JP2017014992A - Hermetic compressor - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、密閉型圧縮機に関する。 The present invention relates to a hermetic compressor.
密閉型圧縮機では、一般に、シリンダ内においてピストンを往復運動させるクランクシャフトを軸方向に十分に長い軸受で支持することが行われている（例えば、特許文献１参照）。 In a hermetic compressor, generally, a crankshaft for reciprocating a piston in a cylinder is supported by a sufficiently long bearing in the axial direction (see, for example, Patent Document 1).
ところで、背の低い小型の圧縮機を開発する場合には、軸受の長さ（軸受長）を短くする必要がある。しかしながら、特許文献１に記載の圧縮機では、軸受長を短くすると、軸受長が長い場合に比べて、軸（クランクシャフト）が傾く角度が増加することから、軸受での摩擦が大きくなり、円滑な回転が阻害され、振動が増加する問題がある。 By the way, when developing a small and small compressor, it is necessary to shorten the length of the bearing (bearing length). However, in the compressor described in Patent Document 1, when the bearing length is shortened, the angle at which the shaft (crankshaft) tilts increases as compared with the case where the bearing length is long. There is a problem that the rotation is hindered and the vibration increases.
本発明は、前記従来の問題を解決するものであり、振動を抑えた性能のよい密閉型圧縮機を提供することを目的とする。 The present invention solves the above-described conventional problems, and an object thereof is to provide a hermetic compressor with good performance with suppressed vibration.
本発明は、圧縮要素と、前記圧縮要素を駆動する電動要素と、前記圧縮要素および前記電動要素を収容する密閉容器と、を備える密閉型圧縮機において、前記圧縮要素は、シリンダ内においてピストンを径方向に往復動させることで冷媒を圧縮するクランクシャフトと、前記クランクシャフトを軸支する軸受とを、備え、前記電動要素は、前記クランクシャフトに固定されるロータと、前記ロータに回転力を与えるステータと、を備え、前記ピストンの高さ方向の中心から前記ロータの高さ方向の中心まで長さをＳとし、前記ロータの半径をＲとしたときに、Ｒ／Ｓ≧０．９とすることを特徴とする。 The present invention provides a hermetic compressor including a compression element, an electric element that drives the compression element, and a sealed container that houses the compression element and the electric element, and the compression element includes a piston in a cylinder. A crankshaft that compresses the refrigerant by reciprocating in a radial direction; and a bearing that supports the crankshaft, and the electric element includes a rotor that is fixed to the crankshaft, and a rotational force applied to the rotor. And a length from the center in the height direction of the piston to the center in the height direction of the rotor, and R / S ≧ 0.9, where R is the radius of the rotor. It is characterized by doing.
本発明によれば、振動を抑えた性能のよい密閉型圧縮機を提供できる。 ADVANTAGE OF THE INVENTION According to this invention, the hermetic type compressor with the sufficient performance which suppressed the vibration can be provided.
以下、本発明の実施形態に係る密閉型圧縮機１００について図面を参照して説明する。
図１は、本実施形態の密閉型圧縮機を示す縦断面図である。
図１に示すように、密閉型圧縮機１００は、圧縮要素２０および電動要素３０を密閉容器３内に配置して構成されたいわゆるレシプロ圧縮機である。圧縮要素２０および電動要素３０は、密閉容器３内において複数のコイルバネ９（弾性部材）を介して弾性的に支持されている。密閉容器３は、略上半分の外郭を構成する上ケース３ｍと略下半分の外郭を構成する下ケース３ｎとが溶接などで接合され、内部に圧縮要素２０および電動要素３０を収容する空間を有している。
Hereinafter, a
FIG. 1 is a longitudinal sectional view showing a hermetic compressor according to the present embodiment.
As shown in FIG. 1, the
圧縮要素２０は、シリンダ２１と、このシリンダ２１内においてピストン２２を往復動させることで冷媒を圧縮するクランクシャフト２３と、このクランクシャフト２３を軸支するラジアル軸受２５と、を備えている。ラジアル軸受２５（軸受）は、シリンダ２１およびフレーム２４と一体に形成されている。クランクシャフト２３は、スラスト軸受２６を介してフレーム２４に回転自在に支持されている。
The
フレーム２４は、略水平方向に延びるベース２４ａを有し、シリンダ２１がベース２４ａの上部に位置している。また、フレーム２４の略中央部には、鉛直方向下方に（下ケース３ｎの底面に向けて）延びる円筒形状のラジアル軸受２５が形成されている。また、フレーム２４は、シリンダ２１の一部を構成している。
The
シリンダ２１は、クランクシャフト２３の中心軸Ｏよりも径方向の外側の偏った位置に形成されている。また、シリンダ２１の軸方向の外周側の端部にはヘッドカバー２７が取り付けられ、反対側の端部にはピストン２２が挿入されている。このように、シリンダ２１とヘッドカバー２７とピストン２２とによって、圧縮室（シリンダ室）Ｑ１が構成されている。なお、シリンダ２１とヘッドカバー２７との間には、冷媒を吸気する際に開く吸気弁、圧縮した冷媒を吐出する際に開く吐出弁を備えた弁開閉機構が設けられている。
The
ラジアル軸受２５は、クランクシャフト２３が軸支されるすべり軸受によって構成されている。また、ラジアル軸受２５は、フレーム２４に形成された貫通孔２４ｂによって構成されている。スラスト軸受２６は、ベース２４ａの上面の貫通孔２４ｂの周囲に円形溝状に形成された凹部２４ｃに配置されている。
The
コネクティングロッド２２ａの大径側の端部２２ｂは、後記するクランクピン２３ａと連結され、コネクティングロッド２２ａの小径側の端部２２ｃは、ピン２２ｄを介してピストン２２と連結されている。
An
クランクシャフト２３の上端部には、クランクピン２３ａが形成され、クランクピン２３ａがクランクシャフト２３の回転中心軸Ｏから偏心した位置に形成されている。また、クランクシャフト２３の下端部は、下ケース３ｎの近傍に位置している。クランクピン２３ａが回転中心軸Ｏに対して偏心回転することで、ピストン２２がシリンダ２１内を往復運動するようになっている。
A
また、クランクシャフト２３は、貫通孔２４ｂの上方において、回転中心軸Ｏに対して直交する方向（水平方向）に延びるフランジ部２３ｂを有している。なお、本実施形態では、フランジ部２３ｂが、バランスウエイトと兼用する構造となっている。バランスウエイトは、圧縮要素２０が駆動したときの振動を低減する機能を有している。これにより、圧縮要素２０の高さ寸法を低減でき、密閉型圧縮機１００の小型化に寄与できる。
Further, the
また、クランクシャフト２３には、軸方向の下端から上方に向けて凹形状の中繰り穴２３ｃが形成され、クランクシャフト２３内に中空部を有するように構成されている。また、クランクシャフト２３には、中繰り穴２３ｃの上端からフランジ部２３ｂの上面に貫通する上部連通孔２３ｄが形成されている。
Further, the
また、クランクシャフト２３の外周面には、らせん溝２３ｅがフランジ部２３ｂの近傍まで形成されている。らせん溝２３ｅの上端部は、クランクピン２３ａに形成された凹形状のピン部中繰り穴２３ｆと、ピン部連通孔２３ｇを介して連通している。
A
クランクシャフト２３の中空部には、固定軸部材２８が挿入されている。固定軸部材２８は、図示しない固定具によって、クランクシャフト２３の回転時においても回転しないように固定されている。固定軸部材２８の外周面には、固定軸らせん溝２８ａが形成されている。この固定軸らせん溝２８ａの壁面と中繰り穴２３ｃの壁面とでらせん状の潤滑油通路が形成され、クランクシャフト２３の回転による壁面移動に伴い、潤滑油が粘性の効果で壁面に引きずられて固定軸らせん溝２８ａ内を上昇するようになっている。
A
中繰り穴２３ｃを上昇した潤滑油は、上部連通孔２３ｄを通ってフランジ部２３ｂ上に吹き出して、スラスト軸受２６を潤滑する。また、クランクシャフト２３のらせん溝２３ｅを上昇した潤滑油は、クランクシャフト２３とラジアル軸受２５との間を潤滑するとともに、ピン部連通孔２３ｇを通って、クランクピン２３ａのピン部中繰り穴２３ｆに向けて流れ込み、コネクティングロッド２２ａの周辺を潤滑する。なお、スラスト軸受２６などを潤滑した潤滑油は、孔２４ｓ（図２参照）を介して、密閉容器３の底に戻るように構成されている。
The lubricating oil that has risen through the
電動要素３０は、フレーム２４の下側（ベース２４ａの下方）に配置され、ロータ３１およびステータ３２を含んで構成されている。
The
ロータ３１は、電磁鋼板を積層したロータコアを備えて構成され、クランクシャフト２３の下部に圧入などによって固定されている。また、ロータ３１は、半径Ｒが厚み（軸方向の高さ）Ｔ１よりも大きい扁平形状である。また、ロータ３１の厚み（軸方向の高さ）Ｔ１は、ラジアル軸受２５の長さ（軸受長）Ｌの略半分程度に設定されている。
The
ステータ３２は、ロータ３１の外周に配置され、円筒状のステータコアとこのステータコアの内周に形成された複数のスロットとからなる鉄心３２ａと、鉄心３２ａに絶縁体（図示せず）を介して巻回されたコイル３２ｂとを備えて構成されている。また、鉄心３２ａは、図１の縦断面視において、径方向の長さＬ１が厚み（軸方向の高さ）Ｔ２よりも長い扁平形状である。コイル３２ｂも、図１の縦断面視において、径方向の長さが厚み（軸方向の高さ）よりも長い経扁平形状である。また、鉄心３２ａの厚み（軸方向の高さ）Ｔ２は、ロータ３１の厚み（軸方向の高さ）Ｔ１と同程度になるように構成されている。このように、ロータ３１を扁平にした場合、ステータ３２の径も広げて扁平形状にすることで、ロータ３１を回転させるためのトルクをかせぐことができる。
The
このようにして圧縮要素２０および電動要素３０が設けられたフレーム２４は、密閉容器３内において複数のコイルバネ９，９を介して弾性支持されている。また、圧縮要素２０および電動要素３０は、運転時に振動したときに、密閉容器３の内壁面に接触しないように、所定のクリアランスＣＬが予め設定された状態で設計されている。
The
コイルバネ９は、圧縮要素２０の一部を構成するシリンダ２１の側（圧縮機室側Ｑ２、図１の左側）と、シリンダ２１の側とは反対側（反圧縮機室側Ｑ３、図１の右側）に設けられている。なお、本実施形態では、コイルバネ９が、圧縮室側Ｑ２と反圧縮機室側Ｑ３のそれぞれにおいて、図１の紙面に直交する方向の手前側と奥側に計４本設けられている（図２参照）。なお、すべてのコイルバネ９は、いずれも同一の形状およびばね特性を有している。このように、コイルバネ９を単一種類にすることで、コイルバネ９が異種混在する場合の配置ミスを防止できる。ただし、コイルバネ９の本数は、４本に限定されるものではなく、３本であってもよく、５本以上であってもよい。
The
また、フレーム２４は、シリンダ２１よりも外周側（径方向外側）に延びる延出部２４ｄを有している。この延出部２４ｄは、ステータ３２よりも外周側に延びている。また、延出部２４ｄの下面には、コイルバネ９の上部に嵌合して保持する突起部２４ｅが形成されている。
Further, the
また、フレーム２４は、延出部２４ｄとは反対側においても、延出部２４ｄと同程度に延びる延出部２４ｆを有している。この延出部２４ｆも、ステータ３２よりも外周側に延びている。また、延出部２４ｆの下面には、コイルバネ９の上部に嵌合して保持する突起部２４ｇが形成されている。
Further, the
密閉容器３の底面には、ステータ３２の外周側において、密閉容器３内に突出するように盛り上がる段差部３ａが形成されている。この段差部３ａは、下ケース３ｎの底面の一部と側面の一部とが合わさって凹み形状となることで構成されている。また、段差部３ａは、コイルバネ９の位置と対応する位置に設けられている。また、段差部３ａの上端には、コイルバネ９の下部が嵌合して保持する突起部３ｂが形成されている。突起部３ｂは、ロータ３１の下面３１ａよりも上方に位置している。なお、潤滑油の油面４０は、潤滑油がロータ３１と浸からないように、ロータ３１の下面３１ａよりも下側に位置するように構成されている。
On the bottom surface of the sealed
図２は、本実施形態の密閉型圧縮機を示す横断面図である。なお、図２では、密閉型圧縮機１００内の冷媒の流れについて説明する。
図２に示すように、冷蔵庫の冷却器６６（図４参照）から戻って、密閉容器３を貫通して接続された吸入パイプ３ｅから導入された冷媒は、吸入サイレンサ４１の吸入口（不図示）から吸入された後、ヘッドカバー２７などを介して圧縮室Ｑ１（図１参照）に導入される。また、圧縮室Ｑ１においてピストン２２によって圧縮された冷媒は、吐出室空間（不図示）を通って、フレーム２４に形成された吐出サイレンサ４２ａ，４２ｂおよびパイプ３ｆを通って、吐出パイプ３ｇから冷却器６６（図４参照）に送られる。
FIG. 2 is a cross-sectional view showing the hermetic compressor of the present embodiment. In FIG. 2, the flow of the refrigerant in the
As shown in FIG. 2, the refrigerant introduced from the
図３は、密閉型圧縮機の作用効果を説明する模式図であり、（ａ）は本実施形態、（ｂ）は比較例である。
図３（ｂ）に示す比較例では、フレーム１２４の上下に圧縮要素１２０と電動要素１３０が配置され、電動要素１３０がコイルバネ９０，９０を介して密閉容器９０内に弾性支持されている。この場合、内部機構部（圧縮要素１２０および電動要素１３０）の重心がコイルバネ９０，９０の上端よりも上方に位置するため、運転時に両矢印方向に振動したときに、振れ角ｂが大きくなる。これに対して、図３（ａ）に示す実施形態では、フレーム２４の上部に圧縮要素２０、下部に電動要素３０が配置され、フレーム２４がコイルバネ９，９を介して密閉容器３内に弾性支持されている。この場合、運転時の圧縮要素２０と電動要素３０がそれぞれ両矢印方向に振動するが、フレーム２４の高さ位置（コイルバネ９，９の上端と同程度の位置）に重心が位置するため、振れ角ａ（＜ｂ）が小さくなる。
3A and 3B are schematic diagrams for explaining the operation and effect of the hermetic compressor, in which FIG. 3A is the present embodiment, and FIG.
In the comparative example shown in FIG. 3B, the
このように、密閉型圧縮機１００では、フレーム２４の上側に圧縮要素２０、フレーム２４の下側に電動要素３０を配置して、フレーム２４が弾性支持されることで、内部機構部の振動を低減することが可能になる。さらに、コイルバネ９の位置を、シリンダ２１の外周側に配置することで、内部機構部の振動をさらに効果的に抑えることができる。
Thus, in the
また、実施形態では、比較例に比べて振動を低減して振れ角ａを小さくできることで、内部機構部（圧縮要素２０および電動要素３０）と密閉容器３との間のクリアランスＣＬ（図１参照）を短くできる。その結果、密閉容器３を小さくでき、密閉型圧縮機１００の小型化を図ることが可能になる。
In the embodiment, since the vibration angle a can be reduced by reducing vibration compared to the comparative example, the clearance CL between the internal mechanism (the
また、各段差部３ａの下部には、密閉容器３を弾性支持するゴム座１０が設けられている（図１参照）。このゴム座１０は、密閉容器３の下ケース３ｎに固定されたプレート１１に支持されている。また、ゴム座１０は、鉛直方向（上下方向）においてコイルバネ９と重なる位置に配置されている。
A
このように段差部３ａを形成して、段差部３ａにコイルバネ９を配置することにより、コイルバネ９を潤滑油に浸からない高さに設置することが可能になるので、コイルバネ９が潤滑油内で振動する際に生じていた騒音を防止でき、密閉型圧縮機１００の静穏化を図ることが可能になる。また、ゴム座１０を段差部３ａの下部に配置することで、ゴム座１０が密閉容器３の下ケース３ｎから下方に大きく出っ張るのを防止できるので、密閉型圧縮機１００の高さが高くなるのを抑制でき、密閉型圧縮機１００の小型化を図ることが可能になる。
By forming the
ところで、圧縮機室側Ｑ２にはシリンダ２１やピストン２２などの重量物が配置されているため、反圧縮機室側Ｑ３（圧縮機室側とは反対側）に比べて重量が重くなり、コイルバネ９に作用する荷重が大きくなる。この場合、コイルバネ９の種類を同じにし、かつ、双方のコイルバネ９の下端が当接する面の高さを同じにすると、圧縮機室側Ｑ２の沈み込み量（縮み量）が多くなり、運転前の初期状態において内部機構部（２０，３０）が傾いた状態になる。また、密閉容器３と内部機構部との間には、運転時の振動（傾き）を考慮してクリアランス（余裕度）が設けられている。しかし、当接する面の高さを同じにすると、密閉容器３内に内部機構部が衝突する虞があるため、クリアランスを大きく確保する必要性が生じ、圧縮機が大型化する。
By the way, since heavy objects such as the
そこで、本実施形態では、圧縮機室側Ｑ２（シリンダ２１側、図１の左側）のコイルバネ９の下端が当接する当接面３ｃの高さｈ１は、反圧縮機室側Ｑ３（図１の右側）のコイルバネ９の下端が当接する当接面３ｄの高さｈ２よりも高くなるように構成したものである。なお、前記したように、すべてのコイルバネ９は、同一（形状および特性）の種類のもので構成されている。当接面３ｃの高さｈ１と当接面３ｄの高さｈ２の差分は、コイルバネ９で支持したときに、運転前の初期状態において内部機構部が水平状態となる値に設定される。
Therefore, in the present embodiment, the height h1 of the
このように、密閉型圧縮機１００では、当接面３ｃの高さｈ１を当接面３ｄの高さｈ２よりも高くしておくことにより、運転前の初期状態において、内部機構部を水平な状態で支持することが可能になるので、運転時の内部機構部の傾きを小さく抑えることができる。その結果、密閉容器３と内部機構部との間におけるクリアランスＣＬ（図１参照）を小さく設定することが可能になり、密閉型圧縮機１００の小型化を実現することが可能になる。
As described above, in the
なお、前記した説明では、当接面３ｃの高さと当接面３ｄの高さとが異なる場合を例に挙げて説明したが、当接面３ｃ，３ｄを同じ高さにして、フレーム２４の延出部２４ｄ，２４ｆの下面の高さについて、圧縮機室側Ｑ２の延出部２４ｄの高さ位置が反圧縮機室側Ｑ３の延出部２４ｆの高さ位置より高くなるようにしてもよい。
In the above description, the case where the height of the
図４は、本実施形態の密閉型圧縮機を搭載した冷蔵庫の概略断面図を示し、（ａ）は密閉型圧縮機を下部に配置した構成、（ｂ）は密閉型圧縮機を上部に配置した構成である。 FIG. 4 shows a schematic cross-sectional view of a refrigerator equipped with the hermetic compressor according to the present embodiment. (A) shows a configuration in which the hermetic compressor is arranged at the lower part, and (b) shows a hermetic compressor at the upper part. This is the configuration.
図４（ａ）に示すように、冷蔵庫６０Ａは、冷蔵庫本体６１を複数の収納室６２，６３，６４，６５に分けて構成されている。例えば、収納室６２は冷蔵室、収納室６３は上段冷凍室、収納室６４は下段冷凍室、収納室６５は野菜室である。なお、各収納室６２，６３，６４，６５の位置関係は図４（ａ）の限りではない。密閉型圧縮機１００は、収納室６５の引出し６５ａの奥側下部（冷蔵庫本体６１の背面側の最下端）の機械室に配置されている。密閉型圧縮機１００から吐出された冷媒は、冷蔵庫６０Ａ内に設けられた凝縮器（不図示）、減圧機構（不図示）を通り、冷却器６６で冷蔵庫内の熱を吸収して、再び密閉型圧縮機１００内へと戻される。
As shown in FIG. 4A, the
ところで、従来のように背の高い密閉型圧縮機を適用すると、機械室の容積を大きくする必要があるため、収納室６５に収納される引出し６５ａの容量が小さくなる（浅い引出しになる）。そこで、本実施形態の密閉型圧縮機１００を適用した冷蔵庫６０Ａを採用することで、機械室の容積を小さくすることができ、機械室の天井面の高さ位置を低くできるので、収納室６５の奥側の庫内容量を拡大することが可能になる。
By the way, when a tall hermetic compressor is applied as in the prior art, the capacity of the machine room needs to be increased, so that the capacity of the
また、図４（ｂ）に示すように、冷蔵庫６０Ｂは、密閉型圧縮機１００が収納室６２の奥側上部（冷蔵庫本体６１の背面側最上端）の機械室に配置されている。
As shown in FIG. 4B, the refrigerator 60 </ b> B has the
ところで、従来のように背の高い密閉型圧縮機を適用すると、密閉型圧縮機が発生する振動が大きいので、冷蔵庫本体に伝達される振動も大きくなる。そこで、本実施形態の密閉型圧縮機１００を適用した冷蔵庫６０Ｂを採用することで、前記した構造によって振動を低減できるので、冷蔵庫本体６１に伝わる振動を抑制することが可能になる。また、小型の密閉型圧縮機１００を適用することで、収納室６２の庫内容量を拡大することも可能になる。
By the way, when a tall hermetic compressor is applied as in the prior art, the vibration generated by the hermetic compressor is large, so that the vibration transmitted to the refrigerator main body is also large. Therefore, by adopting the
図５は、［軸受内損失］と［軸受長／軸径］との関係を示すグラフである。なお、「軸受内損失」は、圧縮機を同一運転で運転し、圧縮機の入力（消費電力）の比較を行うことで得られる。ここでの同一運転条件とは、圧縮機の吸込み及び吐出流体の圧力、温度、圧縮機の回転速度や周囲温度等をいう。圧縮機の入力は、「冷媒を圧縮する際に必要となる理論的な動力」と、「熱流体損失」（冷媒の過熱やポンプの漏れに起因する損失）と、「モータ損失」（電力を回転力に変換する際の損失）と、「機械損失」（摺動部（軸受等）の摩擦力）とを加算することで得られる。軸受仕様のみを変更し、同一運転条件で得られた実験結果により、入力の小さいものが、より優れていると判断することができる。また、必要により、冷力も加味したＣＯＰ（冷力／入力）を用いて比較してもよい。また、「軸受長Ｌ」は、クランクシャフト２３の周面（側面）を支持するラジアル軸受２５の軸方向の長さであり（図１参照）、「軸径Ｄ」は、クランクシャフト２３の直径である（図１参照）。
FIG. 5 is a graph showing the relationship between [loss in bearing] and [bearing length / shaft diameter]. “In-bearing loss” is obtained by operating the compressor in the same operation and comparing the input (power consumption) of the compressor. The same operating conditions here refer to the suction and discharge fluid pressure and temperature of the compressor, the rotational speed of the compressor, the ambient temperature, and the like. The compressor inputs are "theoretical power required to compress the refrigerant", "thermal fluid loss" (loss due to refrigerant overheating and pump leakage), and "motor loss" (electric power It can be obtained by adding the “loss when converted to rotational force” and the “mechanical loss” (frictional force of the sliding portion (bearing or the like)). Only the bearing specifications are changed, and based on the experimental results obtained under the same operating conditions, it can be determined that the one with a small input is superior. Further, if necessary, comparison may be made using COP (cooling power / input) in consideration of cooling power. The “bearing length L” is the axial length of the
ところで、圧縮機を小型化することは、特に製品（例えば、冷蔵庫）組み込み時のメリットが大きいが、高さの低い圧縮機を開発する場合において、以下の課題があった。
圧縮機の高さを抑制するためには、軸受長さ（軸受長）を従来に比べて短縮する必要がある。しかしながら、軸受長と、軸径（クランクシャフト２３の直径）と、の間では、最適とされる比率が存在している。一般的な軸受において、軸受長／軸径（以下、αとする）が、２．０以上の場合、軸受の設計としての潤滑が良好となることが知られている。これは、図５の破線で示すように、軸が軸受内で平行に保たれる平行軸受が前提での理論となっている。一方、レシプロ圧縮機などの軸受では、クランクピンが偏心回転して運転状態により軸の傾きが生じることから、図５の実線で示すように、α＜２．５の場合において、αが増加するにつれて軸受内の損失が減少し、α≧２．５において、αが増加したとしても軸受内の損失が低い値に保たれる。このことから、α＜２．５の範囲で前記した課題が生じることが実験的にも確認されている。ちなみに、図５の実線において、α＜２．０の場合は、軸受と軸の固体同士が接触する「金属接触」の領域であり、α≧２．５の場合は、潤滑膜（油膜）を挟んで軸受と軸の固体同士が接触する「流体潤滑」の領域であり、２．０≦α＜２．５の場合は、潤滑膜の厚みが十分ではなく、軸受と軸が部分的に固体接触する「境界潤滑」の領域である。
By the way, downsizing the compressor has a great merit especially when a product (for example, a refrigerator) is incorporated. However, when developing a compressor having a low height, there are the following problems.
In order to suppress the height of the compressor, it is necessary to shorten the bearing length (bearing length) compared to the conventional one. However, an optimum ratio exists between the bearing length and the shaft diameter (the diameter of the crankshaft 23). In a general bearing, it is known that when the bearing length / shaft diameter (hereinafter referred to as α) is 2.0 or more, lubrication as a bearing design is good. This is based on the premise of a parallel bearing in which the shaft is kept parallel in the bearing, as shown by the broken line in FIG. On the other hand, in a bearing such as a reciprocating compressor, the crankpin is eccentrically rotated and the shaft is inclined depending on the operating state. Therefore, as shown by the solid line in FIG. 5, α increases when α <2.5. As a result, the loss in the bearing decreases, and when α ≧ 2.5, the loss in the bearing is kept at a low value even if α increases. From this, it has been experimentally confirmed that the above-described problem occurs in the range of α <2.5. Incidentally, in the solid line in FIG. 5, when α <2.0, it is a region of “metal contact” where solids of the bearing and the shaft come into contact with each other, and when α ≧ 2.5, a lubricating film (oil film) is provided. This is a “fluid lubrication” area where the bearing and shaft solids are in contact with each other. If 2.0 ≦ α <2.5, the lubricating film is not thick enough and the bearing and shaft are partially solid. This is the area of “boundary lubrication” that comes into contact.
このような課題が生じる技術的な原因としては、軸受と軸の隙間は、経済的に実現可能な加工公差の範囲もあり、軸受長が短くなったとしても、極端に狭めることができず、軸受の設計上、現実的ではない。一方で、軸受長が短くなることで、同じ隙間を有しているとすると、軸が傾く角度が増加することから、結果として圧縮機の軸（クランクシャフト）の傾きが大きくなり、軸受内の損失が増加するとともに、軸受での摩擦係数が大きくなり、軸の円滑な回転を阻害し、振動が増加する傾向が確認されている。 As a technical cause of such a problem, the clearance between the bearing and the shaft also has a range of processing tolerances that can be realized economically, and even if the bearing length is shortened, it cannot be extremely narrowed, The design of the bearing is not realistic. On the other hand, if the bearing length is shortened and the same gap is provided, the angle at which the shaft tilts increases, and as a result, the inclination of the compressor shaft (crankshaft) increases, It has been confirmed that the loss increases, the friction coefficient at the bearing increases, the smooth rotation of the shaft is inhibited, and the vibration increases.
そこで、軸受の短縮化に伴い、軸が傾く範囲が増加することにより生じる問題であるので、軸の傾きを抑制することができれば課題を解決することができる。このため、本実施形態では、ロータ３１の外径（２Ｒ）を、従来よりも大きくすることで、独楽（こま）に代表されるようなジャイロ効果を得て課題を解決するものである。
Therefore, this problem arises due to an increase in the range in which the shaft tilts as the bearing is shortened. Therefore, if the tilt of the shaft can be suppressed, the problem can be solved. For this reason, in this embodiment, the outer diameter (2R) of the
図６は、［振動］と［ロータ半径／（ピストンの高さ中心−ロータの高さ中心）］との関係を示すグラフである。なお、「振動」は、圧縮機を同一運転で運転し、圧縮機の振動の比較を行うことで得られる。ここでの同一運転条件とは、圧縮機の吸込み及び吐出流体の圧力、温度、圧縮機の回転速度や周囲温度等をいう。一般には、圧縮機を冷凍サイクルに接続して運転する。また、組み込み対象製品である冷蔵庫や、製品での仕様を模擬した冷凍装置に接続して（いわゆる冷媒運転にて）検証してもよい。簡便な方法として、吸込みと吐出を大気開放した状態（いわゆる空気運転）で運転して検証してもよい。振動の測定は、運転中の圧縮機の外郭や取り付け脚近傍、あるいは製品との接続パイプ近傍、圧縮機を搭載する部品等、圧縮機の振動の影響がある部位に、振動測定手段を設置して測定できる。また、圧縮機のケース内の圧縮機構部に振動測定手段を設けて測定する方法でもよい。また、振動測定の評価方法については、ばねの伸縮に伴ういわゆる上下方向の振動に加え、前後左右方向に相当する圧縮機構部が傾く方向での振動で評価してもよく、さらにそれらを組み合わせた２次元乃至３次元の振動を合成したもので評価してもよい。 FIG. 6 is a graph showing the relationship between [vibration] and [rotor radius / (piston height center−rotor height center)]. Note that “vibration” is obtained by operating the compressors in the same operation and comparing the vibrations of the compressors. The same operating conditions here refer to the suction and discharge fluid pressure and temperature of the compressor, the rotational speed of the compressor, the ambient temperature, and the like. In general, the compressor is operated by being connected to a refrigeration cycle. Further, verification may be performed by connecting to a refrigerator that is a product to be incorporated or a refrigeration apparatus that simulates specifications of the product (so-called refrigerant operation). As a simple method, it may be verified by operating in a state where the suction and discharge are open to the atmosphere (so-called air operation). To measure vibration, install a vibration measurement means in the area affected by the compressor vibration, such as the outer shell of the compressor during operation, the mounting leg vicinity, the connection pipe with the product, the parts where the compressor is mounted, etc. Can be measured. Alternatively, a method may be used in which vibration measurement means is provided in the compression mechanism portion in the compressor case for measurement. As for the evaluation method of vibration measurement, in addition to the so-called vertical vibration accompanying the expansion and contraction of the spring, the vibration may be evaluated in the direction in which the compression mechanism corresponding to the front / rear / left / right direction tilts, and these are combined. The evaluation may be performed by combining two-dimensional to three-dimensional vibrations.
また、「ロータ半径Ｒ」は、ロータ３１の半径であり（図１参照）、「ピストンの高さ中心Ｈ１」は、ピストン２２の高さの二分の一の高さ位置であり（図１参照）、「ロータの高さ中心Ｈ２」は、ロータ３１の高さの二分の一の高さ位置である（図１参照）。また、以下では、ロータ半径Ｒ／（ピストンの高さ中心Ｈ１−ロータの高さ中心Ｈ２）＝Ｒ／Ｓをβとする。 The “rotor radius R” is the radius of the rotor 31 (see FIG. 1), and the “piston height center H1” is a height position that is a half of the height of the piston 22 (see FIG. 1). ), “Rotor height center H <b> 2” is a half height position of the height of the rotor 31 (see FIG. 1). In the following, the rotor radius R / (piston height center H1−rotor height center H2) = R / S is β.
図６に示すように、α＜２．５の場合とα≧２．５の場合とに分けることができる。α≧２．５の場合、図６の「▲」で示す従来仕様の圧縮機では、β（＝Ｒ／Ｓ）を０．５〜１．２まで変化させた場合でも、振動値に大きな変化が見られなかった。これは、軸受長Ｌ（図１参照）が十分に長いことから、軸の傾きが生じ難く、ロータ３１の径の違いの影響が小さいものであると考えられる。
As shown in FIG. 6, it can be divided into a case where α <2.5 and a case where α ≧ 2.5. In the case of α ≧ 2.5, in the conventional specification compressor indicated by “▲” in FIG. 6, even when β (= R / S) is changed from 0.5 to 1.2, the vibration value greatly changes. Was not seen. This is considered to be because the bearing length L (see FIG. 1) is sufficiently long, so that the inclination of the shaft hardly occurs and the influence of the difference in the diameter of the
一方、α＜２．５の場合、図６の「●」で示す圧縮機では、軸受長が短くなったため、β＝０．５のときに従来仕様の圧縮機よりも振動値が悪化している。また、βの値を０．５から１．２まで変化させると、ジャイロ効果が増加し、振動値が漸減することが分かる。また、β≧０．９では、従来の圧縮機に対して有意差を持って振動値を低減できることが確認された。 On the other hand, in the case of α <2.5, in the compressor indicated by “●” in FIG. 6, the bearing length is shortened, so that the vibration value is worse than that of the conventional specification compressor when β = 0.5. Yes. It can also be seen that when the value of β is changed from 0.5 to 1.2, the gyro effect increases and the vibration value gradually decreases. Further, it was confirmed that when β ≧ 0.9, the vibration value can be reduced with a significant difference from the conventional compressor.
よって、本実施形態では、高さを抑制した（扁平な）圧縮機を実現する上で、不可避となる軸受長Ｌの抑制により生じ得る軸受の傾きを抑制して、低損失で、かつ信頼性の高い軸受を持つ圧縮機を実現できる。 Therefore, in the present embodiment, in realizing a compressor with a reduced height (flat), the inclination of the bearing that can be caused by the suppression of the bearing length L, which is unavoidable, is suppressed, and low loss and reliability are achieved. A compressor with a high bearing can be realized.
ところで、レシプロ圧縮機の軸は、条件により、やや傾いて摺動することが一般的である。このため、軸受と軸とが接触しないように、軸受長Ｌを確保する必要があり、小型化が困難であった。そこで、密閉型圧縮機１００では、β（＝Ｒ／Ｓ）≧０．９とすることで、扁平形状のロータ３１によるジャイロ効果により、圧縮機運転中の軸（クランクシャフト２３）の傾きを抑制することができ、軸受（ラジアル軸受２５）と軸（クランクシャフト２３）の角度を従来よりも平行に近づける効果を得ることができる。
By the way, the shaft of a reciprocating compressor generally slides with a slight inclination depending on conditions. For this reason, it is necessary to secure the bearing length L so that the bearing and the shaft do not come into contact with each other, and downsizing is difficult. Therefore, in the
また、密閉型圧縮機１００では、α（＝Ｌ／Ｄ）＜２．５として、軸受（ラジアル軸受２５）の長さ（軸受長Ｌ）を大幅に短縮した場合において、従来の形状の（軸方向に長い）ロータを組み合わせると振動が増加するが、β≧０．９とすることで、振動が抑制され、より小型化が可能になる。
Further, in the
３ 密閉容器
３ａ 段差部
９ コイルバネ（弾性部材）
１０ ゴム座
２０ 圧縮要素
２１ シリンダ
２２ ピストン
２３ クランクシャフト
２４ フレーム
２４ａ ベース
２４ｂ 貫通孔
２４ｃ 凹部
２４ｄ 延出部
２５ ラジアル軸受（軸受）
２６ スラスト軸受
３０ 電動要素
３１ ロータ
３２ ステータ
１００ 密閉型圧縮機
3 Sealed
DESCRIPTION OF
26 Thrust bearing 30
Claims (2)
前記圧縮要素は、シリンダ内においてピストンを径方向に往復動させることで冷媒を圧縮するクランクシャフトと、前記クランクシャフトを軸支する軸受とを、備え、
前記電動要素は、前記クランクシャフトに固定されるロータと、前記ロータに回転力を与えるステータと、を備え、
前記ピストンの高さ方向の中心から前記ロータの高さ方向の中心まで長さをＳとし、前記ロータの半径をＲとしたときに、Ｒ／Ｓ≧０．９とすることを特徴とする密閉型圧縮機。 In a hermetic compressor comprising: a compression element; an electric element that drives the compression element; and a sealed container that houses the compression element and the electric element.
The compression element includes a crankshaft that compresses a refrigerant by reciprocating a piston in a radial direction in a cylinder, and a bearing that supports the crankshaft.
The electric element includes a rotor fixed to the crankshaft, and a stator that gives a rotational force to the rotor.
R / S ≧ 0.9, where S is the length from the center in the height direction of the piston to the center in the height direction of the rotor, and R is the radius of the rotor. Mold compressor.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2015132022A JP2017014992A (en) | 2015-06-30 | 2015-06-30 | Hermetic compressor |
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Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| WO2021106903A1 (en) | 2019-11-25 | 2021-06-03 | パナソニック アプライアンシズ リフリジレーション デヴァイシズ シンガポール | Hermetic refrigerant compressor and freezing/refrigerating apparatus in which same is used |
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2015
- 2015-06-30 JP JP2015132022A patent/JP2017014992A/en active Pending
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