(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部とがクランク軸によって連結され、前記クランク軸が回転軸に対して偏芯した第１のクランクピンと第２のクランクピンを備え、前記第１のクランクピンと前記第２のクランクピンとの間に中間軸を備え、前記圧縮機部が、前記クランク軸を支持する主及び副軸受と、前記主および副軸受間に設けられた１枚の仕切り板によって仕切られた第１、第２のシリンダと、前記第１、第２のシリンダ内で前記クランク軸の回転に伴って偏芯する第１、第２のローラと、前記クランク軸を備えた２シリンダロータリ型圧縮機において、
前記中間軸が軸方向に段差部を有し、前記中間軸の前記段差部で区切られた径方向断面が、前記第１のクランクピンと前記第２のクランクピンの径方向断面の重なる部分より大きくなるよう構成するとともに、前記段差部は、前記クランク軸方向であって前記仕切り板の厚さ内に設けられていることを特徴とする２シリンダロータリ型圧縮機。
【請求項２】
請求項１に記載の２シリンダロータリ型圧縮機において、
前記中間軸の径方向断面が、前記第１のクランクピンと前記第２のクランクピンの径方向断面の重なる部分より大きく、前記第１のクランクピン側と前記第２のクランクピン側の前記中間軸の重心を、それぞれのクランクピンの長手方向に偏芯させたことを特徴とする２シリンダロータリ型圧縮機。
【請求項３】
前記中間軸の前記第１のクランクピン側と前記第２のクランクピン側との間の前記段差部が、前記主軸受け側に設置された前記第１のクランクピン側に近いことを特徴とする請求項１記載の２シリンダロータリ型圧縮機。
【請求項４】
密閉容器内に電動機部と圧縮機部とがクランク軸によって連結され、前記クランク軸が回転軸に対して偏芯した第１のクランクピンと第２のクランクピンを備え、前記第１のクランクピンと前記第２のクランクピンとの間に中間軸を備え、前記圧縮機部が、前記クランク軸を支持する主及び副軸受と、前記主および副軸受間に設けられた１枚の仕切り板によって仕切られた第１、第２のシリンダと、前記第１、第２のシリンダ内で前記クランク軸の回転に伴って偏芯する第１、第２のローラと、前記クランク軸を備えた２シリンダロータリ型圧縮機において、
前記中間軸における前記第１のクランクピン側の第一中間軸（１１２ａ）と前記中間軸における前記第２のクランクピン側の第二中間軸（１１２ｂ）とが連接しており、当該連接箇所における前記中間軸の径方向断面が、前記第１のクランクピンと前記第２のクランクピンの径方向断面の重なる部分より大きく、前記クランク軸方向、前記仕切り板の厚さ内に前記径方向断面が配設されたことを特徴とする２シリンダロータリ型圧縮機。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、例えば冷蔵庫や空調機等の冷凍サイクルに使用される２シリンダロータリ型圧縮機に係り、クランク軸の曲がり変形を低減し、効率を高めた２シリンダロータリ型圧縮機に関する。
【０００２】
【従来の技術】
空気調和機や冷蔵庫用の圧縮機としては、レシプロカル型、ロータリ型、スクロール型、スクリュー型等が使用されている。これらの圧縮機には、従来、ＨＣＦＣ系の冷媒が使用されていた。しかし昨今、ＨＣＦＣ系冷媒が太陽光中の紫外線により分解し、発生した塩素が成層圏中のオゾン層を破壊することが明らかとなり、国連環境計画主導により、１９８７年「オゾン層を破壊する物質に関するモントリオール議定書」が締結され、２００４年から段階的にＨＣＦＣ系冷媒が規制されることとなった。以上の理由から、代替冷媒としてＨＦＣ系の冷媒を使用した圧縮機の開発に各社が取り組んでいる。
【０００３】
圧縮機にＨＦＣ系の代替冷媒やＣＯ2などの自然冷媒を使用した場合、冷媒ガスの圧力が高くなるため、圧縮室の摺動部隙間からの冷媒ガスの漏れが従来のＨＣＦＣ系の冷媒よりも増えると同時に、機構上止む負えなく圧縮室の吐き出しポートに存在するデッドボリュームに残留していた冷媒ガスが吐き出されずに再膨張して、体積効率を低減させるという問題がある。出力が２〜３馬力以上の圧縮機においては、前述のような漏れやデッドボリュームの問題は顕著になる。そのため、隙間からの漏れが小さく、さらに圧縮室のデッドボリュームを小さく設定できるロータリ式を代替冷媒用の圧縮機に使用する場合が多い。
【０００４】
ところで、代替冷媒を１シリンダのロータリ型圧縮機に使用する場合、圧縮ガスの圧力差が大きいため、ローリングピストンを取り付けるための偏芯したクランクを持つ回転軸の振れまわりが大きくなり、特に２〜３馬力以上の圧縮機の場合には、振動が大きくなるといった問題があった。そのために、２シリンダのロータリ型圧縮機を採用することが多い。
【０００５】
一方、従来の冷媒、例えばＲ２２でロータリ圧縮機を設計する場合は、軸受部に発生する回転軸と軸受との摩擦による回転動力の機械的損失すなわち摩擦損失を軽減することを目的として、回転軸と軸受との接触面積を低減し、さらに慣性モーメントを小さくするために回転軸の径を可能な限り小さく設計していた。また、回転軸の径を小さくすることにより回転軸とともに構成されるローリングピストン回転体の重量が軽くなり、駆動のためのモータ消費電力を小さくできる。また、さらに回転軸の径が小さくなる分、全体の圧縮機の外径も小さくでき、小スペース化にも有効であるという利点があった。
【０００６】
他方、圧縮機にＨＦＣ系の代替冷媒やＣＯ2を使用した場合、ＨＣＦＣ冷媒に比べ蒸発潜熱が大きく、蒸発密度の大きいものがあるため、圧縮機の単位排除容積あたりの能力が大きくなる。例えば、冷媒をＲ２２からＲ４１０Ａに変更することにより、圧縮圧力は約１.５倍となる。
【０００７】
このような代替冷媒に適した圧縮室のディメンジョンを提案する２シリンダのロータリ型圧縮機として、特開平８−１４４９７６号公報に、シリンダ高さをシリンダ内径をクランク偏芯量で除した値が０．０７〜０．１３の範囲の値になることが記載されている。
【０００８】
【発明が解決しようとする課題】
前述のように、従来の方式で製作した２シリンダロータリ型圧縮機に代替冷媒や自然冷媒を使用した場合、圧縮ガスの圧力差が大きくなること。２シリンダにすることにより、シリンダの両側に設置されている主および副軸受の間隔が１シリンダの場合よりも大きくなること、すなわちガス荷重を受ける支点が長くなること。さらに、回転軸が小径に設定さていることから、シリンダの両側に配置された主および副軸受の間における回転軸の曲がり変形が大きくなる。回転軸の曲がり変形が大きくなると、軸受に対する回転軸の傾きが大きくなり、片当たりが生じる。この片当たりにより、回転軸は軸受から押し付け反力を受け摩擦損失となり、駆動力のロスになるという問題がある。
【０００９】
さらに、２つの軸受の間で曲がり変形が起こることにより、ローリングピストンも傾くため、第１のシリンダ内のローリングピストン上端と第１のシリンダを密閉する上部密閉板、および、第２のシリンダ内のローリングピストン下端と第２のシリンダを密閉する下部密閉板との片当たりが生じ、上下のローリングピストンは上下の密閉板から反力を受けて摩擦損失となるという問題がある。また、ローリングピストンの外面とシリンダ内面とに片当たりが生じ、ローリングピストンはシリンダ内面から反力を受けて摩擦損失となり、機械効率の損失になるという問題がある。
【００１０】
上記の２つの問題となる摩擦損失は、回転軸の曲がり変形量が大きくなると圧縮機の性能に対して無視できなくなる。これらの摩擦損失は、いずれも片当たりによるものであって、回転軸が曲がろうとしているにもかかわらず、２つの主および副軸受や、上下の密閉板、シリンダの内面によって拘束されることで生じる反力であり、接触面積が小さく、接触面圧が相当高くなるために、機械的なエネルギーロスとして大きい。
【００１１】
他方、従来の軸受部に生じる摩擦損失は、平均的に回転軸と軸受とに働くため、前記の曲がり変形によって生じる摩擦損失よりも小さい。すなわち、従来の方法により回転軸の径を小さくして、回転軸と軸受との摩擦損失を軽減し、かつモータ消費電力を低減させることで確保した性能増大効果よりも、曲がり変形によって生じる摩擦損失の圧縮機性能への影響が大きくなる。
【００１２】
また、ローリングピストンが傾くと、ローリングピストンと、ローリングピストンと接して圧縮室の吐き出し側と吸い込み側とを遮断するベーンとの隙間が大きくなる。さらに、上下のローリングピストンと上下の密閉板との間の隙間も初期の寸法公差よりも大きくなる。これらの隙間の増大により、圧縮ガスの漏れ量が増え、圧縮室の体積効率が低下するといった問題がある。
【００１３】
上記２つの問題を解決することは代替冷媒で２シリンダのロータリ型圧縮機を設計する上で課題となる。
【００１４】
他方、特開平８−１４４９７６公報には、冷媒ガスの排除効率を最適にするための設計基準は記載されているが、回転軸の曲がり変形による摩擦損失や体積効率の低下に関して記載されていない。
【００１５】
本発明の目的は、上記課題を解決し、冷媒を高圧に圧縮しても軸変形が少なく、長寿命で圧縮効率の良い２シリンダ型圧縮機を提供するにある。
【００１６】
【課題を解決するための手段】
本願発明のロータリ型圧縮機は、上記の課題を解決するために以下の構成を備えている。
【００１７】
密閉容器内に電動機部と圧縮機部とがクランク軸によって連結され、クランク軸が回転軸に対して偏芯した第１のクランクピンと第２のクランクピンを備え、第１のクランクピンと第２のクランクピンとの間に中間軸を備え、圧縮機部が、クランク軸を支持する主及び副軸受と、主および副軸受間に設けられた１枚の仕切り板によって仕切られた第１、第２のシリンダと、第１、第２のシリンダ内でクランク軸の回転に伴って偏芯する第１、第２のローラと、クランク軸を備え、中間軸の径方向断面が、第１のクランクピンと第２のクランクピンの径方向断面の重なる部分より大きく、なおかつ、中間軸の第１のクランクピン側と第２のクランクピン側との間に段差を有する構成とし、その段差は、クランク軸方向であって仕切り板の厚さ内に設けられている。
【００１８】
すなわち、中間軸の面積が軸方向に２段に異なるように形成すると共に、それぞれの中間軸が偏心して設けられたシリンダの偏芯方向に面積が拡大するように形成した。
【００１９】
また、本発明の目的は、
密閉容器内に電動機部と圧縮機部とがクランク軸によって連結され、前記クランク軸が回転軸に対して偏芯した第１のクランクピンと第２のクランクピンを備え、前記第１のクランクピンと前記第２のクランクピンとの間に中間軸を備え、前記圧縮機部が、前記クランク軸を支持する主及び副軸受と、前記主および副軸受間に設けられた１枚の仕切り板によって仕切られた第１、第２のシリンダと、前記第１、第２のシリンダ内で前記クランク軸の回転に伴って偏芯する第１、第２のローラと、前記クランク軸を備えた２シリンダロータリ型圧縮機において、
前記中間軸における前記第１のクランクピン側の第一中間軸（１１２ａ）と前記中間軸における前記第２のクランクピン側の第二中間軸（１１２ｂ）とが連接しており、当該連接箇所における前記中間軸の径方向断面が、前記第１のクランクピンと前記第２のクランクピンの径方向断面の重なる部分より大きく、前記クランク軸方向、前記仕切り板の厚さ内に前記径方向断面が配設されたことを特徴とする２シリンダロータリ型圧縮機
によって達成される。
以上により、クランクピンとクランクピンとの間の中間軸径を可能な最大値に設定することができるため、中間軸の曲がり変形を軽減でき、クランク軸と軸受や、第１のシリンダ内のローリングピストン上端と上部密閉板、第２のシリンダ内のローリングピストン下端と下部密閉板、ローリングピストン外面とシリンダ内面との片当たりが少なくなるため、摩擦損失が小さくなり、機械効率の損失が低減する。さらに、クランク軸と軸受、ローリングピストンとベーン、ローリングピストンと密閉板との余分な隙間も小さくなるため、漏れが少なくなり、体積効率の低減を抑えられる。そのため、クランク軸の変形による性能の低下を抑えられる。
【００２０】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施例を、図面を参照して詳細に説明する。
【００２１】
図１は、本発明の２シリンダロータリ型圧縮機１の、一実施例を示したもので、特に、圧縮機部２と電動機部３のロータ９０とを示したものである。圧縮機部２と電動機部３のロータ９０とは、クランク軸１０によって連結されている。クランク軸１０は、回転軸に対して偏芯した第１のクランクピン１１と第２のクランクピン１３とを備えている。圧縮機部２は、第１の圧縮室３１および第２の圧縮室４１からなる。第１の圧縮室３１は、第１のシリンダ３０とクランク軸１０を支持する主軸受２１（ラジアル軸受）に一体に加工された上部密閉板２０と、第１の圧縮室３１と第２の圧縮室４１とを仕切る仕切り板５０とから構成されている。第２の圧縮室４１は、第２のシリンダ４０とクランク軸１０を支持する副軸受６１に一体に加工されている下部密閉板６０と、仕切り板５０とから構成されている。スラスト力は、本図では詳細に記載していないが、上部密閉版２０の一部がクランク軸の一部とスラスト方向に接触する構成となっている。又、下部密閉版６０クランク軸の一部１５でスラスト方向の荷重を支持する構成となっている。
【００２２】
図２は、本発明の一実施例を示した２シリンダロータリ型圧縮機１のクランク軸１１０の一部分を抜き出した図である。図３は、図２の軸方向であるＡ側からみた上面図である。
【００２３】
クランク軸の内部は図３（a）および図３（ｂ）に示すように中空部１４、１８が設けられている。図３（ａ）と図３（ｂ）との違いは、中間軸１１２ａ、１１２ｂが、図３（ａ）は略楕円形状をしているものを、図３（ｂ）は真円形状としたものである。
【００２４】
図３（ａ）に示すように、第１のクランクピン１１１側の中間軸１１２aは、軸方向に直角な方向の面積が、第１のクランクピン１１１の偏芯方向に拡大された構造としている。すなわち、中間軸１１２ａの重心ＰU1がクランク軸１１０の回転中心Ｏ1から第１のクランクピンの長手方向にずれた構成である。さらに、第２のクランクピン１１３側の中間軸１１２bは、第２のクランクピン１１３の偏芯方向に拡大された構造である。すなわち、中間軸１１２ｂの重心ＰS1がクランク軸１１０の回転中心Ｏ1から第２のクランク軸の長手方向にずれた構成である。そのため、中間軸１１２ａと中間軸１１２ｂとの間は、段差がある構造である。
【００２５】
図３（ｂ）においては、中間軸１１２ａ、１１２ｂの断面形状が円形となっている。このため、クランク軸１１０の重心ＰU2、ＰS2の回転中心Ｏ1からのずれ量は図３（ａ）より小さくすることが可能になる。また、形状を円形にすることにより、図３（ａ）の異型よりも加工が若干容易となる。図３（ａ）、（ｂ）いずれの場合においても、中間軸の径を大きくすることができるため、中間軸の曲がり変形が小さくなる。
【００２６】
図４は、他の実施例のクランク軸の一部分を抜き出した図である。図２との違いは、第２図では中間軸１１２ａと１１２ｂの軸方向長さを略等しく形成したが、本実施例では段差部が第１のクランクピン１１１側にずれた構造とした。すなわち、中間軸１１２ａの高さｈ１を中間軸１１２ｂの高さｈ２よりも小さくなるように形成したものである。
【００２７】
本実施例の２シリンダロータリ圧縮機では、スラスト軸受が２個所設けてある。スラスト軸受は、第１のクランクピン１１１の上側と、第２のクランクピン１１３の下側である。圧縮機の設置は電動機部３を上側、すなわち、第１のクランクピン１１１を上側にして設置する。そのため、スラスト荷重は、下側のスラスト軸受の方が大きい。従って、中間軸の変形によってクランクピンが傾いた場合、スラスト軸受への不均衡な当たりは下側の方が大きい。そのため、図４に示したように、下側の中間軸１１２ｂを高くすることにより、下側のクランクピンすなわち、第２のクランクピンの倒れ変形を小さくして、スラスト軸受けへの不均衡な当たりを低減できる。
【００２８】
次に、図１５を用いて、本発明の圧縮機の組立工程を説明する。なお、図１５では、上部密閉板を下方にして組み立てているが、この逆でも良いし、クランク軸を横向きにしても良い。
【００２９】
１．上部密閉板２０と主軸受２１の一体品に、第１のシリンダ３０とローラ７０を上部密閉板２０の下側からのボルトで仮組みする。
【００３０】
２．クランク軸１０を、ローラ７０の孔部と主軸受２１の孔部が合うようにして挿入する。次に、クランク軸１０をセットする。クランク軸１０のセットとは位置決めのことで、ローラ７０とシリンダ３０との間のクリアランスを隙間ゲージではかりながら、位置を決め、上部密閉板の下側からのボルトで締め付け固定する。
【００３１】
３．仕切り板５０を挿入する。仕切り板５０は、中間軸１１２aと１１２bの段差すなわち中間軸１１２aに付き当たるまで挿入する。
【００３２】
４．仕切り板５０を、中間軸１１２aが入るところまで横にずらす。
【００３３】
５．仕切り板５０をセットする。
【００３４】
６．第２のシリンダを挿入し、図示していない埋め込みボルトでセットする。
【００３５】
７．下部密閉板を挿入し、セットする。
【００３６】
組み立てを考えた場合の中間軸１１２と仕切り板５０との構造上に関係は、上記行程４で仕切り板５０をずらすために、仕切り板５０の厚みは、中間軸１１２bよりも薄くする必要がある。仕切り板５０が中間軸１１２bよりも分厚いと、クランクピン１１に当たって、仕切り板５０を横にずらすことができなくなる。
【００３７】
図４は、中間軸１１２bが十分に厚いため、組み立て易くなる。
【００３８】
図５は、その他の実施例を示すクランク軸１１０であり、図６は、クランク軸１１０を上方のＢ方向から見た上面図である。図２と異なる点は、図２では中間軸の外周が近い方のクランピンの外周と一致する部分を有している。これに対して、本実施例では第１のクランクピン１１１側の中間軸１１２ａは、第１のクランクピン１１１の中心Ｘ1Ｘ2と同心となる構成とした。さらに、第２のクランクピン１１３側の中間軸１１２ｂは、第２のクランクピン１１３の中心Ｙ1Ｙ2と同心となる構成とした。それぞれの中間軸は、それぞれのクランクピンの外周よりも内側にあるように構成してある。これにより、中間軸径を拡大して曲がり変形を低減することができると同時に、クランクピンと同心のため加工も行い易くなる。
【００３９】
図７は、図２〜図６の中間軸１１２ａと１１２ｂの間の段差部を滑らかにして、角を除去した構成である。これにより、角部の応力集中を低減することができる。
【００４０】
図８は、さらにその他の実施例を示す圧縮機の一部分を示す断面図である。本実施例と図２との構成の違いは、中間軸の中間に所定の高さで外周が両偏差方向に広げた外周と一致する部分を設けた構成としたものである。言い換えると段差部分の、クランクピンの偏芯方向の長手側と短手側で変えた構造としたものである。中間軸２１４の段差２１２ａを第２のシリンダのぎりぎりまで高くし、段差２１２ｂを第１のシリンダのぎりぎりまで高くした構成である。この構成により、中間軸２１４は第１のクランクピン、第２のクランクピンおよび仕切り板で形成されている空間を最大限に使用することになり、中間軸の曲がり変形を低減することができる。
【００４１】
図９は、さらにその他の実施例を示す圧縮機の一部分を示す断面図である。図２の実施例と本実施例との相違点は、図２の実施例では中間軸を１１２ａ、１１２ｂを設けていたが、本実施例は中間軸をなくしたものである。すなわち、第１のクランクピン１１１と第２のクランクピン１１３とが仕切り板５０の内部方向まで延長されて、中間軸をなくしたものである。本構成とすることで、中間軸を設けた、図２〜図８で示した実施例の場合よりもさらにクランク軸が曲がりにくい構成となる。仕切り板５０に設けられた孔は、第１のクランクピン１１１と第２のクランクピン１１３の回転軌跡の最大円径よりも大きくし、接触を防止する必要がある。この場合、仕切り板５０と第１のローラ７０および第２のローラ８０との間の接触面で必要なシール面積が、孔を大径にすることにより小さくなる。シール面積を確保するためには、第１、第２のローラ７０、８０の外径を大きくする方向に肉厚を厚くすればよい。このとき、圧縮室の容積が小さくなるので、第１、第２のシリンダ３０、４０の内径も大きくし、容積を維持すれば良い。すなわち、シリンダの形状としては、偏平な形になる。
【００４２】
また、図９に示すように中間軸の無い場合がもっとも軸の剛性が高まり、曲がりににくくなるが、中間軸がある場合は、その長さが短ければ短い方が良い。そのため中間軸がある場合は、仕切り板５０を薄くした構造とすれば良い。また、仕切り板５０を変形強度上限界の厚みまで薄くした場合で、なおかつ中間軸が無い場合が、最も良い。
【００４３】
図１０は、さらにその他の実施例を示す圧縮機の一部分を示す図である。図９の圧縮機では、第２のクランクピン１１３は、仕切り板５０の厚み分が延長されている構成である。これにより、クランク軸の剛性が高まり、曲がり変形しにくくなる。また、クランクピンの延長は、第１のクランクピンでも良い。この場合も図７同様、中間軸がある場合は、その長さが短ければ短い方が良い。また、第１、第２のローラ７０、８０と仕切り板５０とのシール面積も上記図９で説明した方法と同様である。
【００４４】
図１１は、図９で示した実施例で、さらにクランク軸の曲がり変形を小さくする構成を示す実施例である。第１のクランクピン１１１を上部密閉板の方向に延長し、第２のクランピン１１３を下部密閉板の方向に延長した構成である。
【００４５】
以上で説明した圧縮機のクランク軸の曲がり変形の量を実際に測定することは、非常に困難である。そのため、発明者らは、有限要素法（FEM）を用いたコンピュータシミュレーションによって、クランク軸の曲がり変形を解析した。クランク軸には、ガス荷重、ベーンがばね（図示せず）によりローラを押し付ける力、クランク軸とローラの遠心力から求められる力がかかる。その結果、第１のクランクピンと第２のクランクピンとの間の中間軸部において曲がり変形が生じる。
【００４６】
図１２は、冷媒にＲ４１０Ａを使った時のＡＳＨＲＡＥ／Ｔ条件、すなわち吸い込みガスの圧力が０．９９６ＭＰａ、吐き出しガスの圧力が３．３７４ＭＰａの条件を入力条件とした場合の、コンピュータシミュレーション結果６１０を示す。また、計算初期値として入力した解析モデル７１０も重ねて示す。クランク軸は中間軸の部分で曲がり変形が生じている。クランク軸の解析結果の評価方法としては、主軸受の上端部の位置に対応する部分のクランク軸の変位が、設定クリアランクの最小値に対してどうなっているかをそれぞれの比として算出した。
【００４７】
図１３はクランク軸が曲がり変形を起こした状態におけるクランク軸の主軸受上端部の変位Ｂと設定クリアランスの最小値Ｃとの関係を示す図である。図１３中には曲がり変形後のクランク軸８１０と初期状態のクランク軸１０を示した。
【００４８】
図１４は、コンピュータシミュレーションの結果をまとめた図である。横軸は、クランク軸素材の弾性率と中間軸断面積（中間軸の回転軸に垂直な断面積で、クランク軸全体に）貫通している中空孔部の面積を含む）との積とし、Ｘ（kg）で示した。縦軸は、クランク軸の主軸受上部の変位Ｂを設定クリアランスの最小値Ｃで割った値で、軸受隙間比とし、Ｙで示した。従って、軸受隙間比Ｙが１以上のとき軸と主軸受が接触し、その値が大き程、接触反力が大きくなって摩擦損失を増大させる。軸受隙間比Ｙが１より小さい場合は、軸と主軸受は接触しない。図１４中に示した実線は、データ点を指数関数で近似した平均値の外挿線で、この式も同時に示した。また、前記平均値の外挿線の上下に示した破線は、それぞれ、近似した指数関数が最大および最小となる場合の外挿線である。軸受隙間比Ｙが１より小さくなりうる場合としては、最小の外挿線を参照すると、弾性率と中間断面積との積Ｘが図１４中Ｆの矢印で示した４．０６６×１０6kg以上の場合が良いことがわかる。また、平均的な設計を考慮して平均の外挿線を参照すると、Ｘは、図１４中Ｅで示した５．１６３×１０６kg以上の場合が良いことがわかる。さらに、安全な場合を考慮するして最大の外挿線を参照すると、Ｘは、図１４中Ｇで示した７．４５４×１０6kg以上の場合が良いことがわかる。なお、クリアランスを最小値とし、解析における変形が最大となるように結果データを計算しているため、通常は図１４中にＦで示す条件を満足していれば良い。これを満たす弾性率と中間軸断面積とを設定することにより、軸の曲がり変形が小さくなり、摩擦損失を低減でき、さらには、密閉板、ローラ、仕切り板などの隙間の増大を抑え、圧縮ガスの漏れを低減できる。クランク軸素材の弾性率は高い方が曲がりにくく良いが、材料コストと加工性を考慮すると、鋳鋼であるＦＣ系の材料で例えばＦＣ２００〜ＦＣ４００相当（弾性率は１１０００kg/mm2〜１８０００kg/mm2相当）が好ましいが、このなかでも弾性率の低い材料の方がコストが易いので、中間軸径との関係で選定することとなる。これより弾性率の高い材料を使用すると、特殊仕様などとなってコストが高くなる。
【００４９】
【発明の効果】
上述のように、本発明の２シリンダロータリ型圧縮機は、第１のクランクピンと第２のクランクピンとの間の曲がり変形を軽減でき、クランク軸と軸受やクランクピンとシリンダを密閉する上下の密閉板、ローリングピストン外面とシリンダ内面との片当たりが少なくなるため、摩擦損失が小さくなり、機械効率の損失が低減する。さらに、クランク軸と軸受、ローリングピストンとベーン、ローリングピストンと密閉板との余分な隙間も小さくなるため、漏れが少なくなり、体積効率の低減を抑えられる。そのため、クランク軸の変形による性能の低下を抑えられる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施例を示した２シリンダロータリ型圧縮機の圧縮機部と電動機部のロータとを示す図。
【図２】本発明の一実施例を示した２シリンダロータリ型圧縮機のクランク軸の一部分を抜き出した図。
【図３】本発明の一実施例を示したクランク軸の上面図。
【図４】本発明の他の実施例を示した２シリンダロータリ型圧縮機のクランク軸の一部分を抜き出した図。
【図５】本発明のその他の実施例を示した２シリンダロータリ型圧縮機のクランク軸の一部分を抜き出した図。
【図６】本発明のその他の実施例を示したクランク軸の上面図。
【図７】本発明のさらにその他の実施例を示したクランク軸の一部分。
【図８】さらにその他の実施例を示す圧縮機の一部分を示す図。
【図９】さらにその他の実施例を示す圧縮機の一部分を示す図。
【図１０】さらにその他の実施例を示す圧縮機の一部分を示す図。
【図１１】さらにその他の実施例を示す圧縮機の一部分を示す図。
【図１２】コンピュータシミュレーションの結果の一例を示す図。
【図１３】クランク軸が曲がり変形を起こした状態におけるクランク軸の主軸受上端部の変位Ｂと設定クリアランスの最小値Ｃとの関係を示す図である。
【図１４】コンピュータシミュレーションの結果をまとめた図である。
【図１５】本発明の圧縮機の組立工程を示した図である。
【符号の説明】
２…圧縮機部、３…電動機部、１１０…クランク軸、１１、１１１、…第１のクランクピン、１２、１１２a、１１２b…中間軸、１３、１１３…第２のクランクピン、２０…上部密閉板、２１…主軸受、３０…第１のシリンダ、４０…第２のシリンダ、５０…仕切り板、６０…下部密閉板、６１…副軸受、７０、８０…ローラ
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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