WO2018179356A1 - ロータリ圧縮機及び冷凍サイクル装置 - Google Patents

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WO2018179356A1
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bearing
crankshaft
oil groove
rotary compressor
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French (fr)
Inventor
祐一朗 今川
宏樹 長澤
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三菱電機株式会社
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C18/00—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C18/30—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids having the characteristics covered by two or more of groups F04C18/02, F04C18/08, F04C18/22, F04C18/24, F04C18/48, or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members
    • F04C18/34—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids having the characteristics covered by two or more of groups F04C18/02, F04C18/08, F04C18/22, F04C18/24, F04C18/48, or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members having the movement defined in group F04C18/08 or F04C18/22 and relative reciprocation between the co-operating members
    • F04C18/356—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids having the characteristics covered by two or more of groups F04C18/02, F04C18/08, F04C18/22, F04C18/24, F04C18/48, or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members having the movement defined in group F04C18/08 or F04C18/22 and relative reciprocation between the co-operating members with vanes reciprocating with respect to the outer member
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C29/00—Component parts, details or accessories of pumps or pumping installations, not provided for in groups F04C18/00 - F04C28/00
    • F04C29/02—Lubrication; Lubricant separation

Definitions

  • the present invention relates to a rotary compressor and a refrigeration cycle apparatus, and more particularly to supply of refrigeration oil to a gap between a crankshaft of a rotary compressor and its bearing.
  • a conventional rotary compressor includes an electric motor unit including a stator and a rotor, and a compression mechanism unit that is connected to the electric motor unit via a crankshaft and compresses refrigerant by rotation of the crankshaft, and these are sealed containers. Is placed inside. Then, the crankshaft is rotated by the electric motor section, and the compression mechanism section is driven by the rotation of the crankshaft, whereby the low-pressure refrigerant gas sucked from the suction pipe is compressed by the compression mechanism section to become high-pressure refrigerant gas, and is discharged from the discharge pipe. It is discharged out of the closed container.
  • the compression mechanism part is provided in the cylinder, the rolling piston fitted to the eccentric shaft part of the crankshaft, the bearings installed at both ends in the axial direction of the cylinder, and rotatably supporting the crankshaft.
  • a vane or the like slidably disposed in the vane groove is provided.
  • the cylinder forms a compression chamber inside by closing both ends in the axial direction at the end face on the base end side of the bearing.
  • the rolling piston performs an eccentric motion in the cylinder, and as a result, the refrigerant sucked into the compression chamber is compressed with the rotation of the crankshaft.
  • a storage part for storing the refrigeration oil is formed at the bottom of the container, and the refrigeration oil stored in the storage part is pumped up by an oil supply mechanism (not shown) provided at the lower end of the crankshaft.
  • the oil hole inside rises.
  • the refrigerating machine oil in the oil hole is supplied to the gap between the crankshaft and the bearing through an oil supply hole that communicates with the oil hole and extends in the radial direction.
  • the crankshaft is supported in the bearing by the oil film reaction force of the refrigeration oil due to the wedge effect of the refrigeration oil supplied to the gap with the bearing. That is, since the bearing receives a load as a reaction force of the compression action accompanying the rotation of the crankshaft, the load is supported by the oil film reaction force formed in the gap between the crankshaft and the bearing.
  • the oil supply hole communicating with the oil hole is provided at a height position in the vicinity of the contact portion between the base end side of the bearing and the cylinder in the crankshaft, and refrigeration oil is supplied to that position. ing.
  • the oil groove extended spirally toward the front end side from the base end side is provided in the inner peripheral part of the bearing.
  • the oil groove has the role of supplying refrigeration oil to the gap between the crankshaft and the bearing.
  • the oil groove itself forms a space with the crankshaft, it is difficult to obtain the wedge effect of the refrigerating machine oil, and the oil film reaction force for supporting the crankshaft is reduced. Therefore, the oil groove is usually provided outside the region of the inner peripheral portion of the bearing where the oil film reaction force is generated against the load applied to the bearing. Thus, refrigerating machine oil is supplied so as to maintain lubrication between the crankshaft and the bearing while avoiding a decrease in the oil film reaction force.
  • Patent Document 1 which is a conventional method, a load due to a compression action in a compression mechanism is assumed as a load applied to a bearing.
  • the bearing is additionally subjected to a load caused by a swinging vibration caused by a centrifugal force caused by a misalignment of the rotor fixed to the crankshaft. Since Patent Document 1 does not consider the swinging load, the oil film reaction force may be insufficient.
  • the present invention has been made in view of the above points, and an object thereof is to provide a rotary compressor and a refrigeration cycle apparatus capable of supplying refrigeration oil to a load applied to a bearing without impairing an oil film reaction force. To do.
  • a rotary compressor includes an electric motor unit and a compression mechanism unit that is coupled to the electric motor unit via a crankshaft and compresses the refrigerant by rotation of the crankshaft, and the compression mechanism unit compresses the refrigerant.
  • a cylindrical cylinder that forms a chamber, and a bearing that is disposed so that the base end side is in contact with the axial end surface of the cylinder and that rotatably supports the crankshaft, and is provided between the crankshaft and the shaft portion.
  • a rotary compressor to which machine oil is supplied, and an oil groove is formed outside a region where an oil film reaction force of refrigeration oil is exerted on a gas load applied to the bearing by a compression action in a compression chamber in an inner peripheral portion of the bearing.
  • the oil groove extends from the proximal end side toward the distal end side, and is branched into a plurality of parts in the middle.
  • the flow passage cross-sectional area of each branched oil groove is smaller than the flow passage cross-sectional area of the oil groove before branching. It is what.
  • the refrigeration cycle apparatus includes a rotary compressor.
  • FIG. 1 is a longitudinal sectional view schematically showing a rotary compressor according to Embodiment 1 of the present invention.
  • the rotary compressor in the first embodiment will be described by taking a two-stage hermetic rotary compressor as an example, but is not limited to this, and is also applicable to a single-stage or three-stage or more hermetic rotary compression. Is possible.
  • the rotary compressor includes an electric motor unit 2 and a compression mechanism unit 3 that is coupled to the electric motor unit 2 via a crankshaft 4 and compresses the refrigerant by the rotation of the crankshaft 4, and these are arranged inside the sealed container 1.
  • a suction pipe 5 for sucking gas is connected to the side surface of the sealed container 1, and a discharge pipe 6 for discharging compressed gas is provided on the upper surface of the sealed container 1.
  • the electric motor unit 2 includes a stator 2a attached to the crankshaft 4 and a rotor 2b that rotationally drives the rotor 2b. Then, the energization of the stator 2 a is started, so that the rotor 2 b is rotated, and the rotational power is transmitted to the compression mechanism unit 3 through the crankshaft 4.
  • the compression mechanism unit 3 is disposed on both axial sides of the first compression mechanism unit 30A, the second compression mechanism unit 30B, the first compression mechanism unit 30A, and the second compression mechanism unit 30B, so that the crankshaft 4 can rotate freely. Supporting upper and lower bearings 40 and 50 are provided. An intermediate partition plate 7 is disposed between the first compression mechanism 30A and the second compression mechanism 30B.
  • FIG. 2 is a schematic plan view of the compression mechanism portion of the rotary compressor according to Embodiment 1 of the present invention.
  • the configuration of the first compression mechanism 30A and the second compression mechanism 30B of the compression mechanism 3 will be described. Since the first compression mechanism 30A and the second compression mechanism 30B have basically the same configuration, the first compression mechanism 30A will be described below as a representative. The arrows in FIG. 2 will be described later.
  • the first compression mechanism portion 30 ⁇ / b> A is slidably disposed in a cylindrical cylinder 31, a rolling piston that is rotatably fitted to the eccentric shaft portion 4 a of the crankshaft 4, and a vane groove 35 provided in the cylinder 31. Vane 33 and the like.
  • the cylinder 31 is configured by a flat plate, and a substantially cylindrical through-hole is formed through substantially vertically at the center thereof. The through hole is closed by the end face of the base end side 40 a of the bearing 40 and the intermediate partition plate 7, and forms a compression chamber 34 in the cylinder 31.
  • the cylinder 31 has a vane groove 35 that communicates with the compression chamber 34 and extends in the radial direction of the compression chamber 34.
  • a vane 33 is provided in the vane groove 35 so as to be able to advance and retreat, and the vane tip portion 33 a is in sliding contact with the inner surface of the cylinder 31 to partition the compression chamber 34 into a low pressure portion 36 and a high pressure portion 37.
  • the cylinder 31 is provided with a suction port 38 that communicates with the low pressure portion 36.
  • the crankshaft 4 when electric power is supplied to the electric motor section 2, the crankshaft 4 is rotated by the electric motor section 2. As the crankshaft 4 rotates, the eccentric shaft portion 4 a moves eccentrically in the compression chamber 34.
  • the rolling piston 32 rotates eccentrically in the cylinder 31.
  • the low-pressure gas refrigerant sucked into the low-pressure part 36 through the suction port 38 turns the low-pressure part 36 to the high-pressure part 37 as the rolling piston 32 rotates, and the volume of the high-pressure part 37 is gradually reduced. Is compressed.
  • the compressed gas refrigerant reaches a predetermined pressure, it is discharged into the internal space of the sealed container 1 from a discharge port 39 (see FIG. 3 described later) provided in the bearing 40.
  • the second compression mechanism portion 30B is the first compression mechanism in that the member that closes the through hole formed at the approximate center of the cylinder 31 of the second compression mechanism portion 30B is the intermediate partition plate 7 and the bearing 50. Unlike the unit 30A, other configurations and operations are basically the same as those of the first compression mechanism unit 30A.
  • the suction and compression of the refrigerant gas are repeated as the crankshaft 4 rotates. Then, the refrigerant gas compressed by each of the first compression mechanism portion 30A and the second compression mechanism portion 30B and discharged to the internal space of the sealed container 1 is discharged from the discharge pipe 6 to the outside of the sealed container 1.
  • FIG. 3 is a schematic longitudinal sectional view around the compression mechanism portion of the rotary compressor according to Embodiment 1 of the present invention.
  • the arrow has shown the flow of refrigeration oil.
  • a storage part 1a for storing refrigerating machine oil for lubricating the compression mechanism part 3 is provided at the lower part of the sealed container 1, and an oil supply pipe 8 connected to the lower end part of the crankshaft 4 is immersed in the storage part 1a.
  • the crankshaft 4 is hollow, and has an oil hole 4b that extends upward from the lower end of the crankshaft 4 and communicates with the oil supply pipe 8, and an oil supply hole 4c that communicates with the oil hole 4b and extends in the radial direction.
  • the oil supply hole 4 c is provided at a height position close to the upper end surface in the axial direction of the cylinder 31, and supplies refrigerating machine oil to the gap between the base end side 40 a of the bearing 40 and the crankshaft 4.
  • the refrigerating machine oil stored in the storage unit 1 a is sucked up from the oil supply pipe 8 through the oil hole 4 b by the centrifugal force generated by the rotation of the crankshaft 4.
  • the refrigerating machine oil sucked into the oil hole 4b is discharged out of the crankshaft 4 from the oil supply hole 4c, and forms an oil film in the gap between the base end side of the bearing 40 and the crankshaft 4.
  • an oil groove 42 that spirally extends from the base end side 40a of the bearing 40 toward the front end side 40b is provided in the inner peripheral portion of the bearing 40. For this reason, the refrigerating machine oil discharged from the oil supply hole 4 c to the outside of the crankshaft 4 flows into the oil groove 42 and is also supplied to the front end side 40 b of the bearing 40.
  • a load in the direction of the arrow in FIG. 2 is applied to the bearing 40 as a load due to the compression action of the refrigerant accompanying the rotation of the crankshaft 4 of the compression mechanism section 3.
  • This load is supported by the oil film reaction force of the refrigerant machine oil filled in the gap between the crankshaft 4 and the bearing 40.
  • the following load is applied to the tip side 40b of the bearing 40. That is, because the center of the rotor 2b is displaced, the crankshaft 4 is swung by a centrifugal force. Therefore, a load (hereinafter referred to as a swinging load) is applied to the front end side 40b of the bearing 40 as a load caused by the swirling. Take it.
  • an oil groove 42 is provided in the inner peripheral portion of the bearing 40, and the oil groove 42 allows the refrigerating machine oil to pass through the gap between the crankshaft 4 and the bearing 40 from the proximal end side to the distal end side 40 b. Supply is possible. However, on the other hand, if no measures are taken, the oil film reaction force is reduced as described above. Therefore, in the first embodiment, the oil groove 42 is configured as shown in FIG. 4, so that even if both the gas load and the swinging load act on the bearing 40, the crankshaft 4 and the bearing The required amount of refrigerating machine oil to be supplied to the gap with 40 and the oil film reaction force required to support the crankshaft 4 are both achieved.
  • a specific configuration of the oil groove 42 will be described with reference to FIG.
  • FIG. 4 is a longitudinal sectional view of the bearing according to the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 5 is a longitudinal sectional view of a conventional bearing having oil grooves formed as a comparative example.
  • the oil groove 42 of the first embodiment extends from the base end side of the bearing 40 toward the front end side 40b, and branches into two in the middle thereof.
  • the flow passage cross-sectional area of each branched oil groove 42a is smaller than the flow passage cross-sectional area of the oil groove 42 before branching.
  • each flow-path cross-sectional area of each branched oil groove 42a is the oil groove before branching. What is necessary is just to form smaller than 42 flow-path cross-sectional areas.
  • the oil groove 42 is provided outside the region of the inner peripheral portion 41 of the bearing 40 where an oil film reaction force is generated against the gas load.
  • the oil groove 402 of the conventional bearing 400 has a uniform width and extends one spirally from the base end side of the bearing 40 toward the tip end side 40 b on the inner peripheral portion 401 of the bearing 400. It is the composition which is. Further, as described above, the flow passage cross-sectional area of the oil groove 402 is changed in the axial direction corresponding to the distribution state of the axial load applied to the bearing 400.
  • a swaying load acts in all directions on the distal end side 40b of the bearing 400, so that an increase in the oil film reaction force is further required as compared with the proximal end side of the bearing 400. It is done.
  • the oil groove 402 of the conventional bearing 400 cannot cope.
  • the oil groove 42 according to the first embodiment is configured so that the oil groove 42 against the gas load in the inner peripheral portion 41 of the bearing 40 is first applied to the “directional gas load”. Provide outside the force generation area. As a result, the necessary oil film reaction force is ensured in the axial direction, and the supply amount of the refrigerating machine oil is ensured.
  • “outside oil film reaction force generation region” is “outside oil film reaction force generation region for a directional gas load”.
  • “Outside oil film reaction force generation region for directional gas load” means ⁇ 90 ° on the discharge port side around the straight line connecting the bearing center and the discharge port center in the inner peripheral portion 41 of the bearing 40. It is an area.
  • the flow passage cross-sectional area of the oil groove 42 at each axial position with respect to the “directional gas load” is not particularly limited, but is supplied to the gap between the crankshaft 4 and the bearing 40. Needless to say, the flow passage cross-sectional area is set to ensure both the required amount of refrigerating machine oil and the oil film reaction force required to support the crankshaft 4.
  • the front end side 40 b of the oil groove 42 is branched into a plurality of parts, resulting from the unbranched oil groove 42.
  • the decrease in the oil film reaction force due to each of the branched oil grooves 42a is suppressed. That is, in order to increase the oil film reaction force, the flow channel cross-sectional area of the oil groove 42 may be reduced.
  • the front end side of the oil groove 42 is branched into a plurality of parts, and the flow passage cross-sectional area on the front end side of the oil groove 42 is reduced, thereby suppressing a decrease in the oil film reaction force.
  • the oil groove 42 is not simply reduced in the cross-sectional area of the flow path on the front end side, but is branched into a plurality to secure the flow path of the refrigerating machine oil, so that the supply amount of the refrigerating machine oil can be secured. It has become.
  • the “directional gas load” acting on the entire axial direction of the bearing 40 and the “non-directional swinging load” acting on the front end side 40b of the bearing 40 are described. Refrigeration oil can be supplied to both of these without impairing the oil film reaction force. For this reason, the operation of the crankshaft 4 is stabilized, the sliding loss due to the strong sliding between the crankshaft 4 and the bearing 40 is reduced, and high efficiency can be achieved. As a result, the power consumption is reduced. It becomes possible.
  • FIG. The second embodiment relates to a refrigeration cycle apparatus including the rotary compressor of the first embodiment.
  • FIG. 6 is a diagram showing a refrigerant circuit of the refrigeration cycle apparatus in Embodiment 2 of the present invention.
  • the refrigeration cycle apparatus 60 includes the rotary compressor 61 of the first embodiment, a condenser 62, an expansion valve 63 as a decompression device, and an evaporator 64.
  • the gas refrigerant discharged from the rotary compressor 61 flows into the condenser 62, exchanges heat with the air passing through the condenser 62, and flows out as high-pressure liquid refrigerant.
  • the high-pressure liquid refrigerant that has flowed out of the condenser 62 is decompressed by the expansion valve 63 to become a low-pressure gas-liquid two-phase refrigerant and flows into the evaporator 64.
  • the low-pressure gas-liquid two-phase refrigerant flowing into the evaporator 64 exchanges heat with the air passing through the evaporator 64 to become a low-pressure gas refrigerant, and is sucked
  • the refrigeration cycle apparatus 60 configured as described above includes the rotary compressor 61 of the first embodiment, so that power consumption can be reduced.
  • the refrigeration cycle apparatus can be applied to an air conditioner, a refrigerated freezer and the like.
  • 1 sealed container 1a reservoir, 2 motor section, 2a stator, 2b rotor, 3 compression mechanism section, 4 crankshaft, 4a eccentric shaft section, 4b oil hole, 4c oil supply hole, 5 suction pipe, 6 discharge pipe, 7 Intermediate partition plate, 8 Refueling pipe, 30A 1st compression mechanism part, 30B 2nd compression mechanism part, 31 cylinder, 32 rolling piston, 33 vane, 33a vane tip, 34 compression chamber, 35 vane groove, 36 low pressure part, 37 high pressure section, 38 suction port, 39 discharge port, 40 bearing, 40a proximal end side, 40b distal end side, 41 inner circumference, 42 oil groove, 42a oil groove, 50 bearing, 60 refrigeration cycle apparatus, 61 rotary compressor, 62 condenser, 63 expansion valve, 64 evaporator, 400 bearing, 401 inner circumference, 402 oil groove.

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Abstract

クランク軸（４）を回転自在に支持する軸受（４０）の内周部のうち、圧縮室における圧縮作用によって軸受にかかるガス負荷に対する冷凍機油の油膜反力の発生領域外に油溝（４２）が形成されている。油溝（４２）は、軸受（４０）の内周部の基端側から先端側に向かって延び、その途中で複数に分岐し、分岐した各油溝の流路断面積が分岐前の油溝の流路断面積よりも小さく構成されている。

Description

ロータリ圧縮機及び冷凍サイクル装置
　この発明は、ロータリ圧縮機及び冷凍サイクル装置に関し、特に、ロータリ圧縮機のクランク軸とその軸受との間隙への冷凍機油の供給に関する。
　従来のロータリ圧縮機では、固定子と回転子とからなる電動機部と、電動機部にクランク軸を介して連結され、クランク軸の回転によって冷媒を圧縮する圧縮機構部とを備え、これらが密閉容器の内部に配置されている。そして、電動機部によってクランク軸が回転し、クランク軸の回転により圧縮機構部が駆動することにより、吸入管から吸入された低圧冷媒ガスが圧縮機構部で圧縮されて高圧冷媒ガスとなり、吐出管から密閉容器外へと吐出される。
　圧縮機構部は、円筒状のシリンダと、クランク軸の偏心軸部に嵌合するローリングピストンと、シリンダの軸方向両端に設置され、クランク軸を回転自在に支持する軸受と、シリンダに設けられたベーン溝に摺動自在に配置されたベーン等を備えている。シリンダは、軸方向両端が軸受の基端側の端面で閉塞されることで内部に圧縮室を形成している。
　上記構成において、ローリングピストンがシリンダ内で偏心運動を行い、その結果、圧縮室内に吸入された冷媒がクランク軸の回転に伴って圧縮される。
　また、容器の底部には冷凍機油を貯留する貯留部が形成されており、貯留部に貯留された冷凍機油は、クランク軸の下端に設けた給油機構（図示せず）によりくみ上げられ、クランク軸内の油穴を上昇する。そして、油穴の冷凍機油は、油穴に連通して半径方向に延びる給油穴からクランク軸とその軸受との間隙に供給される。クランク軸は、軸受との間隙に供給された冷凍機油のくさび効果による冷凍機油の油膜反力によって軸受内に支持されている。つまり、軸受は、クランク軸の回転に伴う圧縮作用の反力として負荷を受けるため、この負荷をクランク軸と軸受との間隙に形成された油膜反力で支えている。
　この種のロータリ圧縮機では、油穴に連通する給油穴が、クランク軸において、軸受の基端側とシリンダとの接触部分近傍の高さ位置に設けられて、その位置に冷凍機油を供給している。そして、軸受の先端側にも冷凍機油を潤沢に供給するため、軸受の内周部に、基端側から先端側に向けて螺旋状に延びる油溝を設けている。
　油溝は、クランク軸と軸受との間隙に冷凍機油を供給する役割を持つ。しかし、油溝そのものは、クランク軸との間に空間を形成することになるため、冷凍機油のくさび効果を得難く、クランク軸を支えるための油膜反力の低下を招く。したがって、油溝は、通常、軸受の内周部のうち、軸受にかかる負荷に対する油膜反力が発生する領域外に設けられる。これにより、油膜反力の低下を招くのを避けつつ、クランク軸と軸受との潤滑を保つべく冷凍機油の供給を行っている。
　ここで、軸受にかかる負荷分布は、軸方向に一様ではない。このため、特許文献１では、クランク軸に軸受にかかる軸方向の負荷の分布状態に対応して油溝の流路断面積の大きさを変える構成としている。特許文献１では、この構成により、クランク軸を支えるために必要な軸方向の油膜反力の確保と、クランク軸と軸受と間隙に供給する冷凍機油の必要量の確保とを両立している。
実開平２－１１４７８１号公報
　従来手法である特許文献１では、軸受にかかる負荷として圧縮機構部における圧縮作用による負荷を想定している。しかしながら、軸受には、その他にクランク軸に固定された回転子の芯ズレによる遠心力での振り回り振動による負荷がかかる。特許文献１では振り回り負荷について考慮していないため、油膜反力が不足する可能性がある。
　この発明は、上記のような点を鑑みなされたもので、軸受にかかる負荷に対し、油膜反力を損なわず冷凍機油の供給が可能なロータリ圧縮機及び冷凍サイクル装置を提供することを目的とする。
　この発明に係るロータリ圧縮機は、電動機部と、電動機部にクランク軸を介して連結され、クランク軸の回転によって冷媒を圧縮する圧縮機構部とを備え、圧縮機構部は、冷媒を圧縮する圧縮室を形成する円筒状のシリンダと、シリンダの軸方向端面に基端側が接触するように配置され、クランク軸を回転自在に支持する軸受とを有し、クランク軸と軸部との間に冷凍機油が供給されるロータリ圧縮機であって、軸受の内周部のうち、圧縮室における圧縮作用によって軸受にかかるガス負荷に対する冷凍機油の油膜反力の発生領域外に油溝が形成されており、油溝は、基端側から先端側に向かって延び、その途中で複数に分岐し、分岐した各油溝の流路断面積が分岐前の油溝の流路断面積よりも小さく構成されているものである。
　この発明に係る冷凍サイクル装置は、ロータリ圧縮機を備えたものである。
　この発明によれば、軸受にかかる負荷に対し、油膜反力を損なわず冷凍機油の供給が可能なロータリ圧縮機及び冷凍サイクル装置を得ることができる。
この発明の実施の形態１におけるロータリ圧縮機を概略的に示す縦断面図である。 この発明の実施の形態１におけるロータリ圧縮機の圧縮機構部の模式的な平面図である。 この発明の実施の形態１におけるロータリ圧縮機の圧縮機構部周辺の概略的な縦断面図である。 従来のロータリ圧縮機の軸受の縦断面図である。 比較例として従来の油溝が形成された軸受の縦断面図である。 この発明の実施の形態２における冷凍サイクル装置の冷媒回路を示す図である。
実施の形態１．
　図１は、この発明の実施の形態１におけるロータリ圧縮機を概略的に示す縦断面図である。この実施の形態１におけるロータリ圧縮機は、二段式の密閉型ロータリ圧縮機を例に説明するが、これに限るものではなく、一段式、または三段式以上の密閉型ロータリ圧縮にも適用可能である。
　ロータリ圧縮機は、電動機部２と、電動機部２にクランク軸４を介して連結され、クランク軸４の回転によって冷媒を圧縮する圧縮機構部３とを備え、これらが密閉容器１の内部に配置されている。また、密閉容器１の側面には、ガスを吸入するための吸入管５が接続され、密閉容器１の上面には、圧縮したガスを吐出するための吐出管６が設けられている。
　電動機部２は、クランク軸４に取り付けられた固定子２ａと、回転子２ｂを回転駆動する回転子２ｂとを備えている。そして、固定子２ａへの通電が開始されることにより回転子２ｂが回転し、クランク軸４を介して圧縮機構部３に回転動力が伝達されるようになっている。
　圧縮機構部３は、第１圧縮機構部３０Ａと、第２圧縮機構部３０Ｂと、第１圧縮機構部３０Ａ及び第２圧縮機構部３０Ｂの軸方向両側に配置され、クランク軸４を回転自在に支持する上下の軸受４０、５０とを備えている。そして、第１圧縮機構部３０Ａと第２圧縮機構部３０Ｂとの間には中間仕切板７が配置されている。
　図２は、この発明の実施の形態１におけるロータリ圧縮機の圧縮機構部の模式的な平面図である。以下、圧縮機構部３の第１圧縮機構部３０Ａと第２圧縮機構部３０Ｂの構成について説明する。第１圧縮機構部３０Ａ及び第２圧縮機構部３０Ｂは基本的に同様の構成であるため、以下、第１圧縮機構部３０Ａを代表して説明する。図２の矢印については後述する。
　第１圧縮機構部３０Ａは、円筒状のシリンダ３１と、クランク軸４の偏心軸部４ａに回転可能に嵌合するローリングピストンと、シリンダ３１に設けられたベーン溝３５に摺動自在に配置されたベーン３３等を備えている。シリンダ３１は、平板で構成され、その略中心には、略円筒状の貫通孔が上下方向に貫通形成されている。この貫通孔は、軸受４０の基端側４０ａの端面と中間仕切板７とによって閉塞され、シリンダ３１内に圧縮室３４を形成する。
　また、シリンダ３１には、圧縮室３４に連通し、圧縮室３４の半径方向に延びるベーン溝３５が形成されている。そして、このベーン溝３５には、ベーン３３が進退自在に設けられ、ベーン先端部３３ａがシリンダ３１の内面と摺接することによって圧縮室３４内を低圧部３６と高圧部３７とに仕切っている。また、シリンダ３１には、低圧部３６に連通する吸入口３８が設けられている。
　このように構成された第１圧縮機構部３０Ａでは、電動機部２に電力供給すると、電動機部２によってクランク軸４が回転する。クランク軸４が回転することにより、圧縮室３４内で偏心軸部４ａが偏心回転運動する。
　偏心軸部４ａの偏心回転運動に伴い、ローリングピストン３２がシリンダ３１内を偏心回転運動する。これにより、吸入口３８を介して低圧部３６内に吸入された低圧のガス冷媒が、ローリングピストン３２の回転に伴い低圧部３６が高圧部３７に転じ、高圧部３７の容積が徐々に縮小されることで圧縮される。圧縮されたガス冷媒は、所定の圧力になると、軸受４０に設けた吐出口３９（後述の図３参照）から密閉容器１の内部空間に吐出される。
　なお、第２圧縮機構部３０Ｂは、第２圧縮機構部３０Ｂのシリンダ３１の略中心に形成された貫通孔を閉塞する部材が、中間仕切板７と軸受５０とである点が第１圧縮機構部３０Ａと異なり、その他の構成及び動作は第１圧縮機構部３０Ａと基本的に同様である。
　第１圧縮機構部３０Ａ及び第２圧縮機構部３０Ｂでは、クランク軸４が回転することで、冷媒ガスの吸入、圧縮が繰り返される。そして、第１圧縮機構部３０Ａ及び第２圧縮機構部３０Ｂのそれぞれで圧縮されて密閉容器１の内部空間に吐出された冷媒ガスは、吐出管６より密閉容器１外へと吐出される。
　次に、ロータリ圧縮機における冷凍機油の流れについて説明する。
　図３は、この発明の実施の形態１におけるロータリ圧縮機の圧縮機構部周辺の概略的な縦断面図である。図３において、矢印は冷凍機油の流れを示している。
　密閉容器１の下部には、圧縮機構部３を潤滑する冷凍機油が貯蔵される貯留部１ａが設けられており、クランク軸４の下端部に接続された給油パイプ８が貯留部１ａ内に浸かっている。クランク軸４は中空に構成されており、クランク軸４の下端から上方に延び、給油パイプ８に連通する油穴４ｂと、油穴４ｂに連通して半径方向に延びる給油穴４ｃとを有する。給油穴４ｃは、シリンダ３１の軸方向上端面に近接する高さ位置に設けられ、軸受４０の基端側４０ａとクランク軸４との間隙に冷凍機油を供給する。そして、貯留部１ａに貯蔵された冷凍機油は、クランク軸４の回転による遠心力により、給油パイプ８から油穴４ｂを通じて吸い上げられる。油穴４ｂに吸い上げられた冷凍機油は、給油穴４ｃからクランク軸４外へ排出され、軸受４０の基端側とクランク軸４との間隙に油膜を形成する。
　また、軸受４０の内周部には後述の図４に示すように、軸受４０の基端側４０ａから先端側４０ｂに向かって螺旋状に延びる油溝４２を設けている。このため、給油穴４ｃからクランク軸４外へ排出された冷凍機油は、油溝４２に流入して軸受４０の先端側４０ｂにも供給されるようになっている。
　ここで、軸受４０には、圧縮機構部３のクランク軸４の回転に伴う冷媒の圧縮作用による荷重として図２の矢印方向の負荷がかかる。この負荷を、クランク軸４と軸受４０との間隙に満たされた冷媒機油の油膜反力で支えている。また、軸受４０の先端側４０ｂには、冷媒の圧縮作用による負荷（以下、ガス負荷という）とは別に、以下の負荷がかかる。すなわち、回転子２ｂの芯ズレにより、クランク軸４に遠心力での振れ回りが生じるため、振れ回りによる荷重として軸受４０の先端側４０ｂに対してあらゆる方向に負荷（以下、振れ回り負荷）がかかる。
　この実施の形態１では、軸受４０の内周部に油溝４２を設けており、油溝４２によってクランク軸４と軸受４０との間隙に、基端側から先端側４０ｂに渡って冷凍機油の供給を可能としている。しかし、一方で、何ら対策を施さないと、上述したように油膜反力の低下を招く。このため、この実施の形態１では、油溝４２を、次の図４に示す構成とすることで、ガス負荷と振れ回り負荷との両者が軸受４０に作用しても、クランク軸４と軸受４０との間隙に供給する冷凍機油の必要量の確保と、クランク軸４を支えるために必要な油膜反力の確保との両立を図っている。以下、油溝４２の具体的な構成について図４を参照して説明する。
　図４は、この発明の実施の形態１における軸受の縦断面図である。図５は、比較例として従来の油溝が形成された軸受の縦断面図である。
　この実施の形態１の油溝４２は、図４に示すように、軸受４０の基端側から先端側４０ｂに向かって延び、その途中で二つに分岐する。そして、分岐した各油溝４２ａの各々の流路断面積が、分岐前の油溝４２の流路断面積より小さい構成となっている。なお、ここでは、油溝４２を二つに分岐した構成を示したが、二つ以上に分岐していてもよく、分岐した各油溝４２ａの各々の流路断面積が分岐前の油溝４２の流路断面積より小さく形成されていればよい。なお、油溝４２は、軸受４０の内周部４１のうち、ガス負荷に対する油膜反力が発生する領域外に設けられている。
　以下、油溝４２の作用を説明するのに先だって、従来の油溝の構成とその作用について説明する。
　従来の軸受４００の油溝４０２は、図５に示すように、幅が一様で、軸受４００の内周部４０１に軸受４０の基端側から先端側４０ｂに向かって螺旋状に一本延びている構成である。また、上述したように、油溝４０２の流路断面積を、軸受４００にかかる軸方向の負荷の分布状態に対応して軸方向に変えている。冷媒の圧縮作用によるガス負荷は、作用する方向が決まっているため、「方向性のあるガス負荷」に対しては、軸方向の負荷の分布状態を把握して流路断面積を設定することで、油膜反力の低減を抑えることが可能である。
　しかしながら、軸受４００の先端側４０ｂには、上述したようにガス負荷に加えて更に、あらゆる方向から振れ回り負荷が作用するため、軸受４００の基端側に比べて更に油膜反力の増大が求められる。しかし、従来の軸受４００の油溝４０２では、対応できていない。
　これに対し、この実施の形態１の油溝４２は、まず、「方向性のあるガス負荷」に対しては、油溝４２を、軸受４０の内周部４１のうち、ガス負荷に対する油膜反力の発生領域外に設ける。これにより、必要な油膜反力を軸方向に渡って確保すると共に、冷凍機油の供給量を確保しており、これらの両立を可能としている。ここで、「油膜反力の発生領域外」とは、「方向性のあるガス負荷に対する油膜反力の発生領域外」である。「方向性のあるガス負荷に対する油膜反力の発生領域外」とは、軸受４０の内周部４１のうち、軸受中心と吐出口中心とを結ぶ直線を中心とした吐出口側の±９０゜の領域である。なお、「方向性のあるガス負荷」に対しての軸方向の各位置における油溝４２の流路断面積については特に限定するものではないが、クランク軸４と軸受４０との間隙に供給する冷凍機油の必要量の確保と、クランク軸４を支えるために必要な油膜反力の確保との両立を図った流路断面積に設定されていることはいうまでもない。
　一方で、軸受４０の先端側４０ｂに作用する「方向性のない振れ回り負荷」に対しては、油溝４２の先端側４０ｂを複数に分岐することで、分岐されていない油溝４２に起因した油膜反力の低下に比べて、分岐された各油溝４２ａのそれぞれに起因した油膜反力の低下を抑えている。つまり、油膜反力の増大を図るには、油溝４２の流路断面積を縮小すればよい。このため、油溝４２の先端側を複数に分岐して、油溝４２の先端側の流路断面積を小さくすることで、油膜反力の低下を抑えている。また、油溝４２は、単に先端側の流路断面積が縮小されるのではなく、複数に分岐されて冷凍機油の流路を確保しているため、冷凍機油の供給量の確保も可能となっている。
　以上のように、この実施の形態１では、軸受４０の軸方向全体に作用する「方向性のあるガス負荷」と、軸受４０の先端側４０ｂに作用する「方向性のない振れ回り負荷」との両者に対し、油膜反力を損なわず冷凍機油の供給可能となる。このため、クランク軸４の動作が安定し、クランク軸４と軸受４０とが強く摺動することによる摺動損失が低減され、高効率化を図ることができ、結果として、消費電力の低減が可能となる。
実施の形態２．
　実施の形態２は、実施の形態１のロータリ圧縮機を備えた冷凍サイクル装置に関するものである。
　図６は、この発明の実施の形態２における冷凍サイクル装置の冷媒回路を示す図である。
　冷凍サイクル装置６０は、実施の形態１のロータリ圧縮機６１と、凝縮器６２と、減圧装置としての膨張弁６３と、蒸発器６４とを備えている。ロータリ圧縮機６１から吐出されたガス冷媒は凝縮器６２に流入し、凝縮器６２を通過する空気と熱交換して高圧液冷媒となって流出する。凝縮器６２を流出した高圧液冷媒は膨張弁６３で減圧されて低圧の気液二相冷媒となり、蒸発器６４に流入する。蒸発器６４に流入した低圧の気液二相冷媒は、蒸発器６４を通過する空気と熱交換して低圧ガス冷媒となり、再びロータリ圧縮機６１に吸入される。
　このように構成された冷凍サイクル装置６０は、実施の形態１のロータリ圧縮機６１を備えることで、消費電力の削減が可能である。
　なお、冷凍サイクル装置は、空気調和機、冷蔵冷凍庫等に適用することができる。
　１　密閉容器、１ａ　貯留部、２　電動機部、２ａ　固定子、２ｂ　回転子、３　圧縮機構部、４　クランク軸、４ａ　偏心軸部、４ｂ　油穴、４ｃ　給油穴、５　吸入管、６　吐出管、７　中間仕切板、８　給油パイプ、３０Ａ　第１圧縮機構部、３０Ｂ　第２圧縮機構部、３１　シリンダ、３２　ローリングピストン、３３　ベーン、３３ａ　ベーン先端部、３４　圧縮室、３５　ベーン溝、３６　低圧部、３７　高圧部、３８　吸入口、３９　吐出口、４０　軸受、４０ａ　基端側、４０ｂ　先端側、４１　内周部、４２　油溝、４２ａ　油溝、５０　軸受、６０　冷凍サイクル装置、６１　ロータリ圧縮機、６２　凝縮器、６３　膨張弁、６４　蒸発器、４００　軸受、４０１　内周部、４０２　油溝。

Claims (2)

  1. 　電動機部と、前記電動機部にクランク軸を介して連結され、前記クランク軸の回転によって冷媒を圧縮する圧縮機構部とを備え、前記圧縮機構部は、前記冷媒を圧縮する圧縮室を形成する円筒状のシリンダと、前記シリンダの軸方向端面に基端側が接触するように配置され、前記クランク軸を回転自在に支持する軸受とを有し、前記クランク軸と前記軸部との間に冷凍機油が供給されるロータリ圧縮機であって、
    　前記軸受の内周部のうち、前記圧縮室における圧縮作用によって前記軸受にかかるガス負荷に対する前記冷凍機油の油膜反力の発生領域外に油溝が形成されており、
    　前記油溝は、前記基端側から先端側に向かって延び、その途中で複数に分岐し、分岐した各油溝の流路断面積が分岐前の前記油溝の流路断面積よりも小さく構成されているロータリ圧縮機。
  2. 　請求項１記載のロータリ圧縮機を備えた冷凍サイクル装置。
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