(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
略円筒形状のシリンダと、
このシリンダを貫通する駆動軸と、
前記シリンダの端面に対して取り付けられると共に吐出ポートが形成されたフランジ部と、前記駆動軸を支持するボス部とを有する軸受と、
この軸受のフランジ部に取り付けられ、前記吐出ポートを開閉するための吐出弁とを備え、
前記軸受のフランジ部は、前記吐出弁に対応して形成された凹部と、前記吐出ポートの出口側周縁部を前記凹部の底面から突出させてなる弁座部とを有すると共に、前記軸受のボス部中心と吐出ポート中心とを通る縦断面において、前記凹部の幅ａに対する肉厚ｈの比率ｈ/ ａが０. ０７以上であり、かつ前記吐出ポートの内径ｂに対する前記弁座部の肉厚ｔの比率ｔ/ ｂが０. ３以下であり、前記凹部の幅ａに対する前記吐出ポートの内径ｂの比率ｂ/ ａが０. ２以上であるとともに、前記軸受の材料は、ヤング率が７０ＧＰａ以上であり、前記凹部における前記弁座部と前記ボス部側との間に、前記凹部における他の部分より肉厚の大きい補強部が形成され、前記補強部は、前記ボス部側へ向かって肉厚が段階的に増大していることを特徴とする冷凍サイクル用圧縮機。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、駆動軸を支持する軸受のフランジ部に、吐出弁に対応する凹部と吐出ポートとが設けられた冷凍サイクル用圧縮機に係り、とりわけ、軸受の凹部と吐出ポートについての寸法関係の改良に関する。
【０００２】
【従来の技術】
図８に示す一般的なロータリー式の冷凍サイクル用圧縮機は、密閉ケース２０内に収納された圧縮機構部２１および電動機部２２を備えている。また、電動機部２２のロータ２４と圧縮機構部２１とを連結する駆動軸（クランク軸）２が設けられている。
【０００３】
ここで、上記圧縮機構部２１は、駆動軸２が貫通する一対のシリンダ１, １’を備えている。また、各シリンダ１, １’内に、駆動軸２の回転に伴ってシリンダ１, １’内壁を転動するローラ１０が設けられている。
【０００４】
また、上記一対のシリンダ１,１’を挟んで、主軸受３と副軸受３’とが設けられている。ここで、図９には主軸受３が示されているが、副軸受３’の構造も基本的には主軸受３と同様である。すなわち、これらの軸受３,３’は、図９に示すように、対応するシリンダ１,１’（図８参照）の端面に対して取り付けられるフランジ部５と、上記駆動軸２を支持するボス部６とを有している。
【０００５】
図１０及び図１１に示すように、軸受３,３’のフランジ部５を貫通する形で吐出ポート４が形成されている。なお、図１１には、図１０に示す軸受３,３’のボス部中心６Ｃと吐出ポート中心４Ｃとを通る直線（XI-XI線）に沿った縦断面が示されている。
【０００６】
また、図９に示すように、各軸受３,３’のフランジ部５には、吐出ポート４を開閉するための吐出弁７と、この吐出弁７の開度を制限するための弁押さえ１２とが取り付けられている。また、各軸受３,３’のフランジ部５は、吐出弁７に対応して形成された凹部８を有している。さらに、図１０及び図１１に示すように、各軸受３,３’の凹部８において、吐出ポート４の出口側周縁部を凹部８の底面８０から突出させてなる弁座部９が形成されている。
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】
上述したような冷凍サイクル用圧縮機には従来、以下のような問題点がある。すなわち、図１１において、弁座部９の肉厚ｔが大きくなると、吐出後に吐出ポート４内に残存する冷媒が増加して、冷凍サイクルの成績係数（ＣＯＰ）低下や運転騒音の増大につながる。
【０００８】
しかし、弁座部９の肉厚ｔは、凹部８の肉厚ｈと同等か、キャビテーション防止のためにそれ以上の寸法に設定される。従って、単純に弁座部９の肉厚ｔを小さくするだけでは、これに連動して凹部８の肉厚ｈも小さくなるので、差圧による凹部８の変形が大きくなる。
【０００９】
このため、冷媒の漏れのために、かえって成績係数の低下を招くだけでなく、軸受３,３’の破損に至るおそれもある。そこで従来は、図１１において、吐出ポート４の内径ｂに対する弁座部９の肉厚ｔの比率ｔ/ｂを０.３より大きく設定している。
【００１０】
本発明は、このような点を考慮してなされたものであり、軸受のフランジ部において、凹部の変形を抑えながら弁座部の肉厚を従来より薄くすることで、軸受の破損を防止しつつ、従来よりも成績係数を向上させると共に騒音を低減できるような冷凍サイクル用圧縮機を提供することを目的とする。
【００１１】
【課題を解決するための手段】
第１の手段は、略円筒形状のシリンダと、このシリンダを貫通する駆動軸と、前記シリンダの端面に対して取り付けられると共に吐出ポートが形成されたフランジ部と、前記駆動軸を支持するボス部とを有する軸受と、この軸受のフランジ部に取り付けられ、前記吐出ポートを開閉するための吐出弁とを備え、前記軸受のフランジ部は、前記吐出弁に対応して形成された凹部と、前記吐出ポートの出口側周縁部を前記凹部の底面から突出させてなる弁座部とを有すると共に、前記軸受のボス部中心と吐出ポート中心とを通る縦断面において、前記凹部の幅ａに対する肉厚ｈの比率ｈ/ａが０.０７以上であり、かつ前記吐出ポートの内径ｂに対する前記弁座部の肉厚ｔの比率ｔ/ｂが０.３以下であり、前記凹部の幅ａに対する前記吐出ポートの内径ｂの比率ｂ/ ａが０. ２以上であるとともに、前記軸受の材料は、ヤング率が７０ＧＰａ以上であり、前記凹部における前記弁座部と前記ボス部側との間に、前記凹部における他の部分より肉厚の大きい補強部が形成され、前記補強部は、前記ボス部側へ向かって肉厚が段階的に増大していることを特徴とする冷凍サイクル用圧縮機である。
【００１２】
この第１の手段によれば、軸受のボス部中心と吐出ポート中心とを通る縦断面において、凹部の幅ａに対する肉厚ｈの比率ｈ/ａを０.０７以上とし、かつ吐出ポートの内径ｂに対する弁座部の肉厚ｔの比率ｔ/ｂを０.３以下とすることで、軸受のフランジ部において、凹部の変形を抑えながら弁座部の肉厚ｔを従来より薄くすることができる。また、凹部の幅ａに対する前記吐出ポートの内径ｂの比率ｂ/ ａが０. ２以上とするとともに、軸受の材料は、ヤング率が７０ＧＰａ以上のものとすることで、軸受のフランジ部における凹部の変形をより一層小さく抑え、成績係数の低下を防止することができる。さらに、凹部における弁座部とボス部側との間に、凹部における他の部分より肉厚の大きい補強部を形成し、この補強部を前記ボス部側へ向かって肉厚が段階的に増大するように形成することで、凹部の剛性を高め、軸受のフランジ部において、凹部の変形を抑えながら弁座部の肉厚ｔをより一層薄くすることができる。
【００２６】
【発明の実施の形態】
次に、図面を参照して本発明の実施の形態について説明する。図１乃至図７は本発明による冷凍サイクル用圧縮機の実施の形態を示す図である。なお、図１乃至図７に示す本発明の実施の形態において、図８乃至図１１に示す一般的な冷凍サイクル用圧縮機と同一の構成部分には同一符号を付すと共に、適宜、図８乃至図１１を参照して説明する。
【００２７】
［第１の実施形態］
まず、図１乃至図５及び図８乃至図１１により本発明の第１の実施形態について説明する。図８において、ロータリー式の冷凍サイクル用圧縮機は、密閉ケース２０内に収納された圧縮機構部２１および電動機部２２を備えている。また、電動機部２２のロータ２４と圧縮機構部２１とを連結する駆動軸（クランク軸）２が設けられている。
【００２８】
ここで、上記圧縮機構部２１は、仕切板１５を挟んで重ね合わされた一対のシリンダ１, １’を備えている。これらのシリンダ１, １’は略円筒形状をなし、その内側を駆動軸２が貫通している。また、各シリンダ１, １’内に、それぞれローラ１０が設けられている。これらのローラ１０は、駆動軸２の回転軸線に対して偏心して取り付けられ、駆動軸２の回転に伴ってシリンダ１, １’内壁を転動するようになっている。
【００２９】
また、上記一対のシリンダ１,１’を挟んで、主軸受３と副軸受３’とが設けられている。ここで、図９には主軸受３が示されているが、副軸受３’の構造も基本的には主軸受３と同様である。すなわち、これらの軸受３,３’は、図９に示すように、対応するシリンダ１,１’（図８参照）の端面に対して取り付けられるフランジ部５と、上記駆動軸２を支持するボス部６とを有している。
【００３０】
図１０及び図１１に示すように、軸受３,３’のフランジ部５を貫通する形で吐出ポート４が形成されている。なお、図１１には、図１０に示す軸受３,３’のボス部中心６Ｃと吐出ポート中心４Ｃとを通る直線（XI-XI線）に沿った縦断面が示されている。
【００３１】
また、図９に示すように、各軸受３,３’のフランジ部５には、吐出ポート４を開閉するための吐出弁７と、この吐出弁７の開度を制限するための弁押さえ１２とが取り付けられている。また、各軸受３,３’のフランジ部５は、吐出弁７に対応して形成された凹部８を有している。さらに、図１０及び図１１に示すように、各軸受３,３’の凹部８において、吐出ポート４の出口側周縁部を凹部８の底面８０から突出させてなる弁座部９が形成されている。
【００３２】
この場合、各シリンダ１,１’内で圧縮された冷媒の圧力が所定の吐出圧を超えると、吐出弁７が弁座部９から離れて吐出ポート４の出口を開き、圧縮された冷媒が吐出ポート４を通って上記密閉ケース２０内に吐出されるようになっている。
【００３３】
そして、図１に示すように、本実施形態においては、上記の軸受３,３’のボス部中心６Ｃと吐出ポート中心４Ｃとを通るXI-XI線断面（図１０及び図１１参照）において、凹部８の幅ａに対する肉厚ｈの比率ｈ/ａが０.０７以上であり、かつ吐出ポート４の内径ｂに対する弁座部９の肉厚ｔの比率ｔ/ｂが０.３以下であるように、各寸法ａ,ｂ,ｈ,ｔを設定している。
【００３４】
次に、このような構成よりなる本実施形態の作用について説明する。まず、圧縮機の圧縮行程において、吐出弁７が開いて吐出ポート４を通じて冷媒が流出した後、圧縮行程の最後で吐出弁７が閉じるが、このとき吐出ポート４内に高圧の冷媒が残存する。この吐出ポート４内の残存冷媒は、より低圧であるシリンダ１,１’の圧縮室内に逆流し、成績係数（ＣＯＰ）の低下を招く。また、吐出ポート４内の残存冷媒は、上記圧縮室内に逆流する際に膨張し、運転騒音の増大を引き起こす。このため、成績係数（ＣＯＰ）の向上と運転騒音の低減のためには、吐出ポート４内の残存冷媒の量を減らすことが有効となる。
【００３５】
ここで、吐出ポート４内の残存冷媒の量を減らす手段としては、吐出ポート４の内径ｂを減らすことと、弁座部９の肉厚ｔ（すなわち吐出ポート４の長さ）を減らすことの２通りの手段が考えられる。しかし、吐出ポート４の内径ｂは、吐出ポート４から流出する冷媒の流速や流体抵抗に大きく影響するため、図２に示すように、成績係数（ＣＯＰ）との関係で最適な値が存在する。従って、吐出ポート４内の残存冷媒の量を減らす手段としては、弁座部９の肉厚ｔを減らすことが最も有効と考えられる。
【００３６】
しかし、上述したように、弁座部９の肉厚ｔは、凹部８の肉厚ｈと同等か、キャビテーション防止のためにそれ以上の寸法に設定される。従って、単純に弁座部９の肉厚ｔを小さくするだけでは、これに連動して凹部８の肉厚ｈも小さくなってしまう。
【００３７】
このため、単純に弁座部９の肉厚ｔ（およびこれに連動する凹部８の肉厚ｈ）を小さくして行くと、差圧による凹部８の変形が大きくなり、冷媒の漏れ（ガスリーク）のために、かえって成績係数の低下を招くだけでなく、軸受３,３’の破損に至るおそれもある。従って、差圧による凹部８の変形が過大とならない範囲で、従来より弁座部９の肉厚ｔを小さく（この場合、上記比率ｔ/ｂを０.３以下に）できるようにする必要がある。
【００３８】
ここで、軸受３,３’における凹部８の理論的な最大変形量ｗは、たわみ係数α、凹部８に加わる差圧（吐出圧力とシリンダ１,１’内の圧縮圧力との差）Ｐおよび軸受３,３’の材料のヤング率（縦弾性係数）Ｅを用いて、
ｗ＝α・（Ｐ/Ｅ）・（ａ4 /ｈ3 ）
で表される。
【００３９】
上記の式によれば、凹部８の最大変形量ｗはａ4 /ｈ3 に比例して増大するが、仮に凹部８の幅ａを一定とした場合の、比率ｈ/ａとａ4 /ｈ3 との関係は、図３のグラフに示すようになる。このグラフから、比率ｈ/ａが０.０７より小さくなると、ａ4 /ｈ3 の値が急激に増大することが分かる。
【００４０】
次に、吐出ポート４の内径ｂおよび弁座部９の（凹部底面８０からの）突出高さ（ｔ−ｈ）を一定とし、弁座部９の肉厚ｔを小さくしていった場合における、比率ｔ/ｂおよび比率ｈ/ａと、成績係数（ＣＯＰ）および騒音レベルとの関係が、図１に示されている。
【００４１】
図１に示すように、騒音に関しては、比率ｈ/ａが小さくなるほど騒音レベルは低くなる。一方、成績係数（ＣＯＰ）に関しては、比率ｈ/ａが０.０７以上の範囲では、比率ｈ/ａが小さくなるほど成績係数が向上するが、比率ｈ/ａが０.０７より小さくなると、凹部８の変形による冷媒の漏れ（ガスリーク）のために成績係数が低下し、さらには軸受３,３’の破損に至ってしまう。
【００４２】
そこで本実施形態は、図１に示すように、上記凹部８の幅ａに対する肉厚ｈの比率ｈ/ａを０.０７以上とし、かつ上記吐出ポート４の内径ｂに対する弁座部９の肉厚ｔの比率ｔ/ｂを０.３以下とすることで、軸受３,３’のフランジ部５において、凹部８の変形を抑えながら弁座部９の肉厚ｔを従来より薄くできるようにしている。このため、軸受３,３’の破損を防止しつつ、上記比率ｔ/ｂを０.３より大きく設定した従来のものよりも、成績係数を向上させると共に騒音を低減することができる。
【００４３】
なお、本実施形態において更に、凹部８の幅ａに対する吐出ポート４の内径ｂの比率ｂ/ａが０.２以上であるように各寸法ａ,ｂ,ｈ,ｔを設定することが、凹部８の変形をより一層小さく抑える観点から好ましい。すなわち、上記凹部８の最大変形量ｗを表す上記式より、最大変形量ｗはたわみ係数αに比例するが、図４に示すように、たわみ係数αは上記比率ｂ/ａが０.２以上の範囲で急激に減少する。そこで、上記比率ｂ/ａを０.２以上とすることで、凹部８の最大変形量ｗをより小さく抑えることができるのである。
【００４４】
また、本実施形態においては、軸受３,３’の材料はヤング率Ｅが７０ＧＰａ以上であることが、凹部８の変形をより小さく抑え、成績係数の低下を防止する観点から好ましい。すなわち、凹部８の最大変形量ｗを表す上記式より、最大変形量ｗは材料のヤング率Ｅに反比例するので、図５の下段部のグラフに示すように、材料のヤング率Ｅが大きくなるほど最大変形量ｗは小さくなる。
【００４５】
そして、図５の上段部のグラフに示すように、軸受３, ３’の設計寸法が同一であれば、材料のヤング率Ｅが７０ＧＰａ未満の範囲では、凹部８の変形に伴う冷媒の漏れで成績係数（ＣＯＰ）の低下が生ずるのに対して、材料のヤング率Ｅが７０ＧＰａ以上の範囲では、凹部８の変形が抑えられ、冷媒の漏れによる成績係数の低下が生じなくなる。
【００４６】
そこで、軸受３,３’の材料として、ヤング率Ｅが７０ＧＰａ以上のものを用いることで、凹部８の変形をより小さく抑え、成績係数の低下を防止することができるのである。なお、ヤング率Ｅが７０ＧＰａ以上の軸受材料としては、鋳鉄やアルミニウムの他、鉄系の焼結材料などが考えられる。
【００４７】
［第２の実施形態］
次に、図６及び図７により本発明の第２の実施形態について説明する。なお、図６及び図７に示す本実施形態において、図８乃至図１１に示す一般的な冷凍サイクル用圧縮機と同一の構成部分には同一符号を付し、詳細な説明は省略する。
【００４８】
図６及び図７は、本実施形態の冷凍サイクル用圧縮機における軸受３,３’とシリンダ１,１’の要部を、図１１と同様の断面で示す図である。図６及び図７に示すように、本実施形態における軸受３,３’は、その凹部８における弁座部９とボス部６側との間（シリンダ内周面１ａより内側の圧縮室ｃに対応する部分）に、凹部８における他の部分（弁座部９を含む）より肉厚の大きい補強部８５,８７が形成されている。なお、これらの補強部８５,８７は、吐出弁７と干渉しないような寸法で形成される。
【００４９】
この場合、図６に示すように、ボス部６側へ向かって肉厚が連続的に増大するテーパ状の補強部８５を形成してもよく、図７に示すように、ボス部６側へ向かって肉厚が段階的に増大するステップ状の補強部８７を形成してもよい。なお、図７には１段構成のステップ状補強部８７が示されているが、肉厚が２段階以上に増大する複数段構成のステップ状補強部としてもよい。
【００５０】
次に、このような構成よりなる本実施形態の作用効果について説明する。本実施形態によれば、凹部８における弁座部９とボス部６側との間に、凹部８における他の部分より肉厚の大きい補強部８５,８７を形成することで、軸受３,３’のフランジ部５において、凹部８の剛性を高め、凹部８の変形を抑えながら弁座部９の肉厚ｔ（図１０参照）を従来より薄くすることができる。
【００５１】
このため、上記第１の実施形態において説明したのと同様の理由から、軸受３,３’の破損を防止しつつ、従来の冷凍サイクル用圧縮機よりも、成績係数を向上させると共に騒音を低減することができる。
【００５２】
なお、以上の実施の形態によって軸受３,３’のフランジ部５における凹部８の変形を抑えることにより、作動流体としてＲ２２冷媒よりも高圧の冷媒（例えばＲ４１０Ａ等のＨＦＣ（ハイドロフルオロカーボン）冷媒）を用いる場合でも、冷媒のガス漏れを最小限に抑えることが可能となる。従って、このような高圧冷媒を用いる場合には、特に成績係数の向上等の効果が顕著となる。
【００５３】
また、以上の実施の形態において、一対のシリンダ１,１’を備えると共に、一対の軸受３,３’にそれぞれ吐出ポート４および吐出弁７を設けた２シリンダ型ロータリー圧縮機を例にとって説明したが、単一のシリンダを備えると共に、主軸受３のみに吐出ポート４および吐出弁７を設けたロータリー圧縮機について本発明を適用してもよい。
【００５４】
【発明の効果】
本発明によれば、軸受のフランジ部において、凹部の変形を抑えながら弁座部の肉厚ｔを従来より薄くすることができる。このため、軸受の破損を防止しつつ、従来よりも成績係数を向上させると共に騒音を低減することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明による冷凍サイクル用圧縮機の第１の実施形態を説明するための図であって、比率ｔ/ｂおよび比率ｈ/ａと、成績係数（ＣＯＰ）および騒音レベルとの関係を示すグラフ。
【図２】本発明による冷凍サイクル用圧縮機の第１の実施形態を説明するための図であって、吐出ポートの内径ｂと成績係数（ＣＯＰ）との関係を示すグラフ。
【図３】本発明による冷凍サイクル用圧縮機の第１の実施形態を説明するための図であって、比率ｈ/ａとａ4 /ｈ3 との関係を示すグラフ。
【図４】本発明による冷凍サイクル用圧縮機の第１の実施形態を説明するための図であって、比率ｂ/ａとたわみ係数αとの関係を示すグラフ。
【図５】本発明による冷凍サイクル用圧縮機の第１の実施形態を説明するための図であって、軸受材料のヤング率Ｅと凹部の最大変形量ｗおよび成績係数（ＣＯＰ）との関係を示すグラフ。
【図６】本発明による冷凍サイクル用圧縮機の第２の実施形態を示す要部縦断面図。
【図７】図６に示す冷凍サイクル用圧縮機の変形例を示す要部縦断面図。
【図８】本発明が適用される一般的な冷凍サイクル用圧縮機の構造を示す要部縦断面図。
【図９】図８に示す冷凍サイクル用圧縮機における主軸受の斜視図。
【図１０】図８に示す冷凍サイクル用圧縮機における軸受の平面図。
【図１１】図１０のXI-XI線断面図。
【符号の説明】
１,１’  シリンダ
２  駆動軸（クランク軸）
３  主軸受
３’  副軸受
４  吐出ポート
５  フランジ部
６  ボス部
７  吐出弁
８  凹部
８０  底面
８５,８７  補強部
９  弁座部
１０  ローラ
ａ  凹部の幅
ｂ  吐出ポートの内径
ｈ  凹部の肉厚
ｔ  弁座部の肉厚
【図１】
0004291436.tif 000002
【図２】
0004291436.tif 000003
【図３】
0004291436.tif 000004
【図４】
0004291436.tif 000005
【図５】
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【図６】
0004291436.tif 000007
【図７】
0004291436.tif 000008
【図８】
0004291436.tif 000009
【図９】
0004291436.tif 000010
【図１０】
0004291436.tif 000011
【図１１】
0004291436.tif 000012