WO2023101241A1 - 왕복동식 압축기 - Google Patents

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WO2023101241A1
WO2023101241A1 PCT/KR2022/017364 KR2022017364W WO2023101241A1 WO 2023101241 A1 WO2023101241 A1 WO 2023101241A1 KR 2022017364 W KR2022017364 W KR 2022017364W WO 2023101241 A1 WO2023101241 A1 WO 2023101241A1
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shaft
bearing
reciprocating compressor
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김상민
김진국
김영환
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엘지전자 주식회사
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    • F05B2210/00—Working fluid
    • F05B2210/10—Kind or type
    • F05B2210/14—Refrigerants with particular properties, e.g. HFC-134a

Definitions

  • the present specification relates to a reciprocating compressor, and more particularly, to a micro-sized reciprocating compressor with improved wear reliability.
  • a reciprocating compressor is a compressor in which a piston reciprocates in a straight line inside a cylinder to suck in, compress, and discharge refrigerant.
  • the reciprocating compressor can be divided into a connection type and a vibration type according to the driving method of the piston.
  • connection-type reciprocating compressor is a method in which a piston is connected to a crank pin provided on a crankshaft that is coupled to the rotor of a rotary motor and transmits rotational force by a connecting rod to compress refrigerant while reciprocating in a cylinder.
  • the piston is connected to the mover of the reciprocating motor and vibrates while reciprocating in the cylinder to compress the refrigerant.
  • Such a reciprocating compressor includes a hermetically sealed container in which a sealed space is formed, a transmission unit installed inside the hermetic container to generate rotational force, and a compression unit installed above the transmission unit to receive rotational force from the transmission unit and compress the refrigerant.
  • the compression unit includes a cylinder block having a cylinder forming a compression space and elastically supported by an airtight container, and a crank inserted into the cylinder block and supported in the radial and axial directions and coupled to the rotor of the transmission unit to transmit rotational force. It includes a shaft, a connecting rod rotatably coupled to the crankshaft to convert rotational motion into linear motion, and a piston rotatably coupled to the connecting rod to compress refrigerant while reciprocating linearly in a cylinder.
  • the reciprocating compressor of this configuration requires the supply of oil to lubricate or cool the compression unit and the transmission unit.
  • oil for lubricating and cooling the transmission part and the compression part is stored at the bottom of the airtight container, and the oil is sucked into the crankshaft and supplied to the inside of the piston and cylinder by centrifugal force when the crankshaft rotates. An oil flow path is formed.
  • a crankshaft 300 includes a shaft portion 310 coupled to a rotor, inserted into a cylinder block, and supported in a radial direction by the cylinder block, and a fan shape or eccentric shape at an upper end of the shaft portion 310.
  • An eccentric mass portion 320 formed eccentrically in a circular flange shape to form a plate-shaped extension, and a pin portion formed eccentrically with respect to the shaft portion 310 on the upper surface of the eccentric mass portion 320 and into which a connecting rod is rotatably inserted. (330).
  • the shaft portion 310 has an upper bearing surface and a lower bearing surface on an outer circumferential surface corresponding to the journal bearing surface of the cylinder block.
  • the shaft portion 310 forms an upper bearing and a lower bearing together with the cylinder block.
  • crankshaft 300 having this configuration, a plurality of oil passages are provided in the crankshaft 300 to supply oil to the transmission unit and the compression unit.
  • the plurality of oil passages provided in the crankshaft 300 include a first oil passage 311 formed inside the shaft portion 310 and formed on an outer surface of the shaft portion 310 and a first oil hole ( 312) through the spiral oil groove 313 connected to the first oil passage 311, the shaft portion 310, the eccentric mass portion 320, and the pin portion 330, and passing through the second oil hole 314.
  • a second oil passage 315 connected to the oil groove 313 may be included.
  • the oil groove 313 is designed in consideration of only the gas force that has a dominant effect on the crankshaft 300 during low-speed operation.
  • a first-stage oil groove 313 is formed to avoid the pressing part of the upper bearing and the pressing part of the lower bearing, or as shown in FIGS. 3 and 4, the upper bearing and the lower bearing Two-stage oil grooves 313A and 313B, the angle of which was changed once, were formed to avoid the pressing part of the bearing as much as possible.
  • the length of the crankshaft in particular, the length of the shaft must be shortened.
  • high-speed operation refers to a case in which the inertial force (F centripatel ) of the pin part of the crankshaft generated by rotation in the reciprocating compressor operates at a speed of 20% or more of the gas force (F gas ) of the piston-cylinder part.
  • a technical problem to be solved by the present specification is to provide a reciprocating compressor having a crankshaft capable of effectively securing a minimum oil film thickness of a journal bearing part even during low-speed operation as well as high-speed operation.
  • Another technical problem to be solved by the present specification is to provide a reciprocating compressor capable of reducing friction loss generated in a journal bearing part regardless of operating speed.
  • Another technical problem to be solved by the present specification is to provide a micro reciprocating compressor capable of securing wear reliability of bearings by reducing friction loss of journal bearings even during high-speed operation.
  • the crankshaft provided in the reciprocating compressor includes a shaft portion coupled to a rotor and inserted into a cylinder block, and formed eccentrically in a fan-shaped or eccentric circular flange shape at an upper end of the shaft portion to form a plate-shaped extension.
  • An eccentric mass portion and a pin portion that is formed eccentrically with respect to the shaft portion on an upper surface of the eccentric mass portion and rotates eccentrically about the shaft portion may be provided.
  • a spiral oil groove extending from a lower bearing to an upper bearing may be formed on an outer surface of the shaft portion of the crankshaft, and the spiral oil groove may be formed in one turn or less.
  • a first end of the spiral oil groove may be located in the lower bearing, and a second end of the spiral oil groove may be located in the upper bearing.
  • the spiral oil groove may be formed with 0.6 turns or more.
  • the spiral oil groove may be formed at a constant inclination angle from the first end to the second end.
  • the spiral oil groove may include a first portion located in a bearing area of the lower bearing and a second portion located in a bearing area of the upper bearing.
  • the first part and the second part may have the same length as each other.
  • the first end and the second end of the spiral oil groove may be spaced apart from each other at an interval of 360 degrees or less in a circumferential direction of the shaft unit.
  • the first end and the second end of the spiral oil groove may be spaced apart from each other by an interval of 216 degrees or more in a circumferential direction of the shaft unit.
  • the first end of the spiral oil groove may be located on the right outer surface of the shaft unit based on the center line in the width direction of the shaft unit .
  • the second end of the spiral oil groove may be located on a left outer surface of the shaft unit based on a central line in the width direction of the shaft unit.
  • the first end of the spiral oil groove may be positioned at an interval of 45 degrees or less in a circumferential direction of the shaft unit from a center line in the width direction of the shaft unit.
  • the shaft portion may include a small diameter portion positioned between the lower bearing and the upper bearing.
  • the spiral oil groove may also be formed in the small diameter portion.
  • the oil groove formed on the outer surface of the shaft portion of the crankshaft is located in an area that does not invade both the bearing area when the piston is located at the top dead center position and the bottom dead center position.
  • friction loss generated in the journal bearing part can be reduced regardless of the operating speed, and friction loss in the journal bearing part can be reduced even during high-speed operation, so that wear reliability of the bearing can be secured.
  • FIG. 1 is a view showing a crankshaft according to the prior art applied to a reciprocating compressor.
  • FIG. 2 is a diagram illustrating a design method of an oil groove formed on an outer surface of a pin portion of a crankshaft shown in FIG. 1;
  • FIG 3 is a view showing an example of a design method of a two-stage oil groove formed on the outer surface of a pin portion of a crankshaft according to the prior art.
  • FIG. 4 is a view showing another example of a design method of a two-stage oil groove formed on the outer surface of a pin portion of a crankshaft according to the prior art.
  • FIG. 5 is a view showing a bearing area secured when a piston is positioned at a top dead center position in a crankshaft of a micro reciprocating compressor having an oil groove formed according to the design method shown in FIG. 2 .
  • FIG. 6 is a graph showing the acting force acting on the bearing when the crankshaft of FIG. 5 operates at high speed.
  • FIG. 7 is a diagram showing a schematic configuration of a micro-miniature reciprocating compressor having a crankshaft according to an embodiment of the present specification.
  • FIG. 8 is a view showing a detailed configuration of a crankshaft according to an embodiment of the present specification.
  • FIG. 9 is a view showing a bearing area secured when a piston is positioned at a top dead center position in a crankshaft according to an embodiment of the present specification.
  • FIG. 10 is a graph showing a relationship between a position of a first end of an oil groove provided in a crankshaft according to an embodiment of the present specification and a minimum oil film thickness of a journal bearing.
  • 11 is a graph showing the acting force acting on the bearing when the crankshaft operates at a low speed according to an embodiment of the present specification.
  • FIG. 13 is a graph showing a difference in minimum oil film thickness of a journal bearing according to an operating speed of the crankshaft shown in FIG. 5 and the crankshaft according to an embodiment of the present specification.
  • FIG. 14 is a diagram illustrating a difference in friction loss between journal bearings according to operating speeds of the crankshaft shown in FIG. 5 and the crankshaft according to an embodiment of the present specification.
  • FIG. 7 is a diagram showing a schematic configuration of a micro-miniature reciprocating compressor having a crankshaft according to an embodiment of the present specification.
  • the micro reciprocating compressor includes a sealed container 10 having a sealed inner space, a transmission unit 100 installed inside the sealed container 10, and a transmission unit installed on the upper side of the transmission unit 100. It includes a compression unit 200 that receives the rotational force of 100 and compresses the refrigerant.
  • the transmission unit 100 and the compression unit 200 are fixed to the inner space of the airtight container 10 and supported by a cylinder block 20 having a cylinder 210 described below.
  • the electric motor 100 may be a constant speed motor or an inverter motor capable of forward and reverse rotation.
  • the transmission unit 100 includes a stator 110 supported by a support spring 141 fixed to the bottom surface of the cylinder block 20 and the airtight container 10 and installed elastically, and the stator 110 It includes a rotor 120 rotatably installed inside.
  • the compression unit 200 includes a crankshaft 290, and the crankshaft 290 is coupled to the rotor 120 and has a shaft portion 291 inserted into the cylinder block 20, and an upper end of the shaft portion 291.
  • An eccentric mass portion 293 formed eccentrically in a fan-shaped or eccentric circular flange shape to form a plate-shaped extension, and formed eccentrically with respect to the shaft portion 291 on the upper surface of the eccentric mass portion 293 to form the shaft portion 291 ) is provided with a pin portion 295 that rotates eccentrically around the center.
  • the compression unit 200 includes a cylinder 210 forming a predetermined compression space V1 and a piston 220 compressing the refrigerant while linearly reciprocating in the compression space V1 of the cylinder 210. And, one end thereof is rotatably coupled to the piston 220 and the other end thereof is rotatably coupled to the pin part 295 of the crankshaft 290, so that the rotational motion of the transmission unit 100 is rotatably coupled to the piston 220 ) connected to the connecting rod 230 that converts into linear motion, the front end of the cylinder 210 and the end surface corresponding to the head surface of the piston 220, a valve provided with a suction valve and a discharge valve An assembly 250, a suction muffler 260 coupled to the suction side of the valve assembly 250, a discharge cover 270 coupled to accommodate the discharge side of the valve assembly 250, and the discharge cover 270 ) and a discharge muffler 280 for attenuating the discharge noise of the refrigerant discharged.
  • the cylinder 210 is formed horizontally in a cylindrical shape and integrally formed with the cylinder block 20 or formed by assembling.
  • the cylinder 210 is formed with both ends open, the valve assembly 250 is fixed to one end of the opening, and the other end of the opening is sealed by the piston 220 to form a compression space ( V1) form.
  • the piston 220 is formed in a cylindrical shape with one end closed and is rotatably coupled to a piston connection part 233 formed at one end of the connecting rod 230 by a pin.
  • the connecting rod 230 is formed of a sintered alloy material.
  • the connecting rod 230 includes a pin connecting portion 231 rotatably coupled to the outer circumferential surface of the pin portion 295, a rod portion 232 extending from the pin connecting portion 231, and the rod portion 232. It is formed at the other end and includes a piston connecting portion 233 rotatably coupled to the piston 220 .
  • crankshaft according to an embodiment of the present specification will be described with reference to FIGS. 8 and 9 .
  • FIG. 8 is a view showing a detailed configuration of a crankshaft according to an embodiment of the present specification
  • FIG. 9 is a view showing a bearing area secured when a piston is located at top dead center in the crankshaft according to an embodiment of the present specification. .
  • the crankshaft 290 has a first oil passage 291A formed inside the shaft portion 291 and a first oil passage 291A formed on the outer surface of the shaft portion 291 through a first oil hole 291B.
  • the spiral oil groove 291C connected to the second oil groove 291C passes through the shaft portion 291, the eccentric mass portion 293, and the pin portion 295 and is connected to the oil groove 291C through the second oil hole 291D.
  • An oil flow path 291E may be included.
  • An oil feeder 143 is provided at the lower end of the shaft portion 291 to pump oil stored in the bottom of the airtight container 10 to the first oil passage 291A.
  • the oil pumped into the first oil passage 291A by the oil feeder 143 is transferred to the first oil passage 291A, the first oil hole 291B, It is supplied to the upper bearing (B1) and the lower bearing (B2) through the spiral oil groove (291C).
  • the oil pumped into the oil passage 299 by the oil feeder 143 may be supplied to other parts requiring lubrication.
  • the spiral oil groove 291C extends from the lower bearing B2 to the upper bearing B1, and in order not to invade the bearing area when the piston is located at top dead center and bottom dead center, 0.6 turns ( turn, and less than one turn.
  • the spiral oil groove 291C is formed with 0.6 turns or more, less than 1 turn, and formed in one stage.
  • the number of “turns” means the number of times that the spiral oil groove 291C winds the outer circumferential surface of the shaft, and when the number of turns exceeds 1, the spiral oil groove 291C passes the imaginary line on the shaft where the first end is formed. It means that the groove is extended to form the second end.
  • the first end of the spiral oil groove 291C is located in the lower bearing B2, and the second end of the spiral oil groove 291C is located in the upper bearing B1.
  • the first end of the spiral oil groove 291C is a portion where the spiral oil groove 291C and the first oil hole 291B are connected, and the second end of the spiral oil groove 291C is the spiral oil groove 291C. ) and the second oil hole 291D are connected.
  • the spiral oil groove 291C is formed at a constant inclination angle A1 from the first end to the second end.
  • the spiral oil groove 291C includes a first part 291C-1 located in the bearing area of the lower bearing B2 and a second part 291C-2 located in the bearing area of the upper bearing B1,
  • the length L2 of the first portion 291C-1 and the length L3 of the second portion 291C-2 may be equal to each other.
  • the length L2 of the first portion 291C-1 and the length L3 of the second portion 291C-2 may be different from each other.
  • the first end and the second end of the spiral oil groove 291C may be spaced apart from each other at an interval of 360 degrees or less in the circumferential direction of the shaft portion 291 .
  • first end and the second end of the spiral oil groove 219C may be spaced apart from each other by an interval of 216 degrees or more in the circumferential direction of the shaft portion 291 .
  • the first end of the spiral oil groove 291C is located at the center of the shaft portion 291 in the width direction ( C, hereinafter referred to as "width direction center line") may be located on the right outer surface of the shaft portion 291, and the second end of the spiral oil groove 291C is the width direction center line C of the shaft portion 291 It may be located on the left outer surface of the shaft portion 291 based on.
  • FIG. 10 is a graph showing a relationship between a position of a first end of an oil groove provided in a crankshaft according to an embodiment of the present specification and a minimum oil film thickness of a journal bearing.
  • the minimum oil film thickness of the journal bearing it can be formed to 1 ⁇ m or more.
  • the first end of the spiral oil groove 291C may be positioned at an interval A2 of 90 degrees or less in the circumferential direction of the shaft portion 291 from the center line C in the width direction of the shaft portion 291 .
  • the first end of the spiral oil groove 291C is spaced at an interval of 60 degrees or less, particularly, 45 degrees or less, from the widthwise center line C of the shaft part 291 in the circumferential direction of the shaft part. It is preferable to position it with .
  • the shaft portion 291 may include a small diameter portion 297 positioned between the lower bearing B2 and the upper bearing B1.
  • the spiral oil groove 291C may also be formed in the small diameter portion 297 area.
  • FIG. 11 is a graph showing the acting force acting on the bearing when the crankshaft operates at a low speed according to an embodiment of the present specification
  • FIG. 12 is a graph showing the acting force acting on the bearing when the crankshaft operates at a high speed according to an embodiment of the present specification. am.
  • the oil groove 291C avoids the pressing part of the bearing both during low-speed operation and high-speed operation.
  • High-speed operation refers to a case in which the inertial force (F centripatel ) of the pin part of the crankshaft generated by rotation in the reciprocating compressor operates at a speed of 20% or more of the gas force (F gas ) of the piston-cylinder part.
  • the first end of the oil groove 291C is formed at a position spaced apart by about 20 degrees from the center line C in the width direction of the shaft portion 291 in the circumferential direction of the shaft portion, and the second end is formed at a position away from the shaft portion 291 ) has been described as being formed at a position spaced apart by about 270 degrees in the circumferential direction of the shaft portion from the width direction centerline (C) of the ).
  • the positions of the first end and the second end of the oil groove 291C may be variously changed within a range satisfying the above-described contents.
  • FIG. 13 is a graph showing the difference between the minimum oil film thickness of a journal bearing according to the driving speed of the crankshaft shown in FIG. 5 and the crankshaft according to an embodiment of the present specification
  • FIG. 14 is a graph showing the difference between the crankshaft shown in FIG. It is a diagram showing a difference in friction loss of a journal bearing according to an operating speed of a crankshaft according to an embodiment of FIG.
  • the minimum oil film thickness of the journal bearing can be secured larger than in the prior art.
  • the minimum oil film thickness can be secured with a thickness of 1 ⁇ m or more even during high-speed operation.

Abstract

본 명세서의 일 실시 예에 따른 왕복동식 압축기에 구비된 크랭크축은, 회전자에 결합되고 실린더 블록에 삽입되는 축부와, 상기 축부의 상단에 부채꼴 또는 편심진 원형 플랜지형상으로 편심지게 형성되어 판형 연장부를 이루는 편심 질량부와, 상기 편심 질량부의 상면에서 상기 축부에 대해 편심지게 형성되어 상기 축부를 중심으로 편심 회전하는 핀부를 구비한다. 그리고 크랭크축의 축부의 외면에는 하부 베어링으로부터 상부 베어링까지 연장되는 나선형 오일 그루브가 형성되며, 나선형 오일 그루브는, 0.6턴(turn) 이상으로 형성되고, 1턴(turn) 이하로 형성된다. 따라서, 크랭크축의 축부의 외면에 형성되는 오일 그루브가 피스톤이 상사점에 위치하는 경우와 하사점에 위치하는 경우의 베어링 면적을 모두 침범하지 않는 영역에 위치하고 있으므로, 저속 운전 시는 물론 고속 운전 시에도 저널 베어링부의 최소 유막 두께를 효과적으로 확보할 수 있고, 운전 속도에 관계 없이 저널 베어링부에서 발생하는 마찰 손실을 줄일 수 있으며, 고속 운전 시에도 저널 베어링부의 마찰 손실을 감소시킬 수 있어 베어링의 마모 신뢰성을 확보할 수 있다.

Description

왕복동식 압축기
본 명세서는 왕복동식 압축기에 관한 것으로서, 보다 상세하게는 마모 신뢰성을 향상시킨 초소형의 왕복동식 압축기에 관한 것이다.
왕복동식 압축기는 피스톤이 실린더의 내부에서 직선으로 왕복운동을 하면서 냉매를 흡입 압축하여 토출하는 방식의 압축기이다.
왕복동식 압축기는 피스톤의 구동 방식에 따라 연결형과 진동형으로 구분할 수 있다.
연결형 왕복동식 압축기는 회전 모터의 회전자에 결합되어 회전력을 전달하는 크랭크축에 구비된 크랭크 핀에 피스톤이 커넥팅 로드로 연결되어 실린더에서 왕복 운동을 하면서 냉매를 압축하는 방식이며, 진동형 왕복동식 압축기는 피스톤이 왕복동 모터의 가동자에 연결되어 진동하면서 실린더에서 왕복운동을 하여 냉매를 압축하는 방식이다.
이러한 왕복동식 압축기는, 밀폐된 공간이 형성된 밀폐용기와, 밀폐용기의 내부에 설치되어 회전력을 발생시키는 전동부와, 전동부의 상측에 설치되어 전동부의 회전력을 전달받아 냉매를 압축하는 압축부를 포함한다.
그리고 압축부는, 압축공간을 형성하는 실린더를 구비하며 밀폐 용기에 탄력 지지되는 실린더 블록과, 실린더 블록에 삽입되어 반경방향과 축방향으로 지지되고 상기 전동부의 회전자에 결합되어 회전력을 전달하는 크랭크축과, 크랭크축에 회전 가능하게 결합되어 회전운동을 직선운동으로 전환하는 커넥팅 로드와, 커넥팅 로드에 회전 가능하게 결합되어 실린더에서 직선으로 왕복운동을 하면서 냉매를 압축하는 피스톤을 포함한다.
이러한 구성의 왕복동식 압축기는 상기 압축부와 상기 전동부의 윤활 또는 냉각을 위해 오일의 공급을 필요로 한다.
따라서, 밀폐용기의 저부(低部)에는 전동부와 압축부의 윤활 및 냉각을 위한 오일이 저장되고, 크랭크축에는 상기 오일을 흡입하여 상기 크랭크축의 회전시 원심력에 의해 피스톤 및 실린더 내부로 공급하기 위한 오일 유로가 형성된다.
도 1을 참조하면, 크랭크축(300)은, 회전자에 결합되고 실린더 블록에 삽입되어 상기 실린더 블록에 반경방향으로 지지되는 축부(310)와, 상기 축부(310)의 상단에 부채꼴 또는 편심진 원형 플랜지형상으로 편심지게 형성되어 판형 연장부를 이루는 편심 질량부(320)와, 상기 편심 질량부(320)의 상면에서 상기 축부(310)에 대해 편심지게 형성되고 커넥팅 로드가 회전 가능하게 삽입되는 핀부(330)를 포함한다.
그리고 축부(310)는 실린더 블록의 저널 베어링면에 대응하는 외주면에 상부 베어링면과 하부 베어링면을 구비한다.
따라서, 축부(310)는 실린더 블록과 함께 상부 베어링 및 하부 베어링을 형성한다.
이러한 구성의 크랭크축(300)에 있어서, 오일을 전동부와 압축부에 공급하기 위해, 크랭크축(300)에는 복수 개의 오일 유로가 구비된다.
예를 들면, 크랭크축(300)에 구비되는 복수 개의 오일 유로는, 축부(310)의 내부에 형성되는 제1 오일 유로(311)와, 축부(310)의 외면에 형성되며 제1 오일 홀(312)을 통해 제1 오일 유로(311)와 연결되는 나선형의 오일 그루브(313)와, 축부(310)와 편심 질량부(320) 및 핀부(330)를 관통하며 제2 오일 홀(314)을 통해 오일 그루브(313)와 연결되는 제2 오일 유로(315)를 포함할 수 있다.
여기에서, 오일 그루브(313)는 저속 운전 시에 크랭크축(300)에 지배적인 영향을 미치는 가스력만을 고려하여 설계된다.
따라서, 종래에는 도 2에 도시한 바와 같이 상부 베어링의 가압부와 하부 베어링의 가압부를 회피하도록 1단의 오일 그루브(313)를 형성하거나, 도 3 및 도 4에 도시한 바와 같이 상부 베어링과 하부 베어링의 가압부를 최대한 회피하도록 각도를 한 번 변경한 2단의 오일 그루브(313A, 313B)를 형성하였다.
그런데, 왕복동식 압축기를 소형화하기 위해서는 크랭크축의 길이, 특히 축부의 길이가 짧아져야 한다.
하지만, 축부의 길이를 감소시키더라도 베어링 면적은 확보해야 하기 때문에, 축부의 길이를 감소시키는 경우에는 하부 베어링으로부터 축부의 단부까지의 길이(L1)가 종래에 비해 짧아지게 된다.
따라서, 기존의 중형 및 소형 왕복동식 압축기의 크랭크축에 적용되던 오일 그루브(313)를 초소형 압축기에 적용하게 되면, 도 5에 도시한 바와 같이, 필연적으로 오일 그루브(313)가 베어링 면적을 과도하게 침범하게 된다.
그리고 보다 넓은 냉력 범위에서 운전시키기 위해서는 압축기의 운전 속도를 높일 필요가 있다.
여기에서, "고속 운전"은 왕복동 압축기에서 회전에 의해 발생하는 크랭크축의 핀부의 관성력(Fcentripatel)이 피스톤-실린더부의 가스력(Fgas)의 20% 수준 이상의 속도로 운전하는 경우를 말한다.
그런데, 왕복동식 압축기가 고속 운전되는 경우, 압축 냉매에 의한 가스력은 일정하지만, 커넥팅 로드와 피스톤을 회전시키기 위해 발생하는 핀부(320)의 관성력은 증가하게 된다.
이는 축부(310)에 발생하는 하중의 경향을 역전시키며, 관성력에 의한 하중은 기존에 설계된 오일 그루브(313) 영역을 침범하며 베어링 신뢰성을 저하시킨다.
즉 도 6에 도시한 바와 같이, 고속 운전 시에는 관성력에 의한 하중이 기존에 설계된 오일 그루브 영역을 침범하여 베어링 신뢰성이 저하되는 문제점이 있다.
본 명세서가 해결하고자 하는 기술적 과제는, 저속 운전 시는 물론 고속 운전 시에도 저널 베어링부의 최소 유막 두께를 효과적으로 확보할 수 있는 크랭크축을 구비한 왕복동식 압축기를 제공하는 것이다.
본 명세서가 해결하고자 하는 다른 기술적 과제는, 운전 속도에 관계 없이 저널 베어링부에서 발생하는 마찰 손실을 줄일 수 있는 왕복동식 압축기를 제공하는 것이다.
본 명세서가 해결하고자 하는 또 다른 기술적 과제는 고속 운전 시에도 저널 베어링부의 마찰 손실을 감소시킬 수 있어 베어링의 마모 신뢰성을 확보할 수 있는 초소형 왕복동식 압축기를 제공하는 것이다.
본 명세서에서 이루고자 하는 기술적 과제들은 이상에서 언급한 기술적 과제들로 제한되지 않으며, 언급하지 않은 또 다른 기술적 과제들은 아래의 기재로부터 본 명세서가 속하는 기술분야에서 통상의 지식을 가진 자에게 명확하게 이해될 수 있을 것이다.
본 명세서의 일 양상에 따른 왕복동식 압축기에 구비된 크랭크축은, 회전자에 결합되고 실린더 블록에 삽입되는 축부와, 상기 축부의 상단에 부채꼴 또는 편심진 원형 플랜지형상으로 편심지게 형성되어 판형 연장부를 이루는 편심 질량부와, 상기 편심 질량부의 상면에서 상기 축부에 대해 편심지게 형성되어 상기 축부를 중심으로 편심 회전하는 핀부를 구비할 수 있다.
그리고 크랭크축의 축부의 외면에는 하부 베어링으로부터 상부 베어링까지 연장되는 나선형 오일 그루브가 형성될 수 있으며, 나선형 오일 그루브는 1턴(turn) 이하로 형성될 수 있다.
상기 나선형 오일 그루브의 제1 단부는 상기 하부 베어링에 위치할 수 있고, 상기 나선형 오일 그루브의 제2 단부는 상기 상부 베어링에 위치할 수 있다.
상기 나선형 오일 그루브는 0.6턴(turn) 이상으로 형성될 수 있다.
상기 나선형 오일 그루브는 상기 제1 단부로부터 상기 제2 단부까지 일정한 경사 각도로 형성될 수 있다.
상기 나선형 오일 그루브는 상기 하부 베어링의 베어링 영역에 위치하는 제1 부분과 상기 상부 베어링의 베어링 영역에 위치하는 제2 부분을 포함할 수 있다.
상기 제1 부분과 상기 제2 부분은 서로 동일한 길이를 가질 수 있다.
상기 나선형 오일 그루브의 상기 제1 단부와 상기 제2 단부는 상기 축부의 원주 방향으로 360도 이하의 간격을 두고 이격할 수 있다.
상기 나선형 오일 그루브의 상기 제1 단부와 상기 제2 단부는 상기 축부의 원주 방향으로 216도 이상의 간격을 두고 이격할 수 있다.
압축기의 피스톤이 상사점에 위치한 상태에서 상기 피스톤 측에서 상기 축부를 바라볼 때, 상기 나선형 오일 그루브의 상기 제1 단부는 상기 축부의 폭방향 중심선을 기준으로 상기 축부의 우측 외면에 위치할 수 있다.
상기 나선형 오일 그루브의 상기 제2 단부는 상기 축부의 폭방향 중심선을 기준으로 상기 축부의 좌측 외면에 위치할 수 있다.
상기 나선형 오일 그루브의 상기 제1 단부는 상기 축부의 폭방향 중심선으로부터 상기 축부의 원주방향으로 45도 이하의 간격을 두고 위치할 수 있다.
상기 축부는 상기 하부 베어링과 상기 상부 베어링 사이에 위치하는 소경부를 포함할 수 있다.
상기 나선형 오일 그루브는 상기 소경부에도 형성될 수 있다.
본 명세서의 왕복동식 압축기에 따르면, 크랭크축의 축부의 외면에 형성되는 오일 그루브가 피스톤이 상사점에 위치하는 경우와 하사점에 위치하는 경우의 베어링 면적을 모두 침범하지 않는 영역에 위치하고 있다.
따라서, 저속 운전 시는 물론 고속 운전 시에도 저널 베어링부의 최소 유막 두께를 효과적으로 확보할 수 있다.
또한, 운전 속도에 관계 없이 저널 베어링부에서 발생하는 마찰 손실을 줄일 수 있으며, 고속 운전 시에도 저널 베어링부의 마찰 손실을 감소시킬 수 있어 베어링의 마모 신뢰성을 확보할 수 있다.
본 명세서에서 얻을 수 있는 효과는 이상에서 언급한 효과로 제한되지 않으며, 언급하지 않은 또 다른 효과들은 아래의 기재로부터 본 명세서가 속하는 기술분야에서 통상의 지식을 가진 자에게 명확하게 이해될 수 있을 것이다.
본 명세서에 관한 이해를 돕기 위해 상세한 설명의 일부로 포함되는, 첨부 도면은 본 명세서에 대한 실시 예를 제공하고, 상세한 설명과 함께 본 명세서의 기술적 특징을 설명한다.
도 1은 왕복동식 압축기에 적용된 종래 기술에 따른 크랭크축을 나타내는 도면이다.
도 2는 도 1에 도시한 크랭크축의 핀부의 외면에 형성된 오일 그루브의 설계 방법을 나타내는 도면이다.
도 3은 종래 기술에 따른 크랭크축의 핀부의 외면에 형성된 2단 오일 그루브의 설계 방법의 한 예를 나타내는 도면이다.
도 4는 종래 기술에 따른 크랭크축의 핀부의 외면에 형성된 2단 오일 그루브의 설계 방법의 다른 예를 나타내는 도면이다.
도 5는 도 2에 도시한 설계 방법에 따라 형성한 오일 그루브를 구비한 초소형 왕복동식 압축기의 크랭크축에 있어서, 피스톤이 상사점에 위치할 때 확보되는 베어링 면적을 나타내는 도면이다.
도 6은 도 5의 크랭크축이 고속 운전할 때 베어링에 작용하는 작용력을 나타내는 그래프이다.
도 7은 본 명세서의 실시 예에 따른 크랭크축을 구비한 초소형 왕복동식 압축기의 개략적인 구성을 나타내는 도면이다.
도 8은 본 명세서의 실시 예에 따른 크랭크축의 세부 구성을 나타내는 도면이다.
도 9는 본 명세서의 실시 예에 따른 크랭크축에 있어서, 피스톤이 상사점에 위치할 때 확보되는 베어링 면적을 나타내는 도면이다.
도 10은 본 명세서의 실시 예에 따른 크랭크축에 구비된 오일 그루브의 제1 단부의 위치와 저널 베어링의 최소 유막 두께 간의 관계를 나타내는 그래프이다.
도 11은 본 명세서의 실시 예에 따른 크랭크축이 저속 운전할 때 베어링에 작용하는 작용력을 나타내는 그래프이다.
도 12는 본 명세서의 실시 예에 따른 크랭크축이 고속 운전할 때 베어링에 작용하는 작용력을 나타내는 그래프이다.
도 13은 도 5에 도시한 크랭크축과 본 명세서의 실시 예에 따른 크랭크축의 운전 속도에 따른 저널 베어링의 최소 유막 두께의 차이를 나타내는 그래프이다.
도 14는 도 5에 도시한 크랭크축과 본 명세서의 실시 예에 따른 크랭크축의 운전 속도에 따른 저널 베어링의 마찰 손실의 차이를 나타내는 도면이다.
이하, 첨부된 도면을 참조하여 본 명세서에 개시된 실시 예를 상세히 설명하되, 도면 부호에 관계없이 동일하거나 유사한 구성요소는 동일한 참조 번호를 부여하고 이에 대한 중복되는 설명은 생략하기로 한다.
이하의 설명에서 사용되는 구성요소에 대한 접미사 "어셈블리" 및 "부"는 명세서 작성의 용이함만이 고려되어 부여되거나 혼용되는 것으로서, 그 자체로 서로 구별되는 의미 또는 역할을 갖는 것은 아니다.
또한, 본 명세서에 개시된 실시 예를 설명함에 있어서 관련된 공지 기술에 대한 구체적인 설명이 본 명세서에 개시된 실시 예의 요지를 흐릴 수 있다고 판단되는 경우 그 상세한 설명을 생략한다.
또한, 첨부된 도면은 본 명세서에 개시된 실시 예를 쉽게 이해할 수 있도록 하기 위한 것일 뿐, 첨부된 도면에 의해 본 명세서에 개시된 기술적 사상이 제한되지 않으며, 본 명세서의 사상 및 기술 범위에 포함되는 모든 변경, 균등물 내지 대체물을 포함하는 것으로 이해되어야 한다.
제1, 제2 등과 같이 서수를 포함하는 용어는 다양한 구성요소들을 설명하는데 사용될 수 있지만, 상기 구성요소들은 상기 용어들에 의해 한정되지는 않는다. 상기 용어들은 하나의 구성요소를 다른 구성요소로부터 구별하는 목적으로만 사용된다.
어떤 구성요소가 다른 구성요소에 "결합되어" 있다거나 "조립되어" 있다고 언급된 때에는, 그 다른 구성요소에 직접적으로 결합되어 있거나 또는 조립되어 있을 수도 있지만, 중간에 다른 구성요소가 존재할 수도 있다고 이해되어야 할 것이다.
반면에, 어떤 구성요소가 다른 구성요소에 "직접 결합되어" 있다거나 "직접 조립되어" 있다고 언급된 때에는, 중간에 다른 구성요소가 존재하지 않는 것으로 이해되어야 할 것이다.
단수의 표현은 문맥상 명백하게 다르게 뜻하지 않는 한, 복수의 표현을 포함한다.
본 출원에서, "포함한다" 또는 "가지다" 등의 용어는 명세서상에 기재된 특징, 숫자, 단계, 동작, 구성요소, 부품 또는 이들을 조합한 것이 존재함을 지정하려는 것이지, 하나 또는 그 이상의 다른 특징들이나 숫자, 단계, 동작, 구성요소, 부품 또는 이들을 조합한 것들의 존재 또는 부가 가능성을 미리 배제하지 않는 것으로 이해되어야 한다.
이하, 첨부된 도면을 참조하여 본 명세서에 따른 바람직한 실시 예를 상세히 설명하되, 도면 부호에 관계없이 동일하거나 유사한 구성 요소는 동일한 참조 번호를 부여하고 이에 대한 중복되는 설명은 생략하기로 한다.
도 7은 본 명세서의 실시 예에 따른 크랭크축을 구비한 초소형 왕복동식 압축기의 개략적인 구성을 나타내는 도면이다.
초소형 왕복동식 압축기는 밀폐된 내부공간이 형성된 밀폐용기(10)와, 상기 밀폐용기(10)의 내부에 설치되는 전동부(100)와, 상기 전동부(100)의 상측에 설치되어 그 전동부(100)의 회전력을 전달받아 냉매를 압축하는 압축부(200)를 포함한다.
여기서, 상기 전동부(100)와 상기 압축부(200)는 상기 밀폐용기(10)의 내부공간에 고정되며 후술하는 실린더(210)가 형성된 실린더 블록(20)에 의해 지지된다.
상기 전동부(100)는, 정회전과 역회전이 가능한 정속 모터이나 인버터 모터가 적용될 수도 있다.
그리고 상기 전동부(100)는, 상기 실린더 블록(20)과 상기 밀폐용기(10)의 저면에 고정되는 지지스프링(141)에 의해 지지되어 탄력 설치되는 고정자(110)와, 상기 고정자(110)의 안쪽에 회전 가능하게 설치되는 회전자(120)를 포함한다.
압축부(200)는 크랭크축(290)을 포함하며, 크랭크축(290)은 회전자(120)에 결합되고 실린더 블록(20)에 삽입되는 축부(291)와, 상기 축부(291)의 상단에 부채꼴 또는 편심진 원형 플랜지형상으로 편심지게 형성되어 판형 연장부를 이루는 편심 질량부(293)와, 상기 편심 질량부(293)의 상면에서 상기 축부(291)에 대해 편심지게 형성되어 상기 축부(291)를 중심으로 편심 회전하는 핀부(295)를 구비한다.
상기 압축부(200)는, 소정의 압축공간(V1)을 형성하는 실린더(210)와, 상기 실린더(210)의 압축공간(V1) 내부에서 직선 왕복운동을 하면서 냉매를 압축하는 피스톤(220)과, 상기 피스톤(220)에 그 일단이 회전 가능하게 결합되고 그 타단은 상기 크랭크축(290)의 핀부(295)에 회전 가능하게 결합되어 상기 전동부(100)의 회전운동을 상기 피스톤(220)의 직선운동으로 변환하는 커넥팅 로드(230)와, 상기 실린더(210)의 선단, 상기 피스톤(220)의 헤드(head)면과 대응되는 끝단면에 결합되어 흡입밸브와 토출밸브가 구비되는 밸브 조립체(250)와, 상기 밸브 조립체(250)의 흡입측에 결합되는 흡입 머플러(260)와, 상기 밸브 조립체(250)의 토출측을 수용하도록 결합되는 토출 커버(270)와, 상기 토출 커버(270)에 연통되어 토출되는 냉매의 토출 소음을 감쇄시키는 토출 머플러(280)를 포함한다.
상기 실린더(210)는 원통 모양으로 수평으로 형성되어 상기 실린더 블록(20)에 일체로 형성되거나 또는 조립하여 형성된다.
여기서, 상기 실린더(210)는 양 단이 개방된 상태로 형성되며, 상기 밸브 조립체(250)가 일 단의 개구에 고정되고, 타 단의 개구는 상기 피스톤(220)에 의해 밀폐되어 압축공간(V1)을 형성한다.
상기 피스톤(220)은 그 일단이 막힌 원통모양으로 형성되어 상기 커넥팅 로드(230)의 일 단에 형성된 피스톤 연결부(233)에 회전 가능하게 핀 결합된다.
상기 커넥팅 로드(230)는 소결 합금 재질로 형성된다. 그리고 상기 커넥팅 로드(230)는 핀부(295)의 외주면에 회전 가능하게 결합되는 핀 연결부(231)와, 그 핀 연결부(231)에서 연장되는 로드부(232)와, 상기 로드부(232)의 타단에 형성되어 상기 피스톤(220)에 회동 가능하게 결합되는 피스톤 연결부(233)를 포함한다.
이하, 도 8 및 도 9를 참조하여 본 명세서의 실시 예에 따른 크랭크축에 대해 설명한다.
도 8은 본 명세서의 실시 예에 따른 크랭크축의 세부 구성을 나타내는 도면이고, 도 9는 본 명세서의 실시 예에 따른 크랭크축에 있어서, 피스톤이 상사점에 위치할 때 확보되는 베어링 면적을 나타내는 도면이다.
크랭크축(290)은, 축부(291)의 내부에 형성되는 제1 오일 유로(291A)와, 축부(291)의 외면에 형성되며 제1 오일 홀(291B)을 통해 제1 오일 유로(291A)와 연결되는 나선형의 오일 그루브(291C)와, 축부(291)와 편심 질량부(293) 및 핀부(295)를 관통하며 제2 오일 홀(291D)을 통해 오일 그루브(291C)와 연결되는 제2 오일 유로(291E)를 포함할 수 있다.
그리고 상기 축부(291)의 하단에는 상기 밀폐용기(10)의 저부에 저장된 오일을 상기 제1 오일유로(291A)로 퍼올리는 오일 피더(143)가 구비된다.
따라서, 상기 오일 피더(143)에 의해 상기 제1 오일 유로(291A)로 퍼올려진 오일은, 상기 축부(291)의 회전에 의해 제1 오일 유로(291A), 제1 오일 홀(291B), 나선형 오일 그루브(291C)을 통해 상부 베어링(B1)과 하부 베어링(B2)에 공급된다.
구체적으로 설명하지는 않았지만, 오일 피더(143)에 의해 오일 유로(299)로 퍼올려진 오일은 윤활이 필요한 기타의 다른 부분에도 공급될 수 있다.
나선형 오일 그루브(291C)는, 하부 베어링(B2)으로부터 상부 베어링(B1)까지 연장되며, 피스톤이 상사점에 위치할 때와 하사점에 위치할 때 베어링 면적을 침범하지 않도록 하기 위해, 0.6턴(turn) 이상으로 형성되고, 1턴(turn) 이하로 형성된다.
바람직하게, 나선형 오일 그루브(291C)는 0.6턴 이상으로 형성되고, 1턴 미만으로 형성되며, 1단으로 형성된다.
여기에서, "턴(turn)"수는 나선형 오일 그루브(291C)가 축부의 외주면을 감은 횟수를 의미하며, 턴수가 1을 초과하는 경우에는 제1 단부가 형성된 축부 상의 가상선을 지나서까지 나선형 오일 그루브가 연장되어 제2 단부가 형성된 것을 의미한다.
이에 대해 구체적으로 설명하면, 나선형 오일 그루브(291C)의 제1 단부는 하부 베어링(B2)에 위치하고, 나선형 오일 그루브(291C)의 제2 단부는 상부 베어링(B1)에 위치한다.
여기에서, 나선형 오일 그루브(291C)의 제1 단부는 나선형 오일 그루브(291C)와 제1 오일 홀(291B)이 연결되는 부분이고, 나선형 오일 그루브(291C)의 제2 단부는 나선형 오일 그루브(291C)와 제2 오일 홀(291D)이 연결되는 부분이다.
그리고 나선형 오일 그루브(291C)는 제1 단부로부터 제2 단부까지 일정한 경사 각도(A1)로 형성된다.
나선형 오일 그루브(291C)는 하부 베어링(B2)의 베어링 영역에 위치하는 제1 부분(291C-1)과 상부 베어링(B1)의 베어링 영역에 위치하는 제2 부분(291C-2)을 포함하며, 제1 부분(291C-1)의 길이(L2)와 제2 부분(291C-2)의 길이(L3)는 서로 동일할 있다.
하지만, 제1 부분(291C-1)의 길이(L2)와 제2 부분(291C-2)의 길이(L3)는 서로 다를 수도 있다.
나선형 오일 그루브(291C)의 제1 단부와 제2 단부는 축부(291)의 원주 방향으로 360도 이하의 간격을 두고 이격할 수 있다.
그리고 나선형 오일 그루브(219C)의 제1 단부와 제2 단부는 축부(291)의 원주 방향으로 216도 이상의 간격을 두고 이격할 수 있다.
나선형 오일 그루브(291C)의 제1 단부와 제2 단부의 위치를 상기 각도로 제한하는 것은 피스톤이 상사점에 위치할 때와 하사점에 위치할 때 베어링 면적을 침범하지 않도록 나선형 오일 그루브(291C)를 형성하기 위함이다.
피스톤(220)이 상사점에 위치한 상태에서 피스톤(220) 측에서 축부(291)를 바라볼 때, 나선형 오일 그루브(291C)의 제1 단부는 축부(291)의 폭방향의 중심에 위치하는 (C, 이하, "폭방향 중심선"이라 함)을 기준으로 축부(291)의 우측 외면에 위치할 수 있고, 나선형 오일 그루브(291C)의 제2 단부는 축부(291)의 폭방향 중심선(C)을 기준으로 축부(291)의 좌측 외면에 위치할 수 있다.
도 10은 본 명세서의 실시 예에 따른 크랭크축에 구비된 오일 그루브의 제1 단부의 위치와 저널 베어링의 최소 유막 두께 간의 관계를 나타내는 그래프이다.
도 10을 참조하면, 나선형 오일 그루브(291C)의 제1 단부가 축부(291)의 폭방향 중심선(C)으로부터 축부의 원주방향으로 90도만큼 이격하여 위치하는 경우에는 저널 베어링의 최소 유막 두께를 1㎛ 이상으로 형성할 수 있음을 알 수 있다.
따라서, 나선형 오일 그루브(291C)의 제1 단부를 축부(291)의 폭방향 중심선(C)으로부터 축부의 원주방향으로 90도 이하의 간격(A2)을 두고 위치시킬 수 있다.
그런데, 최소 유막 두께는 두꺼울수록 좋으므로, 나선형 오일 그루브(291C)의 제1 단부를 축부(291)의 폭방향 중심선(C)으로부터 축부의 원주방향으로 60도 이하, 특히, 45도 이하의 간격을 두고 위치시키는 것이 바람직하다.
축부(291)는 하부 베어링(B2)과 상부 베어링(B1) 사이에 위치하는 소경부(297)를 포함할 수 있다.
상기 소경부(297)는 베어링 면적에 포함되지 않지만, 나선형 오일 그루브(291C)는 소경부(297) 영역에도 형성될 수 있다.
도 11은 본 명세서의 실시 예에 따른 크랭크축이 저속 운전할 때 베어링에 작용하는 작용력을 나타내는 그래프이고, 도 12는 본 명세서의 실시 예에 따른 크랭크축이 고속 운전할 때 베어링에 작용하는 작용력을 나타내는 그래프이다.
도 11 및 도 12를 참조하면, 오일 그루브(291C)는 저속 운전 시와 고속 운전 시에 모두 베어링의 가압부를 회피하는 것을 알 수 있다.
"고속 운전"은 왕복동 압축기에서 회전에 의해 발생하는 크랭크축의 핀부의 관성력(Fcentripatel)이 피스톤-실린더부의 가스력(Fgas)의 20% 수준 이상의 속도로 운전하는 경우를 말한다.
도 11 및 도 12에서는 오일 그루브(291C)의 제1 단부가 축부(291)의 폭방향 중심선(C)으로부터 축부의 원주방향으로 대략 20도만큼 이격한 위치에 형성되고 제2 단부가 축부(291)의 폭방향 중심선(C)으로부터 축부의 원주방향으로 대략 270도만큼 이격한 위치에 형성되는 것을 예로 들어 설명하였다.
하지만, 오일 그루브(291C)의 제1 단부와 제2 단부의 위치는 위에서 설명한 내용들을 만족하는 범위 내에서 다양하게 변경될 수 있다.
도 13은 도 5에 도시한 크랭크축과 본 명세서의 실시 예에 따른 크랭크축의 운전 속도에 따른 저널 베어링의 최소 유막 두께의 차이를 나타내는 그래프이고, 도 14는 도 5에 도시한 크랭크축과 본 명세서의 실시 예에 따른 크랭크축의 운전 속도에 따른 저널 베어링의 마찰 손실의 차이를 나타내는 도면이다.
도 13 및 도 14를 참조하면, 본 명세서의 실시 예에 따른 크랭크축을 구비한 초소형 왕복동식 압축기에서는 운전 속도와 관계없이 저널 베어링의 최소 유막 두께를 종래 대비 크게 확보할 수 있음을 알 수 있고, 특히, 고속 운전 시에도 1㎛ 이상의 두께로 최소 유막 두께를 확보할 수 있음을 알 수 있다.
따라서, 저속 운전 시 및 고속 운전시 각각 종래와 대비하여 저널 베어링의 마찰 손실을 줄일 수 있다.
본 명세서는 본 명세서의 필수적 특징을 벗어나지 않는 범위에서 다른 특정한 형태로 구체화될 수 있음은 통상의 기술자에게 자명하다. 따라서, 상술한 상세한 설명은 모든 면에서 제한적으로 해석되어서는 아니 되고 예시적인 것으로 고려되어야 한다. 본 명세서의 범위는 첨부된 청구항의 합리적 해석에 의해 결정되어야 하고, 본 명세서의 등가적 범위 내에서의 모든 변경은 본 명세서의 범위에 포함된다.

Claims (14)

  1. 밀폐된 공간이 형성된 밀폐용기;
    상기 밀폐용기의 내부에 설치되어 회전력을 발생시키는 전동부; 및
    상기 전동부의 상측에 설치되어 전동부의 회전력을 전달받아 냉매를 압축하는 압축부
    를 포함하고,
    상기 압축부는,
    회전자에 결합되고 실린더 블록에 삽입되는 축부와, 상기 축부의 상단에 부채꼴 또는 편심진 원형 플랜지형상으로 편심지게 형성되어 판형 연장부를 이루는 편심 질량부와, 상기 편심 질량부의 상면에서 상기 축부에 대해 편심지게 형성되어 상기 축부를 중심으로 편심 회전하는 핀부를 구비하는 크랭크축;
    상기 핀부에 회전 가능하게 결합되어 회전운동을 직선운동으로 전환하는 커넥팅 로드; 및
    상기 커넥팅 로드에 회전 가능하게 결합되어 실린더에서 직선으로 왕복운동을 하면서 냉매를 압축하는 피스톤
    을 포함하며,
    상기 크랭크축의 축부의 외면에는 하부 베어링으로부터 상부 베어링까지 연장되는 나선형 오일 그루브가 형성되고,
    상기 나선형 오일 그루브는 1턴(turn) 이하로 형성되는 왕복동식 압축기.
  2. 제1항에서,
    상기 나선형 오일 그루브의 제1 단부는 상기 하부 베어링에 위치하고, 상기 나선형 오일 그루브의 제2 단부는 상기 상부 베어링에 위치하는 왕복동식 압축기.
  3. 제2항에서,
    상기 나선형 오일 그루브는 0.6턴(turn) 이상으로 형성되는 왕복동식 압축기.
  4. 제3항에서,
    상기 나선형 오일 그루브는 상기 제1 단부로부터 상기 제2 단부까지 일정한 경사 각도로 형성되는 왕복동식 압축기.
  5. 제3항에서,
    상기 나선형 오일 그루브는 상기 하부 베어링의 베어링 영역에 위치하는 제1 부분과 상기 상부 베어링의 베어링 영역에 위치하는 제2 부분을 포함하며,
    상기 제1 부분과 상기 제2 부분은 서로 동일한 길이를 갖는 왕복동식 압축기.
  6. 제2항에서,
    상기 나선형 오일 그루브의 상기 제1 단부와 상기 제2 단부는 상기 축부의 원주 방향으로 360도 이하의 간격을 두고 이격하는 왕복동식 압축기.
  7. 제6항에서,
    상기 나선형 오일 그루브의 상기 제1 단부와 상기 제2 단부는 상기 축부의 원주 방향으로 216도 이상의 간격을 두고 이격하는 왕복동식 압축기.
  8. 제7항에서,
    상기 나선형 오일 그루브는 상기 제1 단부로부터 상기 제2 단부까지 일정한 경사 각도로 형성되는 왕복동식 압축기.
  9. 제7항에서,
    상기 나선형 오일 그루브는 상기 하부 베어링의 베어링 영역에 위치하는 제1 부분과 상기 상부 베어링의 베어링 영역에 위치하는 제2 부분을 포함하며,
    상기 제1 부분과 상기 제2 부분은 서로 동일한 길이를 갖는 왕복동식 압축기.
  10. 제2항 내지 제9항 중 어느 한 항에서,
    상기 피스톤이 상사점에 위치한 상태에서 상기 피스톤 측에서 상기 축부를 바라볼 때, 상기 나선형 오일 그루브의 상기 제1 단부는 상기 축부의 폭방향 중심선을 기준으로 상기 축부의 우측 외면에 위치하는 왕복동식 압축기.
  11. 제10항에서,
    상기 나선형 오일 그루브의 상기 제2 단부는 상기 축부의 폭방향 중심선을 기준으로 상기 축부의 좌측 외면에 위치하는 왕복동식 압축기.
  12. 제11항에서,
    상기 나선형 오일 그루브의 상기 제1 단부는 상기 축부의 폭방향 중심선으로부터 상기 축부의 원주방향으로 45도 이하의 간격을 두고 위치하는 왕복동식 압축기.
  13. 제12항에서,
    상기 축부는 상기 하부 베어링과 상기 상부 베어링 사이에 위치하는 소경부를 포함하는 왕복동식 압축기.
  14. 제13항에서,
    상기 나선형 오일 그루브는 상기 소경부에도 형성되는 왕복동식 압축기.
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