JP6568841B2 - Hermetic rotary compressor and refrigeration air conditioner - Google Patents

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    • F04C29/0021—Systems for the equilibration of forces acting on the pump

Description

本発明は、密閉形回転圧縮機及び冷凍空調装置に関する。   The present invention relates to a hermetic rotary compressor and a refrigeration air conditioner.

近年、密閉形回転圧縮機は、適用容量範囲の拡大とともに、回転圧縮要素であるシリンダを２セット備えた２シリンダタイプの回転圧縮機が標準化されてきている。そして、このような圧縮機において、定格条件（１００％負荷）の性能とともに、部分負荷となる中間条件（５０％負荷）の性能が重要となり、中間条件の性能を考慮したＡＰＦ（通年エネルギ消費効率：Ａｎｎｕａｌ Ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ Ｆａｃｔｏｒ）が省エネルギの評価指標となった。   In recent years, as the hermetic rotary compressor, a two-cylinder rotary compressor including two sets of cylinders that are rotary compression elements has been standardized along with the expansion of the applicable capacity range. In such a compressor, the performance of the intermediate condition (50% load), which is a partial load, is important along with the performance of the rated condition (100% load). : Annual Performance Factor) was an evaluation index for energy saving.

さらに、近年、より実態に即した省エネルギ評価基準にするため、２５％負荷時の性能を加えたＡＰＦに変更しようとする動きがある。このため、低負荷時の高効率化が重要な課題となってきている。   Furthermore, in recent years, there is a movement to change to an APF to which performance at 25% load is added in order to make the energy saving evaluation standard more realistic. For this reason, high efficiency at low loads has become an important issue.

他方、近年、地球温暖化防止の観点から、冷凍空調システムの冷媒として、従来のＲ４１０Ａ冷媒に代わって、温暖化係数の小さいＲ３２冷媒が注目されてきている。   On the other hand, in recent years, from the viewpoint of preventing global warming, R32 refrigerant having a small warming coefficient has been attracting attention as a refrigerant for refrigeration and air conditioning systems, instead of the conventional R410A refrigerant.

特許文献１には、ロータリ圧縮機において、低段側軸受荷重調整部を低段側軸受に、高段側軸受荷重調整部を高段側軸受に、それぞれ、軸部の外周を開放するように環状に凹設した構成を有し、これにより、ローリングピストン（ローラ）の上下面に作用する荷重の差を低減し、ローリングピストンが低荷重側に押し付けられることに起因する摺動損失を低減できるようにしたものが開示されている。   In Patent Document 1, in the rotary compressor, the outer periphery of the shaft portion is opened to the low-stage side bearing load adjustment unit as the low-stage side bearing, the high-stage side bearing load adjustment unit as the high-stage side bearing, respectively. It has a configuration recessed in an annular shape, which reduces the difference in load acting on the upper and lower surfaces of the rolling piston (roller) and reduces sliding loss due to the rolling piston being pressed to the low load side. What has been made is disclosed.

特許第４９５３９７４号公報Japanese Patent No. 495974

特許文献１に開示されているロータリ圧縮機においては、低段側軸受荷重調整部及び高段側軸受荷重調整部が共に、内周に軸部の外周を開放するように環状に凹設されている。このため、スラスト荷重を受ける低段側軸受の上端面に低段側軸受荷重調整部が凹設され、荷重受け面が除去された部分があり、軸部の低段側偏芯部の下端で軸部に作用するスラスト荷重（軸部やロータの自重及びロータに作用する磁気推力等）を軸支する場合には、軸部のスラスト荷重を受けるのが難しくなる。この場合、例えば軸部の下端面等に新たにスラスト荷重を軸支するスラスト軸受を設けなければならなくなり、コスト上昇等の課題がある。特許文献１では、この軸部に作用するスラスト荷重については何ら言及されていない。   In the rotary compressor disclosed in Patent Document 1, both the low stage side bearing load adjustment part and the high stage side bearing load adjustment part are annularly recessed on the inner periphery so as to open the outer periphery of the shaft part. Yes. For this reason, the lower stage bearing load adjustment part is recessed in the upper end surface of the lower stage bearing that receives the thrust load, and there is a part where the load receiving surface is removed, at the lower end of the lower stage eccentric part of the shaft part. When a thrust load acting on the shaft portion (such as the weight of the shaft portion and the rotor and a magnetic thrust acting on the rotor) is axially supported, it is difficult to receive the thrust load on the shaft portion. In this case, for example, it is necessary to newly provide a thrust bearing for axially supporting the thrust load on the lower end surface of the shaft portion, and there is a problem such as an increase in cost. In Patent Document 1, no mention is made of the thrust load acting on the shaft portion.

また、特許文献１では、中間プレートの挿通孔に起因するローリングピストンの上下端面の圧力不均衡は、低段側軸受荷重調整部及び高段側軸受荷重調整部により解消することができる。しかし、ローリングピストンの上下端面の圧力不均衡のもう一つの要因となる吐出弁装置の吐出ポートに関しては、何ら言及されておらず、圧力不均衡の要因として課題とされていない。   Further, in Patent Document 1, the pressure imbalance between the upper and lower end surfaces of the rolling piston caused by the insertion hole of the intermediate plate can be eliminated by the low stage side bearing load adjusting unit and the high stage side bearing load adjusting unit. However, the discharge port of the discharge valve device, which is another factor in the pressure imbalance between the upper and lower end surfaces of the rolling piston, is not mentioned at all and is not regarded as a problem as a factor in the pressure imbalance.

密閉形回転圧縮機では、一般に、シリンダの開口端部を閉塞する軸受の端板にリード弁形式の吐出弁装置が配設され、圧縮された作動ガスは、吐出弁装置の吐出ポートを通過して吐き出される。吐出ポートは、流出抵抗を小さくするためにシリンダに形成された吐出切欠きに係合する形で、一部分がシリンダ内に突出する位置に設けられている。このため、吐出行程終了時近くの軸回転角位置でこの吐出ポートがローリングピストンの端面にかかる。一方、反対側の端面に当たる中間プレート側には吐出ポートが存在しないため、圧力不均衡の要因となる。ローリングピストンの内周側には、高圧の潤滑油が存在し、この潤滑油が上下端面の隙間を通って圧力差で低圧のシリンダ作動空間内に漏洩する。このため、この潤滑油漏洩量をシリンダ作動空間のシール機能を賄う必要最少油量とすることが、圧縮機の性能向上を図る上で重要となる。   In a hermetic rotary compressor, generally, a reed valve type discharge valve device is disposed on a bearing end plate that closes an opening end of a cylinder, and compressed working gas passes through a discharge port of the discharge valve device. And vomited. The discharge port is provided at a position where a part of the discharge port protrudes into the cylinder so as to engage with a discharge notch formed in the cylinder in order to reduce outflow resistance. For this reason, this discharge port is applied to the end surface of the rolling piston at the axial rotation angle position near the end of the discharge stroke. On the other hand, since there is no discharge port on the side of the intermediate plate that hits the opposite end face, it causes a pressure imbalance. High pressure lubricating oil exists on the inner peripheral side of the rolling piston, and this lubricating oil leaks through the gap between the upper and lower end surfaces into the low pressure cylinder working space due to a pressure difference. For this reason, it is important to improve the performance of the compressor by setting the amount of leakage of the lubricating oil to the minimum amount of oil necessary to cover the sealing function of the cylinder working space.

必要量以上の潤滑油は、加熱損失や撹拌損失等による圧縮機の性能低下を引き起こす。また、潤滑油漏洩量は、端面隙間の３乗に比例する。このため、潤滑油漏洩量を低減するためには、ローリングピストンの上下の端面隙間を均等化する必要がある。   Excessive amount of lubricating oil causes a reduction in compressor performance due to heating loss and stirring loss. Moreover, the amount of lubricating oil leakage is proportional to the cube of the end face clearance. For this reason, in order to reduce the amount of lubricating oil leakage, it is necessary to equalize the upper and lower end face clearances of the rolling piston.

しかしながら、特許文献１に開示されているロータリ圧縮機においては、吐出ポートに起因する圧力不均衡については考慮されていない。このため、ローリングピストンの上下端面の圧力均衡は実現されず、上下の端面隙間に偏りが生じる影響により潤滑油漏洩量が増加して圧縮機性能が低下するという課題がある。   However, in the rotary compressor disclosed in Patent Document 1, pressure imbalance caused by the discharge port is not taken into consideration. For this reason, the pressure balance of the upper and lower end surfaces of the rolling piston is not realized, and there is a problem that the amount of lubricating oil leakage increases due to the influence of bias in the gap between the upper and lower end surfaces and the compressor performance decreases.

本発明の目的は、密閉形回転圧縮機において、ローラの上下端面の圧力が均衡するようにして、端面の隙間を均等化するとともに、シリンダ内の作動空間への潤滑油の供給量を低減して、性能及び信頼性を向上することにある。   An object of the present invention is to equalize the gaps between the end surfaces of the hermetic rotary compressor so that the pressures at the upper and lower end surfaces of the rollers are balanced, and to reduce the amount of lubricating oil supplied to the working space in the cylinder. And to improve performance and reliability.

上記目的を達成するために、本発明の密閉形回転圧縮機は、複数の回転圧縮要素と、回転軸と、主軸受と、副軸受と、仕切り板と、を備え、回転圧縮要素は、シリンダ室を有するシリンダと、シリンダ室に収納されたローラと、を含み、回転軸は、偏心部を有し、偏心部には、ローラが嵌合され、主軸受及び副軸受にはそれぞれ、吐出弁装置が設けられ、ローラの端面と摺接する主軸受の端面及び副軸受の端面の両方並びにローラの端面と摺接する仕切り板の両端面のうち少なくともいずれか一か所には、均圧溝が設けられている。   In order to achieve the above object, a hermetic rotary compressor of the present invention comprises a plurality of rotary compression elements, a rotary shaft, a main bearing, a secondary bearing, and a partition plate, and the rotary compression element is a cylinder. Including a cylinder having a chamber and a roller housed in the cylinder chamber, the rotating shaft has an eccentric portion, the roller is fitted in the eccentric portion, and the main bearing and the sub-bearing each have a discharge valve. A pressure equalizing groove is provided in at least one of both the end surface of the main bearing and the sub-bearing that are in sliding contact with the end surface of the roller and the both end surfaces of the partition plate that is in sliding contact with the end surface of the roller. It has been.

本発明によれば、密閉形回転圧縮機において、ローラの上下端面の圧力が均衡するようにして、端面の隙間を均等化するとともに、シリンダ内の作動空間への潤滑油の供給量を低減することができるため、密閉形回転圧縮機の性能及び信頼性を向上することができる。また、このような密閉形回転圧縮機を用いることにより、冷凍空調装置の年間エネルギ効率を向上することができる。   According to the present invention, in the hermetic rotary compressor, the pressures at the upper and lower end surfaces of the rollers are balanced, the gaps between the end surfaces are equalized, and the amount of lubricating oil supplied to the working space in the cylinder is reduced. Therefore, the performance and reliability of the hermetic rotary compressor can be improved. Moreover, the annual energy efficiency of a refrigeration air conditioner can be improved by using such a hermetic rotary compressor.

本発明の一実施形態に係る密閉形回転圧縮機を示す縦断面図である。1 is a longitudinal sectional view showing a hermetic rotary compressor according to an embodiment of the present invention. 図１のＡ−Ａ横断面図である。FIG. 2 is a cross-sectional view taken along line AA in FIG. 1. 図２のＢ−Ｏ−Ｂ断面図である。FIG. 3 is a cross-sectional view along B-O-B in FIG. 2. 図２のＣ−Ｏ−Ｂ断面図に相当する要部拡大断面図である。It is a principal part expanded sectional view corresponded in the COB sectional drawing of FIG. 図４の均圧溝の位置関係を示す分解図である。It is an exploded view which shows the positional relationship of the pressure equalizing groove | channel of FIG. 主軸受の均圧溝を示す下面図である。It is a bottom view which shows the pressure equalization groove | channel of a main bearing. 副軸受の均圧溝を示す上面図である。It is a top view which shows the pressure equalization groove | channel of a subbearing. 仕切り板の均圧溝を示す上面図である。It is a top view which shows the pressure equalization groove | channel of a partition plate. 図８のＤ−Ｄ断面図である。It is DD sectional drawing of FIG. 図９Ａの変形例を示す部分断面図である。It is a fragmentary sectional view which shows the modification of FIG. 9A. 本発明の別の実施形態に係る密閉形回転圧縮機を示す部分縦断面図である。It is a fragmentary longitudinal cross-section which shows the hermetic rotary compressor which concerns on another embodiment of this invention. 図１０の密閉形回転圧縮機を示す要部拡大断面図である。It is a principal part expanded sectional view which shows the hermetic rotary compressor of FIG. 図１１の均圧溝の位置関係を示す分解図である。It is an exploded view which shows the positional relationship of the pressure equalization groove | channel of FIG. 図１１の部分拡大図である。It is the elements on larger scale of FIG. 図１３の副軸受を示す上面図である。It is a top view which shows the subbearing of FIG. 図１４のＥ−Ｅ断面図である。It is EE sectional drawing of FIG. 本発明の密閉形回転圧縮機を備えた冷凍空調装置の冷凍サイクルを示す模式構成図である。It is a schematic block diagram which shows the refrigerating cycle of the refrigerating air conditioner provided with the hermetic rotary compressor of this invention.

本発明の密閉形回転圧縮機は、例えば、空気調和機や冷凍機等に適用される。なお、本明細書において、冷凍空調装置とは、密閉形回転圧縮機を用いて冷凍サイクルを構成する空気調和機、冷凍機等の総称である。   The hermetic rotary compressor of the present invention is applied to, for example, an air conditioner or a refrigerator. In the present specification, the refrigeration air conditioner is a general term for an air conditioner, a refrigerator, and the like that constitute a refrigeration cycle using a hermetic rotary compressor.

以下、本発明の実施形態について図を用いて詳細に説明する。各実施形態の図における同一符号は、同一物または相当物を示す。   Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. The same reference numerals in the drawings of the embodiments indicate the same or equivalent.

本発明の第１の実施形態の密閉形回転圧縮機を図１〜図９Ｂを用いて説明する。   A hermetic rotary compressor according to a first embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS.

図１は、本発明の一実施形態を示す密閉形回転圧縮機の縦断面図である。図２は、図１のＡ−Ａ横断面図である。図３は、図２のＢ−Ｏ−Ｂ断面図である。図４は、図２のＣ−Ｏ−Ｂ断面図に相当する要部拡大断面図である。図５は、本発明の一実施形態を示す各均圧溝の位置関係を説明する図４の分解図である。図６は、本発明の特徴である均圧溝の構造を示す主軸受の平面図である。図７は、本発明の特徴である均圧溝の構造を示す副軸受の平面図である。図８は、本発明の特徴である均圧溝の構造を示す仕切り板の平面図である。図９Ａは、図８のＤ−Ｄ断面図である。図９Ｂは、図９Ａの変形例を示したものである。   FIG. 1 is a longitudinal sectional view of a hermetic rotary compressor showing an embodiment of the present invention. 2 is a cross-sectional view taken along line AA in FIG. 3 is a cross-sectional view taken along the line B-O-B in FIG. 4 is an enlarged cross-sectional view of a main part corresponding to the cross-sectional view taken along the line C-O-B in FIG. FIG. 5 is an exploded view of FIG. 4 for explaining the positional relationship of the pressure equalizing grooves showing one embodiment of the present invention. FIG. 6 is a plan view of the main bearing showing the structure of the pressure equalizing groove, which is a feature of the present invention. FIG. 7 is a plan view of the auxiliary bearing showing the structure of the pressure equalizing groove, which is a feature of the present invention. FIG. 8 is a plan view of the partition plate showing the structure of the pressure equalizing groove, which is a feature of the present invention. 9A is a cross-sectional view taken along the line DD of FIG. FIG. 9B shows a modification of FIG. 9A.

図１〜図３において、１は密閉容器であり、この密閉容器１の下部に複数の回転圧縮要素２が収納され、上部にはこれを駆動する電動機部３が収納され、電動機部３と回転圧縮要素２は回転軸４を介して連結される。電動機部３は、密閉容器１の内面に固定されたステータ３ａと、回転軸４に固定されたロータ３ｂと、から構成されている。ロータ３ｂは、ステータ３ａの内側に所定の間隙を保って配設されている。また、電動機部３は、運転周波数を制御するインバータ（図示せず）に電気的に接続されている。   In FIG. 1 to FIG. 3, reference numeral 1 denotes a sealed container. A plurality of rotary compression elements 2 are stored in the lower part of the sealed container 1, and an electric motor unit 3 that drives the rotary compressing element 2 is stored in the upper part. The compression element 2 is connected via a rotating shaft 4. The electric motor unit 3 includes a stator 3 a fixed to the inner surface of the sealed container 1 and a rotor 3 b fixed to the rotating shaft 4. The rotor 3b is disposed inside the stator 3a with a predetermined gap. The electric motor unit 3 is electrically connected to an inverter (not shown) that controls the operating frequency.

回転圧縮要素２は、仕切り板５を介して上下に配設される第１の回転圧縮要素２Ａと、第２の回転圧縮要素２Ｂと、を含む。上部側の第１の回転圧縮要素２Ａは、第１のシリンダ６Ａを備えている。一方、下部側の第２の回転圧縮要素２Ｂは、第２のシリンダ６Ｂを備えている。   The rotary compression element 2 includes a first rotary compression element 2 </ b> A and a second rotary compression element 2 </ b> B that are disposed up and down via a partition plate 5. The first rotary compression element 2A on the upper side includes a first cylinder 6A. On the other hand, the second rotary compression element 2B on the lower side includes a second cylinder 6B.

第１のシリンダ６Ａは、密閉容器１の内面に固定された主軸受７の下面に重ね合わされている。第２のシリンダ６Ｂの下面には、副軸受８が取り付けられている。回転軸４は、主軸受７及び副軸受８により回転自在に軸支されている。回転軸４には、第１のシリンダ６Ａ及び第２のシリンダ６Ｂの内側の位置に略１８０゜の位相差で、２つの偏心部４ａ、４ｂが配置されている。各偏心部４ａ、４ｂの外周には、ローラ９ａ、９ｂ（ローリングピストン）が回転自在に嵌合されている。   The first cylinder 6 </ b> A is superimposed on the lower surface of the main bearing 7 fixed to the inner surface of the sealed container 1. A sub bearing 8 is attached to the lower surface of the second cylinder 6B. The rotating shaft 4 is rotatably supported by a main bearing 7 and a sub bearing 8. Two eccentric portions 4a and 4b are disposed on the rotary shaft 4 at a position inside the first cylinder 6A and the second cylinder 6B with a phase difference of about 180 °. Rollers 9a and 9b (rolling pistons) are rotatably fitted on the outer circumferences of the eccentric parts 4a and 4b.

第１のシリンダ６Ａ及び第２のシリンダ６Ｂは、仕切り板５、主軸受７及び副軸受８で上下面が区画されている。第１のシリンダ６Ａ内には第１のシリンダ室１０ａが形成され、第２のシリンダ６Ｂ内には第２のシリンダ室１０ｂが形成されている。   The first cylinder 6 </ b> A and the second cylinder 6 </ b> B are partitioned by a partition plate 5, a main bearing 7 and a sub bearing 8. A first cylinder chamber 10a is formed in the first cylinder 6A, and a second cylinder chamber 10b is formed in the second cylinder 6B.

主軸受７には、圧縮された作動流体の吐出空間を形成する吐出カバー７ａが取り付けられている。吐出カバー７ａは、主軸受７の端板に装着された吐出弁装置７ｂを覆っている。副軸受８にも、吐出カバー８ａが取り付けられている。吐出カバー８ａは、副軸受８の端板に装着された吐出弁装置８ｂを覆っている。   A discharge cover 7 a that forms a discharge space for compressed working fluid is attached to the main bearing 7. The discharge cover 7 a covers the discharge valve device 7 b mounted on the end plate of the main bearing 7. A discharge cover 8 a is also attached to the auxiliary bearing 8. The discharge cover 8 a covers the discharge valve device 8 b mounted on the end plate of the auxiliary bearing 8.

主軸受７の吐出弁装置７ｂは、第１のシリンダ室１０ａに連通し、圧縮作用によりシリンダ室１０ａ内が所定の圧力に上昇したときに開放され、圧縮された作動流体を吐出カバー７ａ内に吐出する。副軸受８の吐出弁装置８ｂは、第２のシリンダ室１０ｂに連通し、圧縮作用によりシリンダ室１０ｂ内が所定の圧力に上昇したときに開放され、圧縮された作動流体を吐出カバー８ａ内に吐出する。   The discharge valve device 7b of the main bearing 7 communicates with the first cylinder chamber 10a and is opened when the inside of the cylinder chamber 10a rises to a predetermined pressure due to the compression action, and the compressed working fluid is put into the discharge cover 7a. Discharge. The discharge valve device 8b of the auxiliary bearing 8 communicates with the second cylinder chamber 10b, and is opened when the inside of the cylinder chamber 10b rises to a predetermined pressure by the compression action, and the compressed working fluid is put into the discharge cover 8a. Discharge.

図３に示すように、第１のシリンダ６Ａのシリンダ室１０ａには、往復運動自在に配設されたベーン１１ａが収納されている。第２のシリンダ６Ｂのシリンダ室１０ｂには、同様に、ベーン１１ｂが収納されている。そして、ベーン１１ａ、１１ｂの後端部にはそれぞれ、ベーンばね１２ａ、１２ｂが収納されている。ベーン１１ａ、１１ｂはそれぞれ、ベーンばね１２ａ、１２ｂの弾性力により、先端部が各ローラ９ａ、９ｂの外周部に押し付けられ、各ローラ９ａ、９ｂを付勢している。   As shown in FIG. 3, the cylinder chamber 10a of the first cylinder 6A accommodates a vane 11a that is reciprocally movable. Similarly, a vane 11b is accommodated in the cylinder chamber 10b of the second cylinder 6B. And the vane springs 12a and 12b are accommodated in the rear ends of the vanes 11a and 11b, respectively. The vanes 11a and 11b are pressed against the outer peripheral portions of the rollers 9a and 9b by the elastic force of the vane springs 12a and 12b, respectively, and bias the rollers 9a and 9b.

回転軸４の下端部は、副軸受８下方に突出し、密閉容器１の底部に溜められた潤滑油１９中に浸漬されている。回転軸４の下端面には、給油ポンプが取り付けられ、ここから第２の回転圧縮要素２Ｂと第１の回転圧縮要素２Ａを構成する部品の各摺動部に給油通路を介して潤滑油を供給するようになっている。   The lower end portion of the rotating shaft 4 protrudes below the auxiliary bearing 8 and is immersed in the lubricating oil 19 stored in the bottom portion of the sealed container 1. An oil supply pump is attached to the lower end surface of the rotary shaft 4, from which lubricating oil is supplied to the sliding portions of the parts constituting the second rotary compression element 2B and the first rotary compression element 2A via an oil supply passage. It comes to supply.

図１において、１４は、外部の冷凍回路から気液分離機能を有する吸入タンク１５に作動流体が流入する吸入管である。吸入タンク１５の底部には、第１の吸入配管である吸入パイプ１６ａと、第２の吸入配管である吸入パイプ１６ｂと、が接続されている。吸入パイプ１６ａ、１６ｂは、圧縮機に接続されている。吸入パイプ１６ａは、第１のシリンダ６Ａに形成された吸入通路１７ａを介して第１のシリンダ室１０ａ内に連通している。吸入パイプ１６ｂは、第２のシリンダ６Ｂに形成された吸入通路１７ｂを介して第２のシリンダ室１０ｂ内に連通している。   In FIG. 1, reference numeral 14 denotes a suction pipe through which working fluid flows from an external refrigeration circuit into a suction tank 15 having a gas-liquid separation function. A suction pipe 16 a that is a first suction pipe and a suction pipe 16 b that is a second suction pipe are connected to the bottom of the suction tank 15. The suction pipes 16a and 16b are connected to a compressor. The suction pipe 16a communicates with the first cylinder chamber 10a via a suction passage 17a formed in the first cylinder 6A. The suction pipe 16b communicates with the second cylinder chamber 10b through a suction passage 17b formed in the second cylinder 6B.

１８は、密閉容器１内の高圧の作動流体を外部の冷凍回路に流出させる吐出管である。また、２５は、下側の吐出カバー８ａ内に吐出された作動流体を上側の吐出カバー７ａ内に導く吐出通路である。なお、図２において、２４は、圧縮要素を組立てる固定ボルトである。   Reference numeral 18 denotes a discharge pipe through which the high-pressure working fluid in the sealed container 1 flows out to the external refrigeration circuit. Reference numeral 25 denotes a discharge passage that guides the working fluid discharged into the lower discharge cover 8a into the upper discharge cover 7a. In FIG. 2, reference numeral 24 denotes a fixing bolt for assembling the compression element.

図４〜図９Ｂを用いて、本発明のローラ上下端面の圧力均衡を実現する構造について説明する。   The structure for realizing the pressure balance between the upper and lower end surfaces of the roller of the present invention will be described with reference to FIGS.

図４は、図２のＣ−Ｏ−Ｂ断面図に相当する要部拡大断面図である。図５は、本発明の一実施形態を示す各均圧溝の位置関係を説明するために、図４から回転軸４、第１のシリンダ６Ａ、第２のシリンダ６Ｂ、ローラ９ａ、９ｂ及び吐出弁装置７ｂ、８ｂを取り除いた分解図である。   4 is an enlarged cross-sectional view of a main part corresponding to the cross-sectional view taken along the line C-O-B in FIG. FIG. 5 illustrates the rotational shaft 4, the first cylinder 6A, the second cylinder 6B, the rollers 9a and 9b, and the discharge from FIG. 4 in order to explain the positional relationship of the pressure equalizing grooves showing an embodiment of the present invention. It is the exploded view which removed valve apparatus 7b, 8b.

本実施形態では、回転軸４と軸受との局部的な片当りを防止するために、主軸受７のシリンダ６Ａ側の端面に環状溝７ｄが形成されている。同様に、副軸受８のシリンダ６Ｂ側の端面には、環状溝８ｄが形成されている。また、回転軸４の偏心部４ａの軸受側の端面には、スラスト部４ｃが形成されている。そして、回転軸４の偏心部４ｂの軸受側の端面には、スラスト部４ｄが形成されている。これらにより、軸スラスト荷重を支持するようになっている。   In the present embodiment, an annular groove 7d is formed on the end surface of the main bearing 7 on the cylinder 6A side in order to prevent local contact between the rotating shaft 4 and the bearing. Similarly, an annular groove 8d is formed on the end face of the auxiliary bearing 8 on the cylinder 6B side. A thrust portion 4 c is formed on the end surface of the eccentric portion 4 a of the rotating shaft 4 on the bearing side. A thrust portion 4d is formed on the end surface of the eccentric portion 4b of the rotating shaft 4 on the bearing side. Thus, the axial thrust load is supported.

なお、図４の吐出弁装置７ｂは、図５のバルブポケット６７の底部に設置されている。また、図４の吐出弁装置８ｂは、図５のバルブポケット６８の底部に設置されている。   4 is installed at the bottom of the valve pocket 67 of FIG. 4 is installed at the bottom of the valve pocket 68 in FIG.

仕切り板５には、貫通孔５ａが形成されている。回転軸４は、主軸受７、貫通孔５ａ及び副軸受８に挿入されている。   A through hole 5 a is formed in the partition plate 5. The rotating shaft 4 is inserted into the main bearing 7, the through hole 5 a and the sub bearing 8.

２０は、主軸受７の環状溝７ｄの外周に形成された均圧溝（主軸受均圧溝）である。この均圧溝２０は、外径が仕切り板５に形成された貫通孔５ａの外径ｄｍと略同一寸法である。言い換えると、均圧溝２０の外径は、貫通孔５ａの内径ｄｍと略等しい。均圧溝２０の外径と貫通孔５ａの径ｄｍとの差は、貫通孔５ａの径ｄｍを分母として、±０．３％以内であることが望ましい。内径Ｄｉ１は、主軸受７の内径ｄｓ１より大きく、環状溝７ｄの内周側にスラスト部４ｃの受け面を確保する構造になっている。 Reference numeral 20 denotes a pressure equalizing groove (main bearing pressure equalizing groove) formed on the outer periphery of the annular groove 7d of the main bearing 7. The equalizing grooves 20 is substantially the same size as the outer diameter d m of the through-hole 5a having an outer diameter formed in the partition plate 5. In other words, the outer diameter equalizing grooves 20 is approximately equal to the inside diameter d m of the through-hole 5a. The difference between the diameter d m of the outer diameter of the through hole 5a of the equalizing grooves 20, as the denominator of the diameter d m of the through-hole 5a, it is desirably within 0.3% ±. The inner diameter D i1 is larger than the inner diameter d s1 of the main bearing 7, and has a structure that secures the receiving surface of the thrust portion 4c on the inner peripheral side of the annular groove 7d.

２１は、副軸受８の環状溝８ｄの外周に形成された均圧溝（副軸受均圧溝）である。この均圧溝２１も、外径が仕切り板５に形成された貫通孔５ａの外径ｄｍと略同一寸法である。言い換えると、均圧溝２１の外径は、貫通孔５ａの内径ｄｍと略等しい。均圧溝２１の外径と貫通孔５ａの径ｄｍとの差は、貫通孔５ａの径ｄｍを分母として、±０．３％以内であることが望ましい。内径Ｄｉ２は、副軸受８の内径ｄｓ２より大きい。本実施形態の場合、環状溝８ｄの内周側及び外周側にスラスト部４ｄの受け面を確保する構造としている。 Reference numeral 21 denotes a pressure equalizing groove (sub bearing equalizing groove) formed on the outer periphery of the annular groove 8d of the sub bearing 8. The equalizing groove 21 is approximately the same size as the outer diameter d m of the through-hole 5a having an outer diameter formed in the partition plate 5. In other words, the outer diameter equalizing groove 21 is approximately equal to the inside diameter d m of the through-hole 5a. The difference between the diameter d m of the outer diameter of the through hole 5a of the equalizing grooves 21, as the denominator of the diameter d m of the through-hole 5a, it is desirably within 0.3% ±. The inner diameter D i2 is larger than the inner diameter d s2 of the auxiliary bearing 8. In the case of this embodiment, the receiving surface of the thrust portion 4d is secured on the inner peripheral side and the outer peripheral side of the annular groove 8d.

均圧溝２０、２１により、回転軸４の自重等によって作用する軸スラスト荷重の受け面を確保するとともに、仕切り板５に形成された貫通孔５ａに起因するローラ上下端面の圧力不均衡を解消することができる。また、均圧溝２０、２１を設けることにより、ローラ上下端面の圧力不均衡を解消することができ、シリンダ室等への潤滑油の漏れ込み量を低減することができるとともに、バルブポケット６７、６８と環状溝７ｄ、８ｄとの間を隔てる壁の厚さを確保することができ、主軸受７及び副軸受８の強度を維持することができる。   The pressure equalizing grooves 20 and 21 secure a receiving surface for the axial thrust load that acts due to the weight of the rotating shaft 4 and the like, and eliminate the pressure imbalance on the upper and lower ends of the rollers caused by the through holes 5a formed in the partition plate 5. can do. Further, by providing the pressure equalizing grooves 20 and 21, the pressure imbalance on the upper and lower end surfaces of the roller can be eliminated, the amount of leakage of the lubricating oil into the cylinder chamber and the like can be reduced, and the valve pocket 67, The thickness of the wall separating 68 and the annular grooves 7d and 8d can be secured, and the strength of the main bearing 7 and the sub bearing 8 can be maintained.

なお、圧力不均衡の解消の効果は、均圧溝２０、２１のいずれか一方だけでも得られるが、均圧溝２０、２１の両方があった方が望ましい。   The effect of eliminating the pressure imbalance can be obtained by only one of the pressure equalizing grooves 20 and 21, but it is desirable that both the pressure equalizing grooves 20 and 21 are provided.

２２、２３は、仕切り板５に形成された均圧溝（仕切り板均圧溝）である。   22 and 23 are pressure equalization grooves (partition plate equalization grooves) formed in the partition plate 5.

仕切り板５の上端面に形成された均圧溝２２は、主軸受７に配設された吐出弁装置７ｂの吐出ポート７ｃ（吐出ポート部）と同一形状（直径ｄｐ１）であり、シリンダ６Ａを介して対向する同一投影位置に凹設された深さ０．１ｍｍ以下の浅溝である。言い換えると、均圧溝２２及び吐出ポート７ｃを回転軸方向に直交する面に投影したとき、均圧溝２２と吐出ポート７ｃとの外縁部が重なるように構成されている。この場合に、両外縁部の重なりのずれは、吐出ポート７ｃの直径に対して０．８％以内が望ましい。 The pressure equalizing groove 22 formed in the upper end surface of the partition plate 5 has the same shape (diameter d p1 ) as the discharge port 7c (discharge port portion) of the discharge valve device 7b disposed in the main bearing 7, and the cylinder 6A. Is a shallow groove having a depth of 0.1 mm or less that is recessed at the same projection position facing each other. In other words, when the pressure equalizing groove 22 and the discharge port 7c are projected onto a surface orthogonal to the rotation axis direction, the outer edge portions of the pressure equalizing groove 22 and the discharge port 7c overlap each other. In this case, the deviation of the overlap between the outer edge portions is preferably within 0.8% with respect to the diameter of the discharge port 7c.

仕切り板５の下端面に形成された均圧溝２３は、副軸受８に配設された吐出弁装置８ｂの吐出ポート８ｃ（吐出ポート部）と同一形状（直径ｄｐ２）であり、シリンダ６Ｂを介して対向する同一投影位置に凹設された深さ０．１ｍｍ以下の浅溝である。言い換えると、均圧溝２３及び吐出ポート８ｃを回転軸方向に直交する面に投影したとき、均圧溝２３と吐出ポート８ｃとの外縁部が重なるように構成されている。この場合に、両外縁部の重なりのずれは、吐出ポート８ｃの直径に対して０．８％以内が望ましい。 The pressure equalizing groove 23 formed on the lower end surface of the partition plate 5 has the same shape (diameter d p2 ) as the discharge port 8c (discharge port portion) of the discharge valve device 8b disposed in the auxiliary bearing 8, and the cylinder 6B. Is a shallow groove having a depth of 0.1 mm or less that is recessed at the same projection position facing each other. In other words, when the pressure equalizing groove 23 and the discharge port 8c are projected onto a plane orthogonal to the rotation axis direction, the outer edge portions of the pressure equalizing groove 23 and the discharge port 8c are configured to overlap. In this case, the deviation of the overlap between the outer edge portions is preferably within 0.8% with respect to the diameter of the discharge port 8c.

まとめると、均圧溝２２、２３は、仕切り板５の両端面に形成されたものである。   In summary, the pressure equalizing grooves 22 and 23 are formed on both end faces of the partition plate 5.

これらの均圧溝２２、２３により、吐出ポート７ｃ、８ｃに起因するローラ上下端面の圧力不均衡を解消することができる。なお、圧力不均衡の解消の効果は、均圧溝２２、２３のいずれか一方だけでも得られるが、均圧溝２２、２３の両方があった方が望ましい。   These pressure equalizing grooves 22 and 23 can eliminate the pressure imbalance on the upper and lower end surfaces of the roller due to the discharge ports 7c and 8c. Note that the effect of eliminating the pressure imbalance can be obtained by only one of the pressure equalizing grooves 22 and 23, but it is desirable that both the pressure equalizing grooves 22 and 23 are provided.

以上により、ローラ上下端面の圧力均衡を実現することができるため、ローラ上下端面隙間が均等化し、シリンダ内の作動空間への潤滑油の供給を最小限に保持することが可能になる。   As described above, since the pressure balance between the upper and lower end surfaces of the roller can be realized, the gap between the upper and lower end surfaces of the roller is equalized, and the supply of lubricating oil to the working space in the cylinder can be kept to a minimum.

ここで、均圧溝２０、２１、２２、２３がどのようにして圧力不均衡を解消することができるかについて更に説明する。   Here, it will be further described how the pressure equalizing grooves 20, 21, 22, 23 can eliminate the pressure imbalance.

もし、均圧溝２０、２１、２２、２３がない場合には、ローラ９ａ、９ｂの内径側は密閉容器の内部と同じ圧力であるが、仕切り板５の貫通孔５ａ及び主軸受７、副軸受８に配設された吐出ポート７ｄ、８ｄによりローラ上下端面に作用する圧力の範囲が相違するため、ローラ上下面に作用する荷重が異なり、ローラは低荷重側に押し付けられる。これに対して、均圧溝２０、２１、２２、２３がある場合には、ローラ上下端面に作用する圧力を完全に等しくすることができるため、ローラ上下面に作用する荷重は等しくなる。   If the pressure equalizing grooves 20, 21, 22, 23 are not present, the inner diameter side of the rollers 9 a, 9 b is the same pressure as the inside of the sealed container, but the through hole 5 a of the partition plate 5, the main bearing 7, Since the range of pressure acting on the upper and lower end surfaces of the roller is different depending on the discharge ports 7d and 8d provided in the bearing 8, the load acting on the upper and lower surfaces of the roller is different, and the roller is pressed to the low load side. On the other hand, in the case where the pressure equalizing grooves 20, 21, 22, 23 are present, the pressure acting on the upper and lower end surfaces of the roller can be made completely equal, so the loads acting on the upper and lower surfaces of the roller are equal.

均圧溝２０、２１、２２、２３は、それぞれが効果を奏するが、これらすべてを設ければ、最も効果的である。   Each of the pressure equalizing grooves 20, 21, 22, and 23 is effective. However, if all of these are provided, it is most effective.

なお、シリンダ６Ａには、切欠き部５７が設けられている。これにより、シリンダ室１０ａ内から吐出ポート７ｃを通過する流体の流路抵抗を低減することができる。また、シリンダ６Ｂには、切欠き部５８が設けられている。これにより、シリンダ室内１０ｂから吐出ポート８ｃを通過する流体の流路抵抗を低減することができる。   The cylinder 6A is provided with a notch 57. Thereby, the flow-path resistance of the fluid which passes the discharge port 7c from the inside of the cylinder chamber 10a can be reduced. The cylinder 6B is provided with a notch 58. Thereby, the flow path resistance of the fluid passing through the discharge port 8c from the cylinder chamber 10b can be reduced.

次に、このように構成された密閉形回転圧縮機の動作を説明する。   Next, the operation of the hermetic rotary compressor configured as described above will be described.

図１において、電動機部３のステータ３ａに通電すると、ロータ３ｂが駆動され、主軸受７と副軸受８に軸支された回転軸４が回転駆動される。そして、回転軸４の各偏心部４ａ、４ｂの外周に回転自在に嵌合されたローラ９ａ、９ｂが各シリンダ６Ａ、６Ｂ内を偏心回転し、作動流体の圧縮運転を行う。   In FIG. 1, when the stator 3 a of the electric motor unit 3 is energized, the rotor 3 b is driven, and the rotary shaft 4 that is pivotally supported by the main bearing 7 and the auxiliary bearing 8 is rotationally driven. Then, rollers 9a and 9b, which are rotatably fitted on the outer circumferences of the eccentric portions 4a and 4b of the rotary shaft 4, rotate eccentrically in the cylinders 6A and 6B, and perform a compression operation of the working fluid.

低圧の作動流体は、吸入管１４から吸入タンク１５を通って各吸入パイプ１６ａ、１６ｂより各シリンダ６Ａ、６Ｂのシリンダ室１０ａ、１０ｂに導入され、圧縮される。圧縮された高圧の作動流体は、主軸受７又は副軸受８の端板に装着された吐出弁部７ｂ、８ｂを通って吐出カバー７ａ、８ａ内に流出し、密閉容器１から吐出管１８を通って外部の冷凍回路に吐き出される。密閉形回転圧縮機の各摺動部の潤滑は、回転軸４の駆動に伴って、回転軸４の下端面に取り付けられた給油ポンプによる遠心ポンプ作用が生じ、密閉容器１底部に貯留された潤滑油１９が汲み上げられ、回転軸４内に形成された給油通路（図示せず）を介して、各回転圧縮要素２Ａ、２Ｂの摺動部に潤滑油を供給するようになっている。   The low-pressure working fluid is introduced from the suction pipe 14 through the suction tank 15 into the cylinder chambers 10a and 10b of the cylinders 6A and 6B through the suction pipes 16a and 16b, and is compressed. The compressed high-pressure working fluid flows into the discharge covers 7a and 8a through the discharge valve portions 7b and 8b attached to the end plates of the main bearing 7 or the sub-bearing 8, and passes through the discharge pipe 18 from the sealed container 1. It passes through the external refrigeration circuit. The lubrication of each sliding portion of the hermetic rotary compressor is caused by the centrifugal pump action by the oil pump attached to the lower end surface of the rotating shaft 4 as the rotating shaft 4 is driven, and is stored in the bottom of the sealed container 1. The lubricating oil 19 is pumped up, and the lubricating oil is supplied to the sliding portions of the rotary compression elements 2A and 2B via an oil supply passage (not shown) formed in the rotary shaft 4.

つぎに、図６〜図９Ｂを用いて、本発明の特徴である各均圧溝の構造を説明する。   Next, the structure of each pressure equalizing groove, which is a feature of the present invention, will be described with reference to FIGS.

図６は、主軸受の下面図である。   FIG. 6 is a bottom view of the main bearing.

本図において、回転軸を設置する中心部から、主軸受内面７ｅがあり、その外側に環状溝７ｄが形成されている。環状溝７ｄの外周部から外側には、均圧溝２０が形成されている。均圧溝２０の内径は、環状溝７ｄの外径と等しくなっている。言い換えると、環状溝７ｄ及び均圧溝２０は、段差を有する連なった溝を構成している。均圧溝２０の内周部は、環状溝７ｄに開口する形で形成されている、ということもできる。環状溝７ｄ及び均圧溝２０は、凹設溝である。   In this figure, there is a main bearing inner surface 7e from the center where the rotating shaft is installed, and an annular groove 7d is formed on the outer side. A pressure equalizing groove 20 is formed outside the outer peripheral portion of the annular groove 7d. The inner diameter of the pressure equalizing groove 20 is equal to the outer diameter of the annular groove 7d. In other words, the annular groove 7d and the pressure equalizing groove 20 constitute a continuous groove having a step. It can also be said that the inner peripheral portion of the pressure equalizing groove 20 is formed so as to open to the annular groove 7d. The annular groove 7d and the pressure equalizing groove 20 are recessed grooves.

なお、図６において、２４ａは、図２に示す固定ボルト２４のボルト穴である。   In FIG. 6, reference numeral 24a denotes a bolt hole of the fixing bolt 24 shown in FIG.

図７は、副軸受の上面図である。   FIG. 7 is a top view of the auxiliary bearing.

本図において、回転軸を設置する中心部から、副軸受内面８ｅがあり、その外側に環状溝８ｄが形成されている。環状溝８ｄの外側には、均圧溝２１が形成されている。均圧溝２１の内径は、環状溝８ｄの外径より大きくなっている。このため、均圧溝２１と環状溝８ｄとは、重なる部分がない。言い換えると、均圧溝２１は、環状溝８ｄの外周側に軸スラスト荷重受け面を介して形成された凹設溝である。   In this figure, there is an auxiliary bearing inner surface 8e from the center where the rotating shaft is installed, and an annular groove 8d is formed on the outer side. A pressure equalizing groove 21 is formed outside the annular groove 8d. The inner diameter of the pressure equalizing groove 21 is larger than the outer diameter of the annular groove 8d. For this reason, the pressure equalizing groove 21 and the annular groove 8d have no overlapping portion. In other words, the pressure equalizing groove 21 is a recessed groove formed on the outer peripheral side of the annular groove 8d via the axial thrust load receiving surface.

図８は、仕切り板の上面図である。   FIG. 8 is a top view of the partition plate.

本図において、仕切り板５の中央部には、貫通孔５ａが形成されている。   In this figure, a through hole 5 a is formed at the center of the partition plate 5.

均圧溝２２は、組立てた状態では、図４に示す主軸受７の吐出ポート７ｃに対向する位置に形成されている。これは、本図に示す仕切り板５を反転し、図６に示す主軸受７に重ねたとき、均圧溝２２が主軸受７の吐出ポート７ｃに重なることからも分かる。   The pressure equalizing groove 22 is formed at a position facing the discharge port 7c of the main bearing 7 shown in FIG. 4 in the assembled state. This can also be seen from the fact that the equalizing groove 22 overlaps the discharge port 7c of the main bearing 7 when the partition plate 5 shown in this figure is reversed and overlapped with the main bearing 7 shown in FIG.

図９Ａ及び９Ｂはともに、図８のＤ−Ｄ断面図であり、仕切り板５に形成された均圧溝２２の断面形状を示したものである。   FIGS. 9A and 9B are both DD cross-sectional views of FIG. 8, showing the cross-sectional shape of the pressure equalizing groove 22 formed in the partition plate 5.

図９Ａにおいては、均圧溝２２は、主軸受７に形成された吐出ポート７ｃと同一形状（直径ｄｐ１）であり、深さδが０．１ｍｍ以下（一定値）の浅溝とする。すなわち、本図に場合、均圧溝２２は、単純な円柱形状の座ぐりで凹設したものである。 In FIG. 9A, the pressure equalizing groove 22 is a shallow groove having the same shape (diameter d p1 ) as the discharge port 7 c formed in the main bearing 7 and a depth δ of 0.1 mm or less (a constant value). In other words, in the case of this figure, the pressure equalizing groove 22 is recessed by a simple cylindrical counterbore.

均圧溝２２をこのような形状とすることにより、均圧溝２２の形成による死容積の増加を最小限に抑え、吐出ポートに起因するローラ上下端面の圧力不均衡を解消することができる。   By forming the pressure equalizing groove 22 in such a shape, an increase in dead volume due to the formation of the pressure equalizing groove 22 can be minimized, and pressure imbalance on the upper and lower end surfaces of the roller due to the discharge port can be eliminated.

なお、均圧溝２２の深さδを０．１ｍｍ以下とする規定は、圧縮機の押しのけ量や運転条件によっても多少変化する。均圧溝２２の体積が吐出ポート部の体積の５％以下となるように深さδを規定することにより、本実施形態の要求仕様を満足することができる。５％を超えると、冷媒ガスが滞留しやすくなり、滞留したガスの再膨張による性能への悪影響が大きくなるため、所望の性能向上効果が得られなくなる可能性が高くなる。ここで、吐出ポート部の体積とは、図４に示す吐出ポート７ｃ（円柱形状の穴）の体積をいう。   The regulation that the depth δ of the pressure equalizing groove 22 is 0.1 mm or less varies somewhat depending on the displacement of the compressor and the operating conditions. By defining the depth δ so that the volume of the pressure equalizing groove 22 is 5% or less of the volume of the discharge port portion, the required specifications of the present embodiment can be satisfied. If it exceeds 5%, the refrigerant gas tends to stay, and the adverse effect on performance due to re-expansion of the staying gas becomes large, so that there is a high possibility that the desired performance improvement effect cannot be obtained. Here, the volume of the discharge port portion refers to the volume of the discharge port 7c (cylindrical hole) shown in FIG.

図９Ｂにおいては、均圧溝２２の形状を略円錐形状にすることにより、死容積の増加を更に少なくしたものである。最深部の深さがδであり、δを０．１ｍｍ以下とする。なお、均圧溝２２に対向する端面位置（仕切り板５の裏面の重なる位置）に形成されている均圧溝２３についても、均圧溝２２と同様であるため、説明は省略する。   In FIG. 9B, the increase in the dead volume is further reduced by making the pressure equalizing groove 22 into a substantially conical shape. The depth of the deepest part is δ, and δ is 0.1 mm or less. The pressure equalizing groove 23 formed at the end face position (position where the rear surface of the partition plate 5 overlaps) facing the pressure equalizing groove 22 is the same as the pressure equalizing groove 22, and thus the description thereof is omitted.

本発明の第２の実施形態の密閉形回転圧縮機を図１０〜図１５を用いて説明する。   A hermetic rotary compressor according to a second embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS.

図１０は、本実施形態を示す密閉形回転圧縮機の縦断面図である。図１１は、図１０の要部拡大断面図である。図１２は、本実施形態を示す各均圧溝の位置関係を説明する図１１の分解図である。図１３は、図１１の部分拡大図である。図１４は、均圧溝の形状を示す図１３の副軸受の平面図である。図１５は、図１４のＥ−Ｅ断面図である。図において、図１と同一符号を付したものは、同一部品であり、同一の作用をなす。   FIG. 10 is a longitudinal sectional view of a hermetic rotary compressor showing the present embodiment. 11 is an enlarged cross-sectional view of the main part of FIG. FIG. 12 is an exploded view of FIG. 11 for explaining the positional relationship between the pressure equalizing grooves according to the present embodiment. FIG. 13 is a partially enlarged view of FIG. FIG. 14 is a plan view of the auxiliary bearing of FIG. 13 showing the shape of the pressure equalizing groove. 15 is a cross-sectional view taken along line EE in FIG. In the figure, components having the same reference numerals as those in FIG. 1 are the same components and perform the same functions.

本実施形態では、主軸受７のシリンダ６Ａ側の端面に第１の実施形態の環状溝７ｄが形成されていない。同様に、副軸受８のシリンダ６Ｂ側の端面にも、第１の実施形態の環状溝８ｄが形成されていない。   In the present embodiment, the annular groove 7d of the first embodiment is not formed on the end surface of the main bearing 7 on the cylinder 6A side. Similarly, the annular groove 8d of the first embodiment is not formed on the end surface of the auxiliary bearing 8 on the cylinder 6B side.

この場合でも、主軸受７のシリンダ６Ａ側の端面に形成された均圧溝２０は、外径が仕切り板５に形成された貫通孔５ａの径ｄｍと略同一寸法であり、内径Ｄｉ１は主軸受７の内径ｄｓ１より大きい。そして、均圧溝２０よりも回転軸４側には、回転軸４のスラスト部４ｃの受け面が確保されている。 In this case, the main bearing 7 cylinder 6A side of the end face equalizing grooves 20 formed in the is the diameter d m and approximately the same size of the through-hole 5a in which the outer diameter is formed in the partition plate 5, the inner diameter D i1 Is larger than the inner diameter d s1 of the main bearing 7. A receiving surface of the thrust portion 4 c of the rotating shaft 4 is secured on the rotating shaft 4 side of the pressure equalizing groove 20.

副軸受８のシリンダ６Ｂ側の端面に形成された均圧溝２１は、外径が仕切り板５に形成された貫通孔５ａの径ｄｍと略同一寸法であり、内径Ｄｉ２は副軸受８の内径ｄｓ２より大きい。そして、均圧溝２１よりも回転軸４側には、回転軸４のスラスト部４ｄの受け面が確保されている。 Hitoshi grooves 21 formed on the end surface of the cylinder 6B side of the sub bearing 8 is a diameter d m and approximately the same size of the through-hole 5a in which the outer diameter is formed in the partition plate 5, the inner diameter D i2 is auxiliary bearing 8 Is larger than the inner diameter ds2 . A receiving surface of the thrust portion 4 d of the rotating shaft 4 is secured on the rotating shaft 4 side of the pressure equalizing groove 21.

仕切り板５の上端面に形成された均圧溝２２は、第１の実施形態と同様に、主軸受７に配設された吐出弁装置７ｂの吐出ポート７ｃと同一形状（直径ｄｐ１）であり、シリンダ６Ａを介して対向する同一投影位置に凹設された深さ０．１ｍｍ以下の浅溝である。また、仕切り板５の下端面に形成された均圧溝２３は、副軸受８に配設された吐出弁装置８ｂの吐出ポート８ｃと同一形状（直径ｄｐ２）であり、シリンダ６Ｂを介して対向する同一投影位置に凹設された深さ０．１ｍｍ以下の浅溝である。 The pressure equalizing groove 22 formed on the upper end surface of the partition plate 5 has the same shape (diameter d p1 ) as the discharge port 7 c of the discharge valve device 7 b disposed in the main bearing 7, as in the first embodiment. There is a shallow groove having a depth of 0.1 mm or less that is recessed at the same projection position facing through the cylinder 6A. Further, the pressure equalizing groove 23 formed on the lower end surface of the partition plate 5 has the same shape (diameter d p2 ) as the discharge port 8c of the discharge valve device 8b disposed in the sub-bearing 8, and via the cylinder 6B. It is a shallow groove having a depth of 0.1 mm or less that is recessed at the same projection position.

また、本実施形態では、図１３〜１５に示すように、副軸受８の均圧溝２１の内周側に形成されたスラスト受け面８ｆに、副軸受内面８ｅと均圧溝２１とを連通するスラスト面給油溝２１ａを設け、これを介して給油することにより、スラスト受け面８ｆと回転軸４のスラスト部４ｄとの間の潤滑を良好に保つようになっている。   Further, in the present embodiment, as shown in FIGS. 13 to 15, the auxiliary bearing inner surface 8 e and the equalizing groove 21 are communicated with the thrust receiving surface 8 f formed on the inner peripheral side of the equalizing groove 21 of the auxiliary bearing 8. By providing the thrust surface oil supply groove 21a to be supplied and supplying oil through this, the lubrication between the thrust receiving surface 8f and the thrust portion 4d of the rotating shaft 4 is kept good.

以上で述べた均圧溝２０、２１、２２、２３により、ローラ上下端面における圧力均衡を実現することができる。このため、ローラ上下端面の隙間が均等化し、各ローラ内周からシリンダ内の作動空間への潤滑油の供給を最小限に保持することが可能になる。そして、これにより、密閉形回転圧縮機の性能及び信頼性を向上することができる。   The pressure equalization grooves 20, 21, 22, and 23 described above can realize pressure balance on the upper and lower end surfaces of the roller. For this reason, the gaps between the upper and lower end surfaces of the rollers are equalized, and the supply of lubricating oil from the inner periphery of each roller to the working space in the cylinder can be kept to a minimum. And thereby, the performance and reliability of a hermetic rotary compressor can be improved.

なお、上述の記載においては、２つの回転圧縮要素を有する密閉形回転圧縮機について説明しているが、本発明の密閉形回転圧縮機は、これに限定されるものではなく、３つ以上の回転圧縮要素を重ねた構成を有する密閉形回転圧縮機にも適用することができる。   In the above description, a hermetic rotary compressor having two rotary compression elements is described. However, the hermetic rotary compressor of the present invention is not limited to this, and three or more The present invention can also be applied to a hermetic rotary compressor having a configuration in which rotary compression elements are stacked.

次に、本発明の密閉形回転圧縮機を組込んだ冷凍空調装置の具体例を、図１６に示す冷凍サイクルの構成図により説明する。   Next, a specific example of the refrigeration air conditioner incorporating the hermetic rotary compressor of the present invention will be described with reference to the configuration diagram of the refrigeration cycle shown in FIG.

図１６は、本発明の実施形態に係る密閉形回転圧縮機を備えた冷凍サイクル（冷凍空調装置）の模式図である。ここでは、作動流体（冷媒）としてＲ３２を用いた冷凍サイクルを例に挙げて説明する。Ｒ３２は、冷凍空調システムで従来用いられてきた冷媒Ｒ４１０Ａより地球温暖化係数（ＧＷＰ）が小さく、地球温暖化防止の観点から近年注目されてきている冷媒である。   FIG. 16 is a schematic diagram of a refrigeration cycle (refrigeration air conditioner) including a hermetic rotary compressor according to an embodiment of the present invention. Here, a refrigeration cycle using R32 as a working fluid (refrigerant) will be described as an example. R32 has a smaller global warming potential (GWP) than refrigerant R410A conventionally used in refrigeration and air-conditioning systems, and has recently been attracting attention from the viewpoint of preventing global warming.

図１６において、図１と同一符号を付したものは、同一部品であり、同一の作用をなす。冷凍サイクル３１は、密閉形回転圧縮機３０を備えている。３２は凝縮器、３３は膨張弁、３４は蒸発器であり、これらが冷媒配管３５により順次接続されることにより、冷凍サイクル３１を構成している。   In FIG. 16, the same reference numerals as those in FIG. 1 denote the same parts and perform the same functions. The refrigeration cycle 31 includes a hermetic rotary compressor 30. Reference numeral 32 denotes a condenser, 33 denotes an expansion valve, and 34 denotes an evaporator. These components are sequentially connected by a refrigerant pipe 35 to constitute a refrigeration cycle 31.

つぎに、冷媒の流れを説明する。   Next, the flow of the refrigerant will be described.

密閉形回転圧縮機３０から吐出された高温高圧の冷媒は、凝縮器３２に入り、放熱し、温度が低下する。この凝縮器３２から出た冷媒は、膨張弁３３に入り、低温低圧の気液二相冷媒となり、吐出される。膨張弁３３を出た気液二相冷媒は、蒸発器３４に入り、吸熱してガス化し、密閉形回転圧縮機３０に戻り、再び圧縮されて、同様のサイクルが繰り返される。これにより、冷凍装置であれば、蒸発器３４で被冷却物が冷却される。空調装置であれば、蒸発器３４で室内空気が冷却される冷房運転、又は凝縮器３２で室内空気を加熱する暖房運転がなされる。   The high-temperature and high-pressure refrigerant discharged from the hermetic rotary compressor 30 enters the condenser 32, dissipates heat, and the temperature decreases. The refrigerant discharged from the condenser 32 enters the expansion valve 33, becomes a low-temperature and low-pressure gas-liquid two-phase refrigerant, and is discharged. The gas-liquid two-phase refrigerant exiting the expansion valve 33 enters the evaporator 34, absorbs heat, gasifies, returns to the hermetic rotary compressor 30, is compressed again, and the same cycle is repeated. Thereby, if it is a freezing apparatus, a to-be-cooled object will be cooled with the evaporator 34. FIG. If it is an air conditioner, a cooling operation in which the room air is cooled by the evaporator 34 or a heating operation in which the room air is heated by the condenser 32 is performed.

なお、図１６の説明においては、作動流体がＲ３２の場合について説明したが、本発明は、これに限定されるものではなく、他の作動流体を用いた場合にも適用できる。   In the description of FIG. 16, the case where the working fluid is R32 has been described. However, the present invention is not limited to this and can be applied to the case where other working fluid is used.

以上、本発明によれば、各ローラ端面の隙間が均等化され、性能及び信頼性に優れた密閉形回転圧縮機を提供することが可能となり、冷凍空調システムの性能及び信頼性の向上を図ることができる。   As described above, according to the present invention, it is possible to provide a hermetic rotary compressor in which the gaps between the roller end faces are equalized and have excellent performance and reliability, thereby improving the performance and reliability of the refrigeration air conditioning system. be able to.

１：密閉容器、２：回転圧縮要素、２Ａ：第１の回転圧縮要素、２Ｂ：第２の回転圧縮要素、３：電動機部、３ａ：ステータ、３ｂ：ロータ、４：回転軸、４ａ、４ｂ：偏心部、４ｃ、４ｄ：スラスト部、５：仕切り板、５ａ：貫通孔、６Ａ：第１のシリンダ、６Ｂ：第２のシリンダ、７：主軸受、７ａ、８ａ：吐出カバー、７ｂ、８ｂ：吐出弁装置、７ｃ、８ｃ：吐出ポート、７ｄ、８ｄ：環状溝、７ｅ：主軸受内面、８：副軸受、８ｅ：副軸受内面、９ａ、９ｂ：ローラ、１０ａ：第１のシリンダ室、１０ｂ：第２のシリンダ室、１１ａ、１１ｂ：ベーン、１２ａ、１２ｂ：ベーンばね、１４：吸入管、１５：吸入タンク、１６ａ、１６ｂ：吸入パイプ、１７ａ、１７ｂ：吸入通路、１８：吐出管、１９：潤滑油、２０、２１、２２、２３：均圧溝、２１ａ：スラスト面給油溝、２４：固定ボルト、２４ａ：ボルト穴、２５：吐出通路、３０：密閉形回転圧縮機、３１：冷凍サイクル、３２：凝縮器、３３：膨張弁、３４：蒸発器、３５：冷媒配管、５７、５８：切欠き部、６７、６８：バルブポケット。   1: closed container, 2: rotary compression element, 2A: first rotary compression element, 2B: second rotary compression element, 3: motor part, 3a: stator, 3b: rotor, 4: rotating shaft, 4a, 4b : Eccentric part, 4c, 4d: Thrust part, 5: Partition plate, 5a: Through hole, 6A: First cylinder, 6B: Second cylinder, 7: Main bearing, 7a, 8a: Discharge cover, 7b, 8b : Discharge valve device, 7c, 8c: discharge port, 7d, 8d: annular groove, 7e: main bearing inner surface, 8: auxiliary bearing, 8e: auxiliary bearing inner surface, 9a, 9b: roller, 10a: first cylinder chamber, 10b: second cylinder chamber, 11a, 11b: vane, 12a, 12b: vane spring, 14: suction pipe, 15: suction tank, 16a, 16b: suction pipe, 17a, 17b: suction passage, 18: discharge pipe, 19: Lubricating oil, 20, 21, 22, 2 : Equalizing groove, 21a: thrust surface oil supply groove, 24: fixing bolt, 24a: bolt hole, 25: discharge passage, 30: hermetic rotary compressor, 31: refrigeration cycle, 32: condenser, 33: expansion valve, 34: evaporator, 35: refrigerant piping, 57, 58: notch, 67, 68: valve pocket.

Claims (6)

複数の回転圧縮要素と、
回転軸と、
主軸受と、
副軸受と、
仕切り板と、を備え、
前記回転圧縮要素は、シリンダ室を有するシリンダと、前記シリンダ室に収納されたローラと、を含み、
前記回転軸は、偏心部を有し、
前記偏心部には、前記ローラが嵌合され、
前記主軸受及び前記副軸受にはそれぞれ、吐出弁装置が設けられ、
前記ローラの端面と摺接する前記仕切り板の両端面のうち少なくとも一方には、均圧溝が設けられている、密閉形回転圧縮機。 A plurality of rotational compression elements;
A rotation axis;
A main bearing;
A secondary bearing;
A partition plate,
The rotary compression element includes a cylinder having a cylinder chamber, and a roller accommodated in the cylinder chamber,
The rotating shaft has an eccentric part,
The eccentric portion is fitted with the roller,
Each of the main bearing and the sub-bearing is provided with a discharge valve device,
A hermetic rotary compressor in which pressure equalizing grooves are provided in at least one of both end faces of the partition plate that are in sliding contact with the end face of the roller. 前記均圧溝及び前記吐出弁装置の吐出ポート部を回転軸方向に直交する面に投影したとき、前記均圧溝と前記吐出ポート部との外縁部が重なる、請求項１記載の密閉形回転圧縮機。 When projected on a plane perpendicular to the rotation axis direction of the discharge port portion of the equalizing grooves and the discharge valve device, the outer edge of said equalizing groove and the discharge port portion is overlapped, sealed rotation of Claim 1, wherein Compressor. 前記均圧溝は、その体積が前記吐出ポート部の体積の５％以下である、請求項２記載の密閉形回転圧縮機。 The hermetic rotary compressor according to claim 2 , wherein a volume of the pressure equalizing groove is 5% or less of a volume of the discharge port portion. 複数の回転圧縮要素と、
回転軸と、
主軸受と、
副軸受と、
仕切り板と、を備え、
前記回転圧縮要素は、シリンダ室を有するシリンダと、前記シリンダ室に収納されたローラと、を含み、
前記回転軸は、偏心部を有し、
前記偏心部には、前記ローラが嵌合され、
前記主軸受及び前記副軸受にはそれぞれ、吐出弁装置が設けられ、
前記ローラの端面と摺接する前記主軸受の端面及び前記副軸受の端面の両方並びに前記ローラの端面と摺接する前記仕切り板の両端面には、均圧溝が設けられている、密閉形回転圧縮機。 A plurality of rotational compression elements;
A rotation axis;
A main bearing;
A secondary bearing;
A partition plate,
The rotary compression element includes a cylinder having a cylinder chamber, and a roller accommodated in the cylinder chamber,
The rotating shaft has an eccentric part,
The eccentric portion is fitted with the roller,
Each of the main bearing and the sub-bearing is provided with a discharge valve device,
Hermetic rotary compression in which pressure equalization grooves are provided on both of the end surface of the main bearing and the end surface of the auxiliary bearing that are in sliding contact with the end surface of the roller and on both end surfaces of the partition plate that is in sliding contact with the end surface of the roller Machine. 作動流体としてＲ３２を冷媒とする冷凍サイクルに接続される、請求項１〜４のいずれか一項に記載の密閉形回転圧縮機。 The hermetic rotary compressor according to any one of claims 1 to 4 , which is connected to a refrigeration cycle using R32 as a working fluid as a refrigerant. 請求項１〜５のいずれか一項に記載の密閉形回転圧縮機と、凝縮器と、膨張弁と、蒸発器と、を備え、これらを冷媒配管で接続した構成を有する、冷凍空調装置。 A refrigerating and air-conditioning apparatus comprising the hermetic rotary compressor according to any one of claims 1 to 5 , a condenser, an expansion valve, and an evaporator, and having a configuration in which these are connected by a refrigerant pipe.
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