WO2015033586A1 - ロータリ圧縮機 - Google Patents

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WO2015033586A1
WO2015033586A1 PCT/JP2014/051979 JP2014051979W WO2015033586A1 WO 2015033586 A1 WO2015033586 A1 WO 2015033586A1 JP 2014051979 W JP2014051979 W JP 2014051979W WO 2015033586 A1 WO2015033586 A1 WO 2015033586A1
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oil supply
hole
eccentric
compression
shaft
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駒井　裕二
尚哉 両角
進吾 矢羽々
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株式会社富士通ゼネラル
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Definitions

  • the present invention relates to a rotary compressor used in an air conditioner or a refrigerator.
  • an oil supply mechanism that includes an electric element in a sealed container and a rotary compression element that is connected to the electric element via a drive shaft, and supplies lubricating oil that accumulates at the bottom of the sealed container to a sliding portion of the rotary compression element.
  • the rotary compression element has two bearings for supporting the drive shaft and a cylinder provided between the bearings, and the drive shaft is fitted in the cylinder.
  • a plurality of horizontal holes that are equal to or lower than the discharge pressure and that extend from the through hole toward the outer peripheral surface of the drive shaft are provided, and each of the horizontal holes functions as either an oil supply passage or a gas passage. Head to the outer surface The transverse bore number, shifted 90 ° out of phase with each other, the sealed type rotary compressor compressive stress of the drive shaft is provided on a side effect has been disclosed (e.g., see Patent Document 1).
  • the present invention has been made in view of the above, and the strength of the drive shaft (rotating shaft) can be ensured, the oil supply to the sliding portion is not intermittent, and the processing cost does not increase. It aims at obtaining the rotary compressor provided with the drive shaft.
  • the present invention provides a sealed vertical compression in which a refrigerant discharge portion is provided in the upper portion and a refrigerant suction portion is provided in the lower portion and lubricating oil is stored.
  • a compressor casing disposed at a lower portion of the compressor casing, compressing the refrigerant sucked from the suction section and discharging the refrigerant from the discharge section, and disposed at an upper portion of the compressor casing,
  • a motor for driving the compression part via the oil supply mechanism, and an oil supply mechanism for supplying the lubricating oil stored in the lower part of the compressor housing to the sliding part of the compression part through the oil supply vertical hole and the oil supply horizontal hole of the rotary shaft
  • the oil supply lateral hole of the oil supply mechanism is provided in the same direction as the eccentric direction of the eccentric part provided in the rotary shaft and revolving the annular piston of the compression part in the cylinder, and from the same direction.
  • the direction opposite to the rotation direction of the rotating shaft Characterized in that it is formed between the direction shifted 80 ° phase.
  • FIG. 1 is a longitudinal sectional view showing an embodiment of a rotary compressor according to the present invention.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view seen from above the first and second compression portions of the embodiment.
  • FIG. 3 is a side view of the lower portion of the rotating shaft according to the first embodiment.
  • FIG. 4 is a longitudinal sectional view of an oil supply pipe according to the first embodiment.
  • FIG. 5 is a side view of the pump blade according to the first embodiment.
  • FIG. 6A is a cross-sectional view taken along the line AA in FIG.
  • FIG. 6B is a cross-sectional view taken along the line BB in FIG.
  • FIG. 7 is a view taken from the bottom of FIG.
  • FIG. 3 is a diagram illustrating an action state of the refrigerant compression load on the rotation shaft when the rotation angle of the eccentric portion of the rotation shaft is 270 °.
  • FIG. 8 is a diagram illustrating the relationship between the rotation angle of the eccentric portion of the rotation shaft and the refrigerant compression load.
  • FIG. 9 is a diagram illustrating an action state of the refrigerant compression load on the rotation shaft of the conventional rotary compressor described in Patent Document 1 when the rotation angle of the eccentric portion of the rotation shaft is 270 °.
  • FIG. 10 is a side view of the lower part of the rotating shaft according to the second embodiment.
  • 11A is a cross-sectional view taken from the bottom along the line DD in FIG.
  • FIG. 11B is a cross-sectional view taken along the line EE in FIG.
  • FIG. 12 is an F arrow view seen from the bottom of FIG. 10, and is a diagram illustrating an action state of the refrigerant compression load on the rotation shaft when the rotation angle of the eccentric portion of the rotation shaft is 180 °.
  • FIG. 13 is an F arrow view seen from the bottom of FIG. 10 and is a diagram illustrating an action state of the refrigerant compression load on the rotation shaft when the rotation angle of the eccentric portion of the rotation shaft is 270 °.
  • FIG. 14 is a diagram illustrating the positions of the oil supply lateral holes of the third embodiment.
  • FIG. 15 is a diagram illustrating the positions of the oil supply lateral holes of the fourth embodiment.
  • FIG. 16 is a diagram illustrating the positions of the oil supply lateral holes of the fifth embodiment.
  • FIG. 17 is a diagram illustrating the positions of the oil supply lateral holes of the sixth embodiment.
  • FIG. 18 is a diagram illustrating the positions of the oil supply lateral holes of the seventh embodiment.
  • FIG. 1 is a longitudinal sectional view showing an embodiment of a rotary compressor according to the present invention
  • FIG. 2 is a transverse sectional view seen from above the first and second compression portions of the embodiment.
  • the rotary compressor 1 As shown in FIG. 1, the rotary compressor 1 according to the embodiment is disposed at a lower portion of a sealed vertical cylindrical compressor housing 10 and an upper portion of the compressor housing 10. And a motor 11 that drives the compression unit 12 via the rotary shaft 15.
  • the stator 111 of the motor 11 is formed in a cylindrical shape, and is fixed by being shrink-fitted on the inner peripheral surface of the compressor housing 10.
  • the rotor 112 of the motor 11 is disposed inside the cylindrical stator 111 and is fixed by being shrink-fitted to a rotating shaft 15 that mechanically connects the motor 11 and the compression unit 12.
  • the compression unit 12 includes a first compression unit 12S and a second compression unit 12T that is arranged in parallel with the first compression unit 12S and stacked on the upper side of the first compression unit 12S. As shown in FIG. 2, the first and second compression parts 12S and 12T are arranged on the first and second side projecting parts 122S and 122T in a radial manner with the first and second suction holes 135S and 135T, , Annular first and second cylinders 121S and 121T provided with second vane grooves 128S and 128T are provided.
  • first and second cylinder inner walls 123S and 123T are formed in the first and second cylinders 121S and 121T concentrically with the rotating shaft 15 of the motor 11.
  • first and second annular pistons 125S and 125T having an outer diameter smaller than the cylinder inner diameter are arranged, respectively, and the first and second cylinder inner walls 123S and 123T,
  • the first and second working chambers 130S and 130T are formed between the first and second annular pistons 125S and 125T for sucking, compressing and discharging the refrigerant gas.
  • First and second vane grooves 128S and 128T are formed in the first and second cylinders 121S and 121T in the radial direction from the first and second cylinder inner walls 123S and 123T over the entire cylinder height.
  • Flat plate-like first and second vanes 127S and 127T are slidably fitted into the second vane grooves 128S and 128T, respectively.
  • first and second vane grooves 128S and 128T are communicated with the first and second vane grooves 128S and 128T from the outer periphery of the first and second cylinders 121S and 121T at the back of the first and second vane grooves 128S and 128T.
  • First and second spring holes 124S and 124T are formed.
  • First and second vane springs (not shown) that press the back surfaces of the first and second vanes 127S and 127T are inserted into the first and second spring holes 124S and 124T.
  • first and second vane 127S and 127T are moved from the inside of the first and second vane grooves 128S and 128T by the repulsive force of the first and second vane springs.
  • the first and second working chambers 130S, 130T are protruded into the working chambers 130S, 130T, their tips abutting against the outer peripheral surfaces of the first and second annular pistons 125S, 125T, and the first and second vanes 127S, 127T.
  • 130T is partitioned into first and second suction chambers 131S and 131T and first and second compression chambers 133S and 133T.
  • first and second cylinders 121S and 121T communicate with the inner portions of the first and second vane grooves 128S and 128T and the interior of the compressor housing 10 through the opening R shown in FIG.
  • First and second pressure introducing passages 129S and 129T are formed in which the compressed refrigerant gas in the housing 10 is introduced and back pressure is applied to the first and second vanes 127S and 127T by the pressure of the refrigerant gas. .
  • first and second suction chambers 131S and 131T communicate with the outside in order to suck the refrigerant from the outside into the first and second suction chambers 131S and 131T.
  • Second suction holes 135S and 135T are provided.
  • an intermediate partition plate 140 is disposed between the first cylinder 121S and the second cylinder 121T, and the first working chamber 130S (see FIG. 2) of the first cylinder 121S and the second cylinder.
  • the second working chamber 130T (see FIG. 2) of 121T is partitioned and closed.
  • a lower end plate 160S is disposed at the lower end of the first cylinder 121S, and closes the first working chamber 130S of the first cylinder 121S.
  • An upper end plate 160T is disposed at the upper end portion of the second cylinder 121T, and closes the second working chamber 130T of the second cylinder 121T.
  • a secondary bearing portion 161S is formed on the lower end plate 160S, and the secondary shaft portion 151 of the rotary shaft 15 is rotatably supported by the secondary bearing portion 161S.
  • a main bearing portion 161T is formed on the upper end plate 160T, and the main shaft portion 153 of the rotary shaft 15 is rotatably supported by the main bearing portion 161T.
  • the rotating shaft 15 includes a first eccentric portion 152S and a second eccentric portion 152T that are eccentric with a phase difference of 180 ° from each other.
  • the first eccentric portion 152S is connected to the first annular piston 125S of the first compression portion 12S.
  • the second eccentric portion 152T is rotatably fitted to the second annular piston 125T of the second compression portion 12T.
  • the first and second annular pistons 125S and 125T move in the first and second cylinders 121S and 121T counterclockwise in FIG. 2 along the first and second cylinder inner walls 123S and 123T. Revolving and following this, the first and second vanes 127S and 127T reciprocate. Due to the movement of the first and second annular pistons 125S and 125T and the first and second vanes 127S and 127T, the volumes of the first and second suction chambers 131S and 131T and the first and second compression chambers 133S and 133T are continuous.
  • the compressor 12 continuously sucks, compresses and discharges the refrigerant gas.
  • a lower muffler cover 170S is disposed below the lower end plate 160S, and a lower muffler chamber 180S is formed between the lower end plate 160S. And the 1st compression part 12S is opened to lower muffler room 180S. That is, a first discharge hole 190S (see FIG. 2) that connects the first compression chamber 133S of the first cylinder 121S and the lower muffler chamber 180S is provided in the vicinity of the first vane 127S of the lower end plate 160S. A first discharge valve 200S that prevents the backflow of the compressed refrigerant gas is disposed in the hole 190S.
  • the lower muffler chamber 180S is one chamber formed in an annular shape, and the lower end plate 160S, the first cylinder 121S, the intermediate partition plate 140, the second cylinder 121T, and the upper end plate 160T are arranged on the discharge side of the first compression unit 12S. This is a part of the communication path that communicates with the upper muffler chamber 180T through the refrigerant path 136 (see FIG. 2) that passes through.
  • the lower muffler chamber 180S reduces the pressure pulsation of the discharged refrigerant gas.
  • a first discharge valve presser 201S for limiting the amount of deflection opening of the first discharge valve 200S is fixed to the first discharge valve 200S by a rivet together with the first discharge valve 200S.
  • the first discharge hole 190S, the first discharge valve 200S, and the first discharge valve presser 201S constitute a first discharge valve portion of the lower end plate 160S.
  • an upper muffler cover 170T is disposed above the upper end plate 160T, and an upper muffler chamber 180T is formed between the upper end plate 160T and the upper muffler cover 170T.
  • a second discharge hole 190T (see FIG. 2) that communicates the second compression chamber 133T of the second cylinder 121T and the upper muffler chamber 180T is provided, and the second discharge hole 190T. Is provided with a reed valve type second discharge valve 200T for preventing the backflow of the compressed refrigerant gas.
  • a second discharge valve presser 201T for limiting the deflection opening amount of the second discharge valve 200T is fixed to the second discharge valve 200T by a rivet together with the second discharge valve 200T.
  • the upper muffler chamber 180T reduces the pressure pulsation of the discharged refrigerant.
  • the second discharge hole 190T, the second discharge valve 200T, and the second discharge valve presser 201T constitute a second discharge valve portion of the upper end plate 160T.
  • the first cylinder 121S, the lower end plate 160S, the lower muffler cover 170S, the second cylinder 121T, the upper end plate 160T, the upper muffler cover 170T, and the intermediate partition plate 140 are integrally fastened by a plurality of through bolts 175 and the like.
  • the outer peripheral portion of the upper end plate 160T is fixed to the compressor housing 10 by spot welding, and the compression portion 12 is fixed to the compressor housing 10. .
  • the first and second through holes 101 and 102 are passed through the outer peripheral wall of the cylindrical compressor housing 10 in order from the lower part in the axial direction so as to pass the first and second suction pipes 104 and 105. Is provided.
  • an accumulator 25 formed of an independent cylindrical sealed container is held by an accumulator holder 252 and an accumulator band 253 on the outer side of the compressor housing 10.
  • a system connection tube 255 connected to the evaporator of the refrigeration cycle is connected to the center of the top of the accumulator 25, and one end of the bottom through hole 257 provided at the bottom of the accumulator 25 extends to the upper part inside the accumulator 25.
  • the other ends of the first and second suction pipes 104 and 105 are connected to the first and second low-pressure communication pipes 31S and 31T.
  • the first and second low-pressure connecting pipes 31S and 31T that guide the low-pressure refrigerant of the refrigeration cycle to the first and second compression parts 12S and 12T through the accumulator 25 are the first and second suction pipes 104,
  • the first and second cylinders 121S and 121T are connected to the first and second suction holes 135S and 135T (see FIG. 2) via the 105. That is, the first and second suction holes 135S and 135T are connected in parallel to the evaporator of the refrigeration cycle.
  • a discharge pipe 107 is connected to the top of the compressor housing 10 as a discharge unit that is connected to the refrigeration cycle and discharges high-pressure refrigerant gas to the condenser side of the refrigeration cycle. That is, the first and second discharge holes 190S and 190T are connected to the condenser of the refrigeration cycle.
  • Lubricating oil is enclosed in the compressor housing 10 up to the height of the second cylinder 121T. Further, the lubricating oil is sucked up from an oil supply pipe 16 attached to the lower end portion of the rotating shaft 15 by a pump blade 157 (see FIG. 5) to be described later and inserted into the lower portion of the rotating shaft 15, and circulates through the compressing portion 12. Then, the sliding part is lubricated and a minute gap in the compression part 12 is sealed.
  • FIGS. 3 is a side view of the lower part of the rotating shaft of the first embodiment
  • FIG. 4 is a longitudinal sectional view of an oil supply pipe of the first embodiment
  • FIG. 5 is a side view of a pump blade of the first embodiment
  • 6A is a cross-sectional view taken along line AA in FIG. 3
  • FIG. 6B is a cross-sectional view seen from below along line BB in FIG. 7 is a view taken from the bottom of FIG. 3, and is a diagram showing an action state of the refrigerant compression load on the rotation shaft when the rotation angle of the eccentric portion of the rotation shaft is 270 °
  • FIG. It is a figure which shows the relationship between the rotation angle of the eccentric part of a rotating shaft, and a refrigerant
  • the rotating shaft 15 has a compression portion 12 (see FIG. 5) from the fitting vertical hole 155b, the oil supply vertical holes 155 and 155a, and the oil supply vertical hole 155 in order from the bottom. 1), first and second oil supply lateral holes 156a and 156b for supplying lubricating oil are provided.
  • the fitting vertical hole 155 b is formed with an inner diameter larger than the inner diameter of the oil supply vertical hole 155.
  • the oil supply pipe 16 is made of a soft material such as copper or aluminum, has a suction port 16a at the lower end, and is open at the upper end.
  • the pump blade 157 is made of a steel plate, and includes a blade portion 157a and a base portion 157b formed wider than the blade portion 157a.
  • the blade portion 157a has a shape twisted by 180 ° and twisted.
  • Width H 1 of the base portion 157b can have a dimensional relationship of the inside diameter [phi] D 1 and interference fit of the oil supply pipe 16 (H 1> ⁇ D 1) , pump vanes 157 are secured to the oil supply pipe 16.
  • the blade portion 157 a of the pump blade 157 is inserted into the oil supply vertical hole 155 of the rotary shaft 15, and the upper portion of the oil supply pipe 16 is press-fitted and fitted into the fitting vertical hole 155 b to fix the oil supply pipe 16 to the rotary shaft 15.
  • the length of the oil supply pipe 16 is approximately twice the depth of the fitting vertical hole 155b of the rotating shaft 15, and the lower part of the oil supply pipe 16 protrudes below the fitting vertical hole 155b.
  • the first oil supply lateral hole 156a of the oil supply mechanism 159A of the first embodiment is formed on the auxiliary shaft portion 151 side of the first eccentric portion 152S of the rotary shaft 15, As viewed from below in the rotational direction of the rotary shaft 15 (downward in FIGS. 6-1 and 7) with respect to the eccentric direction of the first eccentric portion 152S (downward in FIGS. 3 and 6-1, left in FIG. 7). It is formed as a lateral through hole of the rotating shaft 15 in a direction shifted by 40 ° in the opposite direction to the clockwise direction.
  • the second oil supply lateral hole 156b of the oil supply mechanism 159A is formed on the main shaft portion 153 side of the second eccentric portion 152T of the rotating shaft 15, and the second eccentric portion.
  • the phase is shifted by 40 ° in the direction opposite to the rotational direction of the rotating shaft 15 (clockwise as viewed from below in FIG. 6-2) with respect to the eccentric direction of 152T (upward in FIGS. 3 and 6-2). In the direction, it is formed as a lateral through hole of the rotary shaft 15.
  • Conventional oil supply lateral holes were formed in a direction orthogonal to the eccentric directions of the first and second eccentric portions 152S and 152T in view of the ease of fixing the rotary shaft 15 during drilling. Drilling the first and second oil supply lateral holes 156a and 156b according to the first embodiment is performed by fixing the first and second eccentric portions 152S and 152T to the horizontal plane by using a dedicated jig. Good.
  • the first and second eccentric portions are in a high compression ratio (high load) condition such as during heating operation of the rotary compressor 1.
  • 152S, 152T is the maximum due to the compression reaction force of the refrigerant when rotated approximately 270 ° clockwise from the dead point (when the eccentric direction is directed to the first and second vanes 127S, 127T positions). Take the load.
  • the maximum load is applied from the direction shifted by 50 ° clockwise from the eccentric direction of the first eccentric portion 152S (leftward direction in FIG. 7), and the eccentric direction of the first eccentric portion 152S.
  • the first oil supply lateral hole 156a formed in a direction shifted by 40 ° counterclockwise from the (leftward direction in FIG. 7) is a neutral axis direction in which no stress is generated with respect to the bending moment acting on the rotary shaft 15. No high tensile / compressive stress is generated around the first oil supply lateral hole 156a having a low strength. Accordingly, the first refueling lateral hole 156a does not cause the rotating shaft 15 to have insufficient strength.
  • FIG. 9 is a diagram showing an action state of the refrigerant compression load on the rotation shaft of the conventional rotary compressor described in Patent Document 1 when the rotation angle of the eccentric portion of the rotation shaft is 270 °.
  • the first oil supply horizontal hole 956a is located in a direction shifted by 40 ° in the clockwise direction from the neutral axis, and the first oil supply horizontal hole is located.
  • the hole 956b is located in a direction in which the phase is shifted by 50 ° counterclockwise from the neutral axis. Therefore, a high compressive stress is generated around the conventional first oil supply lateral holes 956a and 956b.
  • the first oil supply lateral hole 156a of the first embodiment is advantageous in terms of stress as compared with the conventional first oil supply lateral holes 956a and 956b, because high tensile / compressive stress is not generated in the periphery.
  • first oil supply horizontal holes 156a have openings on the peripheral surface of the rotary shaft 15 spaced apart from each other by 180 °, the oil supply intervals are equal compared to the conventional first oil supply horizontal holes 956a and 956b. .
  • first oil supply lateral hole 156a is a lateral through hole, and the machining cost is low because only one drilling process is required.
  • the first oil supply horizontal hole 156a of the first embodiment has been described above.
  • the second oil supply horizontal hole 156b has the same function and effect as the first oil supply horizontal hole 156a, and thus the description thereof is omitted.
  • the oil supply mechanism 159A according to the first embodiment including the oil supply pipe 16, the pump blade 157, the oil supply vertical holes 155 and 155a, the first and second oil supply horizontal holes 156a and 156b, and the like described above is provided at the lower portion of the compressor housing 10.
  • the stored lubricating oil is pumped up from the oil supply pipe 16 and lubricates the auxiliary shaft portion 151, the compression portion 12, the main shaft portion 153, and the like.
  • FIG. 10 is a side view of the lower part of the rotating shaft of the second embodiment
  • FIG. 11-1 is a cross-sectional view seen from the bottom along the line DD in FIG. 10
  • FIG. FIG. 12 is a cross-sectional view taken from the bottom along the line EE of FIG. 10
  • FIG. 12 is a view taken from the bottom of FIG. 10 and shows the rotation axis when the rotation angle of the eccentric part of the rotation axis is 180 °
  • FIG. 13 is an F arrow view seen from the bottom of FIG. 10, and shows a state in which the rotation angle of the eccentric part of the rotation shaft is 270 °. It is a figure which shows the action state of a refrigerant
  • the first oil supply lateral hole 156 c of the oil supply mechanism 159 ⁇ / b> B of the second embodiment is formed on the auxiliary shaft portion 151 side of the first eccentric portion 152 ⁇ / b> S of the rotating shaft 15,
  • the first eccentric portion 152S is formed as a lateral through hole of the rotary shaft 15 in the same direction as the eccentric direction with respect to the eccentric direction (downward in FIGS. 10, 11-1 and 12).
  • the second oil supply lateral hole 156d of the oil supply mechanism 159B is formed on the main shaft portion 153 side of the second eccentric portion 152T of the rotating shaft 15, and the second eccentric portion. It is formed as a lateral through hole of the rotary shaft 15 in the same direction as the eccentric direction with respect to the eccentric direction of 152T (upward in FIGS. 10, 11-2 and 12).
  • the first and second eccentric parts 152S and 152T have dead points (the eccentric direction is the first in the cooling rated condition of the rotary compressor 1). (When facing the first and second vanes 127S and 127T positions), when receiving a maximum rotation due to the compression reaction force of the refrigerant, when rotated approximately 180 ° clockwise as viewed from below.
  • the maximum load is applied from the direction perpendicular to the eccentric direction of the first eccentric portion 152S (downward direction in FIG. 12) (left direction in FIG. 12), and the eccentricity of the first eccentric portion 152S occurs.
  • the first oil supply horizontal hole 156c formed in the same direction as the direction is directed to the neutral axis where no stress is generated with respect to the bending moment acting on the rotary shaft 15, and the first oil supply horizontal hole 156c and its surroundings are weak. There is no tension / compression concentrated stress.
  • the first and second eccentric portions 152S and 152T have dead points (the eccentric direction is the first direction).
  • the second vanes 127S and 127T are turned to the position of about 270 ° clockwise as viewed from below, the maximum load due to the compression reaction force of the refrigerant is received.
  • the maximum load is applied from the direction shifted by 50 ° clockwise from the eccentric direction of the first eccentric portion 152S (leftward direction in FIG. 13), and the eccentric direction of the first eccentric portion 152S.
  • the first oil supply lateral hole 156c formed in the same direction is positioned in a direction shifted by 40 ° in the clockwise direction from the neutral axis.
  • the first oil supply horizontal hole 956a is located in a direction shifted by 40 ° in the clockwise direction from the neutral shaft, and the first oil supply horizontal hole 956b. Is located in a direction that is 50 ° out of phase from the neutral axis in a counterclockwise direction. Therefore, an equivalent compressive stress is generated in one first oil supply horizontal hole 156c of the second embodiment relative to the conventional first oil supply horizontal hole 956a, but the other first oil supply horizontal hole 156c of the second embodiment is around The tensile stress generated in the above is smaller than the compressive stress generated around the conventional first oil supply lateral hole 956b, which is advantageous in terms of stress.
  • the first oil supply horizontal hole 156c has been described above.
  • the second oil supply horizontal hole 156d has exactly the same effect as the first oil supply horizontal hole 156c, and thus the description thereof is omitted.
  • the oil supply mechanism 159B including the oil supply pipe 16, the pump blade 157, the oil supply vertical holes 155 and 155a and the first and second oil supply horizontal holes 156c and 156d described above,
  • the stored lubricating oil is pumped up from the oil supply pipe 16 and lubricates the auxiliary shaft portion 151, the compression portion 12, the main shaft portion 153, and the like.
  • FIG. 14 is a view showing the positions of the oil supply lateral holes of the third embodiment.
  • the first oil supply lateral hole 156e of the third embodiment is formed on the side of the sub-shaft portion 151 of the first eccentric portion 152S of the rotating shaft 15, and the eccentric direction of the first eccentric portion 152S (in FIG. 14) In the direction shifted by 20 ° in the direction opposite to the rotation direction of the rotary shaft 15 (clockwise as viewed from below in FIG. 14) with respect to the left) (direction shifted by 20 ° from the neutral axis) , Formed as a horizontal through hole of the rotary shaft 15.
  • Example 3 the first oil supply of Example 3 is compared with the conventional rotary compressor described in Patent Document 1 shown in FIG. 9 in which the first oil supply lateral holes 956a and 956b are out of phase by 40 ° or more from the neutral shaft.
  • the lateral hole 156e is close to the neutral axis, and the tensile / compressive stress generated in the periphery is reduced, which is advantageous in terms of stress.
  • FIG. 15 is a diagram showing the positions of the oil supply lateral holes of the fourth embodiment.
  • the first oil supply horizontal hole 156g of the fourth embodiment is formed on the side of the sub-shaft portion 151 of the first eccentric portion 152S of the rotating shaft 15, and the eccentric direction of the first eccentric portion 152S (in FIG. 15) In the direction (60 ° phase shifted from the neutral axis) in the direction opposite to the rotation direction of the rotary shaft 15 (clockwise as viewed from below in FIG. 15) with respect to the left) , Formed as a horizontal through hole of the rotary shaft 15.
  • the first oil supply of Example 4 is compared with the conventional rotary compressor described in Patent Document 1 in which the first oil supply lateral holes 956a and 956b are shifted in phase by 40 ° or more from the neutral shaft shown in FIG.
  • the lateral hole 156g is close to the neutral axis, and the tensile / compressive stress generated in the periphery is reduced, which is advantageous in terms of stress.
  • FIG. 16 is a diagram showing the positions of the oil supply lateral holes of the fifth embodiment.
  • the first oil supply lateral hole 156i of the fifth embodiment is formed on the side of the sub-shaft portion 151 of the first eccentric portion 152S of the rotating shaft 15, and the eccentric direction of the first eccentric portion 152S (in FIG. In the direction shifted by 70 ° in the direction opposite to the rotation direction of the rotary shaft 15 (clockwise as viewed from below in FIG. 16) with respect to the left) (the direction shifted by 30 ° from the neutral axis). , Formed as a horizontal through hole of the rotary shaft 15.
  • the first oil supply of Example 4 is compared with the conventional rotary compressor described in Patent Document 1 in which the first oil supply lateral holes 956a and 956b are shifted in phase by 40 ° or more from the neutral shaft shown in FIG.
  • the lateral hole 156g is close to the neutral axis, and the tensile / compressive stress generated in the periphery is reduced, which is advantageous in terms of stress.
  • FIG. 17 is a view showing the positions of the oil supply lateral holes of the sixth embodiment.
  • the first oil supply lateral hole 156k of the sixth embodiment is formed on the side of the sub-shaft portion 151 of the first eccentric portion 152S of the rotating shaft 15, and the eccentric direction of the first eccentric portion 152S (in FIG. 17) In the direction shifted by 80 ° in the direction opposite to the rotation direction of the rotary shaft 15 (clockwise as viewed from the bottom in FIG. 17) with respect to the left) (direction shifted by 40 ° from the neutral axis). , Formed as a horizontal through hole of the rotary shaft 15.
  • the first oil supply horizontal hole 956a is located in a direction that is shifted by 40 ° in the clockwise direction from the neutral shaft, and the first oil supply horizontal hole 956b. Is located in a direction that is 50 ° out of phase from the neutral axis in a counterclockwise direction. Therefore, an equivalent compressive stress is generated around one first oil supply horizontal hole 156k of the sixth embodiment relative to the conventional first oil supply horizontal hole 956a, but the other first oil supply horizontal hole 156k of the sixth embodiment.
  • the tensile stress generated in the periphery is smaller than the compressive stress generated in the vicinity of the conventional first oil supply lateral hole 956b, which is advantageous in terms of stress.
  • FIG. 18 is a diagram showing the positions of the oil supply lateral holes of the seventh embodiment.
  • the first oil supply lateral hole 156m of the seventh embodiment is formed on the side of the sub-shaft portion 151 of the first eccentric portion 152S of the rotating shaft 15, and the eccentric direction of the first eccentric portion 152S (in FIG. 18)
  • the rotation axis in the direction shifted by 10 ° in the rotation direction of the rotation shaft 15 (clockwise as viewed from below in FIG. 18) (the direction shifted by 50 ° phase from the neutral axis) with respect to the left) It is formed as 15 lateral through holes.
  • the first oil supply horizontal hole 956a is located in a direction that is shifted by 40 ° in the clockwise direction from the neutral shaft, and the first oil supply horizontal hole 956b. Is located in a direction that is 50 ° out of phase from the neutral axis in a counterclockwise direction. Therefore, an equivalent compressive stress is generated around the other first oil supply horizontal hole 156m of the seventh embodiment relative to the conventional first oil supply horizontal hole 956b, but one first oil supply horizontal hole 156m of the seventh embodiment.
  • the tensile stress generated in the periphery is larger than the compressive stress generated in the periphery of the conventional first oil supply lateral hole 956a, which is disadvantageous in terms of stress.
  • the rotation angle at which the maximum load due to the compression reaction force of the refrigerant is applied to the first and second eccentric portions 152S and 152T of the rotary shaft 15 varies depending on the operating range set in the rotary compressor 1, but is approximately 180 ° to 270 °. Between. Therefore, as described in the first to sixth embodiments, the direction in which the oil supply lateral hole is formed is the same direction as the eccentric direction of the first and second eccentric portions 152S and 152T, and the rotational direction of the rotary shaft 15 from the same direction. And a direction shifted by 80 ° in the opposite direction.
  • the first and second oil supply horizontal holes 156a, 156b, 156c, 156d, 156e, 156g, 156i, and 156k are horizontal through holes of the rotary shaft 15.
  • a through hole is not required, it is good also as an oil supply horizontal hole of the one side connected to the oil supply vertical hole 155 only.

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Abstract

　上部に冷媒の吐出部が設けられ下部に冷媒の吸入部が設けられると共に潤滑油が貯留される密閉された縦置きの圧縮機筐体と、前記圧縮機筐体の下部に貯留された潤滑油を回転軸の給油縦孔及び給油横孔を通して圧縮部の摺動部分に供給する給油機構、を備えるロータリ圧縮機において、前記給油機構の給油横孔は、前記回転軸に設けられ前記圧縮部の環状ピストンをシリンダ内で公転させる偏心部の偏心方向と同一方向と、前記同一方向から前記回転軸の回転方向と逆方向に８０°位相をずらした方向との間に形成されている。

Description

ロータリ圧縮機
　本発明は、空気調和機や冷凍機などに用いられるロータリ圧縮機に関する。
　従来、密閉容器内に電動要素とその電動要素に駆動軸を介して連結する回転圧縮要素とを備え、前記密閉容器の底部に溜まる潤滑油を前記回転圧縮要素の摺動部に給油する給油機構を有する密閉型回転圧縮機において、前記回転圧縮要素は、前記駆動軸を支持する二つの軸受と、その軸受間に設けられたシリンダとを有し、前記駆動軸は、前記シリンダ内で嵌合されたローラを公転運動させる偏心部と、外側は前記潤滑油が通過し内側は前記ローラの内周側に漏れた冷媒ガスが通過する部分を少なくとも備える貫通孔を有し、前記密閉容器内は吐出圧力以下であって、前記貫通孔から前記駆動軸外周面に向かう複数の横孔を設け、各々の横孔は給油通路もしくはガス通路のいずれか一方に機能し、前記貫通孔から前記駆動軸外周面に向かう複数の横孔を、互いに９０°位相をずらし、前記駆動軸の圧縮応力が作用する側に設けた密閉型回転圧縮機が開示されている（例えば、特許文献１参照）。
特開２００４－１９５０６号公報
　しかしながら、上記従来の技術によれば、駆動軸の径が細い場合、複数の横孔を駆動軸の圧縮応力が作用する側に設けたとしても、９０°離間では横孔間の距離が近く、駆動軸が強度不足になる、という問題がある。また、両方の横孔を給油通路として使用する場合、９０°離間では、駆動軸の１回転のうち、給油されない区間が２７０°あり、給油が間欠的となって潤滑性能が悪い、という問題がある。また、９０°離間した孔の加工は、駆動軸を９０°回転させて行わなければならず、加工コストが嵩む、という問題がある。
　本発明は、上記に鑑みてなされたものであって、駆動軸（回転軸）の強度を確保することができ、摺動部への給油が間欠的にならず、加工コストが嵩むことのない駆動軸を備えたロータリ圧縮機を得ることを目的とする。
　上述した課題を解決し、目的を達成するために、本発明は、上部に冷媒の吐出部が設けられ下部に冷媒の吸入部が設けられると共に潤滑油が貯留される密閉された縦置きの圧縮機筐体と、該圧縮機筐体の下部に配置され、前記吸入部から吸入した冷媒を圧縮して前記吐出部から吐出する圧縮部と、前記圧縮機筐体の上部に配置され、回転軸を介して前記圧縮部を駆動するモータと、前記圧縮機筐体の下部に貯留された潤滑油を前記回転軸の給油縦孔及び給油横孔を通して前記圧縮部の摺動部分に供給する給油機構と、を備えるロータリ圧縮機において、前記給油機構の給油横孔は、前記回転軸に設けられ前記圧縮部の環状ピストンをシリンダ内で公転させる偏心部の偏心方向と同一方向と、前記同一方向から前記回転軸の回転方向と逆方向に８０°位相をずらした方向との間に形成されていることを特徴とする。
　本発明によれば、強度を確保することができ、加工コストが低い回転軸を備えたロータリ圧縮機が得られる、という効果を奏する。
図１は、本発明に係るロータリ圧縮機の実施例を示す縦断面図である。 図２は、実施例の第１、第２の圧縮部の上から見た横断面図である。 図３は、実施例１の回転軸の下部の側面図である。 図４は、実施例１の給油パイプの縦断面図である。 図５は、実施例１のポンプ羽根の側面図である。 図６－１は、図３のＡ－Ａ線に沿う下から見た断面図である。 図６－２は、図３のＢ－Ｂ線に沿う下から見た断面図である。 図７は、図３の下から見たＣ矢視図であり、回転軸の偏心部の回転角が２７０°のときの回転軸への冷媒圧縮荷重の作用状態を示す図である。 図８は、回転軸の偏心部の回転角と冷媒圧縮荷重との関係を示す図である。 図９は、回転軸の偏心部の回転角が２７０°のときの特許文献１に記載された従来のロータリ圧縮機の回転軸への冷媒圧縮荷重の作用状態を示す図である。 図１０は、実施例２の回転軸の下部の側面図である。 図１１－１は、図９のＤ－Ｄ線に沿う下から見た断面図である。 図１１－２は、図９のＥ－Ｅ線に沿う下から見た断面図である。 図１２は、図１０の下から見たＦ矢視図であり、回転軸の偏心部の回転角が１８０°のときの回転軸への冷媒圧縮荷重の作用状態を示す図である。 図１３は、図１０の下から見たＦ矢視図であり、回転軸の偏心部の回転角が２７０°のときの回転軸への冷媒圧縮荷重の作用状態を示す図である。 図１４は、実施例３の給油横孔の位置を示す図である。 図１５は、実施例４の給油横孔の位置を示す図である。 図１６は、実施例５の給油横孔の位置を示す図である。 図１７は、実施例６の給油横孔の位置を示す図である。 図１８は、実施例７の給油横孔の位置を示す図である。
　以下に、本発明にかかるロータリ圧縮機の実施例を図面に基づいて詳細に説明する。なお、この実施例によりこの発明が限定されるものではない。
　図１は、本発明に係るロータリ圧縮機の実施例を示す縦断面図であり、図２は、実施例の第１、第２の圧縮部の上から見た横断面図である。
　図１に示すように、実施例のロータリ圧縮機１は、密閉された縦置き円筒状の圧縮機筐体１０の下部に配置された圧縮部１２と、圧縮機筐体１０の上部に配置され、回転軸１５を介して圧縮部１２を駆動するモータ１１と、を備えている。
　モータ１１のステータ１１１は、円筒状に形成され、圧縮機筐体１０の内周面に焼きばめされて固定されている。モータ１１のロータ１１２は、円筒状のステータ１１１の内部に配置され、モータ１１と圧縮部１２とを機械的に接続する回転軸１５に焼きばめされて固定されている。
　圧縮部１２は、第１の圧縮部１２Ｓと、第１の圧縮部１２Ｓと並列に配置され第１の圧縮部１２Ｓの上側に積層された第２の圧縮部１２Ｔと、を備えている。図２に示すように、第１、第２の圧縮部１２Ｓ、１２Ｔは、第１、第２側方張出部１２２Ｓ、１２２Ｔに、放射状に第１、第２吸入孔１３５Ｓ、１３５Ｔ、第１、第２ベーン溝１２８Ｓ、１２８Ｔが設けられた環状の第１、第２シリンダ１２１Ｓ、１２１Ｔを備えている。
　図２に示すように、第１、第２シリンダ１２１Ｓ、１２１Ｔには、モータ１１の回転軸１５と同心に、円形の第１、第２シリンダ内壁１２３Ｓ、１２３Ｔが形成されている。第１、第２シリンダ内壁１２３Ｓ、１２３Ｔ内には、シリンダ内径よりも小さい外径の第１、第２環状ピストン１２５Ｓ、１２５Ｔが夫々配置され、第１、第２シリンダ内壁１２３Ｓ、１２３Ｔと、第１、第２環状ピストン１２５Ｓ、１２５Ｔとの間に、冷媒ガスを吸入し圧縮して吐出する第１、第２作動室１３０Ｓ、１３０Ｔが形成される。
　第１、第２シリンダ１２１Ｓ、１２１Ｔには、第１、第２シリンダ内壁１２３Ｓ、１２３Ｔから径方向に、シリンダ高さ全域に亘る第１、第２ベーン溝１２８Ｓ、１２８Ｔが形成され、第１、第２ベーン溝１２８Ｓ、１２８Ｔ内に、夫々平板状の第１、第２ベーン１２７Ｓ、１２７Ｔが、摺動自在に嵌合されている。
　図２に示すように、第１、第２ベーン溝１２８Ｓ、１２８Ｔの奥部には、第１、第２シリンダ１２１Ｓ、１２１Ｔの外周部から第１、第２ベーン溝１２８Ｓ、１２８Ｔに連通するように第１、第２スプリング穴１２４Ｓ、１２４Ｔが形成されている。第１、第２スプリング穴１２４Ｓ、１２４Ｔには、第１、第２ベーン１２７Ｓ、１２７Ｔの背面を押圧する第１、第２ベーンスプリング（図示せず）が挿入されている。
　ロータリ圧縮機１の起動時は、この第１、第２ベーンスプリングの反発力により、第１、第２ベーン１２７Ｓ、１２７Ｔが、第１、第２ベーン溝１２８Ｓ、１２８Ｔ内から第１、第２作動室１３０Ｓ、１３０Ｔ内に突出し、その先端が、第１、第２環状ピストン１２５Ｓ、１２５Ｔの外周面に当接し、第１、第２ベーン１２７Ｓ、１２７Ｔにより、第１、第２作動室１３０Ｓ、１３０Ｔが、第１、第２吸入室１３１Ｓ、１３１Ｔと、第１、第２圧縮室１３３Ｓ、１３３Ｔとに区画される。
　また、第１、第２シリンダ１２１Ｓ、１２１Ｔには、第１、第２ベーン溝１２８Ｓ、１２８Ｔの奥部と圧縮機筐体１０内とを、図１に示す開口部Ｒで連通して圧縮機筐体１０内の圧縮された冷媒ガスを導入し、第１、第２ベーン１２７Ｓ、１２７Ｔに、冷媒ガスの圧力により背圧をかける第１、第２圧力導入路１２９Ｓ、１２９Ｔが形成されている。
　第１、第２シリンダ１２１Ｓ、１２１Ｔには、第１、第２吸入室１３１Ｓ、１３１Ｔに外部から冷媒を吸入するために、第１、第２吸入室１３１Ｓ、１３１Ｔと外部とを連通させる第１、第２吸入孔１３５Ｓ、１３５Ｔが設けられている。
　また、図１に示すように、第１シリンダ１２１Ｓと第２シリンダ１２１Ｔの間には、中間仕切板１４０が配置され、第１シリンダ１２１Ｓの第１作動室１３０Ｓ（図２参照）と第２シリンダ１２１Ｔの第２作動室１３０Ｔ（図２参照）とを区画、閉塞している。第１シリンダ１２１Ｓの下端部には、下端板１６０Ｓが配置され、第１シリンダ１２１Ｓの第１作動室１３０Ｓを閉塞している。また、第２シリンダ１２１Ｔの上端部には、上端板１６０Ｔが配置され、第２シリンダ１２１Ｔの第２作動室１３０Ｔを閉塞している。
　下端板１６０Ｓには、副軸受部１６１Ｓが形成され、副軸受部１６１Ｓに、回転軸１５の副軸部１５１が回転自在に支持されている。上端板１６０Ｔには、主軸受部１６１Ｔが形成され、主軸受部１６１Ｔに、回転軸１５の主軸部１５３が回転自在に支持されている。
　回転軸１５は、互いに１８０°位相をずらして偏心させた第１偏心部１５２Ｓと第２偏心部１５２Ｔとを備え、第１偏心部１５２Ｓは、第１の圧縮部１２Ｓの第１環状ピストン１２５Ｓに回転自在に嵌合し、第２偏心部１５２Ｔは、第２の圧縮部１２Ｔの第２環状ピストン１２５Ｔに回転自在に嵌合している。
　回転軸１５が回転すると、第１、第２環状ピストン１２５Ｓ、１２５Ｔが、第１、第２シリンダ内壁１２３Ｓ、１２３Ｔに沿って第１、第２シリンダ１２１Ｓ、１２１Ｔ内を図２の反時計回りに公転し、これに追随して第１、第２ベーン１２７Ｓ、１２７Ｔが往復運動する。この第１、第２環状ピストン１２５Ｓ、１２５Ｔ及び第１、第２ベーン１２７Ｓ、１２７Ｔの運動により、第１、第２吸入室１３１Ｓ、１３１Ｔ及び第１、第２圧縮室１３３Ｓ、１３３Ｔの容積が連続的に変化し、圧縮部１２は、連続的に冷媒ガスを吸入し圧縮して吐出する。
　図１に示すように、下端板１６０Ｓの下側には、下マフラーカバー１７０Ｓが配置され、下端板１６０Ｓとの間に下マフラー室１８０Ｓを形成している。そして、第１の圧縮部１２Ｓは、下マフラー室１８０Ｓに開口している。すなわち、下端板１６０Ｓの第１ベーン１２７Ｓ近傍には、第１シリンダ１２１Ｓの第１圧縮室１３３Ｓと下マフラー室１８０Ｓとを連通する第１吐出孔１９０Ｓ（図２参照）が設けられ、第１吐出孔１９０Ｓには、圧縮された冷媒ガスの逆流を防止する第１吐出弁２００Ｓが配置されている。
　下マフラー室１８０Ｓは、環状に形成された１つの室であり、第１の圧縮部１２Ｓの吐出側を、下端板１６０Ｓ、第１シリンダ１２１Ｓ、中間仕切板１４０、第２シリンダ１２１Ｔ及び上端板１６０Ｔを貫通する冷媒通路１３６（図２参照）を通して上マフラー室１８０Ｔ内に連通させる連通路の一部である。下マフラー室１８０Ｓは、吐出冷媒ガスの圧力脈動を低減させる。また、第１吐出弁２００Ｓに重ねて、第１吐出弁２００Ｓの撓み開弁量を制限するための第１吐出弁押え２０１Ｓが、第１吐出弁２００Ｓとともにリベットにより固定されている。第１吐出孔１９０Ｓ、第１吐出弁２００Ｓ及び第１吐出弁押え２０１Ｓは、下端板１６０Ｓの第１吐出弁部を構成している。
　図１に示すように、上端板１６０Ｔの上側には、上マフラーカバー１７０Ｔが配置され、上端板１６０Ｔとの間に上マフラー室１８０Ｔを形成している。上端板１６０Ｔの第２ベーン１２７Ｔ近傍には、第２シリンダ１２１Ｔの第２圧縮室１３３Ｔと上マフラー室１８０Ｔとを連通する第２吐出孔１９０Ｔ（図２参照）が設けられ、第２吐出孔１９０Ｔには、圧縮された冷媒ガスの逆流を防止するリード弁型の第２吐出弁２００Ｔが配置されている。また、第２吐出弁２００Ｔに重ねて、第２吐出弁２００Ｔの撓み開弁量を制限するための第２吐出弁押え２０１Ｔが、第２吐出弁２００Ｔとともにリベットにより固定されている。上マフラー室１８０Ｔは、吐出冷媒の圧力脈動を低減させる。第２吐出孔１９０Ｔ、第２吐出弁２００Ｔ及び第２吐出弁押え２０１Ｔは、上端板１６０Ｔの第２吐出弁部を構成している。
　第１シリンダ１２１Ｓ、下端板１６０Ｓ、下マフラーカバー１７０Ｓ、第２シリンダ１２１Ｔ、上端板１６０Ｔ、上マフラーカバー１７０Ｔ及び中間仕切板１４０は、複数の通しボルト１７５等により一体に締結されている。通しボルト１７５等により一体に締結された圧縮部１２のうち、上端板１６０Ｔの外周部が、圧縮機筐体１０にスポット溶接により固着され、圧縮部１２を圧縮機筐体１０に固定している。
　円筒状の圧縮機筐体１０の外周壁には、軸方向に離間して下部から順に、第１、第２貫通孔１０１、１０２が、第１、第２吸入管１０４、１０５を通すために設けられている。また、圧縮機筐体１０の外側部には、独立した円筒状の密閉容器からなるアキュムレータ２５が、アキュムホルダー２５２及びアキュムバンド２５３により保持されている。
　アキュムレータ２５の天部中心には、冷凍サイクルの蒸発器に接続するシステム接続管２５５が接続され、アキュムレータ２５の底部に設けられた底部貫通孔２５７には、一端がアキュムレータ２５の内部上方まで延設され、他端が、第１、第２吸入管１０４、１０５の他端に接続される第１、第２低圧連絡管３１Ｓ、３１Ｔが接続されている。
　冷凍サイクルの低圧冷媒をアキュムレータ２５を介して第１、第２の圧縮部１２Ｓ、１２Ｔに導く第１、第２低圧連絡管３１Ｓ、３１Ｔは、吸入部としての第１、第２吸入管１０４、１０５を介して第１、第２シリンダ１２１Ｓ、１２１Ｔの第１、第２吸入孔１３５Ｓ、１３５Ｔ（図２参照）に接続されている。すなわち、第１、第２吸入孔１３５Ｓ、１３５Ｔは、冷凍サイクルの蒸発器に並列に接続されている。
　圧縮機筐体１０の天部には、冷凍サイクルと接続し高圧冷媒ガスを冷凍サイクルの凝縮器側に吐出する吐出部としての吐出管１０７が接続されている。すなわち、第１、第２吐出孔１９０Ｓ、１９０Ｔは、冷凍サイクルの凝縮器に接続されている。
　圧縮機筐体１０内には、およそ第２シリンダ１２１Ｔの高さまで潤滑油が封入されている。また、潤滑油は、回転軸１５の下部に挿入される後述のポンプ羽根１５７（図５参照）により、回転軸１５の下端部に取付けられた給油パイプ１６から吸上げられ、圧縮部１２を循環し、摺動部品の潤滑を行なうと共に、圧縮部１２の微小隙間のシールをする。
　次に、図３～図８を参照して実施例のロータリ圧縮機の特徴的な構成である実施例１の給油機構について説明する。図３は、実施例１の回転軸の下部の側面図であり、図４は、実施例１の給油パイプの縦断面図であり、図５は、実施例１のポンプ羽根の側面図であり、図６－１は、図３のＡ－Ａ線に沿う下から見た断面図であり、図６－２は、図３のＢ－Ｂ線に沿う下から見た断面図であり、図７は、図３の下から見たＣ矢視図であり、回転軸の偏心部の回転角が２７０°のときの回転軸への冷媒圧縮荷重の作用状態を示す図であり、図８は、回転軸の偏心部の回転角と冷媒圧縮荷重との関係を示す図である。
　図３、図６－１及び図６－２に示すように、回転軸１５には、下部から順に、嵌合縦孔１５５ｂ、給油縦孔１５５、１５５ａ及び給油縦孔１５５から圧縮部１２（図１参照）に潤滑油を供給する第１、第２給油横孔１５６ａ、１５６ｂが設けられている。嵌合縦孔１５５ｂは、給油縦孔１５５の内径より大きい内径に形成されている。
　図４に示すように、給油パイプ１６は、銅やアルミニウム等の柔らかい材質で製作され、下端に吸込口１６ａを有し、上端は開口している。図５に示すように、ポンプ羽根１５７は、鋼板製であり、羽根部１５７ａと、羽根部１５７ａより幅広に形成された基部１５７ｂとを有している。羽根部１５７ａは、捩り加工されて１８０°捩られた形状となっている。
　給油パイプ１６及びポンプ羽根１５７を回転軸１５に組付けるときは、まず、ポンプ羽根１５７の基部１５７ｂを給油パイプ１６内下部まで圧入固定する。基部１５７ｂの横幅Ｈ１は、給油パイプ１６の内径φＤ１とシマリバメの寸法関係（Ｈ１＞φＤ１）となっていて、ポンプ羽根１５７は、給油パイプ１６に固定される。
　次に、ポンプ羽根１５７の羽根部１５７ａを回転軸１５の給油縦孔１５５に挿入し、給油パイプ１６の上部を嵌合縦孔１５５ｂに圧入、嵌合して給油パイプ１６を回転軸１５に固定する。給油パイプ１６の長さは、回転軸１５の嵌合縦孔１５５ｂの深さの略２倍となっていて、給油パイプ１６の下部は、嵌合縦孔１５５ｂの下方へ突出する。
　図３、図６－１及び図７に示すように、実施例１の給油機構１５９Ａの第１給油横孔１５６ａは、回転軸１５の第１偏心部１５２Ｓの副軸部１５１側に形成され、第１偏心部１５２Ｓの偏心方向（図３及び図６－１において下方、図７において左方）に対して回転軸１５の回転方向（図６－１及び図７において、下から見ているので時計回り）と逆方向に４０°位相をずらした方向に、回転軸１５の横貫通孔として形成されている。
　図３及び図６－２に示すように、実施例１の給油機構１５９Ａの第２給油横孔１５６ｂは、回転軸１５の第２偏心部１５２Ｔの主軸部１５３側に形成され、第２偏心部１５２Ｔの偏心方向（図３及び図６－２において上方）に対して回転軸１５の回転方向（図６－２において、下から見ているので時計回り）と逆方向に４０°位相をずらした方向に、回転軸１５の横貫通孔として形成されている。
　従来の給油横孔は、孔あけ加工時の回転軸１５の固定のし易さから、第１、第２偏心部１５２Ｓ、１５２Ｔの偏心方向に直交する方向に形成されていた。実施例１の第１、第２給油横孔１５６ａ、１５６ｂの孔加工は、専用の治具を用いて第１、第２偏心部１５２Ｓ、１５２Ｔを水平面に対して傾斜させて固定して行なうとよい。
　図８に示すように、冷媒の一例としてＲ４１０Ａを用いた場合の計算によれば、ロータリ圧縮機１の暖房運転時等の高圧縮比（高負荷）条件のとき、第１、第２偏心部１５２Ｓ、１５２Ｔは、死点（偏心方向が第１、第２ベーン１２７Ｓ、１２７Ｔ位置を向いたとき）から、下から見て時計回りに略２７０°回転したときに、冷媒の圧縮反力による最大荷重を受ける。
　このとき、図７に示すように、第１偏心部１５２Ｓの偏心方向（図７の左向き方向）から時計回りに５０°位相をずらした方向から最大荷重がかかり、第１偏心部１５２Ｓの偏心方向（図７の左向き方向）から反時計回りに４０°位相をずらした方向に形成された第１給油横孔１５６ａは、回転軸１５に作用する曲げモーメントに対して応力の発生しない中立軸の方向を向いていて、強度が弱い第１給油横孔１５６ａ周辺に、高い引張・圧縮応力は発生しない。従って、第１給油横孔１５６ａにより回転軸１５が強度不足になることはない。
　図９は、回転軸の偏心部の回転角が２７０°のときの特許文献１に記載された従来のロータリ圧縮機の回転軸への冷媒圧縮荷重の作用状態を示す図である。図９に示すように、特許文献１に記載された従来のロータリ圧縮機では、第１給油横孔９５６ａは、中立軸から時計回りに４０°位相をずらした方向に位置し、第１給油横孔９５６ｂは、中立軸から反時計回りに５０°位相をずらした方向に位置している。そのため、従来の第１給油横孔９５６ａ、９５６ｂ周辺には、高い圧縮応力が発生する。実施例１の第１給油横孔１５６ａは、周辺に、高い引張・圧縮応力が発生しないので、従来の第１給油横孔９５６ａ、９５６ｂと比較して応力的に有利である。
　また、第１給油横孔１５６ａは、回転軸１５の周面の開口部が互いに１８０°離間しているので、従来の第１給油横孔９５６ａ、９５６ｂと比較して、給油間隔が均等になる。さらに、第１給油横孔１５６ａは、横貫通孔であり、１回のドリル孔開け加工で済むので加工コストが低い。
　以上、実施例１の第１給油横孔１５６ａについて説明したが、第２給油横孔１５６ｂについても第１給油横孔１５６ａと作用効果が全く同様であるので、説明を省略する。
　以上説明した、給油パイプ１６、ポンプ羽根１５７、給油縦孔１５５、１５５ａ及び第１、第２給油横孔１５６ａ、１５６ｂ等を含む実施例１の給油機構１５９Ａにより、圧縮機筐体１０の下部に貯留された潤滑油は、給油パイプ１６から汲み上げられ、副軸部１５１、圧縮部１２及び主軸部１５３等を潤滑する。
　図１０は、実施例２の回転軸の下部の側面図であり、図１１－１は、図１０のＤ－Ｄ線に沿う下から見た断面図であり、図１１－２は、図１０のＥ－Ｅ線に沿う下から見た断面図であり、図１２は、図１０の下から見たＦ矢視図であり、回転軸の偏心部の回転角が１８０°のときの回転軸への冷媒圧縮荷重の作用状態を示す図であり、図１３は、図１０の下から見たＦ矢視図であり、回転軸の偏心部の回転角が２７０°のときの回転軸への冷媒圧縮荷重の作用状態を示す図である。
　図１０、図１１－１及び図１２に示すように、実施例２の給油機構１５９Ｂの第１給油横孔１５６ｃは、回転軸１５の第１偏心部１５２Ｓの副軸部１５１側に形成され、第１偏心部１５２Ｓの偏心方向（図１０、図１１－１及び図１２において下方）に対して偏心方向と同一方向に、回転軸１５の横貫通孔として形成されている。
　図１０及び図１１－２に示すように、実施例２の給油機構１５９Ｂの第２給油横孔１５６ｄは、回転軸１５の第２偏心部１５２Ｔの主軸部１５３側に形成され、第２偏心部１５２Ｔの偏心方向（図１０、図１１－２及び図１２において上方）に対して偏心方向と同一方向に、回転軸１５の横貫通孔として形成されている。
　図８に示すように、冷媒としてＲ４１０Ａを用いた場合の計算によれば、ロータリ圧縮機１の冷房定格条件のとき、第１、第２偏心部１５２Ｓ、１５２Ｔは、死点（偏心方向が第１、第２ベーン１２７Ｓ、１２７Ｔ位置を向いたとき）から、下から見て時計回りに略１８０°回転したときに、冷媒の圧縮反力による最大荷重を受ける。
　このとき、図１２に示すように、第１偏心部１５２Ｓの偏心方向（図１２の下向き方向）に対して垂直方向（図１２の左方向）から最大荷重がかかり、第１偏心部１５２Ｓの偏心方向と同一方向に形成された第１給油横孔１５６ｃは、回転軸１５に作用する曲げモーメントに対して応力の発生しない中立軸の方向を向いていて、強度が弱い第１給油横孔１５６ｃ周辺に引張・圧縮の集中応力は発生しない。
　また、図８に示すように、ロータリ圧縮機１の暖房運転時等の高圧縮比（高負荷）条件のとき、第１、第２偏心部１５２Ｓ、１５２Ｔは、死点（偏心方向が第１、第２ベーン１２７Ｓ、１２７Ｔ位置を向いたとき）から、下から見て時計回りに略２７０°回転したときに、冷媒の圧縮反力による最大荷重を受ける。
　このとき、図１３に示すように、第１偏心部１５２Ｓの偏心方向（図１３の左向き方向）から時計回りに５０°位相をずらした方向から最大荷重がかかり、第１偏心部１５２Ｓの偏心方向と同一方向に形成された第１給油横孔１５６ｃは、中立軸から時計回りに４０°位相をずらした方向に位置している。
　図９に示す、特許文献１に記載された従来のロータリ圧縮機では、第１給油横孔９５６ａは、中立軸から時計回りに４０°位相をずらした方向に位置し、第１給油横孔９５６ｂは、中立軸から反時計回りに５０°位相をずらした方向に位置している。そのため、従来の第１給油横孔９５６ａに対して実施例２の一方の第１給油横孔１５６ｃには、同等の圧縮応力が発生するが、実施例２の他方の第１給油横孔１５６ｃ周辺に発生する引張応力は、従来の第１給油横孔９５６ｂ周辺に発生する圧縮応力よりも小さくなり、応力的に有利である。
　以上、第１給油横孔１５６ｃについて説明したが、第２給油横孔１５６ｄについても第１給油横孔１５６ｃと作用効果が全く同様であるので、説明を省略する。
　以上説明した、給油パイプ１６、ポンプ羽根１５７、給油縦孔１５５、１５５ａ及び第１、第２給油横孔１５６ｃ、１５６ｄ等を含む実施例２の給油機構１５９Ｂにより、圧縮機筐体１０の下部に貯留された潤滑油は、給油パイプ１６から汲み上げられ、副軸部１５１、圧縮部１２及び主軸部１５３等を潤滑する。
　図１４は、実施例３の給油横孔の位置を示す図である。図１４に示すように、実施例３の第１給油横孔１５６ｅは、回転軸１５の第１偏心部１５２Ｓの副軸部１５１側に形成され、第１偏心部１５２Ｓの偏心方向（図１４において左方）に対して回転軸１５の回転方向（図１４において、下から見ているので時計回り）と逆方向に２０°位相をずらした方向（中立軸から２０°位相をずらした方向）に、回転軸１５の横貫通孔として形成されている。
　そのため、図９に示す、第１給油横孔９５６ａ、９５６ｂが中立軸から４０°以上位相がずれている特許文献１に記載された従来のロータリ圧縮機に対して、実施例３の第１給油横孔１５６ｅは中立軸に近く、周辺に発生する引張・圧縮応力は小さくなり、応力的に有利である。
　図１５は、実施例４の給油横孔の位置を示す図である。図１５に示すように、実施例４の第１給油横孔１５６ｇは、回転軸１５の第１偏心部１５２Ｓの副軸部１５１側に形成され、第１偏心部１５２Ｓの偏心方向（図１５において左方）に対して回転軸１５の回転方向（図１５において、下から見ているので時計回り）と逆方向に６０°位相をずらした方向（中立軸から２０°位相をずらした方向）に、回転軸１５の横貫通孔として形成されている。
　そのため、図９に示す、第１給油横孔９５６ａ、９５６ｂが中立軸から４０°以上位相がずれている特許文献１に記載された従来のロータリ圧縮機に対して、実施例４の第１給油横孔１５６ｇは中立軸に近く、周辺に発生する引張・圧縮応力は小さくなり、応力的に有利である。
　図１６は、実施例５の給油横孔の位置を示す図である。図１６に示すように、実施例５の第１給油横孔１５６ｉは、回転軸１５の第１偏心部１５２Ｓの副軸部１５１側に形成され、第１偏心部１５２Ｓの偏心方向（図１６において左方）に対して回転軸１５の回転方向（図１６において、下から見ているので時計回り）と逆方向に７０°位相をずらした方向（中立軸から３０°位相をずらした方向）に、回転軸１５の横貫通孔として形成されている。
　そのため、図９に示す、第１給油横孔９５６ａ、９５６ｂが中立軸から４０°以上位相がずれている特許文献１に記載された従来のロータリ圧縮機に対して、実施例４の第１給油横孔１５６ｇは中立軸に近く、周辺に発生する引張・圧縮応力は小さくなり、応力的に有利である。
　図１７は、実施例６の給油横孔の位置を示す図である。図１７に示すように、実施例６の第１給油横孔１５６ｋは、回転軸１５の第１偏心部１５２Ｓの副軸部１５１側に形成され、第１偏心部１５２Ｓの偏心方向（図１７において左方）に対して回転軸１５の回転方向（図１７において、下から見ているので時計回り）と逆方向に８０°位相をずらした方向（中立軸から４０°位相をずらした方向）に、回転軸１５の横貫通孔として形成されている。
　図９に示す、特許文献１に記載された従来のロータリ圧縮機では、第１給油横孔９５６ａは、中立軸から時計回りに４０°位相をずらした方向に位置し、第１給油横孔９５６ｂは、中立軸から反時計回りに５０°位相をずらした方向に位置している。そのため、従来の第１給油横孔９５６ａに対して実施例６の一方の第１給油横孔１５６ｋ周辺には、同等の圧縮応力が発生するが、実施例６の他方の第１給油横孔１５６ｋ周辺に発生する引張応力は、従来の第１給油横孔９５６ｂ周辺に発生する圧縮応力よりも小さくなり、応力的に有利である。
　図１８は、実施例７の給油横孔の位置を示す図である。図１８に示すように、実施例７の第１給油横孔１５６ｍは、回転軸１５の第１偏心部１５２Ｓの副軸部１５１側に形成され、第１偏心部１５２Ｓの偏心方向（図１８において左方）に対して回転軸１５の回転方向（図１８において、下から見ているので時計回り）に１０°位相をずらした方向（中立軸から５０°位相をずらした方向）に、回転軸１５の横貫通孔として形成されている。
　図９に示す、特許文献１に記載された従来のロータリ圧縮機では、第１給油横孔９５６ａは、中立軸から時計回りに４０°位相をずらした方向に位置し、第１給油横孔９５６ｂは、中立軸から反時計回りに５０°位相をずらした方向に位置している。そのため、従来の第１給油横孔９５６ｂに対して実施例７の他方の第１給油横孔１５６ｍ周辺には、同等の圧縮応力が発生するが、実施例７の一方の第１給油横孔１５６ｍ周辺に発生する引張応力は、従来の第１給油横孔９５６ａ周辺に発生する圧縮応力よりも大きくなり、応力的に不利である。
　回転軸１５の第１、第２偏心部１５２Ｓ、１５２Ｔに、冷媒の圧縮反力による最大荷重がかかる回転角は、ロータリ圧縮機１に設定される運転範囲により異なるものの、略１８０°～２７０°の間となる。それ故、実施例１～６で説明したように、給油横孔を形成する方向は、第１、第２偏心部１５２Ｓ、１５２Ｔの偏心方向と同一方向と、同一方向から回転軸１５の回転方向と逆方向に８０°位相をずらした方向との間に形成すればよい。
　また、実施例１～６では、第１、第２給油横孔１５６ａ、１５６ｂ、１５６ｃ、１５６ｄ、１５６ｅ、１５６ｇ、１５６ｉ、１５６ｋは、回転軸１５の横貫通孔としたが、給油性能上、横貫通孔を必要としない場合には、給油縦孔１５５に連通する片側だけの給油横孔としてもよい。
　１　ロータリ圧縮機
　１０　圧縮機筐体
　１１　モータ
　１２　圧縮部
　１５　回転軸
　１６　給油パイプ
　１６ａ　吸込口
　２５　アキュムレータ
　３１Ｓ　第１低圧連絡管
　３１Ｔ　第２低圧連絡管
　１０１　第１貫通孔
　１０２　第２貫通孔
　１０４　第１吸入管
　１０５　第２吸入管
　１０７　吐出管（吐出部）
　１１１　ステータ
　１１２　ロータ
　１２Ｓ　第１の圧縮部
　１２Ｔ　第２の圧縮部
　１２１Ｓ　第１シリンダ（シリンダ）
　１２１Ｔ　第２シリンダ（シリンダ）
　１２２Ｓ　第１側方張出部
　１２２Ｔ　第２側方張出部
　１２３Ｓ　第１シリンダ内壁（シリンダ内壁）
　１２３Ｔ　第２シリンダ内壁（シリンダ内壁）
　１２４Ｓ　第１スプリング穴
　１２４Ｔ　第２スプリング穴
　１２５Ｓ　第１環状ピストン（環状ピストン）
　１２５Ｔ　第２環状ピストン（環状ピストン）
　１２７Ｓ　第１ベーン（ベーン）
　１２７Ｔ　第２ベーン（ベーン）
　１２８Ｓ　第１ベーン溝（ベーン溝）
　１２８Ｔ　第２ベーン溝（ベーン溝）
　１２９Ｓ　第１圧力導入路
　１２９Ｔ　第２圧力導入路
　１３０Ｓ　第１作動室（作動室）
　１３０Ｔ　第２作動室（作動室）
　１３１Ｓ　第１吸入室（吸入室）
　１３１Ｔ　第２吸入室（吸入室）
　１３３Ｓ　第１圧縮室（圧縮室）
　１３３Ｔ　第２圧縮室（圧縮室）
　１３５Ｓ　第１吸入孔（吸入孔）
　１３５Ｔ　第２吸入孔（吸入孔）
　１３６　冷媒通路
　１４０　中間仕切板
　１５１　副軸部
　１５２Ｓ　第１偏心部（偏心部）
　１５２Ｔ　第２偏心部（偏心部）
　１５３　主軸部
　１５５　給油縦孔
　１５５ａ　給油縦孔
　１５５ｂ　嵌合縦孔
　１５６ａ、１５６ｃ　第１給油横孔（給油横孔）
　１５６ｂ、１５６ｄ　第２給油横孔（給油横孔）
　１５７　ポンプ羽根
　１５７ａ　羽根部
　１５７ｂ　基部
　１５９Ａ、１５９Ｂ　給油機構
　１６０Ｓ　下端板（端板）
　１６０Ｔ　上端板（端板）
　１６１Ｓ　副軸受部
　１６１Ｔ　主軸受部
　１７０Ｓ　下マフラーカバー
　１７０Ｔ　上マフラーカバー
　１７５　通しボルト
　１８０Ｓ　下マフラー室
　１８０Ｔ　上マフラー室
　１９０Ｓ　第１吐出孔（吐出孔）
　１９０Ｔ　第２吐出孔（吐出孔）
　２００Ｓ　第１吐出弁
　２００Ｔ　第２吐出弁
　２０１Ｓ　第１吐出弁押え
　２０１Ｔ　第２吐出弁押え
　２５２　アキュムホルダー
　２５３　アキュムバンド
　２５５　システム接続管
　Ｒ　開口部

Claims (2)

  1. 　上部に冷媒の吐出部が設けられ下部に冷媒の吸入部が設けられると共に潤滑油が貯留される密閉された縦置きの圧縮機筐体と、
    　該圧縮機筐体の下部に配置され、前記吸入部から吸入した冷媒を圧縮して前記吐出部から吐出する圧縮部と、
    　前記圧縮機筐体の上部に配置され、回転軸を介して前記圧縮部を駆動するモータと、
    　前記圧縮機筐体の下部に貯留された潤滑油を前記回転軸の給油縦孔及び給油横孔を通して前記圧縮部の摺動部分に供給する給油機構と、
    　を備えるロータリ圧縮機において、
    　前記給油機構の給油横孔は、
    　前記回転軸に設けられ前記圧縮部の環状ピストンをシリンダ内で公転させる偏心部の偏心方向と同一方向と、前記同一方向から前記回転軸の回転方向と逆方向に８０°位相をずらした方向との間に形成されていることを特徴とするロータリ圧縮機。
  2. 　前記給油横孔は、前記回転軸を貫通していることを特徴とする請求項１に記載のロータリ圧縮機。
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