(57)【要約】【課題】ロータリ圧縮機の冷媒の高圧圧縮工程において、圧縮機構の軸受とシリンダとのボルト締結歪により、シリンダと回転ピストンの隙間から冷媒が漏れ圧縮効率が低下することを防止する。【解決手段】クランク軸８を支える上軸受６を、シャフト受部６ａと、シリンダ３を固定するフランジ部６ｂとの２部品接合構造とする。さらに、シリンダ３をフランジ部６ｂに固定するボルト１４が挿入される貫通孔２０をフランジ部６ｂに設け、この貫通孔２０におけるシリンダ３側の周囲に、ボルト直径の３倍の範囲で５〜１０μｍの深さの締結力逃し形状１７を形成する。【選択図】図１
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
圧縮機構部とモータ部とをクランクシャフトにより連結して圧力容器内に密閉設置したロータリ圧縮機であって、
前記圧縮機構部は、前記圧力容器に固定された第１軸受と、この第１軸受に固定されたシリンダと、このシリンダ内に設けられ前記クランクシャフトの偏心部に挿入されたピストンと、このピストンの回転に追随して往復運動するベーンと、前記シリンダを固定し前記クランクシャフトを支持する第２軸受とを備え、前記シリンダ内で前記ピストンにて圧縮されたガスを吐出するための吐出弁を前記第１軸受と前記第２軸受との少なくとも一方に設けたロータリ圧縮機において、
前記第１軸受と前記第２軸受との少なくとも一方を、前記クランクシャフトを支えるシャフト受部と前記シリンダを固定する平板状のフランジ部との接合構造とし、前記フランジ部における前記シリンダを固定する固定ネジが挿入される貫通孔周囲に圧力逃し部を形成したことを特徴とするロータリ圧縮機。
【請求項２】
前記圧力逃し部の形状を、前記シリンダの内周円最外周部と前記貫通孔の最外周部との中点を通り、前記固定ネジの外形の３倍を半径とする円形状を基として、該円形状を前記シャフト受部の軸心を中心としかつ前記固定ネジの軸心を通る円軌跡にて２分割し、該２分割した箇所において、前記シャフト受部側の一方の分割箇所の面積よりも他方の分割箇所の面積の方を小さくしたことを特徴とする請求項１記載のロータリ圧縮機。
【請求項３】
前記圧力逃し部を５μｍ〜１０μｍの深さで形成したことを特徴とする請求項１または２記載のロータリ圧縮機。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、空調機，冷蔵庫などに使用されるロータリ圧縮機に係り、特に圧縮機の性能の確保，改善に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
従来のロータリ圧縮機について図５，図６を参照して説明する。図５は一般的なロータリ圧縮機の圧縮機構の断面図、図６は圧縮工程における高圧圧縮時の圧縮機構を示す平面図である。
【０００３】
図５に示すように、ロータリ圧縮機は、高圧容器１０の上部にモータ部１を収納し、下部には圧縮機構２を収納し、高圧容器１０の底部には潤滑油１１を貯留している。モータ部１はロータ１ａとステータ１ｂとからなる。
【０００４】
圧縮機構部２は、高圧容器１０の内壁に固定された上軸受６と、上軸受６にボルト１４で固定されたシリンダ３と、シリンダ３内に設けられたクランク軸８の偏心部８ａに嵌合した回転ピストン４と、回転ピストン４の偏心回転に追随して往復運動するベーン５と、シリンダ３の下端をボルト１５にて固定されて密閉すると共にクランク軸８を支える下軸受７と、下軸受７に嵌合したカップ９により構成されている。
【０００５】
このように構成されたロータリ圧縮機は、ロータ１ａが回転すると、このロータ１ａに焼きバメされたクランク軸８の偏心部８ａに嵌合した回転ピストン４が、シリンダ３の内壁に沿って偏心回転し、冷媒吸入口（図示せず）からシリンダ室３ａに吸入された冷媒ガスを圧縮する。シリンダ室３ａ内の圧力が圧力容器１０内の圧力より高くなると、上軸受６側の吐出弁１３が開口し、シリンダ室３ａ内の冷媒ガスが吐出口１６を通ってシリンダ室３ａ外に吐出される。
【０００６】
図６は圧縮最終工程における前記シリンダ部分を示す平面図であって、回転ピストン４とベーン５およびシリンダ３の側壁とに囲まれ、最も狭くなった圧縮室２２において冷媒が高圧に圧縮された状態を示している。
【０００７】
ここで、圧縮機の容積効率を低下させる要因としては、吐出されずに残ったシリンダ３の切欠２３内部と、上軸受け吐出口１６内部の冷媒の影響があり、圧縮効率を低下させる要因としては、回転ピストン４とシリンダ３の壁側面との隙間からの冷媒の漏れがある。
【０００８】
シリンダ３の壁側面からの冷媒漏れを抑え、圧縮効率の低下を防ぐため、シリンダ３の内側面や回転ピストン４あるいはクランク軸８の加工精度を上げ、表面に鏡面加工を施し、組立工程においても回転摺動抵抗を評価しながらボルト１４で上軸受６にシリンダ３を締結することが行われている。
【特許文献１】特開平６−３２３２７５号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００９】
しかしながら、前記従来のロータリ圧縮機の構成では、圧縮機構の組立工程における上軸受６とシリンダ３とのボルト１４による締結では、シリンダ３の内側面の変形を抑えることができず、回転ピストン４とシリンダ３の側壁とにおいて隙間が発生していた。
【００１０】
図７〜図１０を参照して、図５に示す構成のロータリ圧縮機においてボルト締結を行ったときのシリンダ側壁の変形について説明する。図７はシリンダ３におけるボルト締結位置１４ａに対応した側壁が変形して生じるふくらみ部分２１を２点鎖線にて示す平面図、図８は変形したシリンダ３の変形部の詳細斜視図、図９は詳細断面図であって、Ｘはボルト１４を締結して生じた変形により形成された隙間の最大値を表わす。
【００１１】
図１０に従来のロータリ圧縮機におけるボルト締結によるシリンダ内壁への飛び出し量の解析計算結果を示す。図１０に示すように、従来例の変形形状は、上軸受６側に最大の飛び出しが生じ、シリンダ３の高さの中間点で最小となり、この間に隙間が生じている。通常の締め付けトルクの範囲で、ボルト１４，１５によりシリンダ３の側壁に最大４〜５μｍのふくらみが生じる。
【００１２】
前記ふくらみの発生により、回転ピストン４とシリンダ３の側壁との間に少なくとも４μｍの隙間が生じ、特に高圧圧縮される最終工程では、この隙間から冷媒が漏れ出し、膨張冷媒に圧力損失と容積損失をもたらすという課題を有していた。
【００１３】
図１１に前記圧力損失について気体の状態式とオリフィスからの漏れより計算したグラフを示す。図１１において、ロータリ圧縮機で見られる４〜１０Ｍｐａという圧力において、シリンダ３内壁の飛び出し量、すなわち前記隙間Ｘが４μｍのときには１％強の圧力損失が発生していることが分る。
【００１４】
本発明は、前記従来技術の問題を解決するためになされたものであり、ボルト締結によるシリンダ内面の変形を抑え、高圧冷媒漏れによる性能の低下を改善したロータリ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】
【００１５】
前記目的を達成するため、本発明によるロータリ圧縮機は、圧縮機構部とモータ部とをクランクシャフトにより連結して圧力容器内に密閉設置したロータリ圧縮機であって、前記圧縮機構部は、前記圧力容器に固定された第１軸受と、この第１軸受に固定されたシリンダと、このシリンダ内に設けられ前記クランクシャフトの偏心部に挿入されたピストンと、このピストンの回転に追随して往復運動するベーンと、前記シリンダを固定し前記クランクシャフトを支持する第２軸受とを備え、前記シリンダ内で前記ピストンにて圧縮されたガスを吐出するための吐出弁を前記第１軸受と前記第２軸受との少なくとも一方に設けたロータリ圧縮機において、前記第１軸受と前記第２軸受との少なくとも一方を、前記クランクシャフトを支えるシャフト受部と前記シリンダを固定する平板状のフランジ部との接合構造とし、前記フランジ部における前記シリンダを固定する固定ネジが挿入される貫通孔周囲に圧力逃し部を形成したことを特徴とする。
【００１６】
また、本発明によるロータリ圧縮機は、前記圧力逃し部の形状を、前記シリンダの内周円最外周部と前記貫通孔の最外周部との中点を通り、前記固定ネジの外形の３倍を半径とする円形状を基として、該円形状を前記シャフト受部の軸心を中心としかつ前記固定ネジの軸心を通る円軌跡にて２分割し、該２分割した箇所において、前記シャフト受部側の一方の分割箇所の面積よりも他方の分割箇所の面積の方を小さくしたことを特徴とする。
【００１７】
また、本発明によるロータリ圧縮機は、前記圧力逃し部を５μｍ〜１０μｍの深さで形成したことを特徴とする。
【発明の効果】
【００１８】
本発明によれば、軸受とシリンダの接触面においてシリンダ内面側に、直接、固定ネジの締結力が加わることを抑制することができることから、シリンダ内面側への変形を抑制できる。これにより圧縮工程における高圧冷媒漏れによる性能の低下を改善したロータリ圧縮機が実現する。
【００１９】
また、前記軸受の圧力逃し部の形成には、軸受をシャフト受部とフランジ部との２部品構成としたことにより、５μｍ〜１０μｍまでの複数の浅い任意の逃がし形状をプレス加工により容易に形成することができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００２０】
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。
【００２１】
図１は本発明の実施形態であるロータリ圧縮機の圧縮機構部の断面図である。
【００２２】
図１に示すロータリ圧縮機は、圧力容器１０内の上部にモータ部１を収納し、また下部に圧縮機構部２を収納し、圧力容器１０の底部には潤滑油１１を貯溜している。モータ部１はロータ１ａとステータ１ｂとからなる。
【００２３】
圧縮機構部２は、クランク軸８を受けるシャフト受部６ａと、高圧容器１０の内壁に固定された平板状のフランジ部６ｂとの２部品の接合構造からなる第１軸受である上軸受６と、上軸受６のフランジ部６ｂに固定ネジであるボルト１４で固定されたシリンダ３と、シリンダ３内に設けられたクランク軸８の偏心部８ａに嵌合した回転ピストン４と、回転ピストン４の偏心回転に追随して往復運動するベーン５と、シリンダ３にボルト１５で螺合してシリンダ３の下端を密閉すると共にクランク軸８を支える第２軸受である下軸受７と、下軸受７に嵌合したカップ９により構成されている。さらに、上軸受６を構成するフランジ部６ｂにおいて、ボルト１４が挿入される貫通孔２０の周部で、かつボルト１４の頭部により締め付け力が加わる締結部としてのシリンダ３の接触面（下面）に圧力逃し部としての締結力逃し形状１７が形成されている。
【００２４】
図２は本実施形態における２部品接合構造からなる上軸受の断面図であり、フランジ部６ｂの前記ボルト締結部の下面に締結力逃がし形状１７が形成され、シャフト受部６ａとフランジ部６ｂはプレスカシメ工法により接合されている。
【００２５】
図２において、１８はフランジ部６ｂとシャフト受部６ａとを接合するためフランジ部６ｂに形成されたリング状のカシメ溝であり、１９はプレスカシメされた際にフランジ部６ｂからシャフト受部６ｂ側に塑性流動した金属材料を示す。フランジ部６ｂへの締結力逃がし形状１７の形成には、複数の任意の逃がし形状を深さ方向で平面度を保ったまま形成するために、シャフト受部６ａとフランジ部６ｂとのプレス接合と同時タイミングにてプレス平押し成形することができる。
【００２６】
図３（ａ）は本実施形態における上軸受を構成する平板フランジの詳細を示す底面図、図３（ｂ）は図３（ａ）における要部を拡大して示す締結力逃がし形状の形成についての説明図、図３（ｃ）は図３（ａ）におけるＸ−Ｘ断面図である。
【００２７】
図３（ａ）〜（ｃ）において、１６は、フランジ部６ｂに穿設されて、圧縮された冷媒が吐出される吐出口である。シリンダ３を締結するボルト１４が挿入される貫通孔２０は、フランジ部６ｂに複数（本例では対称位置の４箇所）に設けられ、各貫通孔２０の周囲にはボルト１４の径の３倍までの範囲で、かつボルト締結力がシリンダ３の内側上面にかからないように、締結力逃し形状１７が設けられている。
【００２８】
図３（ｂ）において、２５はシリンダ３における内周円部、２６はシリンダ内周円最外形部Ａと貫通孔２０の最外周部Ｂとの中点、２７は、ボルト１４の径の３倍の半径Ｒ２であって、締結力逃し形状１７を構成する円軌跡を示し、締結力逃し形状１７は、前記中点２６を通る前記ボルト径の３倍の半径Ｒ２の円軌跡２７を、シャフト受部６ａの軸心Ｏ１を中心とし、ボルト１４（貫通孔２０）の軸心Ｏ２を通る半径Ｒ１の円軌跡にて２分割した内側部分として形成される。締結力逃し形状１７は、外側部１７ａと内側部１７ｂの円弧壁を有する形状であって、この円弧はボルト締結時の等応力線に直交する曲線の近似曲線である。前記２分割した２箇所において、シャフト受部６ａ側の一方の分割箇所の面積よりも他方の分割箇所の面積の方が小さい。このように２分割した２箇所のうち、シャフト軸受部６ａ側の一方の分割部の面積より、他方の分割部の面積が小さくすることにより、ボルト１４の締結によるシリンダ３の内側壁への変形が小さくなる。
【００２９】
前記締結力逃し形状１７の深さは、ボルト締結による変形後面接触するために５〜１０μｍにしてある。変形が圧縮効率に及ぼす影響は、冷媒圧力が最高５〜１０Ｍｐａとなる吐出口１６近傍のボルト１４が一番大きいため、この部分において締結力逃し形状１７の形成が必須である。他の部分は圧縮圧力は低圧ではあるので影響は小さいが、側壁の変形がスムーズな同心回転を妨げるためすべての貫通孔２０に逃し形状１７を設けてある。
【００３０】
前記構成の上軸受６とシリンダ３を用いることにより、組立工程においてボルト締結した後のシリンダ３の側面の変形、すなわち、図４に示す内壁への飛び出し量Ｘが小さく、図１０に示す解析計算値としてシリンダ面上面で１μｍ以下と推測される。一方、下軸受７を締結するボルト１５の影響としては、形状，材料より変形量は約１／３であった。
【００３１】
本実施形態において、逃し形状１７を、ボルト径の３倍の半径Ｒ２の円軌跡２７の範囲で５〜１０μｍの深さに設定したが、この理由を説明する。
【００３２】
すなわち、ロータリ圧縮機の製造においては、使用されるボルト１４とシリンダ３の材質に対して、所定のトルクがあらかじめ設定されており、そのトルクで締め付けた際の変形は図１０に示す飛び出し量Ｘとして計算できる。図１０により、飛び出し量Ｘが４．２μｍであることから、ボルト近傍ではポアソン比０．３として、４．２／０．３＝１４μｍが圧縮方向に最大変形すると考えられる。これらのことから、前記深さを１４μｍ程度逃せば締め付け面圧がゼロになるため、実際的な深さの設定として５〜１０μｍとして設定した。
【００３３】
本実施形態のロータリ圧縮機においては、ロータ１ａが回転し、このロータ１ａに焼きバメされたクランク軸８の偏心部８ａに嵌合した回転ピストン４がシリンダ３の内壁に沿って偏心回転し、冷媒吸入口（図示せず）からシリンダ室３ａに吸入された冷媒ガスを圧縮する。シリンダ室３ａの内部圧力が圧力容器１０内の圧力より高くなると、吐出弁１３が開口しシリンダ室３ａ内の高圧冷媒ガスが吐出口１６より吐出されるが、この高圧に圧縮された工程でも回転ピストン４とシリンダ３の側壁との隙間が１μｍ以下に保たれ、冷媒が低圧側へ漏れることなく、圧力容器１０側へ低損失で吐出される。そして、クランク軸８の偏心部８ａがベーン５より冷媒吸入口側へ移動したときは、シリンダ室３ａ内は吸入負圧力となり、圧力容器１０内の圧力より低くなるためシリンダ室３ａ内は高圧と低圧を繰り返すことになる。
【００３４】
なお、吐出口１６に最も近い箇所を締結しているボルト１４の締結力を、他の箇所のボルトの締結力よりも小さくして、より効果的にシリンダ３の内壁面の変形を防止するようにしてもよい。
【００３５】
また、前記実施形態の構成では、上軸受６をシャフト受部６ａとフランジ部６ｂとの２部品接合構造にしているが、設計仕様などから、下軸受７を前記２部品接合構造にしたり、上軸受６と下軸受７の両方を前記２部品接合構造にしたりすることが考えられる。
【産業上の利用可能性】
【００３６】
本発明のロータリ圧縮機は、圧力損失の少ない効率の高い性能を具備し、空調用，冷蔵庫用をはじめとする、民生用，産業用一般用途の圧縮機として活用できる。
【図面の簡単な説明】
【００３７】
【図１】本発明の実施形態であるロータリ圧縮機の圧縮機構部の断面図
【図２】本実施形態における２部品接合構造の上軸受の断面図
【図３】（ａ）は本実施形態における上軸受を構成する平板フランジの詳細を示す底面図、（ｂ）は（ａ）における要部を拡大して示す締結力逃がし形状の形成についての説明図、（ｃ）は（ａ）におけるＸ−Ｘ断面図
【図４】本実施形態における圧縮機構断面と隙間の関係を示す断面図
【図５】従来のロータリ圧縮機の圧縮機構部の断面図
【図６】従来例の圧縮工程における高圧圧縮時の圧縮機構を示す平面図
【図７】従来例のシリンダにおけるボルト締結位置に対応した側壁が変形して生じるふくらみ部分を示す平面図
【図８】従来例の変形したシリンダの変形部の詳細斜視図
【図９】従来例の変形したシリンダの変形部の詳細断面図
【図１０】本発明と従来例の構成におけるボルト締結によるシリンダ高さ位置に対する変形量の計算値を示す図
【図１１】ロータリ圧縮機におけるシリンダ内側壁隙間からの冷媒漏れによる圧力損失計算値を示す図
【符号の説明】
【００３８】
１  モータ部
１ａ  ロータ
１ｂ  ステータ
２  圧縮機構部
３  シリンダ
４  回転ピストン
５  ベーン
６  上軸受
６ａ  シャフト受部
６ｂ  フランジ部
７  下軸受
８  クランク軸
８ａ  偏心部
９  カップ
１０  高圧容器
１１  潤滑油
１３  吐出弁
１４，１５  ボルト
１６  吐出口
１７  締結力逃し形状
１７ａ  締結力逃し形状の外側部の円弧壁形状
１７ｂ  締結力逃し形状の内側部の円弧壁形状
１８  リング状のカシメ溝
１９  シャフト受部に塑性流動したフランジ材料
２０  貫通孔
２５  シリンダにおける内周円部
２６  シリンダ内周円最外形部と貫通孔の最外周部との中点
２７  締結力逃し形状を構成する円軌跡
【図１】
2009257206.tif 000003
【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】
2009257206.tif 000009
【図８】
2009257206.tif 000010
【図９】
2009257206.tif 000011
【図１０】
2009257206.tif 000012
【図１１】
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