JP2014105588A - 密閉型圧縮機及びこれを用いた冷蔵・冷凍・空調装置 - Google Patents

Abstract

【課題】クランクシャフトの摺動損失を低減させ、密閉型圧縮機のさらなる高効率化を実現する。
【解決手段】電動要素２０と圧縮要素１０とを繋ぐクランクシャフト４０であって、電動要素２０の回転子２２に固定された主軸部４０ａと、主軸部４０ａに対して偏心して設けられた偏心軸部４０ｃとを有するクランクシャフト４０の外周面に、クランクシャフト４０の回転方向に関して非対称な断面形状を有する切欠き６１,６２,６３が形成されている。
【選択図】図１

Description

本発明は、密閉型圧縮機に関するものであり、特に、冷蔵庫、冷凍庫、冷凍冷蔵庫、冷蔵ショーケース、冷凍ショーケース等の冷蔵・冷凍装置やエアコンなどの空調装置に用いるのに好適な密閉型圧縮機に関するものである。

近年、上記のような冷蔵装置や冷凍装置や空調装置に用いられる密閉型圧縮機には、消費電力を低減させるために高効率化が望まれており、併せて低騒音化や信頼性の向上も望まれている。

特許文献１には、従来の密閉型圧縮機の一例として、主軸を支持する軸受にボールベアリングが採用された密閉型圧縮機が記載されている。

特許文献１に記載されている密閉型圧縮機について、図９および図１０を参照しながら説明する。図９は、特許文献１に記載されている密閉型圧縮機の縦断面図であり、図１０は、図９に示されるボールベアリング近傍の拡大図である。

図９に示されるように、密閉容器２０１内には、固定子２０２および回転子２０３を備えた電動要素２０４と、電動要素２０４によって駆動される圧縮要素２０５とが収容されている。また、密閉容器２０１の底部には潤滑油２０６が貯溜されている。シャフト２１０は、回転子２０３に固定された主軸部２１１と、この主軸部２１１に対し偏心して設けられた偏心軸部２１２とを有し、主軸部２１１は主軸受２２０によって回転自在に支持されている。

主軸部２１１を支持する主軸受２２０は、圧縮要素２０５を構成するシリンダブロック２１４に固定されている。シリンダブロック２１４内には、略円筒形のシリンダ室２１６が設けられており、シリンダ室２１６内にはピストン２２６が往復動自在に収容されている。

偏心軸部２１２とピストン２２６とは、連結手段２２７を介して連結されている。電動要素２０４によってシャフト２１０が回転駆動されると、偏心軸部２１２の回転運動が連結手段２２７により直線運動に変換され、ピストン２２６がシリンダ室２１６内で往復動される。このピストン２２６の往復動により、冷媒ガスがシリンダ室２１６に吸入され、圧縮されて吐出される。

図１０に示されるように、主軸受２２０の上下両端付近には、それぞれボールベアリング２４０、２４１が装着されており、これらボールベアリング２４０、２４１によって主軸部２１１（シャフト２１０）が回転可能に支持されている。

特許文献１によれば、主軸受にボールベアリング２４０,２４１を用いることにより摺動ロスが低減され、圧縮機の高効率化が実現されるとのことである。また、特許文献１には、偏心軸部側のボールベアリング２４１の径を他のボールベアリング２４０の径よりも大とすることで、ボールベアリング２４０,２４１の圧入組立てが容易になるとも記載されている。

また、ボールベアリングに代わる、摺動損失の少ない回転軸の支持方法として、特許文献２に記載の軸受装置が知られている。特許文献２に記載されている軸受装置について図１１を参照しながら説明する。図１１は、特許文献２に記載されている軸受装置の断面図である。

特許文献２に記載されている軸受装置では、筒状の軸受け部材３０２の内側に回転軸３０１が回転自在に貫通支持されている。軸受け部材３０２と回転軸３０１の互いに対向する円筒軸受け面３０３、３０４の間には潤滑流体からなる流体膜３０５が形成されている。一方の円筒軸受け面３０３を構成する回転軸３０１の外周面には、多数のスパイラルグルーブ３０６が形成されている。これらのスパイラルグルーブ３０６は円筒軸受け面３０３の中央を境にして、その両側に対称に形成されている。より具体的には、スパイラルグルーブ３０６は、円筒軸受け面３０３の軸線方向中央を通る直線Ａ−Ａを対称軸として線対称に形成されている。また、円筒軸受け面３０３の軸線方向両外側には断面形状が矩形の円周溝３０７が形成されている。そして円筒軸受け面３０３の軸線方向中央および円周溝３０７のそれぞれにおいて、回転軸３０１の軸心から外周面に向かって放射状に延びる径方向通路３０８が開口している。また、図示は省略するが、それぞれの径方向通路３０８は、回転軸３０１の軸心を貫く共通の軸方向通路に連通している。これらの径方向通路３０８および軸方向通路によってスパイラルグルーブ３０６の中央から円周溝３０７に達する高圧供給通路が構成され、かつ、円周溝３０７において開口する径方向通路３０８は流体抵抗としてのオリフィスを構成している。

特許文献２には、回転軸３０１を回転させると、スパイラルグルーブ３０６によるポンピング圧力が生じて円筒軸受け面３０３の軸方向中央付近の流体圧力が高くなり、このポンピング圧力によって回転軸３０１が全周にわたって均等に加圧され、回転トルクを小さくすることができる、と記載されている。

特開昭６３−５１８６号公報 特開昭６３−２７５８１２号公報

特許文献１に記載されている密閉型圧縮機のように、軸受にボールベアリングを用いるとコストが高くなる。また、衝撃荷重を受けたときにボールベアリングが破損する虞もある。

また、特許文献２に記載されている軸受装置では、比較的低速でかつ粘度の低い潤滑油が用いられる場合、スパイラルグルーブによるポンピング圧力が十分に得られず、軸受の摺動損失が大きくなる虞がある。

本発明の目的は、クランクシャフトの摺動損失を低減させ、密閉型圧縮機のさらなる高効率化を実現することである。

本発明の密閉型圧縮機では、電動要素と圧縮要素とを繋ぐクランクシャフトの外周面に、該クランクシャフトの回転方向に関して非対称な断面形状を有する切欠きが形成されている。

本発明の一態様では、複数の前記切欠きが前記クランクシャフトの周方向に沿って配置されている。

本発明の他の態様では、前記クランクシャフトの外周面と対向する受圧面を備えた軸受を有し、前記切欠きの底面と前記受圧面との間の隙間が前記クランクシャフトの回転方向と逆方向へ向けて狭くなる。

本発明の他の態様では、前記クランクシャフトは、前記軸受によって支持される主軸部と、前記主軸部に対して偏心して設けられた偏心軸部とを有し、少なくとも前記主軸部の外周面に前記切欠きが形成されている。

本発明の他の態様では、前記主軸部は、２つの大径部とこれら大径部の間に設けられた小径部とを有し、前記軸受の前記受圧面は、前記大径部および前記小径部の外周面と対向し、前記切欠きは、前記大径部の外周面に形成されるとともに、該切欠きの一端は前記小径部の外周面と前記受圧面との間の隙間に開口している。

本発明の他の態様では、前記２つの大径部の少なくとも一方の外周面には、一端が前記小径部の外周面と前記受圧面との間の隙間に開口している第１の切欠きと、一端が前記小径部の外周面と前記受圧面との間の隙間に開口していない第２の切欠きと、が形成されている。

本発明の他の態様では、前記第１の切り欠きと前記第２の切欠きが前記主軸部の周方向に沿って交互に配置されている。

本発明の他の態様では、前記切欠きが前記２つの大径部の外周面にそれぞれ部分的に形成されており、一方の前記大径部における前記切欠きの位置と、他方の前記大径部における前記切欠きの位置とが、前記主軸部の回転方向に関して異なる。

本発明の冷蔵・冷凍・空調装置は、前記いずれかの態様の密閉型圧縮機を有する。

本発明によれば、クランクシャフトの摺動損失が低減され、密閉型圧縮機のさらなる高効率化が実現される。

本発明の第１の実施形態であるレシプロ式密閉型圧縮機の縦断面図である。 円筒部と主軸部との摺動部分を示す部分拡大断面図である。 切欠きの形状および作用を示す模式的断面図である。 切欠きの形成方法の一例を示す模式図である。 クランクシャフトの軸心と直交する断面内における動圧分布を示す図である。 クランクシャフトの軸心と平行な断面内における動圧分布を示す図である。 本発明の第２の実施形態であるレシプロ式密閉型圧縮機に用いられるクランクシャフトの斜視図である。 本発明の第３の実施形態であるレシプロ式密閉型圧縮機に用いられるクランクシャフトの斜視図である。 特許文献１に記載されている密閉型圧縮機の縦断面図である。 図９に示される密閉型圧縮機のボールベアリング近傍の部分拡大図である。 特許文献２に記載されている軸受装置の縦断面図である。

次に、本発明の実施形態のいくつかについて図面を参照しながら詳細に説明する。なお、以下の説明において参照する図面中の同一符号は同一物または相当物を示す。

（第１の実施形態）
ここでは本発明が適用されたレシプロ式の密閉型圧縮機について説明する。図１に示されるように、本実施形態に係る密閉形圧縮機は密閉容器１を有する。この密閉容器１には、圧縮要素１０、電動要素２０、フレーム３０、クランクシャフト４０が収容されている。また、密閉容器１の側面には、吸込管（不図示）および吐出管２がそれぞれ接続されている。吸込管の一端は密閉容器１内に開口し、他端は冷凍サイクルの蒸発器に連通しており、吐出管２の一端は圧縮要素１０に接続され、他端は冷凍サイクルの凝縮器に連通している。これらによって、密閉容器１内は圧縮機の運転中に吸込み圧力となる。すなわち、本実施形態に係る圧縮機は低圧チャンバ方式の圧縮機である。なお、密閉容器１の底部には潤滑油３が貯留されている。

圧縮要素１０は、水平方向に延びるシリンダ室１１ａを備えるシリンダ１１と、このシリンダ１１の一側に配置されたバルブシート１２およびシリンダヘッド１３と、シリンダ室１１ａ内で往復動するピストン１４と、クランクシャフト４０の回転運動をピストン１４の往復運動に変換する連結機構１５と、を備えている。なお、シリンダ１１とフレーム３０は一体成形された鋳物である。

電動要素２０は、電機子鉄心及び巻き線からなる固定子２１と、この固定子２１の内側に回転可能に配置された回転子２２とを備えている。圧縮要素１０と電動要素２０とは概略上下に配置されている。そして、電動要素２０は、クランクシャフト４０を介して圧縮要素１０を駆動する。固定子２１は、コイルバネ２３を介して密閉容器１の底部に支持されている。

圧縮要素１０を構成するシリンダ室１１ａは水平方向の両側が開口されており、その一側はピストン１４によって閉塞され、他側はバルブシート１２およびシリンダヘッド１３によって閉塞されている。バルブシート１２およびシリンダヘッド１３は、シリンダ１１の端面にボルト等により固定されている。バルブシート１２には、吸入穴、吸入バルブ、吐出穴、吐出バルブ（何れも図示せず）が設けられている。また、シリンダヘッド１３の内部は、吸入室と吐出室とに区画されている。

クランクシャフト４０は、電動要素２０の回転子２２に固定されて鉛直方向に延びる主軸部４０ａと、主軸部４０ａの上端に設けられた鍔部４０ｂと、鍔部４０ｂから鉛直方向に延び、かつ、主軸部４０ａの軸心に対して偏心して設けられた偏心軸部４０ｃとを有する。なお、主軸部４０ａの下端部にはオイルポンプ４１が装着されている。

クランクシャフト４０の内部には、給油経路の一部を構成する不図示の給油穴が形成されている。給油穴は、主軸部４０ａ、鍔部４０ｂおよび偏心軸部４０ｃを貫通している。また、給油穴からはクランクシャフト４０の径方向に延びる複数の分岐穴が延びており、それぞれの分岐穴はクランクシャフト外周面上の所定位置において開口している。オイルポンプ４１によって汲み上げられた潤滑油は給油穴を通ってクランクシャフト４０内を上昇するとともに、その一部は分岐穴を介してクランクシャフト外周面上に供給される。

本実施形態における連結機構１５は、コネクティングロッドで構成されている。そこで、以下の説明では、連結機構１５を“コネクティングロッド１５”と呼ぶ。コネクティングロッド１５は、大端部であるリング部１５ａと、小端部である球体部１５ｂと、リング部１５ａと球体部１５ｂとを繋ぐ連接棒１５ｃとから構成されている。これらリング部１５ａ、連接棒１５ｃおよび球体部１５ｂは一体成形されており、リング部１５ａはクランクシャフト４０の偏心軸部４０ｃに回転可能に嵌合され、球体部１５ｂはピストン１４の球座１４ａに揺動可能に結合されている。また、連接棒１５ｃは、鉛直方向に延びるクランクシャフト４０の偏心軸部４０ｃに対して直交する方向に延びている。すなわち、連接棒１５ｃは水平方向に延びている。

コネクティングロッド１５の内部には、給油経路の一部を構成する給油穴が形成されている。給油穴は、リング部１５ａ、連接棒１５ｃおよび球体部１５ｂを貫通しており、クランクシャフト４０の偏心軸部４０ｃの外周面において開口している分岐穴を介してクランクシャフト４０内の給油穴に連通する。

フレーム３０は、電動要素２０の固定子２１の上に載置され、固定されている。このフレーム３０は、クランクシャフト４０を回転自在に支持する軸受（主軸受）を構成している。具体的には、図２に示されるように、フレーム３０は円筒部３１を備えており、この円筒部３１の内側にクランクシャフト４０の主軸部４０ａが挿入されて回転自在に支持されている。すなわち、フレーム３０の円筒部３１の内周面３１ａによって、主軸部４０ａをラジアル方向で軸支する滑り軸受が構成されている。換言すれば、円筒部３１の内周面３１ａによってクランクシャフト４０に加わるラジアル荷重が支持される。

再び図１を参照する。クランクシャフト４０の主軸部４０ａの軸心方向上下には、直径１８ｍｍの大径部４２,４３が設けられ、２つの大径部４２,４３の間には直径１７.６ｍｍの小径部４４が設けられている。このため、主軸部４０ａの外周面のうち、主に大径部４２,４３の外周面が円筒部３１の内周面３１ａによって支持される摺動面として機能し、小径部４４の外周面は専ら逃げ面として機能する。そこで以下の説明では、フレーム３０の円筒部３１の内周面３１ａを“受圧面３１ａ”と呼び、主軸部４０ａの大径部４２,４３の外周面を“摺動面”と呼び、小径部４４の外周面を“逃げ面４４ａ”と呼んで区別する場合がある。さらに、主軸部４０ａの軸心方向下方に位置する大径部４２の外周面を“下方摺動面４２ａ”と呼び、軸心方向上方に位置する大径部４３の外周面を“上方摺動面４３ａ”と呼んで区別する場合がある。もっとも、かかる区別は説明の便宜上の区別に過ぎない。なお、上記ラジアル荷重は、冷媒ガスの吸入、圧縮時の反力、クランクシャフト４０、回転子２２の自重および電動要素２０の磁気推力などに起因する。

図１に示されるように、主軸部４０ａの外周面にはスパイラル溝および微細な切欠きが形成されている。具体的には、下方摺動面４２ａから逃げ面４４ａに亘って第１のスパイラル溝５１が形成され、逃げ面４４ａから上方摺動面４３ａに亘って第２のスパイラル溝５２が形成されている。一方、下方摺動面４２ａおよび上方摺動面４３ａには、主軸部４０ａの軸心に沿って延びる複数の切欠き６１,６２が周方向に沿って一定間隔で形成されている。

ここで、クランクシャフト４０を貫通している給油穴が複数の分岐穴を介してクランクシャフト外周面に連通していることは既述の通りである。第１のスパイラル溝５１の一端は、下方摺動面４２ａにおいて開口している第１の分岐穴に連通し、他端は逃げ面４４ａにおいて開口している第２の分岐穴に連通している。また、第２のスパイラル溝５２の一端は、逃げ面４４ａにおいて開口している第３の分岐穴に連通し、他端は上方摺動面４３ａにおいて開口している第４の分岐穴に連通している。

第１の分岐穴を介して第１のスパイラル溝５１に供給された潤滑油は、第１のスパイラル溝５１に沿ってクランクシャフト外周面上を上昇し、第２の分岐穴から給油穴に戻る。また、第３の分岐穴を介して第２のスパイラル溝５２に供給された潤滑油は、第２のスパイラル溝５２に沿ってクランクシャフト外周面上を上昇し、第４の分岐穴から給油穴に戻る。この過程で、潤滑油の一部は下方摺動面４２ａ、逃げ面４４ａおよび上方摺動面４３ａと受圧面３１ａとの間の隙間（軸受け隙間）に供給される。

次に、下方摺動面４２ａに形成されている切欠き６１および上方摺動面４３ａに形成されている切欠き６２について説明する。もっとも、切欠き６１,６２の形状や寸法は互いに同一または実質的に同一である。そこで、下方摺動面４２ａに形成されている切欠き６１を例にとって切欠き６１,６２の詳細について説明する。

図１に示されるように、切欠き６１は、主軸部４０ａの軸心に沿って細長に形成されている。すなわち、切欠き６１は、主軸部４０ａの軸心方向を長手方向（長さ方向）とし、主軸部４０ａの回転方向を短手方向（幅方向）とする。図３に示されるように、切欠き６１は、平坦な底面６１ａと該底面６１ａの一辺から略直角に立ち上がる側面６１ｂとによって全体として概ねＬ字形の断面形状を呈している。換言すれば、切欠き６１の底面６１ａは、主軸部４０ａの軸心に沿って互いに平行に延びる一対の長辺を含んでおり、一方の長辺からは側面６１ｂが略垂直に立ち上がっており、他方の長辺は下方摺動面４２ａに連なっている。よって、切欠き６１はクランクシャフト４０（主軸部４０ａ）の回転方向に関して非対称な断面形状を有している。すなわち、切欠き６１は、その底面６１ａを通り、かつ、主軸部４０ａの軸心を含む平面（図６に示されるＢ断面）に関して非対称である。

図３に示される切欠き６１の深さ（ｄ）は０．０１ｍｍである。すなわち、側面６１ｂの高さは０．０１ｍｍである。また、切欠き６１の幅（ｗ）は約０．４２ｍｍである。図１に示される大径部４２,４３の直径がそれぞれ１８ｍｍである本実施形態では、上記寸法の切欠き６１,６２が下方摺動面４２ａおよび上方摺動面４３ａに等間隔でそれぞれ２０本形成されている。

切欠き６１,６２は任意の方法で形成可能であるが、本実施形態では図４（ａ）〜（ｃ）に示す方法で形成した。すなわち、直径６ｍｍのエンドミル１００をその軸心がクランクシャフト４０の軸心と直交する向きで配置し、次いで、エンドミル１００を回転させつつ、クランクシャフト４０の軸心方向に移動させることによって切欠き６１,６２を形成した。よって、図４（ｃ）に示されるように、それぞれの切欠き６１,６２の端部には、曲率半径３ｍｍ程度の隅Ｒが付いている。

再び図３（ｂ）を参照する。切欠き６１が上記のような断面形状をする結果、切欠き６１の底面６１ａとこれに対向する受圧面３１ａとの間の隙間は主軸部４０ａの回転方向に関して一様ではない。具体的には、切欠き６１は略Ｌ字形の断面形状を有するのに対し、受圧面３１ａは円弧面である。よって、切欠き６１の底面６１ａと受圧面３１ａとの間の隙間は、主軸部４０ａの回転方向と逆方向（図３の紙面左側から右側）へ向けて次第に狭くなっている。すなわち、切欠き６１の側面６１ｂから主軸部４０ａの回転方向と逆方向へ離れるに従って次第に狭くなっている。この点に関しても、切欠き６１,６２は共通している。すなわち、図示は省略するが、図１に示される切欠き６２の底面と受圧面３１ａとの間の隙間も、主軸部４０ａの回転方向と逆方向へ向けて次第に狭くなっている。

図１,図２に示されるように、下方摺動面４２ａに形成されているそれぞれの切欠き６１の一端は、下方摺動面４２ａと逃げ面４４ａとの境界に達している。また、図１に示されるように、上方摺動面４３ａに形成されているそれぞれの切欠き６２の一端は、上方摺動面４３ａと逃げ面４４ａとの境界に達している。すなわち、切欠き６１,６２の一端は逃げ面４４ａと受圧面３１ａとの間の隙間に開口している。よって、スパイラル溝５１,５２を介して逃げ面４４ａと受圧面３１ａとの間の隙間に供給された潤滑油は、この隙間のみでなく、切欠き６１,６２にも充填される。一方、切欠き６１,６２の他端は、摺動面４２ａ,４３ａと受圧面３１ａとの間で閉塞されている。例えば、図２に示されるように、切欠き６１の他端は円筒部３１の外にはみ出すことなく、円筒部３１の内側に収まっている。すなわち、切欠き６１の他端は、下方摺動面４２ａと受圧面３１ａとの間で閉塞されている。

これまでは、クランクシャフト４０の主軸部４０ａに形成されている切欠き６１,６２について説明してきた。しかし、図１に示されるように、クランクシャフト４０の偏心軸部４０ｃの外周面にも同様の切欠き６３が形成されている。もっとも、偏心軸部４０ｃの外周面に形成されている切欠き６３の構成は、これまでに説明した切欠き６１,６２と実質的に同一である。また、切欠き６３も図４に示される方法で形成することができる。そこで繰り返しの説明は省略し、切欠き６１,６２との相違点についてのみ以下に説明する。

偏心軸部４０ｃの外周面に形成されている切欠き６３の深さは、主軸部４０ａの外周面に形成されている切欠き６１,６２と同じく０．０１ｍｍである。一方、偏心軸部４０ｃの直径は、主軸部４０ａよりも細い１４ｍｍである。そこで、偏心軸部４０ｃの外周面に形成されている切欠き６３の幅は、主軸部４０ａの外周面に形成されている切欠き６１,６２よりも狭い０．３７ｍｍとしてある。また、偏心軸部４０ｃの外周面には、上記寸法の切欠き６３が周方向に沿って等間隔で１２本形成されている。

ここで、コネクティングロッド１５のリング部１５ａとクランクシャフト４０の偏心軸部４０ｃとの間の隙間（軸受け隙間）には、クランクシャフト４０内に形成されている給油穴を通して潤滑油が供給される構造となっている。すなわち、リング部１５ａの内周面は、円筒部３１の内周面３１ａと同様の受圧面として機能する。そこで、以下の説明中において符号を付すことなく単に“受圧面”という場合は、円筒部３１の内周面３１ａおよびリング部１５ａの内周面の双方を含むものとする。リング部１５ａと偏心軸部４０ｃとの間の隙間に供給された潤滑油は、この隙間のみでなく、切欠き６３にも充填される。なお、切欠き６３の一端（下端）はリング部１５ａの内側に位置しているが、他端（上端）はリング部１５ａの外にはみ出している。よって、切欠き６３に充填された潤滑油の一部は、切欠き６３の上端から漏れ出し、クランクシャフト４０の回転に伴う遠心力で飛散し、ピストン１４とシリンダ１１との間の潤滑を行う。

以上のように構成された密閉形圧縮機の基本的動作について以下に説明する。

図１に示される電動要素２０の回転子２２が回転されると、これに伴ってクランクシャフト４０が回転される。すると、偏心軸部４０ｃの偏心回転運動がコネクティングロッド１５によって直線運動に変換され、ピストン１４がシリンダ室１１ａ内で往復動する。これにより、冷媒ガスがシリンダヘッド１３およびバルブシート１２を通してシリンダ室１１ａ内に吸入され、シリンダ室１１ａ内で圧縮される。圧縮された冷媒は、吐出管２を通して密閉容器１の外部にある凝縮器に吐出される。

一方、クランクシャフト４０の回転に伴って、密閉容器１の底部に貯留されている潤滑油３がオイルポンプ４１によって汲み上げられ、クランクシャフト４０内の給油穴に導入される。給油穴に導入された潤滑油は、所定の給油径路を介して各摺動部に供給される。これらの摺動部には、クランクシャフト４０の主軸部４０ａや偏心軸部４０ｃの外周面（摺動面）と受圧面との間は勿論のこと、球体部１５ｂと球座１４ａとの間なども含まれる。

次に、クランクシャフト４０の回転に伴う軸受の動作について説明する。図５,図６は、本実施形態における軸受、すなわち、図２に示される円筒部３１のラジアル荷重負荷能力を示した図である。具体的には、図５は、軸受け隙間を０．０１ｍｍに設定し、クランクシャフト４０を毎分１０００回転で回転させたときの、軸心に直交する断面（Ａ断面）内における動圧分布を示している。また、図６はクランクシャフト４０を同一条件下で回転させたときの、軸心と平行な断面（Ｂ断面）内における動圧分布を示している。それぞれの図面には、比較例として、外周面に切欠きが形成されていないこと以外は本実施形態におけるクランクシャフト４０と同一構造を有するクランクシャフトを同一条件下で回転させたとき同断面内における動圧分布を併せて示してある。

上記のような給油経路を経て図１に示される切欠き６１,６２,６３に充填された潤滑油は、クランクシャフト４０の回転に伴って切欠き６１,６２,６３と連れ回る。このとき、切欠き６１,６２,６３がクランクシャフト４０の回転方向に関して非対称である本実施形態の軸受では、切欠き６１,６２,６３の底面と受圧面との間の隙間にある潤滑油が広い部分から狭い部分へ押し込まれることになる。図３（ｂ）に示される切欠き６１を例にとってより具体的に説明する。図示されている切欠き６１の底面６１ａと受圧面３１ａとの間の隙間は、切欠き６１の側面６１ｂからクランクシャフト４０（主軸部４０ａ）の回転方向と逆方向へ離れるに従って次第に狭くなっている。よって、クランクシャフト４０が図中の矢印方向に回転すると、隙間内にある潤滑油は、その隙間内の広い部分（相対的に側面６１ｂに近い領域）から狭い部分（相対的に側面６１ｂから離れた領域）へ押し込まれる。これにより、いわゆるポンピング圧力が発生する。図６に示されるように、本実施形態における軸受では、Ｂ断面内の全域において比較例よりも大きな動圧が得られている。また、図５に示されるように、Ａ断面内における動圧分布のピークが比較例に比べて急峻に立ち上がっている。かかる動圧ピークの急峻な立ち上がりは、切欠き６１,６２,６３がクランクシャフト４０の回転方向に関して非対称であり、よって、それぞれの切欠き６１,６２,６３の底面と受圧面との間の隙間にある潤滑油が、その隙間内の広い部分から狭い部分へ押し込まれる本実施形態の構成によって得られる特有の効果である。このような動圧ピークの急峻な立ち上がりは、クランクシャフト外周面（摺動面）と軸受内周面（受圧面）との接触を効果的に防止する効果を奏する。すなわち、摺動面と受圧面との摩擦による騒音や損失の発生が低減され、圧縮機の効率向上が図られるともともに、信頼性の向上も併せて図られる。

（第２の実施形態）
次に、本発明が適用されたレシプロ式の密閉型圧縮機の他の一例について説明する。もっとも、本実施形態に係る密閉型圧縮機は、第１の実施形態に係る密閉型圧縮機と基本的に同一の構成を備えている。そこで、第１の実施形態に係る密閉型圧縮機と同一の構成についての説明は省略し、相違点についてのみ以下に説明する。

図７は、本実施形態に係る密閉型圧縮機に用いられるクランクシャフト４０の斜視図である。図示されているクランクシャフト４０は、主軸部４０ａに形成されている切欠き６１の配置に関して図１などに示されるクランクシャフト４０と相違する。具体的には、図７に示されるクランクシャフト４０では、下方摺動面４２ａ上の複数の切欠き６１が千鳥配列されている。より具体的には、周方向に隣接する切欠き６１が互いに軸方向にオフセットされている。さらに、相対的に小径部４４に近接している第１の切欠き７１ａは逃げ面４４ａに連通しており、相対的に小径部４４から離間している第２の切欠き７１ｂは逃げ面４４ａに連通していない。

逃げ面４４ａに連通する切欠き７１ａと逃げ面４４ａに連通していない切欠き７１ｂとがクランクシャフト４０の回転方向に関して交互に配置されていることにより、回転方向における動圧分布が相互補完され、より効果的な動圧分布が得られる。

（第３の実施形態）
次に、本発明が適用されたレシプロ式の密閉型圧縮機のさらに他の一例について説明する。もっとも、本実施形態に係る密閉型圧縮機は、第１の実施形態に係る密閉型圧縮機と基本的に同一の構成を備えている。そこで、第１の実施形態に係る密閉型圧縮機と同一の構成についての説明は省略し、相違点についてのみ以下に説明する。

図８は、本実施形態に係る密閉型圧縮機に用いられるクランクシャフト４０の斜視図である。図示されているクランクシャフト４０は、主軸部４０ａに形成されている切欠き６１,６２の配置に関して図１などに示されるクランクシャフト４０と相違する。図１などに示されるクランクシャフト４０では、切欠き６１,６２は主軸部４０ａの全周に亘って均一に形成されていた。一方、図８に示されるクランクシャフト４０では、切欠き６１,６２が部分的に形成されている。具体的には、大径部４２の外周面（下方摺動面４２ａ）の周方向一部にのみ切欠き６１が形成されている。また、大径部４３の外周面（上方摺動面４３ａ）の周方向一部にのみ切欠き６２が形成されている。さらに、大径部４２における切欠き６１の位置と、大径部４３における切欠き６２の位置とは、主軸部４０ａの回転方向に関して異なっている。すなわち、切欠き６１と切欠き６２は回転方向の位相を異にしている。

切欠き６２は、主軸部４０ａの軸心を挟んで偏心軸部４０ｃと１８０度反対側に形成されており、切欠き６１は、偏心軸部４０ｃと同じ側に形成されている。また、切欠き６３は、切欠き６２と同じ側に形成されている。このように、切欠き６１,６２,６３をクランクシャフト外周面上に部分的に配置するとともに、その位置を調整することにより、クランクシャフト４０が１回転する間に最も大きな荷重を受けるタイミングで効果的にポンピング圧力を発生させることができる。なお、クランクシャフト４０の全周に亘って切欠きを形成した場合も、切欠きの密度を部分的に異ならせることによって同様の効果を得ることができる。

本発明は上記実施形態に限定されるものではなく、その要旨を逸脱しない範囲で種々変更可能である。例えば、切欠きの底面と受圧面との間の隙間がクランクシャフトの回転方向と逆方向へ向けて狭くなるように、切欠きがクランクシャフトの回転方向に関して非対称な断面形状を有していればよく、切欠きの底面は必ずしも平坦でなくともよい。例えば、切欠きの底面は階段状などであってもよい。切欠きの底面が階段状である場合、切欠きの底面と受圧面との間の隙間は段階的に狭くなるが、この場合であっても上記と同様の効果が得られる。また、本明細書に示された切欠きやクランクシャフトに関する寸法は一例であり、適宜変更することができる。

１ 密閉容器
３ 潤滑油
１０ 圧縮要素
２０ 電動要素
３０ フレーム
３１ 円筒部
３１ａ 受圧面（内周面）
４０ クランクシャフト
４０ａ 主軸部
４０ｂ 鍔部
４０ｃ 偏心軸部
４２ 大径部
４２ａ 下方摺動面
４３ 大径部
４３ａ 上方摺動面
４４ 小径部
４４ａ 逃げ面
５１ 第１のスパイラル溝
５２ 第２のスパイラル溝
６１ａ 底面
６１ｂ 側面

Claims (9)

1. 電動要素と圧縮要素とを繋ぐクランクシャフトの外周面に、該クランクシャフトの回転方向に関して非対称な断面形状を有する切欠きが形成されていることを特徴とする密閉型圧縮機。
2. 請求項１に記載の密閉型圧縮機において、
   複数の前記切欠きが前記クランクシャフトの周方向に沿って配置されていることを特徴とする密閉型圧縮機。
3. 請求項１または請求項２に記載の密閉型圧縮機において、
   前記クランクシャフトの外周面と対向する受圧面を備えた軸受を有し、
   前記切欠きの底面と前記受圧面との間の隙間が前記クランクシャフトの回転方向と逆方向へ向けて狭くなることを特徴とする密閉型圧縮機。
4. 請求項３に記載の密閉型圧縮機において、
   前記クランクシャフトは、前記軸受によって支持される主軸部と、前記主軸部に対して偏心して設けられた偏心軸部とを有し、
   少なくとも前記主軸部の外周面に前記切欠きが形成されていることを特徴とする密閉型圧縮機。
5. 請求項４に記載の密閉型圧縮機において、
   前記主軸部は、２つの大径部とこれら大径部の間に設けられた小径部とを有し、
   前記軸受の前記受圧面は、前記大径部および前記小径部の外周面と対向し、
   前記切欠きは、前記大径部の外周面に形成されるとともに、該切欠きの一端は前記小径部の外周面と前記受圧面との間の隙間に開口していることを特徴とする密閉型圧縮機。
6. 請求項５に記載の密閉型圧縮機において、
   前記２つの大径部の少なくとも一方の外周面には、一端が前記小径部の外周面と前記受圧面との間の隙間に開口している第１の切欠きと、一端が前記小径部の外周面と前記受圧面との間の隙間に開口していない第２の切欠きと、が形成されていることを特徴とする密閉型圧縮機。
7. 請求項６に記載の密閉型圧縮機において、
   前記第１の切り欠きと前記第２の切欠きが前記主軸部の周方向に沿って交互に配置されていることを特徴とする密閉型圧縮機。
8. 請求項５に記載の密閉型圧縮機において、
   前記切欠きが前記２つの大径部の外周面にそれぞれ部分的に形成されており、
   一方の前記大径部における前記切欠きの位置と、他方の前記大径部における前記切欠きの位置とが、前記主軸部の回転方向に関して異なることを特徴とする密閉型圧縮機。
9. 請求項１乃至請求８のいずれかに記載の密閉型圧縮機を有することを特徴とする冷蔵装置あるいは冷凍装置あるいは空調装置。

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