JP5212148B2 - Hermetic compressor and refrigeration system - Google Patents
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Description
本発明は、冷凍冷蔵庫などの冷凍サイクルに用いられる密閉型圧縮機および冷凍装置に関する。 The present invention relates to a hermetic compressor and a refrigeration apparatus used in a refrigeration cycle such as a refrigerator-freezer.
近年、冷凍冷蔵庫などの冷凍装置に使用される密閉型圧縮機については、消費電力を低減させるための高効率化の他に、低騒音化や、高信頼性化が望まれている。この種の従来の密閉型圧縮機として、コンロッドとピストンの連結部への給油方法を改善することにより、効率や信頼性を向上させたものがある(例えば、特許文献1参照)。 In recent years, regarding hermetic compressors used in refrigeration apparatuses such as refrigerators and refrigerators, in addition to high efficiency for reducing power consumption, low noise and high reliability are desired. As a conventional hermetic compressor of this type, there is one in which efficiency and reliability are improved by improving a method for supplying oil to a connecting portion between a connecting rod and a piston (see, for example, Patent Document 1).
以下、図面を参照しながら上記従来の密閉型圧縮機について説明する。 The conventional hermetic compressor will be described below with reference to the drawings.
図7は、特許文献1に記載された従来の密閉型圧縮機の縦断面図であり、図8は、図7の要部の拡大断面図、図9は、図7の要部の断面図である。 7 is a vertical cross-sectional view of a conventional hermetic compressor described in Patent Document 1, FIG. 8 is an enlarged cross-sectional view of the main part of FIG. 7, and FIG. 9 is a cross-sectional view of the main part of FIG. It is.
図7ないし図9に示すように、密閉容器1内には、固定子2と回転子3とを備えた電動要素4と、電動要素4によって駆動される圧縮要素5とが収容され、さらに、密閉容器1内の底部に潤滑油6が貯留されている。シャフト10は、主軸部11と、この主軸部11と一体運動するようにその一端に偏心して形成された偏心軸部12とを有し、このうち、主軸部11が回転子3の軸心に固定されている。 As shown in FIGS. 7 to 9, the hermetic container 1 contains an electric element 4 having a stator 2 and a rotor 3, and a compression element 5 driven by the electric element 4, and Lubricating oil 6 is stored at the bottom of the sealed container 1. The shaft 10 has a main shaft portion 11 and an eccentric shaft portion 12 formed eccentrically at one end so as to move integrally with the main shaft portion 11, and of these, the main shaft portion 11 is located at the axis of the rotor 3. It is fixed.
シリンダブロック14は、互いに一定の位置に固定されるように配置された略円筒形の圧縮室15と、軸受部20とを有している。圧縮室15にはピストン23が往復動可能に挿設されている。 The cylinder block 14 has a substantially cylindrical compression chamber 15 and a bearing portion 20 that are arranged so as to be fixed to each other at a fixed position. A piston 23 is inserted into the compression chamber 15 so as to be able to reciprocate.
ピストン23には、偏心軸部12と平行になるようにピストンピン25が装着されている。軸受部20は、シャフト10の主軸部11における偏心軸部12側の端部を軸支することによって片持ち軸受を形成している。 A piston pin 25 is attached to the piston 23 so as to be parallel to the eccentric shaft portion 12. The bearing portion 20 forms a cantilever bearing by pivotally supporting the end portion on the eccentric shaft portion 12 side of the main shaft portion 11 of the shaft 10.
コンロッド26は大端穴部28と、小端穴部29と、ロッド部30とで構成されており、大端穴部28は偏心軸部12に嵌装され、小端穴部29はピストンピン25に連結され、これによって偏心軸部12とピストン23とが連結される。また、小端穴部29の内壁には、ピストンピン25と小端穴部29とが小端穴部29の軸方向中央近傍で接触した場合に、小端穴部29の軸方向の両端部にそれぞれ隙間ができるように凸面状の球面部31が形成されている。 The connecting rod 26 includes a large end hole portion 28, a small end hole portion 29, and a rod portion 30. The large end hole portion 28 is fitted to the eccentric shaft portion 12, and the small end hole portion 29 is a piston pin. 25, whereby the eccentric shaft portion 12 and the piston 23 are connected. Further, when the piston pin 25 and the small end hole 29 come into contact with the inner wall of the small end hole 29 in the vicinity of the center in the axial direction of the small end hole 29, both end portions in the axial direction of the small end hole 29 are provided. A convex spherical portion 31 is formed so as to form a gap in each of the two.
シャフト10の内部には給油通路35が設けられ、この給油通路35の偏心軸部12側の端部に散油管36が挿着されている。また、主軸部11の偏心軸部12とは反対側の端部、すなわち下端部40は、給油通路35に潤滑油6が所定の深さまで浸入するように延出している。 An oil supply passage 35 is provided inside the shaft 10, and an oil distribution pipe 36 is inserted into the end of the oil supply passage 35 on the eccentric shaft portion 12 side. Further, the end portion of the main shaft portion 11 opposite to the eccentric shaft portion 12, that is, the lower end portion 40 extends so that the lubricating oil 6 enters the oil supply passage 35 to a predetermined depth.
以上のように構成された密閉型圧縮機について、以下にその動作を説明する。 The operation of the hermetic compressor configured as described above will be described below.
電動要素4の回転子3はシャフト10を回転させ、偏心軸部12の回転運動が、コンロッド26を介して、ピストン23に伝えられ、これによって、ピストン23は圧縮室15内を往復運動する。ピストン23の往復運動により、冷却システム(図示せず)から冷媒ガスが圧縮室15内へ吸入され、圧縮された後、再び冷却システムに吐き出される。 The rotor 3 of the electric element 4 rotates the shaft 10, and the rotational movement of the eccentric shaft portion 12 is transmitted to the piston 23 via the connecting rod 26, whereby the piston 23 reciprocates in the compression chamber 15. Due to the reciprocating motion of the piston 23, the refrigerant gas is sucked into the compression chamber 15 from the cooling system (not shown), compressed, and then discharged to the cooling system again.
給油通路35の下端部は、シャフト10の回転によりポンプ作用をするようになっており、このポンプ作用により、密閉容器1の底部の潤滑油6は、給油通路35を通って、上方に汲み上げられる。給油通路35の上部に至った潤滑油6は、矢印Xに示したように、散油管36の上部から遠心力により密閉容器1内の全周方向へ水平に飛散し、その一部はピストンピン25やピストン23などに供給されて潤滑を行う。 The lower end portion of the oil supply passage 35 performs a pump action by the rotation of the shaft 10, and by this pump action, the lubricating oil 6 at the bottom of the sealed container 1 is pumped upward through the oil supply passage 35. . As indicated by an arrow X, the lubricating oil 6 reaching the upper part of the oil supply passage 35 is scattered horizontally from the upper part of the oil distribution pipe 36 in the entire circumferential direction in the sealed container 1 by a centrifugal force, and a part thereof is a piston pin. 25, piston 23, etc. are supplied for lubrication.
また、小端穴部29の内壁は凸面状の球面部31となっているので、コンロッド26を上下にこじる力が生じても、球面部31の接触部分がずれることにより、ピストンピン25と小端穴部29との局所的なこじりを防ぐことができ、さらに、ピストンピン25と小端穴部29の摺動部に多量の潤滑油6を供給することができることになり、高信頼性化、及び高効率化が達成される。 Further, since the inner wall of the small end hole 29 is a convex spherical portion 31, even if a force that squeezes the connecting rod 26 is generated, the contact portion of the spherical portion 31 is displaced, so that it is small from the piston pin 25. The local twisting with the end hole 29 can be prevented, and a large amount of the lubricating oil 6 can be supplied to the sliding portion between the piston pin 25 and the small end hole 29, thereby improving the reliability. And higher efficiency is achieved.
また、圧縮機構にレシプロ式を採用した密閉型圧縮機では、内径が円筒形の圧縮室15を形成するシリンダブロック14と、この圧縮室15内を往復運動する外径が円筒形のピストン23と、このピストン23に、ピストンピン25を介して、シャフト10の偏心軸部12を連結するコンロッド26とを備え、電動機部の回転子3の軸心にシャフト10を固定し、回転子3の回転により圧縮機構を作動させるものが知られている。 Further, in a hermetic compressor adopting a reciprocating type compression mechanism, a cylinder block 14 that forms a compression chamber 15 having a cylindrical inner diameter, and a piston 23 that has a cylindrical outer diameter that reciprocates in the compression chamber 15; The piston 23 is provided with a connecting rod 26 for connecting the eccentric shaft portion 12 of the shaft 10 via the piston pin 25, and the shaft 10 is fixed to the shaft center of the rotor 3 of the electric motor portion. Is known which operates a compression mechanism.
このような密閉型圧縮機では、圧縮室15の内径と往復運動するピストン23の外径とが摺動するための隙間が必要であり、この隙間が大きいものでは圧縮室15内で圧縮された高温、高圧の冷媒ガスが漏れるブローバイが発生して圧縮効率が低下し、この隙間を小さくすると摺動損失が増加して圧縮効率が低下する関係にある。 In such a hermetic compressor, a gap is required for sliding between the inner diameter of the compression chamber 15 and the outer diameter of the piston 23 that reciprocates. If the gap is large, the compression is performed in the compression chamber 15. Blow-by in which high-temperature and high-pressure refrigerant gas leaks occurs to reduce the compression efficiency. If this gap is reduced, the sliding loss increases and the compression efficiency decreases.
そこで、ピストン23が上死点に位置する側から下死点に位置する側に向かって内径寸法が増大するように形成された圧縮室15を用いた密閉型圧縮機が提案されている。 Therefore, a hermetic compressor using a compression chamber 15 formed so that the inner diameter increases from the side where the piston 23 is located at the top dead center toward the side located at the bottom dead center has been proposed.
図10(a),(b)は下記の特許文献2に開示された密閉型圧縮機の圧縮部の断面図であり、このうち、図10(a)はピストン23が下死点にある状態を、図10(b)はピストン23が上死点にある状態をそれぞれ示している。 10 (a) and 10 (b) are cross-sectional views of the compression portion of the hermetic compressor disclosed in Patent Document 2 below, and FIG. 10 (a) shows a state where the piston 23 is at the bottom dead center. FIG. 10B shows a state where the piston 23 is at the top dead center.
図10(a),(b)において、シリンダブロック14に設けた圧縮室15内に往復動可能に挿設されたピストン23には、ピストンピン25を介して、コンロッド26が連結されている。そして、図示省略のシャフトの偏心軸部の偏心運動により、コンロッド26はピストン23を図10(a)に示す下死点位置と図10(b)に示す上死点位置とで往復するように駆動する。 In FIGS. 10A and 10B, a connecting rod 26 is connected to a piston 23 inserted in a compression chamber 15 provided in the cylinder block 14 so as to be reciprocally movable through a piston pin 25. The connecting rod 26 reciprocates the piston 23 between the bottom dead center position shown in FIG. 10 (a) and the top dead center position shown in FIG. 10 (b) by the eccentric movement of the eccentric shaft portion of the shaft (not shown). To drive.
コンロッド26から見て圧縮室15の反対側の端面にバルブプレート(図示せず)が装着され、ピストン23、シリンダブロック14及びバルブプレートにより圧縮室15が形成されている。 A valve plate (not shown) is mounted on the opposite end surface of the compression chamber 15 when viewed from the connecting rod 26, and the compression chamber 15 is formed by the piston 23, the cylinder block 14 and the valve plate.
圧縮室15は、ピストン23が上死点に位置する側から下死点に位置する側に向かって、内径寸法がDtからDb(>Dt)に増加するテーパ部17を持つように形成され、ピストン23は、全長にわたって外径寸法が同一に形成されている。 The compression chamber 15 is formed so as to have a tapered portion 17 in which the inner diameter increases from Dt to Db (> Dt) from the side where the piston 23 is located at the top dead center toward the side located at the bottom dead center. The piston 23 has the same outer diameter dimension over the entire length.
この組み合わせにより、ピストン23が図10(a)に示す下死点位置から、冷媒ガスを圧縮する圧縮行程で上死点側に移行する途中の状態までは、圧縮室15内の圧力はそれほど上昇しないので隙間は比較的大きくても潤滑油6によるシール効果で冷媒ガスの漏れであるブローバイはほとんど発生せず、ピストン23の摺動抵抗も小さい。 By this combination, the pressure in the compression chamber 15 increases so much from the bottom dead center position shown in FIG. 10A until the piston 23 is moving to the top dead center side in the compression stroke for compressing the refrigerant gas. Therefore, even if the gap is relatively large, the blow-by that is the leakage of the refrigerant gas hardly occurs due to the sealing effect by the lubricating oil 6, and the sliding resistance of the piston 23 is small.
さらに圧縮行程が進み、圧縮室15内の冷媒ガスの圧力が次第に上昇してピストン23が図10(b)に示す上死点位置に近接する状態では、圧縮室15内の圧力は所定の吐出圧力まで上昇してブローバイが発生しやすい条件となるが、上死点側では隙間が小さくなることから潤滑油6によるシール効果が得られ、ブローバイの発生を低減することができる。 When the compression stroke further proceeds and the pressure of the refrigerant gas in the compression chamber 15 gradually increases and the piston 23 is close to the top dead center position shown in FIG. Although the pressure rises to a pressure and blow-by is likely to occur, the gap becomes smaller on the top dead center side, so that the sealing effect by the lubricating oil 6 can be obtained and the occurrence of blow-by can be reduced.
図11は下記の特許文献3に開示された冷媒圧縮が可能な圧縮部の断面図であり、図10(a),(b)と同一の要素には同一符号を付してそれらの説明を省略する。 FIG. 11 is a cross-sectional view of a compression portion capable of refrigerant compression disclosed in Patent Document 3 below, and the same elements as those in FIGS. Omitted.
ここで、圧縮室15は、ピストン23が上死点に位置する側から下死点に位置する側に向かって、内径寸法がDtからDb(>Dt)に増加するテーパ部17と、上死点に近接するピストン23の圧縮室15側の端部に対応する位置に、長さLの区間だけ内径寸法が軸方向に一定に形成されたストレート部18とを持つように形成され、ピストン23は、全長にわたって外径寸法が同一に形成されている。 Here, the compression chamber 15 includes a tapered portion 17 whose inner diameter increases from Dt to Db (> Dt) from the side where the piston 23 is located at the top dead center to the side located at the bottom dead center, and the top dead center. The piston 23 is formed so as to have a straight portion 18 in which the inner diameter dimension is constant in the axial direction only in the section of the length L at a position corresponding to the end portion of the piston 23 near the point on the compression chamber 15 side. Have the same outer diameter over the entire length.
この組合せにより、圧縮行程で上死点側に移行する途中の状態までは、ブローバイはほとんど発生せず、ピストン23の摺動抵抗も小さくなり、さらに圧縮行程が進みピストン23が上死点位置に近接する状態では、全長にわたってテーパ部17を形成する場合よりも、ガス圧の増大に伴う冷媒ガスのガス漏れの発生を低減することができる。
しかしながら、上述した従来の密閉型圧縮機においては、冷媒ガスを圧縮する圧縮荷重が作用したときに発生するピストン23と圧縮室15の内壁15aとの間のこじりを防ぐには不十分であった。 However, in the conventional hermetic compressor described above, it is insufficient to prevent the twist between the piston 23 and the inner wall 15a of the compression chamber 15 generated when a compression load for compressing the refrigerant gas is applied. .
図9に示した要部の断面図を用いて、ピストン23と圧縮室15の内壁15aとの間にこじりが発生することを説明する。 Using the cross-sectional view of the main part shown in FIG. 9, it will be described that a twist occurs between the piston 23 and the inner wall 15 a of the compression chamber 15.
図9に示したように、冷媒ガスの圧縮行程でピストン23に発生する圧縮荷重Fがコンロッド26を介して偏心軸部12に作用する。圧縮荷重Fが偏心軸部12に作用したとき、主軸部11と軸受部20との間にクリアランスが存在するため、シャフト10は軸受部20の軸心を基準として、軸受部20内で主軸部11が最大に傾斜し得る角度γは傾き、偏心軸部12も主軸部11の軸心を基準として角度Δγは傾くことになり、圧縮室15と軸受部20との間の軸心の相対角度も変化する。 As shown in FIG. 9, a compression load F generated in the piston 23 in the compression stroke of the refrigerant gas acts on the eccentric shaft portion 12 via the connecting rod 26. When the compressive load F acts on the eccentric shaft portion 12, there is a clearance between the main shaft portion 11 and the bearing portion 20, so that the shaft 10 has a main shaft portion within the bearing portion 20 with respect to the shaft center of the bearing portion 20. 11 is tilted to the maximum, and the eccentric shaft portion 12 is also tilted with respect to the shaft center of the main shaft portion 11, and the relative angle of the shaft center between the compression chamber 15 and the bearing portion 20 is inclined. Also changes.
そのため、ピストン23は、図9に示したように、その軸心が傾くことになる。 Therefore, the axis of the piston 23 is inclined as shown in FIG.
上述した従来の密閉型圧縮機は小端穴部29の内壁を凸面状にすることで、ピストン23の傾きを抑制するものの、ピストン23と圧縮室15の内壁15aとの間に発生するこじりを防ぐことはできなかった。 The above-described conventional hermetic compressor suppresses the inclination of the piston 23 by making the inner wall of the small-end hole portion 29 convex, but causes a twist between the piston 23 and the inner wall 15a of the compression chamber 15. I couldn't prevent it.
ピストン23と圧縮室15の内壁15aとの間に発生するこじりによって、ピストン23が圧縮室15の内壁15aと摺動する摺動面の一部、すなわち、図中pで示した上端面の縁の一部の面圧が局部的に増大する。このため、小端穴部29の内壁を凸面状にした従来の密閉型圧縮機であっても、ピストン23の摩耗が早まったり、摩耗量が大きくなったり、摺動損失が大きくなるという、解決しなければならない課題を有していた。 Part of the sliding surface on which the piston 23 slides with the inner wall 15a of the compression chamber 15 due to the occurrence of a twist between the piston 23 and the inner wall 15a of the compression chamber 15, that is, the edge of the upper end surface indicated by p in the figure The surface pressure of a part of is increased locally. For this reason, even with the conventional hermetic compressor in which the inner wall of the small end hole 29 is convex, the piston 23 wears quickly, the wear amount increases, and the sliding loss increases. Had problems that had to be done.
また、特許文献2及び3に開示された従来の構成の圧縮部では、ピストン23が下死点位置に戻ったときでも、ピストン23の全体が圧縮室15の円筒形孔部16の内部に納まった状態にあるため、潤滑を必要とする円筒形孔部16とピストン23の間に潤滑油6が十分に供給され難いという課題を有していた。 Further, in the compression portion having the conventional configuration disclosed in Patent Documents 2 and 3, even when the piston 23 returns to the bottom dead center position, the entire piston 23 is accommodated in the cylindrical hole portion 16 of the compression chamber 15. Therefore, there is a problem that the lubricating oil 6 is not sufficiently supplied between the cylindrical hole 16 and the piston 23 that require lubrication.
さらに、ピストン23が上死点位置に近接して隙間が小さくなる状態で潤滑油6が押し出されてしまい、次に下死点位置で隙間が大きくなった際に隙間を封止する潤滑油6が不足するため、ブローバイの発生が抑え難くなるとともに、潤滑油6の不足により摺動抵抗が増大するという課題を有していた。 Further, the lubricating oil 6 is pushed out when the piston 23 is close to the top dead center position and the gap becomes small, and then the lubricating oil 6 is sealed when the gap becomes large at the bottom dead center position. Therefore, there is a problem that it is difficult to suppress the occurrence of blow-by and the sliding resistance increases due to the lack of the lubricating oil 6.
本発明は上記の課題を解決するもので、ピストンと圧縮室との間のこじりの発生を防止することによって、ピストンの摩耗を抑制するとともに、摺動損失を軽減し、より一層の高信頼性化と高効率化を達成することができる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-mentioned problems, and prevents wear of the piston by preventing the occurrence of twisting between the piston and the compression chamber, reduces sliding loss, and further increases reliability. It is an object of the present invention to provide a hermetic compressor that can achieve high efficiency and high efficiency.
さらに、本発明は、上記の問題点を解決するもので、シリンダブロックとピストンとの間により多くの潤滑油が供給されることにより、高効率化を達成することができる密閉型圧縮機を提供することを目的とする。 Furthermore, the present invention solves the above problems, and provides a hermetic compressor that can achieve high efficiency by supplying more lubricating oil between the cylinder block and the piston. The purpose is to do.
上記従来の課題を解決するために、本発明は、軸受部の軸心を示す第1の中心線または第1の中心線に平行な第3の中心線と圧縮室の軸心を示す第2の中心線とが互いに交差するように軸受部及び圧縮室が配置され、第1の中心線または第3の中心線と第2の中心線とのなす角度をαとしたとき、下記(数1)で表されるαを圧縮室の軸心の角度の設計値とし、さらに圧縮室は、ピストンが上死点に位置する側から下死点に位置する側に向かって内径寸法が増大するように形成されたテーパ部を有し、テーパ部にピストンの外周面が沿って摺動する時のピストンの軸心と圧縮室の軸心とのなす角度をδとし、軸受部と主軸部のクリアランスに基づく軸受部に対するシャフトの傾きの絶対値がγであるとき、δとγが下記(数2)を満足する関係としたものであり、ピストンと圧縮室との間のこじりを防止するという作用を有する。 In order to solve the above-described conventional problems, the present invention provides a first center line indicating the axis of the bearing portion or a third center line parallel to the first center line and a second center indicating the axis of the compression chamber. The bearing portion and the compression chamber are arranged so as to intersect with each other, and when the angle between the first center line or the third center line and the second center line is α, the following (Equation 1 Α is a design value of the angle of the axial center of the compression chamber, and the compression chamber has an inner diameter that increases from the side where the piston is located at the top dead center toward the side where the piston is located at the bottom dead center. The angle between the shaft center of the piston and the shaft center of the compression chamber when the outer peripheral surface of the piston slides along the taper portion is δ, and the clearance between the bearing portion and the main shaft portion When the absolute value of the inclination of the shaft with respect to the bearing portion based on γ is γ, δ and γ satisfy the following (Equation 2): Are as hereinbefore, it has the effect of preventing prying between piston and the compression chamber.
本発明に係る密閉型圧縮機は、軸受部の軸心を示す第1の中心線または第1の中心線に平行な第3の中心線と圧縮室の軸心を示す第2の中心線とが互いに交差するように軸受部及び圧縮室が配置され、第1の中心線または第3の中心線と第2の中心線とのなす角度をαとしたとき、上記(数1)で表されるαを圧縮室の軸心の角度の設計値とし、さらに圧縮室は、ピストンが上死点に位置する側から下死点に位置する側に向かって内径寸法が増大するように形成されたテーパ部を有し、テーパ部にピストンの外周面が沿って摺動する時のピストンの軸心と圧縮室の軸心とのなす角度をδとし、軸受部と主軸部のクリアランスに基づく軸受部に対するシャフトの傾きの絶対値がγであるとき、δとγが上記(数2)を満足する関係としたものであり、ピストンと圧縮室との間のこじりを防止することができ、これによって、ピストンの摩耗低減による高信頼性化と、摺動損失軽減による高効率化とが達成される。 The hermetic compressor according to the present invention includes a first center line indicating the axis of the bearing portion or a third center line parallel to the first center line and a second center line indicating the axis of the compression chamber. The bearing portion and the compression chamber are arranged so as to cross each other, and when the angle formed by the first center line or the third center line and the second center line is α, Α is the design value of the angle of the axial center of the compression chamber, and the compression chamber is formed so that the inner diameter dimension increases from the side where the piston is located at the top dead center toward the side where the piston is located at the bottom dead center. Bearing part based on the clearance between the bearing part and the main shaft part, where δ is the angle between the axial center of the piston and the axial center of the compression chamber when the outer peripheral surface of the piston slides along the tapered part. When the absolute value of the inclination of the shaft with respect to γ is γ, δ and γ satisfy the above (Equation 2). Prying between piston and the compression chamber can be prevented, thereby, a high reliability due to wear reduction of the piston, and higher efficiency due to sliding loss mitigation is achieved.
請求項1に記載の発明は、密閉容器内に電動要素と前記電動要素によって駆動される片持ち軸受のレシプロ式を採用した圧縮要素とを収容した密閉型圧縮機であって、前記圧縮要素は、前記電動要素によって回転駆動される主軸部及び前記主軸部の一端に前記主軸部と一体運動するように形成された偏心軸部を有するシャフトと、前記シャフトの前記主軸部を軸支することによって片持ち軸受を形成する軸受部と、前記軸受部に対して、一定の位置に固定されるように配置され、略円筒形の圧縮室を形成するシリンダブロックと、前記圧縮室の内部に往復動可能に挿設されたピストンと、前記偏心軸部と前記ピストンとを連結するコンロッドとを備え、前記軸受部の軸心を示す第1の中心線または前記第1の中心線に平行な第3の中心線と前記圧縮室の軸心を示す第2の中心線とが互いに交差するように前記軸受部及び前記圧縮室が配置され、前記第1の中心線または前記第3の中心線と前記第2の中心線とのなす角度をαとしたとき、下記(数1)で表される前記αを前記圧縮室の軸心の角度の設計値とし、さらに前記圧縮室は、冷媒ガスを圧縮する圧縮荷重が作用したとき、前記シャフトの傾きによる前記ピストンの前記圧縮室に対するこじりを防止するために、前記ピストンが上死点に位置する側から下死点に位置する側に向かって内径寸法が増大するように前記ピストンの軸心の傾きに対応させて形成されたテーパ部を有し、前記テーパ部に前記ピストンの外周面が沿って摺動する時の前記ピストンの軸心と前記圧縮室の軸心とのなす角度をδとし、前記軸受部と前記主軸部のクリアランスに基づく前記軸受部に対する前記シャフトの傾きの絶対値がγであるとき、前記δと前記γが下記(数2)を満足する関係としたもので、ピストンと圧縮室との間のこじりを防止することができ、これによって、ピストンの摩耗低減による高信頼性化と、摺動損失軽減による高効率化とを達成することができる。 The invention according to claim 1 is a hermetic compressor in which an electric element and a compression element adopting a reciprocating cantilever bearing driven by the electric element are accommodated in an airtight container, wherein the compression element is A shaft having a main shaft portion that is rotationally driven by the electric element, a shaft having an eccentric shaft portion that is formed so as to move integrally with the main shaft portion at one end of the main shaft portion, and by supporting the main shaft portion of the shaft. A bearing portion that forms a cantilever bearing, a cylinder block that is arranged to be fixed at a fixed position with respect to the bearing portion, and that forms a substantially cylindrical compression chamber, and reciprocates within the compression chamber A piston inserted in a possible manner, and a connecting rod connecting the eccentric shaft portion and the piston, and a first center line indicating the shaft center of the bearing portion or a third center line parallel to the first center line Centerline and front The bearing portion and the compression chamber are arranged so that a second center line indicating the axis of the compression chamber intersects with each other, and the first center line or the third center line and the second center line are arranged. Where α is the design value of the angle of the axial center of the compression chamber, and the compression chamber is subjected to a compression load for compressing the refrigerant gas. In order to prevent the piston from being twisted with respect to the compression chamber due to the inclination of the shaft, the inner diameter dimension is increased from the side where the piston is located at the top dead center toward the side located at the bottom dead center. A taper portion formed to correspond to an inclination of the axial center of the piston, and an axial center of the piston and an axial center of the compression chamber when the outer peripheral surface of the piston slides along the tapered portion; And the bearing part and the main shaft part When the absolute value of the inclination of the shaft relative to the bearing portion based on the clearance is γ, the relationship between δ and γ satisfies the following (Equation 2), and the twist between the piston and the compression chamber is Accordingly, high reliability by reducing wear of the piston and high efficiency by reducing sliding loss can be achieved.
請求項2に記載の発明は、請求項1に記載の発明において、ピストンが上死点に位置するとき、前記ピストンの圧縮室側の上端部に対応する位置にテーパ部に隣接して形成されたストレート部を有するもので、請求項1に記載の発明の効果に加えてさらに、ピストンと圧縮室の隙間から高圧ガスが漏れるブローバイを防止することができ、高い冷凍能力を達成することができる。 According to a second aspect of the present invention, in the first aspect of the present invention, when the piston is located at the top dead center, the piston is formed adjacent to the tapered portion at a position corresponding to the upper end portion of the piston on the compression chamber side. In addition to the effect of the invention according to claim 1, it is possible to prevent blow-by in which high-pressure gas leaks from the gap between the piston and the compression chamber, and to achieve high refrigeration capacity. .
請求項3に記載の発明は、請求項1または2に記載の発明において、δとγとが下記(数3)を満足する関係としたもので、ピストンと圧縮室との間のこじりをより確実に防止することができ、請求項1または2に記載の発明の効果に加えてより一層、ピストンの摩耗低減による高信頼性化と、摺動損失軽減による高効率化を達成することができる。 The invention according to claim 3 is the invention according to claim 1 or 2, wherein δ and γ satisfy the following (Equation 3), and the twist between the piston and the compression chamber is further reduced. In addition to the effects of the invention described in claim 1 or 2, it is possible to achieve higher reliability by reducing piston wear and higher efficiency by reducing sliding loss. .
請求項4に記載の発明は、請求項1から3のいずれかの一項に記載の発明において、ピストンが下死点に位置する時、少なくとも前記ピストンの一部がシリンダブロックから露出するように形成したもので、ピストンの上部の摺動部に直接給油することができ、請求項1から3のいずれか一項に記載の発明の効果に加えてさらに、ピストンの摩耗低減による高信頼性化と、摺動損失軽減による高効率化とを達成することができる。 According to a fourth aspect of the present invention, in the invention according to any one of the first to third aspects, when the piston is located at a bottom dead center, at least a part of the piston is exposed from the cylinder block. 4. In addition to the effect of the invention according to any one of claims 1 to 3, the reliability can be further improved by reducing the wear of the piston. In addition, high efficiency can be achieved by reducing sliding loss.
請求項5に記載の発明は、請求項1から4のいずれか一項に記載の密閉型圧縮機を搭載したものであり、効率の高い冷凍装置を提供することができる。 The invention according to claim 5 is equipped with the hermetic compressor according to any one of claims 1 to 4, and can provide a highly efficient refrigeration apparatus.
以下、本発明の実施の形態について、図面を参照しながら説明する。なお、この実施の形態によってこの発明が限定されるものではない。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. The present invention is not limited to the embodiments.
(実施の形態1)
図1は、本発明の実施の形態1における密閉型圧縮機の縦断面図、図2は同実施の形態における圧縮荷重が作用しないときの要部の拡大断面図、図3は同実施の形態における圧縮荷重が作用するときの要部の拡大断面図、図4は同実施の形態における軸受部と圧縮室との位置関係を示す要部の断面図、図5は同実施の形態に基づいて行った実験の結果を示す特性図である。
(Embodiment 1)
FIG. 1 is a longitudinal sectional view of a hermetic compressor according to the first embodiment of the present invention, FIG. 2 is an enlarged sectional view of a main part when the compressive load does not act in the same embodiment, and FIG. 3 is the same embodiment. 4 is an enlarged cross-sectional view of the main part when the compression load is applied, FIG. 4 is a cross-sectional view of the main part showing the positional relationship between the bearing part and the compression chamber in the same embodiment, and FIG. 5 is based on the same embodiment. It is a characteristic view which shows the result of the experiment done.
図1ないし図3において、密閉容器101内には、固定子102と回転子103とを備えた電動要素104と、電動要素104によって駆動される圧縮要素105とが収容され、さらに、密閉容器101内の底部に潤滑油106が貯留されている。 In FIG. 1 to FIG. 3, an electric element 104 including a stator 102 and a rotor 103 and a compression element 105 driven by the electric element 104 are accommodated in an airtight container 101. Lubricating oil 106 is stored at the bottom of the inside.
シャフト110は、主軸部111と、この主軸部111と一体運動するようにその一端に偏心して形成された偏心軸部112とを有し、このうち、主軸部111が回転子103の軸心に固定されている。シャフト110の内部や表面には給油通路113が設けられ、その下端部は、給油通路113に潤滑油106が所定の深さまで浸入するように延出している。 The shaft 110 has a main shaft portion 111 and an eccentric shaft portion 112 formed eccentrically at one end so as to move integrally with the main shaft portion 111, and of these, the main shaft portion 111 is located at the axis of the rotor 103. It is fixed. An oil supply passage 113 is provided inside or on the surface of the shaft 110, and a lower end portion of the shaft 110 extends so that the lubricating oil 106 enters the oil supply passage 113 to a predetermined depth.
ここで、ピストン123及びバルブプレート150と共に圧縮室115を形成するようにシリンダブロック114に設けられた円筒形孔部116は、図5に示すように、ピストン123が上死点に位置する側から、下死点に位置する側に向かって、内径寸法がDtからDb(>Dt)に増加するテーパ部117と、上死点に達したピストン123の圧縮室115側の端部に対応する位置に、長さLの区間だけ内径寸法が軸方向に一定であるストレート部118とを持つように形成され、ピストン123は、全長にわたって外径寸法が同一に形成されている。 Here, the cylindrical hole portion 116 provided in the cylinder block 114 so as to form the compression chamber 115 together with the piston 123 and the valve plate 150 is formed from the side where the piston 123 is located at the top dead center as shown in FIG. A taper portion 117 whose inner diameter increases from Dt to Db (> Dt) toward the bottom dead center side, and a position corresponding to the end portion on the compression chamber 115 side of the piston 123 reaching the top dead center. In addition, the section having the length L is formed so as to have a straight portion 118 whose inner diameter dimension is constant in the axial direction, and the piston 123 has the same outer diameter dimension over the entire length.
シリンダブロック114は、互いに一定の位置に固定されるように配置された略円筒形の圧縮室115と軸受部120とを備え、軸受部120は、シャフト110の主軸部111における偏心軸部112側の端部を軸支することによって片持ち軸受を形成している。 The cylinder block 114 includes a substantially cylindrical compression chamber 115 and a bearing portion 120 arranged so as to be fixed to each other at a fixed position. The bearing portion 120 is on the side of the eccentric shaft portion 112 in the main shaft portion 111 of the shaft 110. A cantilever bearing is formed by pivotally supporting the end of the shaft.
圧縮室115にはピストン123が往復動可能に挿設されている。ピストン123には、偏心軸部112と平行になるようにピストンピン125が装着されている。 A piston 123 is inserted into the compression chamber 115 so as to reciprocate. A piston pin 125 is attached to the piston 123 so as to be parallel to the eccentric shaft portion 112.
コンロッド126は図2、図3に示すように、大端穴部128と、小端穴部129と、ロッド部130とで構成されており、大端穴部128は偏心軸部112に嵌装され、小端穴部129は、ピストンピン125を介して、ピストン123に連結され、これによって偏心軸部112とピストン123とが連結される。 As shown in FIGS. 2 and 3, the connecting rod 126 includes a large end hole portion 128, a small end hole portion 129, and a rod portion 130, and the large end hole portion 128 is fitted to the eccentric shaft portion 112. The small end hole portion 129 is connected to the piston 123 via the piston pin 125, whereby the eccentric shaft portion 112 and the piston 123 are connected.
本実施の形態1が図7に示した従来の密閉型圧縮機と異なる点は、冷媒ガスを圧縮する圧縮荷重が作用したとき、シャフト110の傾きに起因してピストン123の軸心Cも傾くが、このピストン123の傾きに対応させて、圧縮室115を形成する円筒形孔部116にテーパ部117を形成したことにある。 The difference between the first embodiment and the conventional hermetic compressor shown in FIG. 7 is that when a compression load for compressing refrigerant gas is applied, the axis C of the piston 123 is also inclined due to the inclination of the shaft 110. However, the tapered portion 117 is formed in the cylindrical hole portion 116 that forms the compression chamber 115 in accordance with the inclination of the piston 123.
軸心Cの傾き、テーパ部117の状態は、図1のみでは十分に表現できないので、圧縮荷重が作用しない場合に、テーパ部117を形成した圧縮室115に対して軸心Cが傾いていないピストン123の状態を図2の拡大断面図で示し、圧縮荷重が作用した場合に、圧縮室115のテーパ部117と軸心Cが合致するように傾くピストン123の状態を図3の拡大断面図で示している。 Since the inclination of the shaft center C and the state of the taper portion 117 cannot be sufficiently expressed only by FIG. 1, the shaft center C is not inclined with respect to the compression chamber 115 in which the taper portion 117 is formed when the compression load does not act. The state of the piston 123 is shown in the enlarged cross-sectional view of FIG. 2, and when the compressive load is applied, the state of the piston 123 tilted so that the tapered portion 117 of the compression chamber 115 and the shaft center C coincide with each other is shown in the enlarged cross-sectional view of FIG. Is shown.
圧縮室115のテーパ部117については、図4に示したように、軸受部120の軸心を示す第1の中心線141と圧縮室115の軸心を示す第2の中心線142とが互いに交差するように軸受部120及び圧縮室115が配置され、第1の中心線141と第2の中心線142とのなす角度αを上記(数1)としている。 As for the tapered portion 117 of the compression chamber 115, as shown in FIG. 4, a first center line 141 indicating the axis of the bearing portion 120 and a second center line 142 indicating the axis of the compression chamber 115 are mutually connected. The bearing portion 120 and the compression chamber 115 are arranged so as to intersect with each other, and the angle α formed by the first center line 141 and the second center line 142 is the above (Equation 1).
以上のように構成された密閉型圧縮機について、以下にその動作、作用を説明する。 The operation and action of the hermetic compressor configured as described above will be described below.
電動要素104の回転子103はシャフト110を回転させ、偏心軸部112の回転運動が、コンロッド126を介して、ピストン123に伝えられ、これによって、ピストン123は圧縮室115内を往復運動する。ピストン123の往復運動により、冷却システム(図示せず)から冷媒ガスが圧縮室115内へ吸入され、圧縮された後、再び冷却システムに吐き出される。 The rotor 103 of the electric element 104 rotates the shaft 110, and the rotational movement of the eccentric shaft portion 112 is transmitted to the piston 123 via the connecting rod 126, whereby the piston 123 reciprocates in the compression chamber 115. Due to the reciprocating motion of the piston 123, the refrigerant gas is sucked into the compression chamber 115 from the cooling system (not shown), compressed, and then discharged to the cooling system again.
給油通路113の下端部は、シャフト110の回転によりポンプ作用をするようになっており、このポンプ作用により、密閉容器101の底部の潤滑油106は、給油通路113を通って、上方に汲み上げられ、密閉容器101内の全周方向へ水平に飛散し、ピストンピン125やピストン123などに供給されて潤滑を行う。 The lower end portion of the oil supply passage 113 is pumped by the rotation of the shaft 110, and by this pump action, the lubricating oil 106 at the bottom of the sealed container 101 is pumped upward through the oil supply passage 113. Then, it scatters horizontally in the entire circumferential direction in the sealed container 101 and is supplied to the piston pin 125, the piston 123, and the like for lubrication.
片持ち軸受では、冷媒ガスを圧縮するときの圧縮荷重を、シャフト110の偏心軸部112に対して片側の主軸部111のみで軸支するため、シャフト110は主軸部111と軸受部120のクリアランス内で傾く。 In the cantilever bearing, the compression load when compressing the refrigerant gas is supported only by the main shaft portion 111 on one side with respect to the eccentric shaft portion 112 of the shaft 110, so that the shaft 110 has a clearance between the main shaft portion 111 and the bearing portion 120. Tilt inside.
このため、軸受部120のクリアランス内で傾いたシャフト110の主軸部111の軸心144と、圧縮室115の軸心を示す第2の中心線142との相対角度がπ/2[rad]よりも小さくなる。 Therefore, the relative angle between the axial center 144 of the main shaft portion 111 of the shaft 110 inclined within the clearance of the bearing portion 120 and the second center line 142 indicating the axial center of the compression chamber 115 is π / 2 [rad]. Becomes smaller.
このシャフト110の傾きによるピストン123の圧縮室115に対するこじりを防止するために、本実施の形態では、ピストン123の軸心Cの傾きに対応させて円筒形孔部116にテーパ部117を形成している。 In order to prevent the piston 123 from being twisted with respect to the compression chamber 115 due to the inclination of the shaft 110, in the present embodiment, a tapered portion 117 is formed in the cylindrical hole portion 116 corresponding to the inclination of the axis C of the piston 123. ing.
図4において、軸受部120の軸心を示す第1の中心線141と圧縮室115の軸心を示す第2の中心線142との交点をOとし、軸受部120と主軸部111のクリアランスに基づく軸受部120に対するシャフト110の傾きの絶対値をγとし、そのテーパ部117にピストン123の外周面が沿って摺動する時のピストン123の軸心と、圧縮室115の軸心を示す第2の中心線142とのなす角度δとしたとき、テーパ部117と第2の中心線142とのなす角度も角度δとなり、その値は上記(数2)を満たすように圧縮室115のテーパ部117を形成している。 In FIG. 4, the intersection of the first center line 141 indicating the axis of the bearing 120 and the second center line 142 indicating the axis of the compression chamber 115 is defined as O, and the clearance between the bearing 120 and the main shaft 111 is defined as O. The absolute value of the inclination of the shaft 110 with respect to the bearing portion 120 based on this is γ, and the shaft center of the piston 123 and the shaft center of the compression chamber 115 when the outer peripheral surface of the piston 123 slides along the taper portion 117 are shown. 2 is the angle δ between the taper portion 117 and the second center line 142, and the angle of the compression chamber 115 is such that the value satisfies the above (Equation 2). A portion 117 is formed.
圧縮室115の軸心を示す第2の中心線142とテーパ部117とのなす角度δをシャフト110の傾きの絶対値γに関係付ける具体的な値として実験値を採用することができる。図5は圧縮室115の軸心を示す第2の中心線142とテーパ部117のなす角度δを変えた数種類のシリンダブロック114を用意し、これらのシリンダブロック114を組み込んだ密閉型圧縮機の効率を測定した結果である。 An experimental value can be adopted as a specific value relating the angle δ formed between the second center line 142 indicating the axis of the compression chamber 115 and the tapered portion 117 to the absolute value γ of the inclination of the shaft 110. FIG. 5 shows several types of cylinder blocks 114 in which the angle δ formed by the second center line 142 indicating the axis of the compression chamber 115 and the tapered portion 117 is changed, and a hermetic compressor in which these cylinder blocks 114 are incorporated. It is the result of measuring efficiency.
すなわち、軸受部120の軸心を示す第1の中心線141に対するテーパ部117の角度δと圧縮室115の軸心を示す第2の中心線142のπ/2からの拡がりをシャフト110の傾きの絶対値γで割った無次元数を横軸にとり、それぞれの角度に対する効率COPを縦軸にとって、各測定値を2次曲線で近似した特性図である。 In other words, the angle δ of the tapered portion 117 with respect to the first center line 141 indicating the axis of the bearing 120 and the expansion of the second center line 142 indicating the axis of the compression chamber 115 from π / 2 is the inclination of the shaft 110. FIG. 6 is a characteristic diagram in which each measurement value is approximated by a quadratic curve with the dimensionless number divided by the absolute value γ taken along the horizontal axis and the efficiency COP for each angle as the vertical axis.
ここで、横軸の値が零における効率は、従来の密閉型圧縮機の平均値を示しており、本実験でのクリアランスによるシャフト110の傾きの絶対値γは約3.7×10−4[rad]であった。 Here, the efficiency when the value of the horizontal axis is zero indicates the average value of the conventional hermetic compressor, and the absolute value γ of the inclination of the shaft 110 due to the clearance in this experiment is about 3.7 × 10 −4. [Rad].
図5より、δ/γの値が約1〜2.7の範囲(A)で効率が最も高くなり、δ/γの値が約0.5〜3.3の範囲(B)で、従来の密閉型圧縮機よりも効率が高くなることが分かる。 From FIG. 5, the efficiency is highest when the value of δ / γ is in the range of about 1 to 2.7 (A), and the value of δ / γ is in the range of about 0.5 to 3.3 (B). It can be seen that the efficiency is higher than that of the hermetic type compressor.
したがって、軸受部120の軸心を示す第1の中心線141に対する圧縮室115の軸心を示す第2の中心線142の角度を上記(数1)で表されるαとしたとき、δとγとが上記(数2)を満足する関係とすることが好ましく、δとγとが上記(数3)を満足する関係とすることが最適であると結論付けられる。 Therefore, when the angle of the second center line 142 indicating the axis of the compression chamber 115 with respect to the first center line 141 indicating the axis of the bearing portion 120 is α represented by the above (Equation 1), δ and It is concluded that γ preferably satisfies the above (Equation 2), and it is optimal that δ and γ satisfy the above (Equation 3).
以上のように、上記(数1)で表されるαを圧縮室115の軸心の角度の設計値とし、圧縮室115の軸心を示す第2の中心線142とテーパ部117のなす角度δを、軸受部120に対するシャフト110の傾きの絶対値γと関連付けて実際の値に近づくように決定することにより、ピストン123と圧縮室115との間のこじりを防止することができる。 As described above, α represented by the above (Equation 1) is the design value of the angle of the axial center of the compression chamber 115, and the angle formed by the second center line 142 indicating the axial center of the compression chamber 115 and the tapered portion 117. By determining δ so as to be close to the actual value in association with the absolute value γ of the inclination of the shaft 110 with respect to the bearing portion 120, it is possible to prevent the twist between the piston 123 and the compression chamber 115.
なお、軸受部120の軸心を示す第1の中心線141に対する圧縮室115の軸心を示す第2の中心線142の角度であるαは、基本はπ/2[rad]であるが、実験によると、αが(−1×10−3+π/2)〜(1×10−3+π/2)[rad]の範囲であれば、上述した結論の通り、δとγとが上記(数2)を満足する関係とし、δとγとが上記(数3)を満足する関係とすることが最適であるとの結果である。 Note that α, which is an angle of the second center line 142 indicating the axis of the compression chamber 115 with respect to the first center line 141 indicating the axis of the bearing 120, is basically π / 2 [rad]. According to the experiment, when α is in the range of (−1 × 10 −3 + π / 2) to (1 × 10 −3 + π / 2) [rad], as described above, δ and γ are the above ( As a result, it is optimal that the relationship satisfying Equation (2) is satisfied and that δ and γ satisfy the above Equation (3).
また、高効率化のために、圧縮室115の軸心を示す第2の中心線142と軸受部120を示す第1の中心線141とが交差しないように配置されることがある。 In order to increase efficiency, the second center line 142 indicating the axis of the compression chamber 115 and the first center line 141 indicating the bearing portion 120 may be arranged so as not to intersect each other.
具体的に、図6の同実施の形態における軸受部と圧縮室との位置関係を示す上面の断面図を参照して説明する。 Concretely, it demonstrates with reference to sectional drawing of the upper surface which shows the positional relationship of the bearing part and compression chamber in the same embodiment of FIG.
圧縮室115の軸心を示す第2の中心線142に対して、軸受部120を示す第1の中心線141(図6では点となる)はe寸法だけ平行にずれており、一般にオフセットと呼ばれる構成である。 The first center line 141 (pointed in FIG. 6) indicating the bearing portion 120 is displaced in parallel by the e dimension with respect to the second center line 142 indicating the axis of the compression chamber 115, and generally, the offset and It is a configuration called.
上記構成では、軸受部120の軸心を示す第1の中心線141(図6では点となる)に平行な第3の中心線143(図6では点となる)と圧縮室115の軸心を示す第2の中心線142とが互いに交差し、e寸法が3mm以内であれば本構成においても、図5に示した試験結果と同様の結果が得られている。 In the above configuration, the third center line 143 (pointed in FIG. 6) parallel to the first center line 141 (pointed in FIG. 6) indicating the axis of the bearing portion 120 and the axis of the compression chamber 115 are arranged. 5 and the second center line 142, and the e dimension is within 3 mm, the same result as the test result shown in FIG. 5 is obtained also in this configuration.
したがって、軸受部120に対する圧縮室115のオフセットが3mm(e寸法)以内であれば同様の効果が得られるものであり、軸受部120の軸心を示す第1の中心線141または第1の中心線141に平行な第3の中心線とが互いに交差するように軸受部120及び圧縮室115が配置され、第1の中心線141または第3の中心線143と第2の中心線142とのなす角度を下記(数4)で表されるα‘としたとき、δとγとが上記(数2)を満足する関係とすることが好ましく、δとγとが上記(数3)を満足する関係とすることが最適であると結論付けられる。 Therefore, if the offset of the compression chamber 115 with respect to the bearing portion 120 is within 3 mm (e dimension), the same effect can be obtained, and the first center line 141 or the first center indicating the axis of the bearing portion 120 is obtained. The bearing portion 120 and the compression chamber 115 are arranged so that a third center line parallel to the line 141 intersects with each other, and the first center line 141 or the third center line 143 and the second center line 142 are When the angle formed is α ′ represented by the following (Equation 4), it is preferable that δ and γ satisfy the above (Equation 2), and δ and γ satisfy the above (Equation 3). It is concluded that it is optimal to have a relationship that
本発明の実施例では、圧縮室115の上死点側に、内径寸法が軸方向に一定であるストレート部118を設け、さらに圧縮室115のコンロッド126側に、上死点側から下死点側に向かって内径寸法が増大するように形成されたテーパ部117を設けている。 In the embodiment of the present invention, a straight portion 118 whose inner diameter is constant in the axial direction is provided on the top dead center side of the compression chamber 115, and further, on the connecting rod 126 side of the compression chamber 115 from the top dead center side to the bottom dead center side. A tapered portion 117 is provided so that the inner diameter dimension increases toward the side.
これにより、圧縮行程で上死点側に移行する途中の状態までは、ブローバイはほとんど発生せず、ピストン123の摺動抵抗(摺動損失)も小さくなり、さらに圧縮行程が進みピストン123が上死点位置に近接する状態では、全長にわたってテーパ部117を形成する場合よりも、ガス圧の増大に伴う冷媒ガスのガス漏れの発生を低減することができると考えられる。 As a result, blow-by hardly occurs up to the middle of the transition to the top dead center side in the compression stroke, the sliding resistance (sliding loss) of the piston 123 is reduced, the compression stroke is further advanced, and the piston 123 is moved upward. In the state close to the dead center position, it is considered that the occurrence of gas leakage of the refrigerant gas accompanying the increase in gas pressure can be reduced as compared with the case where the tapered portion 117 is formed over the entire length.
また、本実施の形態の片持ち軸受において、ピストン123が下死点に位置する時、少なくともピストン123の一部がシリンダブロック114から露出するように形成されており、具体的には、ピストン123の軸方向の全長に対して1/3以上が露出するように形成されている。 Further, in the cantilever bearing of the present embodiment, when the piston 123 is located at the bottom dead center, at least a part of the piston 123 is formed to be exposed from the cylinder block 114. Specifically, the piston 123 1/3 or more of the total length in the axial direction is exposed.
ピストン123が冷媒ガスの圧力に起因する圧縮荷重があまり作用しない下死点に位置する時、少なくともピストン123の軸方向の全長に対して1/3以上が露出するので、ピストンの上部の摺動部に直接給油することができ、ピストン123の摩耗低減による高信頼性化と、摺動損失軽減による高効率化とを達成することができる。 When the piston 123 is located at the bottom dead center where the compression load caused by the pressure of the refrigerant gas does not act so much, at least 1/3 or more of the total length in the axial direction of the piston 123 is exposed. It is possible to supply oil directly to the part, and it is possible to achieve high reliability by reducing wear of the piston 123 and high efficiency by reducing sliding loss.
以上のように、本発明にかかる密閉型圧縮機は、高信頼性化と高効率化とを達成することが可能となるので、エアーコンディショナーや自動販売機等の冷凍サイクルを用いた機器に用いられる密閉型圧縮機にも幅広く適用することができる。 As described above, since the hermetic compressor according to the present invention can achieve high reliability and high efficiency, it is used for an apparatus using a refrigeration cycle such as an air conditioner or a vending machine. The present invention can be widely applied to hermetic compressors.
101 密閉容器
104 電動要素
105 圧縮要素
110 シャフト
111 主軸部
112 偏心軸部
114 シリンダブロック
115 圧縮室
117 テーパ部
118 ストレート部
120 軸受部
123 ピストン
125 ピストンピン
126 コンロッド
141 第1の中心線
142 第2の中心線
143 第3の中心線
DESCRIPTION OF SYMBOLS 101 Airtight container 104 Electric element 105 Compression element 110 Shaft 111 Main shaft part 112 Eccentric shaft part 114 Cylinder block 115 Compression chamber 117 Taper part 118 Straight part 120 Bearing part 123 Piston 125 Piston pin 126 Connecting rod 141 First center line 142 2nd Center line 143 Third center line
Claims (5)
テーパ部に隣接して形成されたストレート部を有する請求項1に記載の密閉型圧縮機。 The hermetic compressor according to claim 1, further comprising a straight portion formed adjacent to the taper portion at a position corresponding to an upper end portion of the piston on the compression chamber side when the piston is located at a top dead center.
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