(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
密閉容器内に電動機部と圧縮機構部とを備え、
前記電動機部と前記圧縮機構部とはシャフトによって連結され、
前記電動機部は、前記密閉容器内面に固定される固定子と、前記固定子内で回転する回転子とを有し、
前記圧縮機構部として、第１圧縮機構部と第２圧縮機構部とを有し、
前記第１圧縮機構部は、第１シリンダと、前記第１シリンダ内に配置される第１ピストンとを有し、
前記第２圧縮機構部は、第２シリンダと、前記第２シリンダ内に配置される第２ピストンとを有し、
前記第１シリンダの一方の面には主軸受を配置し、前記第１シリンダの他方の面には中板を配置し、
前記第２シリンダの一方の面には前記中板を配置し、前記第２シリンダの他方の面には副軸受を配置し、
前記シャフトは、
前記回転子を取り付けて前記主軸受で支持される主軸部と、
前記第１ピストンを取り付ける第１偏心部と、
前記第２ピストンを取り付ける第２偏心部と、
前記副軸受で支持される副軸部と
で構成され、
前記密閉容器の側面には、第１吸入管と第２吸入管とが接続され、
前記第１吸入管は前記第１圧縮機構部に、前記第２吸入管は前記第２圧縮機構部に、それぞれ接続され、
前記副軸部の軸径を、前記主軸部の軸径よりも大きくしたことを特徴とする２シリンダ型密閉圧縮機。
【請求項２】
前記シャフトのスラスト荷重を、前記副軸受における前記第２シリンダ側の面で受けることを特徴とする請求項１に記載の２シリンダ型密閉圧縮機。
【請求項３】
前記第１偏心部の軸径を、前記第２偏心部の軸径よりも小さくしたことを特徴とする請求項１または請求項２に記載の２シリンダ型密閉圧縮機。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は空気調和機の室外機や冷凍機に用いられる２シリンダ型密閉圧縮機に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
一般に、空気調和機の室外機や冷凍機に用いられる密閉圧縮機は、密閉容器内に電動機部と圧縮機構部とを備え、電動機部と圧縮機構部とをシャフトによって連結し、シャフトの偏心部に取り付けたピストンを、シャフトの回転によって公転運動させる。ピストンを内部に配置するシリンダの両端面には、主軸受と副軸受とが配置され、シャフトは主軸受と副軸受とによって支持されている。そして、多くの場合には、シャフトの軸径は、偏心部を除く軸部では同一である。
これに対して、特許文献１には、軸径が異なるシャフトが開示されている。
特許文献１では、偏心部に対して電動機部側を主軸部とし、反電動機部側を副軸部としたシャフトにおいて、副軸部の軸径を主軸部の軸径よりも小さくしている。
なお、特許文献１では、副軸受に転がり軸受を設ける場合を除いて、シャフトのスラスト荷重は、副軸部の下端で受けている。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】特開２００８−１４１５０号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
ところで、従来から最も多く採用されてきている１シリンダ型の密閉圧縮機では、圧縮室から受ける応力は、電動機部側に配置している主軸部で受けており、副軸部で受ける応力は極めて小さい。
従って、特許文献１において開示されているように、副軸部の軸径を主軸部の軸径よりも小さくしても問題は生じにくい。
しかし、２シリンダ型の密閉圧縮機では、それぞれの圧縮室から受ける応力は、主軸部と副軸部とに分散されるため、副軸部にも大きな応力が加わることが解析の結果判明した。
【０００５】
そこで本発明は、副軸部に加わる最大応力を低下させ、副軸部での摺動摩耗量を抑制することができる２シリンダ型密閉圧縮機を提供することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００６】
本発明の２シリンダ型密閉圧縮機は、密閉容器の側面には、第１吸入管と第２吸入管とが接続され、第１吸入管は第１圧縮機構部に、第２吸入管は第２圧縮機構部に、それぞれ接続され、副軸部の軸径を、主軸部の軸径よりも大きくしている。
これによって、副軸部に加わる最大応力を低下させ、副軸部での摺動摩耗量を抑制することができる。
また、本発明の２シリンダ型密閉圧縮機は、シャフトのスラスト荷重を、副軸受における第２シリンダ側の面で受けるものである。
スラスト荷重を、副軸受における第２シリンダ側の面で受けることで、副軸部で受ける構成に比べて、受け部の面積を大きく設計し易く、これによりスラスト荷重を安定して受けることができる。
また、本発明の２シリンダ型密閉圧縮機は、第１偏心部の軸径を、第２偏心部の軸径よりも小さくしている。
これによって、第１偏心部での摺動損失を小さくできる。
【発明の効果】
【０００７】
以上のように本発明によれば、２シリンダ型密閉圧縮機において、副軸受に加わる最大応力を低下させ、副軸受での摺動摩耗量を抑制することができる。
【図面の簡単な説明】
【０００８】
【図１】本発明の実施の形態による２シリンダ型密閉圧縮機の断面図
【図２】同２シリンダ型密閉圧縮機に用いるシャフトの側面図
【図３】同２シリンダ型密閉圧縮機での副軸部における最大応力値の検証に用いる実施例と比較例との仕様を示す図
【図４】図３に示す実施例と比較例について、副軸部における最大応力値の検証結果を示すグラフ
【図５】図３に示す実施例と比較例について、副軸部における応力分布を示す解析図
【発明を実施するための形態】
【０００９】
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。
図１は、本発明の実施の形態による２シリンダ型密閉圧縮機の断面図である。
本実施の形態による２シリンダ型密閉圧縮機は、密閉容器１０内に電動機部２０と圧縮機構部３０とを備えている。電動機部２０と圧縮機構部３０とはシャフト４０によって連結されている。
電動機部２０は、密閉容器１０内面に固定される固定子２１と、固定子２１内で回転する回転子２２とから構成される。
本実施の形態による２シリンダ型密閉圧縮機は、圧縮機構部３０として、第１圧縮機構部３０Ａと第２圧縮機構部３０Ｂとを有している。
第１圧縮機構部３０Ａは、第１シリンダ３１Ａと、第１シリンダ３１Ａ内に配置される第１ピストン３２Ａと、第１シリンダ３１Ａ内を仕切るベーン（図示せず）とを有し、第１ピストン３２Ａが第１シリンダ３１Ａ内で公転運動することで、低圧の冷媒ガスを吸入して圧縮する。
第１圧縮機構部３０Ａと同様に、第２圧縮機構部３０Ｂは、第２シリンダ３１Ｂと、第２シリンダ３１Ｂ内に配置される第２ピストン３２Ｂと、第２シリンダ３１Ｂ内を仕切るベーン（図示せず）とを有し、第２ピストン３２Ｂが第２シリンダ３１Ｂ内で公転運動することで、低圧の冷媒ガスを吸入して圧縮する。
【００１０】
第１シリンダ３１Ａの一方の面には主軸受５１を配置し、第１シリンダ３１Ａの他方の面には中板５２を配置している。
また、第２シリンダ３１Ｂの一方の面には中板５２を配置し、第２シリンダ３１Ｂの他方の面には副軸受５３を配置している。
すなわち、中板５２は第１シリンダ３１Ａと第２シリンダ３１Ｂとを仕切る。中板５２は、シャフト４０の径よりも大きな開口部を有する。
シャフト４０は、回転子２２を取り付けて主軸受５１で支持される主軸部４１と、第１ピストン３２Ａを取り付ける第１偏心部４２と、第２ピストン３２Ｂを取り付ける第２偏心部４３と、副軸受５３で支持される副軸部４４とで構成される。
第１偏心部４２と第２偏心部４３とは１８０度の位相差を持って形成され、第１偏心部４２と第２偏心部４３との間には、連結軸部４５を形成している。
【００１１】
第１圧縮室３３Ａは、主軸受５１と中板５２との間で、第１シリンダ３１Ａ内周面と第１ピストン３２Ａ外周面との間に形成される。また、第２圧縮室３３Ｂは、中板５２と副軸受５３との間で、第２シリンダ３１Ｂ内周面と第２ピストン３２Ｂ外周面との間に形成される。
第１圧縮室３３Ａと第２圧縮室３３Ｂとの容積は同一である。すなわち、第１シリンダ３１Ａ内径と、第２シリンダ３１Ｂ内径とは同一であり、第１ピストン３２Ａ外径と第２ピストン３２Ｂ外径とは同一である。また、第１シリンダ３１Ａ内周高さと、第２シリンダ３１Ｂ内周高さとは同一であり、第１ピストン３２Ａ高さと第２ピストン３２Ｂ高さとは同一である。
密閉容器１０内の底部にはオイル溜め１１が形成され、シャフト４０の下端部にはオイルピックアップ１２を設けている。
また、シャフト４０の内部には軸方向に給油路４７が形成され、給油路４７には、圧縮機構部３０の摺動面にオイルを供給するための連通路が形成されている。
【００１２】
密閉容器１０の側面には、第１吸入管１３Ａと第２吸入管１３Ｂとが接続され、密閉容器１０の上部には吐出管１４が接続されている。
第１吸入管１３Ａは第１圧縮室３３Ａに、第２吸入管１３Ｂは第２圧縮室３３Ｂに、それぞれ接続されている。第１吸入管１３Ａおよび第２吸入管１３Ｂの上流側には、アキュムレータ１５を設けている。アキュムレータ１５は、冷凍サイクルから戻ってきた冷媒を、液冷媒とガス冷媒に分離する。第１吸入管１３Ａおよび第２吸入管１３Ｂにはガス冷媒が流れる。
シャフト４０の回転によって、第１ピストン３２Ａおよび第２ピストン３２Ｂは、第１圧縮室３３Ａおよび第２圧縮室３３Ｂ内で公転運動を行う。
第１ピストン３２Ａおよび第２ピストン３２Ｂの公転運動によって、第１吸入管１３Ａおよび第２吸入管１３Ｂから第１圧縮室３３Ａおよび第２圧縮室３３Ｂに吸入されたガス冷媒は、第１圧縮室３３Ａおよび第２圧縮室３３Ｂで圧縮された後に密閉容器１０内に吐出され、電動機部２０を通過して上昇する間にオイルを分離し、吐出管１４から密閉容器１０外に吐出される。
また、シャフト４０の回転によって、オイル溜め１１から吸い上げたオイルは、連通路から圧縮機構部３０に供給され、圧縮機構部３０の摺動面の潤滑を行う。
【００１３】
図２は、本実施の形態による２シリンダ型密閉圧縮機に用いるシャフトの側面図である。
シャフト４０は、主軸部４１と、第１偏心部４２と、第２偏心部４３と、副軸部４４と、連結軸部４５とで構成されている。
主軸部４１の軸径をｄ１、第１偏心部４２の軸径をｄ２、第２偏心部４３の軸径をｄ３、副軸部４４の軸径をｄ４、連結軸部４５の軸径をｄ５とすると、副軸部４４の軸径ｄ４は、主軸部４１の軸径ｄ１より大きくしている。
本実施の形態による２シリンダ型密閉圧縮機は、副軸部４４の軸径ｄ４を、主軸部４１の軸径ｄ１よりも大きくすることで、副軸部４４に加わる最大応力を低下させ、副軸部４４での摺動摩耗量を抑制することができる。
なお、第２ピストン３２Ｂは副軸部４４から第２偏心部４３に挿入するため、第２ピストン３２Ｂの内径は、副軸部４４の軸径ｄ４を主軸部４１の軸径ｄ１と同一とした場合と比較して大きくしなければならない。
従来では、第１ピストン３２Ａと第２ピストン３２Ｂとは、同一形状に構成して部品を共用することが一般的であるが、本実施の形態では、第２ピストン３２Ｂの内径を、第１ピストン３２Ａの内径より大きくしている。すなわち、第１ピストン３２Ａの内径を、第２ピストン３２Ｂの内径より小さくすることで、第１偏心部４２の軸径ｄ２は、第２偏心部４３の軸径ｄ３よりも小さくしている。従って、第１偏心部４２での摺動損失を小さくすることができる。
【００１４】
主軸部４１の第１偏心部４２側端部には、シャフト４０の内部に形成された給油路４７に連通している第１連通路１２Ａが開口し、副軸部４４の第２偏心部４３側端部には、シャフト４０の内部に形成された給油路４７に連通している第２連通路１２Ｂが開口している。
第１連通路１２Ａを開口させた位置では、主軸部４１の軸径ｄ１より軸径を小さくし、第２連通路１２Ｂを開口させた位置では、副軸部４４の軸径ｄ４より軸径を小さくすることで、圧縮機構部３０へのオイル供給を確実に行える。
第１偏心部４２の側面には、シャフト４０の内部に形成された給油路４７に連通している第３連通路１２Ｃが開口し、第２偏心部４３の側面には、シャフト４０の内部に形成された給油路４７に連通している第４連通路１２Ｄが開口している。
第２偏心部４３の副軸部４４側には、スラスト受け部４６を形成している。スラスト受け部４６の軸径ｄ６は、第２偏心部４３の軸径ｄ３よりも小さく、副軸部４４の軸径ｄ４よりも大きくしている。
スラスト受け部４６の端面は、図１に示す副軸受５３における第２シリンダ３１Ｂ側の面と当接する。
本実施の形態による２シリンダ型密閉圧縮機は、シャフト４０のスラスト荷重を、スラスト受け部４６の端面によって、副軸受５３における第２シリンダ３１Ｂ側の面で受けることで、スラスト荷重を、副軸部４４で受ける構成に比べて、安定して受けることができる。
すなわち、シャフト４０のスラスト荷重を副軸部４４で受ける構成の場合には、シャフト４０の内部に給油路４７が構成されていることで、シャフト４０のスラスト荷重を受ける副軸部４４の面積は給油路４７の面積を除いた面積となる。スラスト受け部４６は、副軸部４４より軸径が大きく、かつ、副軸部４４に対して偏心して設けられている。従って、スラスト受け部４６の端面によってシャフト４０のスラスト荷重を受ける構成は、スラスト荷重を副軸部４４で受ける構成に比べて、受け部の面積を大きく設計し易く、これによりスラスト荷重を安定して受けることができる。
【００１５】
図３から図５は、本実施の形態による２シリンダ型密閉圧縮機での副軸部における最大応力値の検証結果を示している。
図３は、主軸部４１の軸径ｄ１と副軸部４４の軸径ｄ４とを同一とした比較例と、副軸部４４の軸径ｄ４を、主軸部４１の軸径ｄ１よりも大きくした実施例１〜実施例４との仕様を示している。
実施例１は副軸部４４の軸径ｄ４を主軸部４１の軸径ｄ１に対して１０４％、実施例２は副軸部４４の軸径ｄ４を主軸部４１の軸径ｄ１に対して１０８％、実施例３は副軸部４４の軸径ｄ４を主軸部４１の軸径ｄ１に対して１１３％、実施例４は副軸部４４の軸径ｄ４を主軸部４１の軸径ｄ１に対して１１７％としている。
【００１６】
図４は、比較例および実施例１〜実施例４について、副軸部４４における最大応力値の検証結果を示すグラフであり、図５は、比較例および実施例１〜実施例４について、副軸部４４における応力分布を示す解析図である。
図４に示すように、主軸部４１の軸径ｄ１と副軸部４４の軸径ｄ４とを同一とした比較例に対して、実施例１では最大応力値は１１％低下、実施例２では最大応力値は１９％低下、実施例３では最大応力値は２２％低下、実施例４では最大応力値は２４％低下している。
従って、副軸部４４の軸径ｄ４が主軸部４１の軸径ｄ１に対して１００％を超え、１１７％までの範囲で比較例に対して顕著な効果を実証できた。なお、図４からも明らかなように、１１７％を超えても最大応力値の低下率は横ばいとなることから、１１７％以内が好ましく、１０８％以内が更に好ましい。
【産業上の利用可能性】
【００１７】
本発明は、２シリンダ型密閉圧縮機を対象としているが、３個以上の複数個のシリンダを搭載した圧縮機でも適用可能である。
【符号の説明】
【００１８】
１０  密閉容器
２０  電動機部
２１  固定子
２２  回転子
３０  圧縮機構部
３０Ａ  第１圧縮機構部
３０Ｂ  第２圧縮機構部
３１Ａ  第１シリンダ
３１Ｂ  第２シリンダ
３２Ａ  第１ピストン
３２Ｂ  第２ピストン
４０  シャフト
４１  主軸部
４２  第１偏心部
４３  第２偏心部
４４  副軸部
４７  給油路
５１  主軸受
５２  中板
５３  副軸受
ｄ１  主軸部の軸径
ｄ２  第１偏心部の軸径
ｄ３  第２偏心部の軸径
ｄ４  副軸部の軸径
【図１】
0006643712.tif 000002
【図２】
0006643712.tif 000003
【図３】
0006643712.tif 000004
【図４】
0006643712.tif 000005
【図５】
0006643712.tif 000006