccentric portion, and the shaft A cylinder that forms a compression chamber concentrically with the rotation center, a bearing that airtightly closes both sides of the cylinder airtightly, a bearing that supports the shaft, and the eccentric part are mounted.
  • a substantially spiral oil groove which opens at the bearing base and opens at the bearing end where the other end is the space inside the sealed container and discharges air bubbles caused by the refrigerant to an oil reservoir in the sealed container Those digits.
  • the oil in the gap between the shaft and the bearing inner periphery is discharged into the sealed container by the viscous pump action generated by the substantially spiral oil groove. Accordingly, air bubbles generated in the sliding gap between the shaft and the bearing are forcibly discharged into the closed container together with the oil, so that it is possible to prevent the seizure and the abrasion due to the gas biting in the bearing sliding portion.
  • the rotary compressor according to the present invention forcibly discharges air bubbles generated in the sliding gap between the shaft and the bearing into the sealed container, and can prevent seizure and wear due to gas biting in the bearing sliding portion. Therefore, even if a refrigerant having a low boiling point and which is easily dissolved into oil and has a low boiling point is used, excellent reliability can be ensured.
  • a longitudinal sectional view of a rotary compressor according to Embodiment 1 of the present invention AA sectional view of FIG. 1 Sectional view of the secondary (main) bearing portion of the same rotary compressor An explanatory view showing an axial center locus of a shaft eccentric part of the same rotary compressor
  • a longitudinal sectional view of a rotary compressor according to Embodiment 2 of the present invention Longitudinal sectional view of a conventional rotary compressor Cross section of the compression element of a conventional rotary compressor
  • a first invention is a rotary compressor which uses a refrigerant containing R32, stores oil in a closed container, and accommodates a compression element, wherein the compression element has a shaft having an eccentric portion, and the shaft A cylinder that forms a compression chamber concentrically with the rotation center, a bearing that airtightly closes both sides of the cylinder airtightly, a bearing that supports the shaft, and the eccentric part are mounted.
  • a substantially spiral oil groove is provided which opens at the bearing base and is open at the bearing end where the other end is the space inside the closed container and discharges air bubbles caused by the refrigerant into the closed container.
  • the oil in the gap between the shaft and the bearing inner periphery is discharged into the sealed container by the viscous pump action generated by the substantially spiral oil groove. Accordingly, air bubbles generated in the sliding gap between the shaft and the bearing are forcibly discharged into the closed container together with the oil, so that it is possible to prevent the seizure and the abrasion due to the gas biting in the bearing sliding portion.
  • the oil groove has a substantially spiral shape in which the opening of the bearing end portion is located on the rotation direction side of the shaft than the opening of the bearing base. It is.
  • a compressor can be provided.
  • the bearing comprises a main bearing that closes the upper surface side of the cylinder and a sub bearing that closes the lower surface side of the cylinder; It is provided on at least one of the bearing and the auxiliary bearing.
  • air bubbles generated in at least one of the sliding portions of both bearings can be forcibly discharged into the sealed container, and gas biting in the bearing sliding portions can be reliably prevented.
  • the oil groove is provided in both the main bearing and the sub bearing, and the oil groove provided in the sub bearing is provided with the width of the oil groove in the main bearing. It is wider than the width of the groove.
  • the oil groove is provided on the bearing surface opposite to the acting direction of the bearing load.
  • the oil groove in the area of the bearing surface where the load is small, the area of the bearing that receives the maximum load can be secured, and the reliability of the rotary compressor can be improved.
  • the oil groove has a shape in which the width of the oil groove provided at the bearing end is wider than the width of the oil groove provided at the bearing base. It is
  • the pump effect by the oil viscosity can be amplified on the outlet side of the bearing end where the flow of oil decreases with respect to the flow of gas, and the flow path of oil can also be secured. It is possible to provide a rotary compressor which can be suppressed and which has higher reliability.
  • FIG. 1 is a longitudinal sectional view of a rotary compressor according to this embodiment
  • FIG. 2 is a sectional view taken along the line AA of FIG.
  • the rotary compressor shown in FIGS. 1 and 2 uses a refrigerant consisting of R32 or substantially R32.
  • substantially means, for example, a state in which a refrigerant such as HFO-1234yf or HFO-1234ze is mixed mainly with R32.
  • the electric element 2 and the compression element 3 are housed and sealed in the hermetic container 1, and oil is stored in the oil reservoir 3a at the bottom.
  • the motorized element 2 comprises a stator 4 and a rotor 5 and drives the compression element 3 with a shaft 6 connected to the rotor 5.
  • the compression element 3 is composed of a cylinder 7, a piston 9, a vane 10, a main bearing 14 and an auxiliary bearing 15.
  • the cylinder 7 is fixed to the closed container 1.
  • the piston 9 is rotatably fitted to an eccentric portion 8 of a shaft 6 which passes through the inside of the cylinder 7.
  • the vanes 10 are fitted in the vane grooves 26 and follow the pistons 9 rolling along the inner wall surface of the cylinder 7 to reciprocate the vane grooves 26.
  • the main bearing 14 and the auxiliary bearing 15 seal the upper end surface 11 and the lower end surface 12 of the cylinder 7 and support the shaft 6.
  • the vane 10 is in contact with the outer peripheral surface of the piston 9 and divides the compression chamber 16 in the cylinder 7 into a high pressure chamber 16 a and a low pressure chamber 16 b.
  • the suction pipe 17 is pressed into the cylinder 7 at one end and opens to the low pressure chamber 16 b of the compression chamber 16, and the other end is connected to the low pressure side of a system (not shown) outside the closed vessel 1.
  • the discharge valve (not shown) opens and closes the discharge hole 18 communicating with the high pressure chamber 16a, and is accommodated in a discharge muffler (not shown) having an opening.
  • the discharge pipe 20 is open at one end into the closed vessel 1, and the other end is connected to the high pressure side of a system (not shown).
  • the rotation of the rotor 5 is transmitted to the shaft 6, and with the rotation of the shaft 6, the piston 9 fitted to the eccentric portion 8 rolls in the compression chamber 16.
  • the inside of the compression chamber 16 is divided into the high pressure chamber 16 a and the low pressure chamber 16 b by the vane 10 that is in contact with the piston 9, whereby the gas drawn from the suction pipe 17 is continuously compressed.
  • the compressed gas is released to the internal space of the sealed container 1 through the discharge hole 18 and discharged from the discharge pipe 20 to a system (not shown).
  • FIG. 3 is a cross-sectional view of the auxiliary bearing 15 (and the main bearing 14) in the present embodiment.
  • a substantially spiral oil groove 23 is provided on the inner circumferential wall of the hole through which the shaft 6 passes, and both ends of the bearings 15 and 14 are open at the bearing base 24 and the bearing end 25 There is.
  • the oil is stored in an oil reservoir 3a at the bottom of the closed container 1. With the rotation of the shaft 6, oil is sucked from the oil supply hole 13 provided at the bottom of the shaft 6, and is supplied to the eccentric portion 8 by the effect of a centrifugal pump by oil splashes (not shown) provided in the shaft 6. Ru. Oil is supplied to the space formed by the eccentric portion 8 and the piston 9 by the communication hole 19 provided in the eccentric portion 8. The oil spreads to the sliding parts from the clearance between the eccentric part 8 and the piston 9 and the clearance between the piston 9 and the bearings 14 and 15 to lubricate each sliding part.
  • the oil supplied to the space between the piston 9 and the eccentric portion 8 is attracted to the oil groove 23 of the sub bearing 15 by the viscosity pump action by the flow generated by the rotation of the shaft 6 and Flow is generated and discharged.
  • the oil travels to the clearance between the shaft 6 and the auxiliary bearing 15 while moving in the oil groove 23, and lubricates the auxiliary bearing 15.
  • the main bearing 14 is also carried upward from the bearing base 24 by the oil groove 23 provided in the main bearing 14 and discharged from the bearing end 25.
  • the lubrication of the shaft 6 and the main bearing 14 is also performed while the oil moves in the oil groove 23.
  • the flow of oil in each of the bearings 14 and 15 is forcibly generated. Therefore, even in a refrigerant environment where a refrigerant dissolved in oil tends to gasify like R32 refrigerant, gasified bubbles are forcibly discharged into the sealed container 1 and gas biting does not occur in the bearing sliding portion. It is possible to prevent the occurrence of seizing and sticking in the bearings 14 and 15.
  • the width of the oil groove 23b of the auxiliary bearing 15 is wider than the width of the oil groove 23a of the main bearing 14, the following effects can also be expected.
  • the refrigerant gas since the refrigerant gas has a density lower than that of the oil, the bubbles of the refrigerant gas in the oil exert a vertically upward force by the buoyancy.
  • the oil groove 23a of the main bearing 14 as a flow of oil discharge from the compression element 3 into the sealed container 1, a vertically upward flow is generated. Therefore, since the direction of the buoyancy acting on the refrigerant gas and the flow direction of the oil discharge coincide with each other, bubbles of the refrigerant gas in the oil groove 23a of the main bearing 14 are easily discharged from the compression element 3 into the sealed container 1 Ru.
  • the oil grooves 23a and 23b of the substantially spiral shape of each bearing 14 and 15 have the width of the oil grooves 23a and 23b provided in the bearing base 24 from the width of the oil grooves 23a and 23b provided in the bearing end 25 narrow.
  • the oil groove 23 gradually expands in cross-sectional area from the bearing base 24 to the bearing end 25.
  • the pump effect by viscosity can be continuously amplified toward the bearing end 25 with respect to the flow of gas, and the flow path can be further secured, so that no pressure loss due to the flow path shortage occurs. For this reason, it is possible to provide a rotary compressor with higher reliability.
  • FIG. 4 shows an axial center locus of the eccentric part when it is rotated under a variable load.
  • the upper part of FIG. 4 shows the direction in which the vanes 10 are mounted. It can be understood from FIG. 4 that there is a region (a portion other than the axial center locus A) where no load is applied on the side of the bearings 14 and 15.
  • the load generated by compressing the gas rotates the shaft 6 eccentrically in the load direction as indicated by the axial center locus A with respect to the centers of the bearings 14 and 15.
  • the oil groove 23 is provided at a place with a large load, the area of the bearings 14 and 15 receiving the load is reduced, so the contact pressure becomes extremely large, which may cause seizing and galling of the bearings 14 and 15. Therefore, if the oil groove 23 is provided at a position where the load is small, the bearing area of the portion to which the load is applied can be sufficiently secured, and a good lubrication state can be obtained.
  • FIG. 5 is a longitudinal sectional view showing an essential part of a rotary compressor according to a second embodiment.
  • the same functional members as in the first embodiment are given the same reference numerals, and the description thereof is omitted.
  • the rotary compressor of the present embodiment is provided with a plurality of cylinders 7, for example two.
  • the oil groove 23 described in the first embodiment is also adopted in a rotary compressor provided with such a plurality of cylinders 7, and similar effects can be obtained.
  • the above embodiments are not limited by the type of oil.
  • a mixed refrigerant of R32 and another refrigerant may be used.
  • it may be a mixed refrigerant of R32 refrigerant and a hydrofluoroolefin (for example, 1234yf) having carbon-carbon double bond.
  • the mixed refrigerant containing R32 may contain two or more kinds of refrigerants in addition to R32.
  • air bubbles generated in the sliding gap between the shaft and the bearing can be forcibly discharged into the sealed container, and the seizure and the abrasion due to the gas biting in the bearing sliding portion can be prevented. Therefore, even if a refrigerant having a low boiling point and which is easily dissolved into oil and has a low boiling point is used, excellent reliability can be ensured. Therefore, it is useful to the compressor of the refrigerating cycle apparatus which can be utilized for electric products, such as a hot water heater, a hot-water heating apparatus, and an air conditioning apparatus.

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Abstract

　圧縮要素３は、ピストン９を動道させるシャフト６と、ピストン９の外周部に接して圧縮室１６を高圧室１６ａと低圧室１６ｂに仕切るベーン１０とを備え、かつシャフト６の軸受１４、１５の内周面に、一端が圧縮室１６側となる軸受基部２４に開口するとともに他端が密閉容器１内空間側となる軸受端部２５に開口し冷媒による気泡を密閉容器１内に排出する略螺線形状の油溝２３を設けた。これにより、シャフト６と軸受１４、１５の内周部との隙間にあるオイルが略螺旋状の油溝２３によって生じる粘性ポンプ作用によりシャフト６と軸受１４、１５との間の摺動隙間で発生する気泡を強制的に密閉容器１内に排出し、軸受摺動部でのガス噛みによる焼き付きや摩耗を防止でき、Ｒ３２を含む冷媒使用時における信頼性を確保したロータリ圧縮機を提供する。

Description

ロータリ圧縮機
　本発明は、Ｒ３２を含む冷媒を用いたロータリ圧縮機に関する。
　空気調和装置、暖房装置、給湯機などの電化製品に広く使用されているヒートポンプ方式の冷凍装置において、冷媒として、従来、ＨＣＦＣ系冷媒が使用されていた。しかし、オゾン層破壊係数が大きいＨＣＦＣ系冷媒がフロン規制の対象となったことから、その代替冷媒として、オゾン層破壊係数ゼロのＨＦＣ系冷媒であるＲ４１０Ａ（Ｒ３２：Ｒ１２５＝５０：５０）冷媒が一般的に用いられている。
　この状況下で現在、世界規模で地球温暖化を防止する取り組みが盛んになっている。そして、冷媒メーカ、オイルメーカー及び空調機器メーカは、安全でありながら地球温暖化係数（ＧＷＰ）のさらなる低減と改善を目指して、新冷媒及び新冷媒用オイルの研究・開発を行っている。
　このような改善を目指して現在、ＨＦＣ系冷媒の中でもＲ３２冷媒が次期候補として挙げられ、Ｒ３２冷媒を用いた圧縮機が提案されている（例えば、特許文献１参照）。Ｒ３２冷媒は、Ｒ４１０Ａ冷媒よりもＧＷＰが低く、ＣＯＰ（成績係数）も従来冷媒と遜色がない。
特開２００１－２９５７６２号公報
　上記Ｒ３２冷媒は低ＧＷＰ値を特長のひとつとする反面、現在使用されているＲ４１０Ａ冷媒に比べて、沸点が低い。このため、冷媒に対するオイル溶解度の低下が発生する。溶解度の低下がおこると圧縮機運転時に、オイルから分離した冷媒を圧縮機摺動部に供給するおそれがあり、ガス噛みなどにより、耐摺動特性の低下を発生させ、圧縮機の信頼性を低下させる恐れがある。
　ここで従来のロータリ圧縮機の一例について説明する。図６は特許文献１に示されている従来のロータリ圧縮機の総断面、図７は同従来のロータリ圧縮機の圧縮要素の断面を示すものである。密閉容器１０１には、固定子１０２及び回転子１０３からなる電動要素１０４と、この電動要素１０４によって駆動される圧縮要素１０５が収納されている。オイル１０６は、密閉容器１０１底部に溜っている。図７に示されているようにシャフト１０７は偏心部１０８を有している。
　シリンダ１０９は、シャフト１０７の回転中心と同心に圧縮室を形成する。主軸受部１１０と副軸受部１１１は、シリンダ１０９の両側面を気密的に閉塞する。ピストン１１２は、偏心部１０８に装着され、圧縮室の内壁に沿って転動する。ピストン１１２に接して往復動するベーン（図示せず）によって、圧縮室は高圧室と低圧室に仕切られている。吸入管１１３の一端は、シリンダ１０９に圧入され、圧縮室の低圧室に開口し、吸入管１１３の他端は、密閉容器１０１の外でシステム（図示せず）の低圧側に連接している。主軸受部１１０には、吐出バルブ（図示せず）が設けられている。開口部を有する吐出マフラ１１４が、主軸受部１１０に嵌装されている。吐出管１１５の一端は密閉容器１０１内空間に開口し、吐出管１１５の他端は、システム（図示せず）の高圧側に連接している。給油孔１１６は、シャフト１０７の軸方向に穿孔し、給油孔１１６にはオイルハネ１１７を収納している。給油孔１１６は、連通孔１１８によってシャフト１０７の偏心部１０８とピストン１１２によって形成された空間に連通している。
　上記構成において、回転子１０３の回転はシャフト１０７に伝わり、偏心部１０８に嵌装されたピストン１１２が圧縮室の中で転動する。そして、ピストン１１２に当接されるベーンにより、圧縮室内が高圧室と低圧室に仕切られることで、吸入管１１３より吸入されたガスは連続して圧縮される。圧縮されたガスは、吐出バルブ（図示せず）から吐出マフラ１１４内に吐出された後、密閉容器１０１内空間に開放され、吐出管１１５から吐出される。
　次に、オイル１０６の流れを説明する。シャフト１０７の回転に伴い、給油孔１１６に収納されたオイルハネ１１７はオイル１０６を吸引する。吸引されたオイル１０６は連通孔１１８を経て、偏心部１０８とピストン１１２内周との摺動部に供給される。さらに摺動部を潤滑したオイル１０６は、ピストン１１２内周と軸受端面に囲まれた空間に溜まる。その後、溜められたオイル１０６は、ピストン１１２の端面からシリンダ１０９内に吸入され、圧縮室に供給され、ピストン１１２およびベーン摺動部の潤滑、圧縮室のシールを行う。圧縮機を潤滑するオイル１０６には、システム内に封入された冷媒が溶解しており、その溶解度は温度が上昇するにつれて低下する。
　停止状態の圧縮機が運転を開始し、圧縮機構の温度が上昇すると圧縮機構内に吸入されたオイル１０６は加熱され、溶解度が低下するとともに冷媒が気体の状態で析出し、気泡となる。気泡が排出されにくい摺動部や油溝では気泡がつまりオイル１０６が流れなくなり、潤滑不良となって軸受摺動部の焼き付きや磨耗が発生する可能性がある。Ｒ３２冷媒は沸点が低く温度上昇に伴って溶解度も大きく低下するため、気泡の発生量もＲ４１０ａ冷媒に比較して大きく、それに伴う軸受の信頼性低下が大きな課題であった。
　本発明の目的は、低沸点の冷媒でも気泡で阻止されること無く潤沢な給油が行なえ、軸受摺動部の焼き付きや摩耗を防止したロータリ圧縮機を提供することにある。
　すなわち、本発明は、Ｒ３２を含む冷媒を用い、密閉容器内に、オイルを貯溜すると共に圧縮要素を収容したロータリ圧縮機であって、前記圧縮要素は、偏心部を有するシャフトと、前記シャフトの回転中心と同心に圧縮室を形成するシリンダと、前記シリンダの両側面を気密的に閉塞するとともに、前記シャフトを軸支する軸受と、前記偏心部に装着され、前記シャフトの回転により前記シリンダの内壁に沿って転動するピストンと、前記ピストンの外周部に接して前記圧縮室を高圧室と低圧室に仕切るベーンとを備え、前記軸受の内周面に、一端が前記圧縮室側となる軸受基部に開口するとともに他端が前記密閉容器内空間側となる軸受端部に開口し、前記冷媒による気泡を前記密閉容器内のオイル溜りに排出する略螺線形状の油溝を設けたものである。
　これにより、シャフトと軸受内周部との隙間にあるオイルは、略螺旋状の油溝によって生じる粘性ポンプ作用により密閉容器内に排出される。従って、シャフトと軸受との間の摺動隙間で発生する気泡は、オイルとともに強制的に密閉容器内に排出されるため、軸受摺動部でのガス噛みによる焼き付きや摩耗を防止できる。
　本発明のロータリ圧縮機は、シャフトと軸受との間の摺動隙間で発生する気泡を強制的に密閉容器内に排出し、軸受摺動部でのガス噛みによる焼き付きや摩耗を防止できる。よって、沸点が低くオイルに溶け込んだ冷媒がガス化しやすい冷媒を用いていても、優れた信頼性を確保することができる。
本発明の実施の形態１に係るロータリ圧縮機の縦断面図 図１のＡ－Ａ断面図 同ロータリ圧縮機の副（主）軸受部の断面図 同ロータリ圧縮機のシャフト偏心部の軸心軌跡を示す説明図 本発明の実施の形態２に係るロータリ圧縮機の縦断面図 従来のロータリ圧縮機の縦断面図 従来のロータリ圧縮機の圧縮要素の断面図
　１　密閉容器
　２　電動要素
　３　圧縮要素
　３ａ　オイル溜り
　４　固定子
　５　回転子
　６　シャフト
　７　シリンダ
　８　偏心部
　９　ピストン
　１０　ベーン
　１１　上端面
　１２　下端面
　１３　給油孔
　１４　主軸受
　１５　副軸受
　１６　圧縮室
　１７　吸入管
　１８　吐出孔
　１９　連通孔
　２０　吐出管
　２３、２３ａ、２３ｂ　油溝
　２４　軸受基部
　２５　軸受端部
　第１の発明は、Ｒ３２を含む冷媒を用い、密閉容器内にオイルを貯溜すると共に、圧縮要素を収容したロータリ圧縮機であって、前記圧縮要素は、偏心部を有するシャフトと、前記シャフトの回転中心と同心に圧縮室を形成するシリンダと、前記シリンダの両側面を気密的に閉塞するとともに、前記シャフトを軸支する軸受と、前記偏心部に装着され、前記シャフトの回転により前記シリンダの内壁に沿って転動するピストンと、前記ピストンの外周部に接して前記圧縮室を高圧室と低圧室に仕切るベーンとを備え、前記軸受の内周面に、一端が前記圧縮室側となる軸受基部に開口するとともに他端が前記密閉容器内空間側となる軸受端部に開口し、前記冷媒による気泡を前記密閉容器内に排出する略螺線形状の油溝を設けたものである。
　これにより、シャフトと軸受内周部との隙間にあるオイルは、略螺旋状の油溝によって生じる粘性ポンプ作用により密閉容器内に排出される。従って、シャフトと軸受との間の摺動隙間で発生する気泡は、オイルとともに強制的に密閉容器内に排出されるため、軸受摺動部でのガス噛みによる焼き付きや摩耗を防止できる。
　第２の発明は、第１の発明において、前記油溝は、前記軸受端部の開口部が、前記軸受基部の開口部よりも前記シャフトの回転方向側に位置する略螺線形状としたものである。
　これにより、オイルから発生したガスを圧縮要素部から密閉容器内へ確実に排出できるので、圧縮要素部の摺動部へのガスの流入を防止することができ、更に信頼性を向上させたロータリ圧縮機を提供することができる。
　第３の発明は、第１または第２の発明において、前記軸受は前記シリンダの上面側を閉塞する主軸受と前記シリンダの下面側を閉塞する副軸受とからなり、前記油溝を、前記主軸受及び副軸受の少なくとも一方に設けたものである。
　これにより、両軸受の摺動部の少なくとも一方に発生する気泡を強制的に密閉容器内に排出し、軸受摺動部でのガス噛みを確実に防止することができる。
　第４の発明は、第３の発明において、前記油溝を、前記主軸受及び前記副軸受の双方に設け、前記副軸受に設けた前記油溝の幅を、前記主軸受に設けた前記油溝の幅より広くしたものである。
　これにより、シリンダより下方に位置している副軸受の摺動部で発生する気泡を排出しやすくでき、副軸受でのガス噛みを効率よく抑制することができ、より高い信頼性を確保することができる。すなわち、冷媒ガスはオイルより密度が低く、粘性も低いので冷媒ガスの流れは圧縮要素部からシャフトの中心軸の鉛直上向きに流れるため、主軸受部ではガス噛み等の不具合は発生しにくい。一方、副軸受部はオイル溜りに浸かっているため、圧縮要素部から発生したガスは密閉容器側に流れにくくガス噛みが生じやすい。本構成によれば、ガス噛みが生じやすい副軸受でのガス噛みを抑制してオイルの流れを確保するため、高い信頼性を確保できる。
　第５の発明は、第１から第３の発明において、前記油溝を、軸受荷重の作用方向と反対側の軸受面に設けたものである。
　これにより、負荷が小さい軸受面の領域に油溝を設けることで、最大負荷を受ける軸受の面積を確保し、ロータリ圧縮機の信頼性を向上させることができる。
　第６の発明は、第１から第５の発明において、前記油溝は、前記軸受基部に設けた前記油溝の幅より、前記軸受端部に設けた前記油溝の幅が、広い形状としたものである。
　これにより、ガスの流れに対して、オイルの流れが低下する軸受端部の出口側でオイル粘性によるポンプ効果を増幅することができ、更にオイルの流路も確保できるため、オイル流れの低下を抑制でき、より高い信頼性を確保したロータリ圧縮機を提供することができる。
　以下、本発明の実施形態について、図面を参照しながら説明する。なお、以下の実施形態によって本発明が限定されるものではない。
　図１は本実施形態のロータリ圧縮機の縦断面図、図２は図１のＡ－Ａ面断面図である。
　図１、図２に示すロータリ圧縮機はＲ３２もしくは実質的にＲ３２からなる冷媒を用いている。実質的にとは、例えばＲ３２を主体としてこれにＨＦＯ－１２３４ｙｆ或いはＨＦＯ－１２３４ｚｅ等の冷媒を混合した状態を云う。
　本実施形態のロータリ圧縮機は、図１に示すように、密閉容器１内に電動要素２と圧縮要素３を収納し密封するとともに、底部のオイル溜り３ａにオイルを貯留している。電動要素２は、固定子４と回転子５からなり、回転子５に連結したシャフト６で圧縮要素３を駆動する。
　圧縮要素３は、シリンダ７と、ピストン９と、ベーン１０と、主軸受１４と副軸受１５とから構成されている。シリンダ７は密閉容器１に固定される。ピストン９はシリンダ７内を貫通するシャフト６の偏心部８に自転自在に嵌合される。ベーン１０は、ベーン溝２６に嵌合され、シリンダ７の内壁面に沿って転動するピストン９に追従して、ベーン溝２６を往復動する。主軸受１４と副軸受１５は、シリンダ７の上端面１１と下端面１２を密閉するとともに、シャフト６を支持する。
　ベーン１０は、ピストン９の外周面に接して、シリンダ７内の圧縮室１６を高圧室１６ａと低圧室１６ｂに仕切っている。吸入管１７は一端がシリンダ７に圧入され、圧縮室１６の低圧室１６ｂに開口し、他端は密閉容器１の外でシステム（図示せず）の低圧側に接続している。吐出バルブ（図示せず）は高圧室１６ａと連通する吐出孔１８を開閉し、開口部を有する吐出マフラ（図示せず）内に収納されている。吐出管２０は一端が密閉容器１内に開口し、他端は、システム（図示せず）の高圧側に接続している。
　以上のように構成されたロータリ圧縮機において以下その動作を説明する。
　まず、回転子５の回転はシャフト６に伝わり、シャフト６の回転に伴い、偏心部８に嵌合されたピストン９が圧縮室１６内を転動する。そして、ピストン９に当接されるベーン１０により、圧縮室１６内が高圧室１６ａと低圧室１６ｂに仕切られることで、吸入管１７より吸入されたガスは連続して圧縮される。圧縮されたガスは、吐出孔１８を経て密閉容器１の内部空間に開放され、吐出管２０からシステム（図示せず）に吐出される。
　次に、オイルの流れを説明する。図３は本実施の形態における副軸受１５（及び主軸受１４）の断面図である。これら両軸受１５、１４はシャフト６が貫通する孔の内周壁に略螺線形状の油溝２３が設けてあり、両軸受１５、１４の両端は軸受基部２４、軸受端部２５で開口している。
　オイルは、密閉容器１底部のオイル溜り３ａに貯留されている。シャフト６の回転に伴い、オイルは、シャフト６の底部に設けられた給油孔１３から吸い込まれ、シャフト６中に設けられたオイルハネ（図示せず）によって遠心ポンプの効果で偏心部８へ供給される。偏心部８に設けられた連通孔１９によって偏心部８とピストン９によって形成された空間へオイルが供給される。オイルは、偏心部８とピストン９のクリアランスやピストン９と各軸受１４、１５とのクリアランスから各摺動部に行き渡り潤滑を行う。また、ピストン９と偏心部８の空間に供給されたオイルは、シャフト６の回転によって起きた流れによる粘性ポンプ作用により、副軸受１５の油溝２３に吸引され、軸受基部２４から軸受端部２５に向け流れが生じ、排出される。オイルは油溝２３を移動する間にシャフト６と副軸受１５のクリアランスに行きわたり、副軸受１５の潤滑を行う。
　また主軸受１４も同様に、主軸受１４に設けられた油溝２３により、軸受基部２４から上方に運ばれ、軸受端部２５より排出される。油溝２３をオイルが移動する間にシャフト６と主軸受１４の潤滑も行う。
　このように、本実施の形態のロータリ圧縮機では各軸受１４、１５でのオイルの流れが強制的に生じる。そのため、Ｒ３２冷媒のようにオイルに溶け込んだ冷媒がガス化しやすい冷媒環境下においても、ガス化した気泡は強制的に密閉容器１内へと排出され、軸受摺動部でガス噛みが起らず、軸受１４、１５での焼き付きやかじりの発生を防止することができる。
　更に、主軸受１４の油溝２３ａの幅より副軸受１５の油溝２３ｂの幅のほうが広い形状としてあるから、以下のような効果も期待できる。
　すなわち、冷媒ガスはオイルより密度が低いため、オイル中の冷媒ガスの気泡には浮力によって鉛直上向きの力が働く。また、主軸受１４の油溝２３ａでは圧縮要素３から密閉容器１内へのオイル排出の流れとして、鉛直上向きの流れが発生する。よって、冷媒ガスに働く浮力とオイル排出の流れの方向が一致しているので、主軸受１４の油溝２３ａ内の冷媒ガスの気泡は、圧縮要素３から密閉容器１内へと容易に排出される。
　一方、副軸受１５はオイル溜り３ａに浸かっている上にオイル排出の流れが鉛直下向きであり、冷媒ガスの気泡に働く浮力の方向とは逆向きであるため、冷媒ガスの気泡を圧縮要素３から密閉容器１内へと排出することが困難となる。このため、副軸受１５の油溝２３ｂの幅を広くすることによって、粘性ポンプ作用によって供給されるオイル量を充分に確保し、オイルの流れを主軸受１４より多めに確保することで、ガス噛みが生じやすい副軸受１５での高い信頼性を確保できる。
　更に、各軸受１４、１５の略螺線形状の油溝２３ａ、２３ｂは、軸受基部２４に設けた油溝２３ａ、２３ｂの幅が、軸受端部２５に設けた油溝２３ａ、２３ｂの幅より狭い。これにより、油溝２３は軸受基部２４から軸受端部２５に亘って順次断面積が拡大していくことになる。これによって、ガスの流れに対し、軸受端部２５へ向け連続的に粘性によるポンプ効果を増幅することができ、更に流路も確保できるため、流路不足による圧損が生じない。このため、より高い信頼性を確保したロータリ圧縮機を提供することができる。
　図４は変動荷重を受けて回転した場合の偏心部の軸心軌跡を示したものである。図４の上方が、ベーン１０が装着されている方向を示す。図４から、軸受１４、１５側には負荷のかからない領域（軸心軌跡Ａ以外の部分）が存在するのがわかる。ロータリ圧縮機ではガスを圧縮することで生じる荷重によって、軸受１４、１５中心に対して軸心軌跡Ａで示すようにシャフト６が負荷方向に偏心して回転する。負荷の大きな場所に油溝２３を設けると荷重を受ける軸受１４、１５の面積が低下するため、面圧が極度に大きくなり、軸受１４、１５の焼き付き、かじり等が発生する恐れがある。このため、油溝２３を荷重の小さい位置に設ければ、荷重のかかる部分の軸受面積を充分に確保することができ、良好な潤滑状態が得られる。
　（実施の形態２）
　図５は実施の形態２のロータリ圧縮機の要部を示す縦断面図である。実施の形態１と同一の機能部材には同じ符号を付して説明を省略する。
　本実施の形態のロータリ圧縮機は、シリンダ７を複数、例えば二つ備えたものである。この様な複数のシリンダ７を備えたロータリ圧縮機にも実施の形態１で説明した油溝２３を採用し、同様の効果が得られる。
　尚、上記各実施の形態は、オイルの種類によって限定されるものではない。
　上記実施の形態においては、Ｒ３２または実質的にＲ３２からなる冷媒を用いた場合について説明したが、Ｒ３２と他の冷媒との混合冷媒であってもよい。例えば、Ｒ３２冷媒と、炭素と炭素間に２重結合を有するハイドロフルオロオレフィン（例えば、１２３４ｙｆ）との混合冷媒であってもよい。またＲ３２を含む混合冷媒は、Ｒ３２以外に2種以上の冷媒を含んでもよい。
　本発明は、シャフトと軸受との間の摺動隙間で発生する気泡を強制的に密閉容器内に排出し、軸受摺動部でのガス噛みによる焼き付きや摩耗を防止できる。よって、沸点が低くオイルに溶け込んだ冷媒がガス化しやすい冷媒を用いていても、優れた信頼性を確保することができる。従って、給湯機、温水暖房装置及び空気調和装置などの電気製品に利用できる冷凍サイクル装置の圧縮機に有用である。

Claims (6)

  1. 　Ｒ３２を含む冷媒を用い、
    密閉容器内に、オイルを貯溜すると共に圧縮要素を収容したロータリ圧縮機であって、
    前記圧縮要素は、
    偏心部を有するシャフトと、
    前記シャフトの回転中心と同心に圧縮室を形成するシリンダと、
    前記シリンダの両側面を気密的に閉塞するとともに、前記シャフトを軸支する軸受と、
    前記偏心部に装着され、前記シャフトの回転により前記シリンダの内壁に沿って転動するピストンと、
    前記ピストンの外周部に接して前記圧縮室を高圧室と低圧室に仕切るベーンと
    を備え、
    前記軸受の内周面に、
    一端が前記圧縮室側となる軸受基部に開口するとともに他端が前記密閉容器内空間側となる軸受端部に開口し、
    前記冷媒による気泡を前記密閉容器内に排出する            
    略螺線形状の油溝を設けた
    ことを特徴とするロータリ圧縮機。
  2. 　前記油溝は、前記軸受端部の開口部が、前記軸受基部の開口部よりも前記シャフトの回転方向側に位置する略螺線形状としていることを特徴とする請求項１記載のロータリ圧縮機。
  3. 　前記軸受は、
    前記シリンダの上面側を閉塞する主軸受と、
    前記シリンダの下面側を閉塞する副軸受と
    からなり、
    前記油溝を、前記主軸受及び前記副軸受の少なくとも一方に設けたことを特徴とする請求項１または請求項２記載のロータリ圧縮機。
  4. 　前記油溝を、前記主軸受及び前記副軸受の双方に設け、
    前記副軸受に設けた前記油溝の幅を、前記主軸受に設けた前記油溝の幅より広くした
    ことを特徴とする請求項３に記載のロータリ圧縮機。
  5. 　前記油溝を、軸受荷重の作用方向と反対側の軸受面に設けた
    ことを特徴とする請求項１から請求項３のいずれか１項に記載のロータリ圧縮機。
  6. 　前記油溝は、前記軸受基部に設けた前記油溝の幅より、前記軸受端部に設けた前記油溝の幅が広い形状とした
    ことを特徴とする請求項１から請求項５のいずれか１項に記載のロータリ圧縮機。
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