JPH05133371A - Rotary compressor - Google Patents
Rotary compressorInfo
- Publication number
- JPH05133371A JPH05133371A JP3295494A JP29549491A JPH05133371A JP H05133371 A JPH05133371 A JP H05133371A JP 3295494 A JP3295494 A JP 3295494A JP 29549491 A JP29549491 A JP 29549491A JP H05133371 A JPH05133371 A JP H05133371A
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- equation
- plane
- balance weight
- air gap
- shaft
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Pending
Links
Landscapes
- Applications Or Details Of Rotary Compressors (AREA)
Abstract
Description
【０００１】[0001]
【産業上の利用分野】本発明は、冷凍サイクル等に使用
される回転式圧縮機に関するものである。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a rotary compressor used in a refrigeration cycle or the like.
【０００２】[0002]
【従来の技術】回転式圧縮機は、一般にシャフトに偏心
部を設けシャフトの回転により冷媒ガスの圧縮を行って
いる。そのため、回転体としてのバランスを保つため
に、ロータに２つのバランスウエイトを設けている。例
えば特開昭６２−１９９９９０号公報に示されているも
のがある。2. Description of the Related Art Generally, a rotary compressor is provided with an eccentric portion on a shaft to compress a refrigerant gas by rotating the shaft. Therefore, in order to maintain the balance as a rotating body, the rotor is provided with two balance weights. For example, there is one disclosed in JP-A-62-199990.
【０００３】以下、図面を参照しながら上記従来の回転
式圧縮機の一例について説明する。図３は従来の回転式
圧縮機の縦断面図であり、図４は図３におけるＩ−Ｉ′
線の矢視図である。図３，図４において、１は密閉ケー
シング、２は電動機部であり、シャフト３を介してシリ
ンダ４，ローラ５，ベーン６，主軸受７，副軸受８によ
り構成される機械部９と連結している。また、シャフト
３は主軸３ａ，副軸３ｂ，クランク偏心部３ｃよりな
る。１０はベーン背面に設けられたスプリングである。
１１はシリンダ４内で、ローラ５，往復板６，主軸受
７，副軸受８により構成される圧縮室である。１２はシ
ャフト３と連結する給油機構である。１３は副軸受８に
固定された吸入管であり、副軸受８の吸入通路１４ａ
（図示せず）、シリンダ４の吸入通路１４ｂを介して圧
縮室１１と連通している。１５は吐出孔であり吐出弁１
６（図示せず）を介して密閉ケーシング１内と連通して
いる。１７は吐出管であり密閉ケーシング１内に開放し
ている。１８は潤滑油である。An example of the conventional rotary compressor will be described below with reference to the drawings. FIG. 3 is a vertical cross-sectional view of a conventional rotary compressor, and FIG. 4 is II 'in FIG.
It is an arrow line view. In FIGS. 3 and 4, 1 is a closed casing, 2 is an electric motor part, and is connected via a shaft 3 to a mechanical part 9 composed of a cylinder 4, a roller 5, a vane 6, a main bearing 7, and a sub bearing 8. ing. The shaft 3 includes a main shaft 3a, a sub shaft 3b, and a crank eccentric portion 3c. Reference numeral 10 is a spring provided on the back surface of the vane.
Reference numeral 11 denotes a compression chamber in the cylinder 4, which is composed of the roller 5, the reciprocating plate 6, the main bearing 7, and the auxiliary bearing 8. Reference numeral 12 is an oil supply mechanism connected to the shaft 3. Reference numeral 13 denotes a suction pipe fixed to the sub bearing 8, and a suction passage 14 a of the sub bearing 8.
(Not shown) communicates with the compression chamber 11 via the suction passage 14b of the cylinder 4. Reference numeral 15 is a discharge hole, and the discharge valve 1
6 (not shown) communicates with the inside of the closed casing 1. A discharge pipe 17 is open to the inside of the closed casing 1. 18 is a lubricating oil.
【０００４】また、電動機部２はロータ２ａとステータ
２ｂにより構成され、ロータ２ａには機械部側及び反機
械部側にそれぞれ第１バランスウエイト２ｃ，第２バラ
ンスウエイト２ｄが固定されている。The electric motor unit 2 is composed of a rotor 2a and a stator 2b, and a first balance weight 2c and a second balance weight 2d are fixed to the rotor 2a on the mechanical side and the non-mechanical side, respectively.
【０００５】さらに、電動機部２のロータ２ａとステー
タ２ｂ間には組立時、平均エアギャップδが確保されて
いる。Further, an average air gap δ is secured between the rotor 2a and the stator 2b of the electric motor unit 2 during assembly.
【０００６】以上のように構成された回転式圧縮機につ
いて、以下その動作を説明する。機械部９にて冷媒を圧
縮する際に、シャフト３のクランク偏心部３ｃ及びロー
ラ５の回転のアンバランスをなくすために、ロータ２ａ
の機械部側に第１バランスウエイト２ｃ、反機械部側に
第２バランスウエイト２ｄを設けている。また、クラン
ク偏心部３ｃ及びローラ５の重心位置に対して、第１バ
ランスウエイト２ｃはシャフト３の回転方向において１
８０°ずれた位置であり、第２バランスウエイト２ｄは
同じ位置に設けている。The operation of the rotary compressor configured as described above will be described below. When the refrigerant is compressed by the mechanical portion 9, the crank eccentric portion 3c of the shaft 3 and the rotation of the roller 5 are unbalanced in order to eliminate imbalance in rotation.
The first balance weight 2c is provided on the machine section side, and the second balance weight 2d is provided on the non-machine section side. Further, with respect to the center of gravity of the crank eccentric portion 3 c and the roller 5, the first balance weight 2 c is 1 in the rotational direction of the shaft 3.
The positions are offset by 80 °, and the second balance weights 2d are provided at the same position.
【０００７】さらに、シャフト３が回転した際には、ロ
ータ２ａに設けられた第１バランスウエイト２ｃ、及び
第２バランスウエイト２ｄ等に遠心力が作用し、シャフ
ト３はたわみながら回転する。従って、圧縮機運転中に
おいては、ロータ２ａとステータ２ｂ間のエアギャップ
は、組立時の平均エアギャップδよりも小さくなる。Further, when the shaft 3 rotates, centrifugal force acts on the first balance weight 2c and the second balance weight 2d provided on the rotor 2a, and the shaft 3 rotates while flexing. Therefore, during operation of the compressor, the air gap between the rotor 2a and the stator 2b becomes smaller than the average air gap δ during assembly.
【０００８】[0008]
【発明が解決しようとする課題】しかしながら上記のよ
うな構成では、ロータの位置決め誤差、第１及び第２バ
ランスウエイトの位置決め誤差、質量のバラツキ等によ
るアンバランスは、振動を発生させる一因であり、特に
圧縮機を高速で運転する場合に顕著となる。また、その
アンバランスと振動との相関も不明確であり、圧縮機の
運転周波数に対して振動の面で実使用上問題がないバラ
ンス設計を行うことができず、しばしば特に高速運転時
において振動が大きくなるという課題を有していた。However, in the above structure, the positioning error of the rotor, the positioning error of the first and second balance weights, and the imbalance due to the variation of the mass are one of the causes of the vibration. , Especially when the compressor is operated at high speed. Moreover, the correlation between the unbalance and the vibration is unclear, and it is not possible to design a balance that does not cause problems in actual use in terms of vibration with respect to the operating frequency of the compressor. Had the problem of becoming larger.
【０００９】さらに、高速回転になるほど第１バランス
ウエイト及び第２バランスウエイト等に作用する遠心力
が増大し、そのためシャフトのたわみも増大してエアギ
ャップ不同が発生し、その結果騒音が増大する。また、
エアギャップ不同と騒音との相関も不明確であり、圧縮
機の運転周波数に対して、エアギャップ不同による騒音
の面で実使用上問題がない設計を行うことができず、し
ばしば高速運転時において騒音が大きくなるという課題
を有していた。Further, as the rotation speed increases, the centrifugal force acting on the first balance weight, the second balance weight, and the like increases, so that the deflection of the shaft also increases and air gap inconsistency occurs, resulting in increased noise. Also,
The correlation between the air gap difference and the noise is also unclear, and it is not possible to design a compressor that has no problem in terms of noise due to the air gap difference in the operating frequency. There was a problem that noise was increased.
【００１０】本発明は従来の課題を解決するもので、バ
ランス形態及びエアギャップ特性を明確にすることで、
アンバランスによる振動の発生並びにエアギャップ不同
による騒音の発生を抑制することを目的とする。The present invention solves the problems of the prior art, and by clarifying the balance form and air gap characteristics,
The purpose is to suppress the generation of vibration due to imbalance and the generation of noise due to air gap inconsistency.
【００１１】[0011]
【課題を解決するための手段】この目的を達成するため
本発明の回転式圧縮機は、シリンダ、シリンダの両端に
固定された主軸受及び副軸受、クランク偏心部を有する
シャフト、クランク偏心部に嵌められたローラ等の機械
部と、ステータ、ロータ電動機部と、ロータの機械部側
及び反機械部側にそれぞれ第１バランスウエイト，第２
バランスウエイトを配設した回転式圧縮機において、ロ
ーラの重心を通るシャフトに垂直な平面を平面Ｉ、第１
バランスウエイトの重心を通るシャフトに垂直な平面を
平面II、第２バランスウエイトの重心を通るシャフトに
垂直な平面を平面IIIとし、平面Ｉと平面IIの距離を
Ｌ1、平面IIと平面IIIとの距離をＬ2とし、クランク偏
心部とローラの質量の和をＭ1、第１バランスウエイト
及び第２バランスウエイトの質量をそれぞれＭ2，Ｍ3と
し、質量Ｍ1，Ｍ2，Ｍ3の重心とシャフト中心を通る軸
との距離をそれぞれＲ1，Ｒ2，Ｒ3とし、運転される最
大周波数をＦMAXとし、組立時のエアギャップをδとし
た場合に、（数８）に示したエアギャップの離心率ｅが
５０％以下であり、かつ（数９）に示した係数Ｃ1が
（数１０）を満足し、かつ（数１１）に示した係数Ｃ2
が（数１２）を満足し、かつ（数１３）に示した係数Ｃ
3が（数１４）を満足するように設計したものである。To achieve this object, a rotary compressor according to the present invention includes a cylinder, a main bearing and an auxiliary bearing fixed to both ends of the cylinder, a shaft having a crank eccentric portion, and a crank eccentric portion. The machine parts such as the fitted rollers, the stator, the rotor motor part, and the first balance weight and the second balance weight on the machine part side and the non-machine part side of the rotor, respectively.
In the rotary compressor provided with the balance weights, the plane perpendicular to the shaft passing through the center of gravity of the roller is plane I,
The plane perpendicular to the shaft passing through the center of gravity of the balance weight is plane II, the plane perpendicular to the shaft passing through the center of gravity of the second balance weight is plane III, and the distance between plane I and plane II is L 1 , plane II and plane III. Is L 2 , the sum of the masses of the crank eccentric part and the roller is M 1 , the masses of the first balance weight and the second balance weight are M 2 and M 3 , respectively, and the masses of M 1 , M 2 and M 3 are When the distance between the center of gravity and the axis passing through the shaft center is R 1 , R 2 , and R 3 , respectively, the maximum operating frequency is F MAX, and the air gap during assembly is δ, it is shown in (Equation 8). The eccentricity e of the air gap is 50% or less, the coefficient C 1 shown in (Equation 9) satisfies (Equation 10), and the coefficient C 2 shown in (Equation 11)
Satisfies (Equation 12) and the coefficient C shown in (Equation 13)
3 is designed to satisfy (Equation 14).
【００１２】[0012]
【数８】 [Equation 8]
【００１３】[0013]
【数９】 [Equation 9]
【００１４】[0014]
【数１０】 [Equation 10]
【００１５】[0015]
【数１１】 [Equation 11]
【００１６】[0016]
【数１２】 [Equation 12]
【００１７】[0017]
【数１３】 [Equation 13]
【００１８】[0018]
【数１４】 [Equation 14]
【００１９】[0019]
【作用】本発明の回転式圧縮機は上記した構成により、
クランク偏心部及びローラによるアンバランスを、ロー
タの第１及び第２バランスウエイトにより動バランス的
にバランスをさせることにより、圧縮機の運転周波数内
においてアンバランスによる振動を実使用上問題のない
程度に抑制することができるものである。また、さらに
エアギャップ不同に起因する騒音を実使用上問題のない
程度に抑制することができるものである。The rotary compressor of the present invention has the above-mentioned structure.
The unbalance due to the crank eccentric part and the roller is dynamically balanced by the first and second balance weights of the rotor, so that the vibration due to the imbalance within the operating frequency of the compressor is not a problem in practical use. It can be suppressed. Further, it is possible to further suppress the noise caused by the air gap inconsistency to such an extent that there is no problem in practical use.
【００２０】[0020]
【実施例】以下、本発明による回転式圧縮機の第１の実
施例について、図面を参照しながら説明する。尚、従来
と同一構成については同一符号を付して詳細な説明を省
略する。DETAILED DESCRIPTION OF THE PREFERRED EMBODIMENTS A first embodiment of the rotary compressor according to the present invention will be described below with reference to the drawings. It should be noted that the same components as those of the related art are designated by the same reference numerals and detailed description thereof is omitted.
【００２１】図１は本発明の第１の実施例による回転式
圧縮機の縦断面図である。図２は当社実験によるアンバ
ランスによる回転式圧縮機のエアギャップ−振動特性図
である。FIG. 1 is a vertical sectional view of a rotary compressor according to a first embodiment of the present invention. FIG. 2 is an air gap-vibration characteristic diagram of an unbalanced rotary compressor according to our experiment.
【００２２】図１において、３ｃはクランク偏心部、５
はローラ、２ｃはロータ２ａの機械部側に設けた第１バ
ランスウエイト、２ｄはロータ２ａの反機械部側に設け
た第２バランスウエイトである。In FIG. 1, reference numeral 3c designates a crank eccentric portion, 5
Is a roller, 2c is a first balance weight provided on the machine part side of the rotor 2a, and 2d is a second balance weight provided on the non-machine part side of the rotor 2a.
【００２３】また、ローラの重心を通るシャフトに垂直
な平面を平面Ｉ、第１バランスウエイトの重心を通るシ
ャフトに垂直な平面を平面II、第２バランスウエイトの
重心を通るシャフトに垂直な平面を平面IIIとし、平面
Ｉと平面IIの距離をＬ1、平面IIと平面IIIとの距離をＬ
2とし、クランク偏心部とローラの質量の和をＭ1、第１
バランスウエイト及び第２バランスウエイトの質量をそ
れぞれＭ2，Ｍ3とし、質量Ｍ1，Ｍ2，Ｍ3の重心とシャ
フト中心を通る軸との距離をそれぞれＲ1，Ｒ2，Ｒ3と
し、運転される最大周波数をＦMAXとし、組立時のエア
ギャップをδとした場合に、（数１５）に示したエアギ
ャップの離心率ｅが５０％以下であり、かつ（数１６）
に示した係数Ｃ1が（数１７）を満足し、かつ（数１
８）に示した係数Ｃ2が（数１９）を満足し、かつ（数
２０）に示した係数Ｃ3が（数２１）を満足するよう
に、第１及び第２バランスウエイト２ｃ，２ｄの質量，
形状，固定位置を決定している。A plane perpendicular to the shaft passing through the center of gravity of the roller is plane I, a plane perpendicular to the shaft passing through the center of gravity of the first balance weight is plane II, and a plane perpendicular to the shaft passing through the center of gravity of the second balance weight. Let plane III be the distance between plane I and plane II be L 1 , and let the distance between plane II and plane III be L 1 .
2 , the sum of the mass of the crank eccentric part and the roller is M 1 , the first
The masses of the balance weight and the second balance weight are M 2 and M 3 , respectively, and the distances between the center of gravity of the masses M 1 , M 2 and M 3 and the axis passing through the shaft center are R 1 , R 2 and R 3 , respectively. When the maximum operating frequency is F MAX and the air gap during assembly is δ, the eccentricity e of the air gap shown in (Equation 15) is 50% or less, and (Equation 16)
The coefficient C 1 shown in ( 1 ) satisfies (Equation 17) and (Equation 1)
In order that the coefficient C 2 shown in 8) satisfies (Equation 19) and the coefficient C 3 shown in (Equation 20) satisfies (Equation 21), the first and second balance weights 2c and 2d are mass,
The shape and fixed position are determined.
【００２４】[0024]
【数１５】 [Equation 15]
【００２５】[0025]
【数１６】 [Equation 16]
【００２６】[0026]
【数１７】 [Equation 17]
【００２７】[0027]
【数１８】 [Equation 18]
【００２８】[0028]
【数１９】 [Formula 19]
【００２９】[0029]
【数２０】 [Equation 20]
【００３０】[0030]
【数２１】 [Equation 21]
【００３１】以上のように構成された回転式圧縮機につ
いて、以下その動作を説明する。電動機部２によりシャ
フト３が回転し、クランク偏心部３ｃ及びローラ５が偏
心して回転する。従って平面Ｉにおいてアンバランスが
生じるため、このアンバランスをなくす、すなわち動バ
ランスをとるためにロータ２ａに第１バランスウエイト
２ｃ，第２バランスウエイト２ｄを配設している。The operation of the rotary compressor configured as described above will be described below. The shaft 3 is rotated by the electric motor portion 2, and the crank eccentric portion 3c and the roller 5 are eccentrically rotated. Therefore, an imbalance occurs on the plane I, so that the first balance weight 2c and the second balance weight 2d are arranged on the rotor 2a in order to eliminate this imbalance, that is, to achieve dynamic balance.
【００３２】動バランスは（数１５）に示した係数
Ｃ1、（数１７）に示した係数Ｃ2、（数１９）に示した
係数Ｃ3の各係数値が全て１となった場合に動バランス
が最もとれていることになる。しかしながら実際は、第
１バランスウエイト２ｃ，第２バランスウエイト２ｄの
質量のバラツキ，位置決め誤差等により、Ｃ1，Ｃ2，Ｃ
3の各係数が全て１となることはまずなく、そのためア
ンバランスによる振動が発生し、特に高速回転時には顕
著となる。The dynamic balance is obtained when the coefficient C 1 shown in (Equation 15), the coefficient C 2 shown in (Equation 17), and the coefficient C 3 shown in (Equation 19) are all 1. The dynamic balance is the best. However, in reality, C 1 , C 2 , C 2 due to variations in the mass of the first balance weight 2c and the second balance weight 2d, positioning error, etc.
It is unlikely that all of the coefficients of 3 will be 1, so vibration due to imbalance will occur, and will be particularly noticeable at high speed rotation.
【００３３】しかしながら、係数Ｃ2，Ｃ3がそれぞれ
（数１８）、（数１９）を満足し、かつ係数Ｃ1が（数
１６）を満足するように第１バランスウエイト２ｃ，第
２バランスウエイト２ｄの質量，形状，固定位置等を決
定することにより、圧縮機が運転される周波数全域にわ
たってアンバランスによる振動を回転振動以下に抑えら
れ、実使用上問題のない程度まで振動を小さくすること
ができることが当社実験により明確となっている。However, the first balance weight 2c and the second balance weight are set so that the coefficients C 2 and C 3 satisfy (Equation 18) and (Equation 19), respectively, and the coefficient C 1 satisfies (Equation 16). By determining the mass, shape, fixed position, etc. of 2d, vibration due to imbalance can be suppressed below rotational vibration over the entire frequency range of operation of the compressor, and vibration can be reduced to a level where there is no problem in practical use. Our experiments have made it clear that we can do it.
【００３４】また、第１バランスウエイト２ｃ，第１バ
ランスウエイト２ｄ等に作用する遠心力によりシャフト
３がたわみ、圧縮機運転時においてはエアギャップ不同
が発生し、その結果騒音が増大する。特に高速回転時に
は顕著となる。Further, the shaft 3 is deflected by the centrifugal force acting on the first balance weight 2c, the first balance weight 2d, etc., and when the compressor is operating, the air gap becomes inconsistent, resulting in an increase in noise. This is particularly noticeable at high speed rotation.
【００３５】しかしながら、組立時のエアギャップ
（δ）に対する組立時のエアギャップと最小エアギャッ
プの差（δ−δmin）の比率であるエアギャップの離心
率ｅが（数１５）を満足することにより、圧縮機が運転
される周波数全域にわたってシャフトのたわみによるエ
アギャップの離心率を５０％以下とすることができ、実
使用上問題のない程度までエアギャップ不同による騒音
を抑えることができることが当社実験により明確となっ
ている。However, when the eccentricity e of the air gap, which is the ratio of the difference between the air gap during assembly and the minimum air gap (δ-δmin) to the air gap during assembly (δ), satisfies (Equation 15), Our experiment shows that the eccentricity of the air gap due to the deflection of the shaft can be 50% or less over the entire frequency range where the compressor is operated, and the noise due to the air gap difference can be suppressed to the extent that there is no problem in actual use. Has become clearer.
【００３６】従って運転される最大周波数をＦMAXと
し、組立時のエアギャップをδとした場合に、（数１
５）に示したエアギャップの離心率ｅが５０％以下であ
り、かつ（数１６）に示した係数Ｃ1が（数１７）を満
足し、かつ（数１８）に示した係数Ｃ2が（数１９）を
満足し、かつ（数２０）に示した係数Ｃ3が（数２１）
を満足するように第１バランスウエイト２ｃ，第２バラ
ンスウエイト２ｄの質量，形状，固定位置等を決定する
ことにより、圧縮機が運転される周波数全域にわたって
アンバランスによる振動を回転振動以下に抑えられ、か
つエアギャップの離心率を５０％以下とすることができ
る。Therefore, when the maximum frequency to be operated is F MAX and the air gap during assembly is δ, (Equation 1
The eccentricity e of the air gap shown in 5) is 50% or less, the coefficient C 1 shown in (Equation 16) satisfies (Equation 17), and the coefficient C 2 shown in (Equation 18) is (Equation 19) is satisfied, and the coefficient C 3 shown in (Equation 20) is (Equation 21).
By determining the mass, shape, fixed position, etc. of the first balance weight 2c and the second balance weight 2d so as to satisfy the above, vibration due to imbalance can be suppressed to rotational vibration or less over the entire frequency range in which the compressor is operated. Moreover, the eccentricity of the air gap can be set to 50% or less.
【００３７】その結果、アンバランスによる振動及びエ
アギャップ不同による騒音を実使用上問題のないレベル
に小さくすることができる。As a result, the vibration due to the imbalance and the noise due to the air gap inconsistency can be reduced to a level at which there is no problem in practical use.
【００３８】以上のように本実施例の回転式圧縮機は、
ロータの機械部側及び反機械部側にそれぞれ第１バラン
スウエイト，第２バランスウエイトを配設し、ローラの
重心を通るシャフトに垂直な平面を平面Ｉ、第１バラン
スウエイトの重心を通るシャフトに垂直な平面を平面I
I、第２バランスウエイトの重心を通るシャフトに垂直
な平面を平面IIIとし、平面Ｉと平面IIの距離をＬ1、平
面IIと平面IIIとの距離をＬ2とし、クランク偏心部とロ
ーラの質量の和をＭ1、第１バランスウエイト及び第２
バランスウエイトの質量をそれぞれＭ2，Ｍ3とし、質量
Ｍ1，Ｍ2，Ｍ3の重心とシャフト中心を通る軸との距離
をそれぞれＲ1，Ｒ2，Ｒ3とし、運転される最大周波数
をＦMAXとし、組立時のエアギャップをδとした場合
に、（数１５）に示したエアギャップの離心率ｅが５０
％以下であり、かつ（数１６）に示した係数Ｃ1が（数
１７）を満足し、かつ（数１８）に示した係数Ｃ2が
（数１９）を満足し、かつ（数２０）に示した係数Ｃ3
が（数２１）を満足するように設計することで、圧縮機
が運転される周波数全域にわたってアンバランスによる
振動及びエアギャップ不同による騒音を抑制することが
できる。As described above, the rotary compressor of this embodiment is
A first balance weight and a second balance weight are arranged on the machine side and the non-machine side of the rotor, respectively, and a plane perpendicular to the shaft passing through the center of gravity of the roller is plane I, and a plane passing through the center of gravity of the first balance weight is taken as a shaft. Vertical plane to plane I
I, the plane perpendicular to the shaft passing through the center of gravity of the second balance weight is plane III, the distance between plane I and plane II is L 1 , the distance between plane II and plane III is L 2 , and the crank eccentric part and the roller are The sum of masses is M 1 , the first balance weight and the second
The weights of the balance weights are M 2 and M 3 , respectively, and the distances between the center of gravity of the masses M 1 , M 2 and M 3 and the axis passing through the shaft center are R 1 , R 2 and R 3 , respectively, and the maximum operating frequency is Is F MAX and the air gap at the time of assembly is δ, the eccentricity e of the air gap shown in (Equation 15) is 50.
% Or less, the coefficient C 1 shown in (Equation 16) satisfies (Equation 17), the coefficient C 2 shown in (Equation 18) satisfies (Equation 19), and (Equation 20) Coefficient C 3 shown in
Is designed to satisfy (Equation 21), it is possible to suppress vibration due to imbalance and noise due to air gap inconsistency over the entire frequency range in which the compressor is operated.
【００３９】[0039]
【発明の効果】以上説明したように本発明はロータの機
械部側及び反機械部側にそれぞれ第１バランスウエイ
ト，第２バランスウエイトを配設し、ローラの重心を通
るシャフトに垂直な平面を平面Ｉ、第１バランスウエイ
トの重心を通るシャフトに垂直な平面を平面II、第２バ
ランスウエイトの重心を通るシャフトに垂直な平面を平
面IIIとし、平面Ｉと平面IIの距離をＬ1、平面IIと平面
IIIとの距離をＬ2とし、クランク偏心部とローラの質量
の和をＭ1、第１バランスウエイト及び第２バランスウ
エイトの質量をそれぞれＭ2，Ｍ3とし、質量Ｍ1，Ｍ2，
Ｍ3の重心とシャフト中心を通る軸との距離をそれぞれ
Ｒ1，Ｒ2，Ｒ3とし、運転される最大周波数をＦMAXと
し、組立時のエアギャップをδとした場合に、（数８）
に示したエアギャップの離心率ｅが５０％以下であり、
かつ（数９）に示した係数Ｃ1が（数１０）を満足し、
かつ（数１１）に示した係数Ｃ2が（数１２）を満足
し、かつ（数１３）に示した係数Ｃ3が（数１４）を満
足するように設計したものであるため、運転される周波
数の範囲において、アンバランスによる振動及びエアギ
ャップ不同による騒音の小さい回転式圧縮機を提供でき
る。As described above, according to the present invention, the first balance weight and the second balance weight are arranged on the machine side and the non-machine side of the rotor, respectively, and a plane perpendicular to the shaft passing through the center of gravity of the roller is provided. Plane I, a plane perpendicular to the shaft passing through the center of gravity of the first balance weight is plane II, a plane perpendicular to the shaft passing through the center of gravity of the second balance weight is plane III, and the distance between plane I and plane II is L 1 . II and the plane
The distance from III is L 2 , the sum of the masses of the crank eccentric part and the roller is M 1 , the masses of the first balance weight and the second balance weight are M 2 and M 3 , respectively, and the masses M 1 and M 2 ,
When the distance between the center of gravity of M 3 and the axis passing through the shaft center is R 1 , R 2 , and R 3 , the maximum frequency to be operated is F MAX, and the air gap during assembly is δ, )
The eccentricity e of the air gap shown in is 50% or less,
And the coefficient C 1 shown in (Equation 9) satisfies (Equation 10),
Since the coefficient C 2 shown in (Equation 11) satisfies (Equation 12) and the coefficient C 3 shown in (Equation 13) satisfies (Equation 14), it is operated. It is possible to provide a rotary compressor that produces less vibration due to unbalance and less noise due to air gap inconsistency in a frequency range of a certain range.
【図１】本発明の回転式圧縮機の一実施例の縦断面図FIG. 1 is a vertical sectional view of an embodiment of a rotary compressor of the present invention.
【図２】回転式圧縮機のエアギャップ−振動特性図FIG. 2 is an air gap-vibration characteristic diagram of the rotary compressor.
【図３】従来の回転式圧縮機の縦断面図FIG. 3 is a vertical sectional view of a conventional rotary compressor.
【図４】図３のＩ−Ｉ′線における矢視図FIG. 4 is an arrow view taken along the line II ′ of FIG.
２ 電動機部 ２ａ ロータ ２ｂ ステータ ２ｃ 第１バランスウエイト ２ｄ 第２バランスウエイト ３ シャフト ３ｃ クランク偏心部 ４ シリンダ ５ ローラ ７ 主軸受 ８ 副軸受 ９ 機械部 2 Electric motor part 2a Rotor 2b Stator 2c 1st balance weight 2d 2nd balance weight 3 Shaft 3c Crank eccentric part 4 Cylinder 5 Roller 7 Main bearing 8 Sub bearing 9 Machine part
Claims (1)
れた主軸受及び副軸受、クランク偏心部を有するシャフ
ト、前記クランク偏心部に嵌められたローラ等の機械部
と、ステータ、ロータの電動機部と、前記ロータの機械
部側及び反機械部側にそれぞれ第１バランスウエイト，
第２バランスウエイトを配設した回転式圧縮機におい
て、前記ローラの重心を通る前記シャフトに垂直な平面
を平面Ｉ、前記第１バランスウエイトの重心を通る前記
シャフトに垂直な平面を平面II、前記第２バランスウエ
イトの重心を通る前記シャフトに垂直な平面を平面III
とし、平面Ｉと平面IIの距離をＬ1、平面IIと平面IIIと
の距離をＬ2とし、前記クランク偏心部とローラの質量
の和をＭ1、前記第１バランスウエイト及び第２バラン
スウエイトの質量をそれぞれＭ2，Ｍ3とし、前記質量Ｍ
1，Ｍ2，Ｍ3の重心とシャフト中心を通る軸との距離を
それぞれＲ1，Ｒ2，Ｒ3とし、運転される最大周波数を
ＦMAXとし、組立時のエアギャップをδとした場合に、
（数１）に示したエアギャップの離心率ｅが５０％以下
であり、かつ（数２）に示した係数Ｃ1が（数３）を満
足し、かつ（数４）に示した係数Ｃ2が（数５）を満足
し、かつ（数６）に示した係数Ｃ3が（数７）を満足す
るように設計したことを特徴とする回転式圧縮機。 【数１】 【数２】 【数３】 【数４】 【数５】 【数６】 【数７】 1. A mechanical part such as a cylinder, a main bearing and a sub-bearing fixed to both ends of the cylinder, a shaft having a crank eccentric part, a roller fitted to the crank eccentric part, and a motor part of a stator and a rotor. , First balance weights on the machine side and the non-machine side of the rotor,
In the rotary compressor having the second balance weight, a plane perpendicular to the shaft passing through the center of gravity of the roller is a plane I, a plane perpendicular to the shaft passing the center of gravity of the first balance weight is a plane II, and A plane that passes through the center of gravity of the second balance weight and is perpendicular to the shaft is plane III.
The distance between the plane I and the plane II is L 1 , the distance between the plane II and the plane III is L 2 , the sum of the masses of the crank eccentric portion and the roller is M 1 , the first balance weight and the second balance weight. The masses of M 2 and M 3 , respectively,
When the distance between the center of gravity of 1 , M 2 and M 3 and the axis passing through the shaft center is R 1 , R 2 and R 3 , respectively, the maximum operating frequency is F MAX, and the air gap during assembly is δ To
The eccentricity e of the air gap shown in (Equation 1) is 50% or less, the coefficient C 1 shown in (Equation 2) satisfies (Equation 3), and the coefficient C shown in (Equation 4) 2 (5) satisfied, and rotary compressor in which the coefficients C 3 shown in equation (6), characterized in that designed so as to satisfy the equation (7). [Equation 1] [Equation 2] [Equation 3] [Equation 4] [Equation 5] [Equation 6] [Equation 7]
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP3295494A JPH05133371A (en) | 1991-11-12 | 1991-11-12 | Rotary compressor |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP3295494A JPH05133371A (en) | 1991-11-12 | 1991-11-12 | Rotary compressor |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH05133371A true JPH05133371A (en) | 1993-05-28 |
Family
ID=17821339
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP3295494A Pending JPH05133371A (en) | 1991-11-12 | 1991-11-12 | Rotary compressor |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH05133371A (en) |
-
1991
- 1991-11-12 JP JP3295494A patent/JPH05133371A/en active Pending
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| JP2003021060A (en) | Compressor, and method and tool for balancing compressor | |
| JP2016114049A (en) | Rotary compressor | |
| US5951269A (en) | Scroll compressor having well-balanced rotary elements | |
| CN107949701B (en) | Compressor | |
| JPH05133371A (en) | Rotary compressor | |
| WO2014091641A1 (en) | Scroll compressor | |
| CN110873051A (en) | Double-cylinder rotary compressor and crankshaft thereof | |
| JPH05133370A (en) | Rotary compressor | |
| JPH05288180A (en) | Rotary compressor | |
| JPH05133362A (en) | Rotary compressor | |
| JPH01211685A (en) | Rotary compressor | |
| JP2574363B2 (en) | Rotary compressor | |
| JPH01151793A (en) | Rotary compressor | |
| JPS63230982A (en) | Rotary compressor | |
| JP3395539B2 (en) | Rotary compressor | |
| JP7408011B2 (en) | two-stage scroll compressor | |
| JPWO2019021432A1 (en) | Scroll compressor | |
| JP3950548B2 (en) | Helical blade compressor | |
| JPH01305189A (en) | Rotary compressor | |
| KR20170091893A (en) | Rotary compressor | |
| JPH04314985A (en) | Scroll compressor | |
| KR200284265Y1 (en) | Rotor of rotary comrressor | |
| JPH03271596A (en) | Vibration damping device for rotary compressor | |
| KR100447206B1 (en) | Scroll compressor with outer rotor type motor | |
| JPH03206387A (en) | Rotary type compressor |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| TRDD | Decision of grant or rejection written | ||
| A01 | Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01 Effective date: 20040210 |
|
| A61 | First payment of annual fees (during grant procedure) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61 Effective date: 20040213 |
|
| R250 | Receipt of annual fees |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (prs date is renewal date of database) |
Year of fee payment: 5 Free format text: PAYMENT UNTIL: 20090312 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (prs date is renewal date of database) |
Year of fee payment: 5 Free format text: PAYMENT UNTIL: 20090312 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (prs date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20090312 Year of fee payment: 5 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (prs date is renewal date of database) |
Year of fee payment: 5 Free format text: PAYMENT UNTIL: 20090312 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (prs date is renewal date of database) |
Year of fee payment: 6 Free format text: PAYMENT UNTIL: 20100312 |
|
| LAPS | Cancellation because of no payment of annual fees |