JP4674466B2

JP4674466B2 - 圧縮機

Info

Publication number: JP4674466B2
Application number: JP2004355163A
Authority: JP
Inventors: 貴規石田
Original assignee: Panasonic Corp; Matsushita Electric Industrial Co Ltd
Current assignee: Panasonic Corp; Panasonic Holdings Corp
Priority date: 2004-12-08
Filing date: 2004-12-08
Publication date: 2011-04-20
Anticipated expiration: 2024-12-08
Also published as: JP2006161712A

Description

本発明は、家庭用冷凍冷蔵庫に使用される圧縮機において、信頼性を向上し得る主軸と主軸受に関するものである。

近年、家庭用冷蔵庫については、保鮮性や省エネルギー性、静粛性などの基本性能の向上に加え、その使い勝手や収納性の向上が求められており、家庭用冷蔵庫の外寸法をそのままに内容積を増加させる基調にある。そういった中、家庭用冷蔵庫の機械室寸法を支配するデバイスの一つである圧縮機の小型化が強く望まれている。

従来の圧縮機としては、密閉容器内に固定子および回転子からなる電動要素と、電動要素によって駆動される圧縮要素とを収納したものがある（例えば、特許文献１参照）。

以下、図面を参照しながら上記従来の圧縮機について説明する。なお、以下の説明において、上下の関係は圧縮機を正規の姿勢に設置した状態を基準とする。

図１３は従来の圧縮機の縦断面図、図１４は従来の主軸の挙動を示す特性図である。

密閉容器１には、冷媒２１を充填するとともに、オイル２を貯留している。

電動要素５は、シリンダブロック１０の下方に固定されインバータ駆動回路（図示せず）とつながっている固定子３と、永久磁石を内蔵し主軸７の下方に固定された回転子４から構成される。

圧縮要素６について、以下に説明する。

クランクシャフト９は、鉛直方向に延在し、主軸７及び偏芯軸８から構成される。シリンダブロック１０は、主軸７を回転自在に軸支する主軸受１１とともに、圧縮室１２を形成するボア孔１３を有している。

ピストン１４は、ボア孔１３に往復可動に挿入されている。ピストンピン１５は、略円筒形状をなし、偏芯軸８と平行に配置され、ピストン１４に形成されたピストンピン孔１６に回転不能に係止されている。連結手段１７は、ピストンピン１５を介して、偏心軸８とピストン１４を連結している。

尚、主軸７は、主軸受１１との摺動面に形成されたスパイラル溝１８と、スパイラル溝１８の下端と連通孔２０を介して連結され、オイル２に開口するオイルポンプ孔１９を備えている。

また、クランクシャフト９やシリンダブロック１０は、両者ともに、安価で加工が容易な鋳鉄材のねずみ鋳鉄（ＦＣ２００）で形成されている。

以上のように構成された圧縮機について、以下にその動作を説明する。

電動要素５に通電がなされると、回転子４は回転し、これに伴ってクランクシャフト９も回転する。主軸７は、主軸受１１内を回転する一方で、偏芯軸８の回転運動が、連結手段１７とピストンピン１５を通してピストン１４に伝えられ、ピストン１４はボア孔１３内を往復運動する。このピストン１４の往復運動により、密閉容器１内の冷媒２１は、圧縮室１２内に吸入された後に圧縮されて、密閉容器１外へと吐出され、いわゆる吸入行程と圧縮行程を繰り返している。

また、クランクシャフト９の回転に伴う遠心力によって、オイルポンプ孔１９内にオイル２は吸引され、連通孔２０を通ってスパイラル溝１８から上方へ導かれ、偏芯軸８の上端から噴射されたオイル２が、連結手段１７とピストンピン１５や、ピストン１４とボア孔１３等の摺動部を潤滑する。
特開２０００−１４５６３７号公報

しかしながら、上記従来の構成において、主軸７と主軸受１１の摺動部に片当りによる摩耗が発生することがある。圧縮行程時に、圧縮荷重Ｐが連結手段１７を介して偏芯軸８に負荷され、主軸７は、主軸受１１内にて傾斜し、主軸受１１の上方と下方との局所的な領域において接触した状態、いわゆる片当りした状態で摺動する。

発明者らの実機試験によれば、特に、ピストン１４が上死点近傍に位置して圧縮荷重Ｐの最大値が作用した時に、主軸受１１の上方（図１４中、Ｕ点）と下方（図１４中、Ｍ点）と接触する主軸７部位における摩耗が、他の部位に比べ顕著であるとともに、主軸受１１の上方（図１４中、Ｕ点）と接触する主軸７部位よりも、下方（図１４中、Ｍ点）と接触する主軸７部位における摩耗の方が大きいことを確認している。

加えて、昨今の圧縮機小型化の要望に対応して主軸受１１の長さを更に短くすると、圧縮荷重Ｐは従来と同じであっても、モーメントの関係により主軸７と主軸受１１の接触荷重が増加し、特に、主軸受１１の下方（図１４中、Ｍ点）と接触する主軸７の部位での摩耗がより大きくなることも確認している。

このような片当りした状態で摺動していると、接触面が非常に狭い領域であり、加えてその狭い領域に負荷が集中することから、オイル２による潤滑作用が十分に発揮されず、異常摩耗が発生したり、主軸７と主軸受１１の摺動面間に生成された摩耗粉が噛み込まれロック（回転不能）が発生する可能性があり、長期的な信頼性確保に支障を来たすという欠点があった。

また、機構面、及び材質面等の種々の観点から、主軸７と主軸受１１の摩耗防止策が検討されているが、構成の複雑化や高コスト化につながったり、あるいは圧縮機の小型化には対応できない等の欠点があった。

本発明は、上記従来の課題を解決するもので、主軸７と主軸受１１の片当りによる摩耗を防ぎ、信頼性が高く、安価な圧縮機を提供することを目的とする。

上記従来の課題を解決するために、本発明の圧縮機は、主軸受の最も肉厚の薄いストレート部における主軸受の曲げ剛性Ｇｂと主軸の曲げ剛性Ｇｃとの剛性比Ｇｂ／Ｇｃを、１．８以上で４．６以下としたもので、主軸の曲げ剛性を主軸受に対し顕著に下げることで、圧縮行程時に圧縮荷重を受けて、主軸が傾斜して主軸受内と接触した際に、主軸は主軸
受下方と接触する部位を起点に湾曲して主軸受の内径形状に沿うので、主軸と主軸受の接触面積が増え、片当りによる摩耗を減少させる。

本発明の圧縮機は主軸と主軸受の片当りによる摩耗が減少するので、信頼性が高く、安価な圧縮機を提供できるという効果が得られる。

請求項１に記載の発明は、密閉容器内にオイルを貯溜するとともに、固定子と回転子からなる電動要素と、電動要素によって駆動される圧縮要素を収容し、圧縮要素は、鉛直方向に延在し主軸を備えたクランクシャフトと、主軸を軸支する主軸受を有するシリンダブロックを備えるとともに、主軸受の最も肉厚の薄いストレート部における主軸受の曲げ剛性Ｇｂと主軸の曲げ剛性Ｇｃとの剛性比Ｇｂ／Ｇｃを、１．８以上で４．６以下としたもので、主軸の曲げ剛性を主軸受に対し顕著に下げることで、圧縮行程時に圧縮荷重を受けて、主軸が傾斜して主軸受内と接触した際に、主軸は主軸受下方と接触する部位を起点に湾曲して主軸受の内径形状に沿うので、主軸と主軸受の接触面積が増え、片当りによる摩耗が減少し、信頼性が高く、安価な圧縮機を提供することができる。

請求項２に記載の発明は、請求項１の発明において、主軸受長さＬと内径Ｄの比率Ｌ／Ｄを、１．９以上で２．５以下としたもので、主軸の片当りによる摩耗の減少効果が顕著に発揮されるとともに、主軸受、及び主軸の長さを短く構成して圧縮機を小型化することができ、信頼性が高く、安価な圧縮機を提供することができる。

請求項３に記載の発明は、請求項１または請求項２の発明において、主軸受の材料を、球状黒鉛鋳鉄またはねずみ鋳鉄とし、主軸の材料をねずみ鋳鉄としたもので、現状の生産ラインを大幅に変更する必要がなく、生産性に優れ、信頼性が高く、安価な圧縮機を提供することができる。

請求項４に記載の発明は、請求項１から請求項３のいずれか１項の発明において、オイルポンプ孔の上端に筒状孔を延長穿設したもので、孔加工だけで容易に主軸の曲げ剛性を下げることができ、加えて、圧縮機に求められる圧縮負荷条件に合わせて、筒状孔の直径や長さを変更して対応できるので、極めて汎用性に優れ、信頼性が高く、安価な圧縮機を提供することができる。

請求項５に記載の発明は、請求項１から請求項４のいずれか１項の発明において、少なくとも商用電源周波数未満の周波数を含む運転周波数にて運転されるもので、圧縮機の入力が小さく抑えられた上で、主軸と主軸受の摩耗が防止でき、信頼性が高く、安価な圧縮機を提供することができる。

（実施の形態１）
図１は本発明の実施の形態１における圧縮機の縦断面図、図２は同実施の形態における主軸と主軸受のＡ−Ａ’部での断面図（Ａ−Ａ’部の場所は図１に記載）、図３は同実施の形態における主軸の挙動を示す特性図、図４は同実施の形態での主軸摩耗量の計測結果を示す特性図、図５は剛性比Ｇｂ／Ｇｃと主軸摩耗量の相関結果を示す特性図、図６は主軸受長さと内径の比率Ｌ／Ｄと主軸摩耗量の相関結果を示す特性図である。

密閉容器１０１には、冷媒１２１としてイソブタン（Ｒ６００ａ）を充填するとともに、オイル１０２として比較的低粘度の鉱油を貯留している。

電動要素１０５は、シリンダブロック１１０の下方に固定されインバータ駆動回路（図示せず）とつながっている固定子１０３と、永久磁石を内蔵し主軸１０７の下方に固定された回転子１０４から構成され、インバータ駆動用の電動モータを形成しており、インバータ駆動回路によって、商用電源周波数を下回る運転周波数（例えば、１５００ｒ／ｍｉｎ）を含む複数の運転周波数で駆動される。

固定子１０３は、突極集中巻型の巻線が用いられている。突極集中巻型の巻線とは、回転子１０４の中心に向かって放射状に突出した部位（突極）を持つ鉄心を有するものであり、この鉄心の突極に集中的に被覆線を巻きつけたものである。突極集中巻型の巻線は、鉄心からのはみ出しが極めて少ないので、他の巻型（例えば分布巻型）に比べて電動要素１０５の全高が低い仕様である。

圧縮要素１０６について、以下に説明する。

クランクシャフト１０９は、鉛直方向に延在し、主軸１０７及び偏芯軸１０８から構成されている。シリンダブロック１１０は、主軸１０７を回転自在に軸支する主軸受１１１とともに、圧縮室１１２を形成するボア孔１１３を有している。

ピストン１１４は、ボア孔１１３に往復可動に挿入されている。ピストンピン１１５は、略円筒形状をなし、偏芯軸１０８と平行に配置され、ピストン１１４に形成されたピストンピン孔１１６に回転不能に係止されている。連結手段１１７は、ピストンピン１１５を介して、偏心軸１０８とピストン１１４を連結している。

尚、主軸受１１１の内径Ｄは、低速運転（例えば、運転周波数が１５００ｒ／ｍｉｎ）でも効果的に遠心力を作用させてオイル１０２を上方へ吸い上げることが可能な１８ｍｍとしている。

主軸１０７の外径と主軸受１１１の内径Ｄとの隙間は、加工精度や熱時の径変化によるこじり、あるいは主軸１０７の回転時のがたつき防止を考慮して、１０〜３０μｍの範囲内である。尚、主軸受１１１の長さＬは４０ｍｍである。

また、主軸１０７は、主軸受１１１との摺動面に形成されたスパイラル溝１１８と、スパイラル溝１１８の下端と連通孔１２０を介して連結され、オイル２０２に開口した下方から上方に向かって傾斜するように形成されたオイルポンプ孔１１９を備えている。

主軸１０７を有するクランクシャフト１０９は、ヤング率が７３．５〜１２７×１０^−９Ｎ／ｍ^２であるねずみ鋳鉄（ＦＣ２００）で形成されている。一方の主軸受１１１を有するシリンダブロック１１０はヤング率が１４０〜１７０×１０^−９Ｎ／ｍ^２である球状黒鉛鋳鉄（ＦＣＤ５００）にて形成されている。

圧縮機の構造上、回転子１０４の上端面に形成された凹部１２２に囲われた主軸受１１１のストレート部１２３が最薄肉となる部位に相当する。主軸受１１１下方の最小肉厚は、加工、組立公差や、衝撃割れ、長期運転中の金属疲労による脆性割れ等の防止を考慮して、２．５ｍｍとしている。よって、主軸受１１１のストレート部１２３の外径は２３ｍｍとなっている。

ここで、曲げ剛性とは、曲げに対する変形抵抗の大きさを示すもので、ヤング率と断面二次モーメントの積で表される。

以上の主軸１０７と主軸受１１１を構成する異種材質、及び設計諸元から、本実施の形態では、最薄肉となる主軸受１１１のストレート部１２３にて、主軸１０７と主軸受１１１の剛性比Ｇｂ／Ｇｃが１．８５となり、主軸受１１１の長さ方向で最小値となる。尚、主軸受１１１の長さＬと内径Ｄの比率Ｌ／Ｄは２．２０である。

電動要素１０５に通電がなされると、回転子１０４は回転し、これに伴ってクランクシャフト１０９も回転する。主軸１０７は、主軸受１１１に軸支されて回転する一方で、偏芯軸１０８の回転運動が、連結手段１１７とピストンピン１１５を通してピストン１１４に伝えられ、ピストン１１４はボア孔１１３内を往復運動する。このピストン１１４の往復運動により、密閉容器１０１内の冷媒１２１は、圧縮室１１２内に吸入された後に圧縮されて、密閉容器１０１外へと吐出される。いわゆる吸入行程と圧縮行程を繰り返している。

クランクシャフト１０９の回転に伴う遠心力によって、オイルポンプ孔１１９内にオイル１０２は吸引され、連通孔１２０を通ってスパイラル溝１１８から上方へ導かれ、偏芯軸１０８の上端から噴射されたオイル１０２が、連結手段１１７とピストンピン１１５や、ピストン１１４とボア孔１１３等の摺動部を潤滑する。

圧縮行程時における主軸１０７の挙動について、図３を用いて説明する。

圧縮荷重Ｐが、連結手段１１７を介して偏芯軸１０８に右横側から作用すると、主軸１０７は左に傾斜して、主軸受１１１の上方（図３中、Ｕ点）と下方（図３中、Ｍ点）にて片当りする。しかしながら、本実施の形態では、主軸受１１１の中で最薄肉となるストレート部１２３における主軸受１１１の曲げ剛性Ｇｂと主軸１０７の曲げ剛性Ｇｃとの剛性比Ｇｂ／Ｇｃを１．８以上としたことで、主軸１０７の曲げ剛性は主軸受１１１に比べて顕著に小さくなり、主軸１０７の方が、主軸受１１１に比べ弾性変形し易い構成である。

これにより、主軸１０７は、主軸受１１１と片当りした際に、主軸受１１１下方（図３中、Ｍ点）と接触する部位を起点として湾曲する。より具体的には、主軸１０７摺動表面の右側（図３中、Ｍ点に接する側）には引張応力が、一方の左側（図３中、Ｕ点に接する側）には圧縮応力が作用するような形で、主軸１０７は図３に示す如く湾曲する。よって、主軸１０７の下方は、主軸受１１１の下方（図３中、Ｍ点）の内径形状に比較的広範囲に亘って沿うことになり、主軸１０７と主軸受１１１の接触面積が増え、局所的な接触摺動を回避して、片当りによる摩耗が減少する。

ここで、本実施の形態での主軸受１１１の上方（図３中、Ｕ点）、及び下方（図３中、Ｍ点）と接触する主軸１０７部位の摩耗量を、図４を用いて説明する。

尚、本図では、剛性比Ｇｂ／Ｇｃが１．８５となる本実施の形態と、１．６５となる従来例とを比較した。いずれの形態も主軸受１１１長さＬと内径Ｄの比率Ｌ／Ｄは２．２とした。また、本検討では、ショートサーキットサイクルにて、冷蔵庫実使用圧力範囲で最大となる凝縮・蒸発圧力値で、圧縮機を約２０日間連続運転させている。

図４から、主軸受１１１の下方（図３中、Ｍ点）と接触する主軸１０７部位の摩耗量が、従来例に比べ５０％程度低減していることを実機試験にて確認した。

これは、主軸１０７が湾曲することにより、主軸受１１１の下方（図３中、Ｍ点）の内径形状に比較的広範囲に亘って沿い、主軸１０７と主軸受１１１の接触面積が増えることで、局所的な接触摺動の回避に加え、オイル１０２による潤滑作用も相乗的に発揮されたものと思われる。

次に、主軸受１１１下方の曲げ剛性Ｇｂと主軸１０７の曲げ剛性Ｇｃとの剛性比Ｇｂ／Ｇｃと主軸受（図３中、Ｍ点）と接触する主軸の部位で計測された摩耗量との相関関係について、図５を用いて説明する。

本検討では、主軸受１１１長さＬと内径Ｄの比率Ｌ／Ｄを２．２０とした上で、剛性比Ｇｂ／Ｇｃをパラメータとして６仕様の圧縮機を作製した。尚、これら圧縮機をショートサーキットサイクルにて、冷蔵庫実使用圧力範囲で最大となる凝縮・蒸発圧力値で、圧縮機を約２０日間連続運転させている。

図５から、剛性比Ｇｂ／Ｇｃが１．８以上では、主軸１０７の摩耗量は１μｍ以下となり、片当りによる摩耗の減少が確認された。一方、剛性比Ｇｂ／Ｇｃが１．４から１．８までの間では、主軸１０７には、片当りによる摩耗の発生が確認された。

また、剛性比Ｇｂ／Ｇｃが１．４では、主軸１０７の片当りによる摩耗は１μｍ程度に抑制されるものの、運転中の圧縮機の振動が過剰に大きくなることが確認された。

これは、主軸受１１１は、曲げ剛性が主軸１０７に比べて顕著に小さく、弾性変形し易いことで、主軸１０７の傾斜による押付け力によって、主軸受１１１の下方側が主軸１０７の傾斜角度をより大きくする方向に過大に湾曲した結果であると考える。

よって、主軸受１１１の内径が主軸１０７に沿うことで、局所的な接触摺動は回避されたものの、主軸１０７の傾斜角度がより大きくなったために、主軸１０７の回転中の振れ回りが過剰となり、圧縮機の振動増加につながったと考える。

このことから、剛性比Ｇｂ／Ｇｃが１．８以上であれば、従来に比べて、主軸１０７と主軸受１１１との間の片当りによる摩耗を減少させるだけでなく、圧縮機の振動の抑制も可能である。

次に、主軸受１１１長さＬと内径Ｄの比率Ｌ／Ｄと、主軸受１１１の下方（図３中、Ｍ点）と接触する主軸１０７部位での計測された摩耗量の相関関係について、図６を用いて説明する。

尚、本図では、剛性比Ｇｂ／Ｇｃが１．８５となる本実施の形態と、１．６５となる従来例をベースとした上で、比率Ｌ／Ｄをパラメータとして各６仕様の圧縮機を作製した。尚、これら圧縮機をショートサーキットサイクルにて、冷蔵庫実使用圧力範囲で最大となる凝縮・蒸発圧力値で、圧縮機を約２０日間連続運転させている。

図６から、比率Ｌ／Ｄが２．５以下の領域において、剛性比Ｇｂ／Ｇｃを１．８以上とすることにより、片当りによる摩耗の減少効果が顕著に確認された。

本実施の形態によって、信頼性を十分確保させた上で、主軸１０７、及び主軸受１１１の長さを短小化して、昨今の圧縮機小型化の要望に対応することが可能である。

尚、比率Ｌ／Ｄが２．５よりも大きい場合では、次のように考える。

主軸受１１１長さＬが長いほど、モーメントの関係により主軸１０７と主軸受１１１の接触荷重は小さくなり、例え局所的な接触摺動であっても摩耗が進行する面圧レベルには達しないものと考えられる。また、主軸受１１１の内径Ｄ、つまり主軸１０７の外径が小さいほど、主軸１０７は、曲げ剛性が小さくなり湾曲し易く、主軸受１１１の内径形状に沿い易いので、接触摺動状態が緩和されるものと考えられる。

以上のことから、本実施の形態のように、主軸受１１１の曲げ剛性Ｇｂと主軸１０７下方の曲げ剛性Ｇｃとの剛性比Ｇｂ／Ｇｃを１．８以上とすることにより、主軸１０７の曲げ剛性を主軸受１１１に対し顕著に下げることで、圧縮行程時に圧縮荷重Ｐを受けて、主軸１０７が傾斜して主軸受１１１内と接触した際に、主軸１０７は主軸受１１１下方と接触する部位を起点に湾曲して主軸受１１１の内径形状に沿うので、主軸１０７と主軸受１１１の接触面積が増え、片当りによる摩耗が減少し、信頼性が高く、安価な圧縮機を提供することができる。

加えて、主軸受１１１長さＬと内径Ｄの比率Ｌ／Ｄを２．５以下の領域では、剛性比の範囲内を指定することで、主軸１０７の片当りによる摩耗の減少効果が顕著に発揮されるとともに、主軸受１１１、及び主軸１０７の長さを短く構成して圧縮機を小型化することが可能となる。

また、本実施の形態では、主軸受１１１を主軸１０７の材料のヤング率よりも高い材料にて形成しており、現状の生産ラインを大幅に変更することなく、生産性に優れている。

（実施の形態２）
図７は本発明の実施の形態２における圧縮機の縦断面図、図８は同実施の形態における主軸と主軸受のＢ−Ｂ’部での断面図（Ｂ−Ｂ’部の場所は図２に記載）、図９は同実施の形態における主軸の挙動を示す特性図、図１０は同実施の形態での主軸摩耗量の計測結果を示す特性図、図１１は剛性比Ｇｂ／Ｇｃと主軸摩耗量の相関結果を示す特性図、図１２は主軸受長さと内径の比率Ｌ／Ｄと主軸摩耗量の相関結果を示す特性図である。

密閉容器２０１には、冷媒２２１としてイソブタン（Ｒ６００ａ）を充填するとともに、オイル２０２として比較的低粘度の鉱油を貯留している。

電動要素２０５は、シリンダブロック２１０の下方に固定されインバータ駆動回路（図示せず）とつながっている固定子２０３と、永久磁石を内蔵し主軸２０７の下方に固定された回転子２０４から構成され、インバータ駆動用の電動モータを形成しており、インバータ駆動回路によって、商用電源周波数を下回る運転周波数（例えば、１５００ｒ／ｍｉｎ）を含む複数の運転周波数で駆動される。

固定子２０３は、突極集中巻型の巻線が用いられている。突極集中巻型の巻線とは、回転子２０４の中心に向かって放射状に突出した部位（突極）を持つ鉄心を有するものであり、この鉄心の突極に集中的に被覆線を巻きつけたものである。突極集中巻型の巻線は、鉄心からのはみ出しが極めて少ないので、他の巻型（例えば分布巻型）に比べて電動要素２０５の全高が低い仕様である。

圧縮要素２０６について、以下に説明する。

クランクシャフト２０９は、鉛直方向に延在し、主軸２０７及び偏芯軸２０８から構成されている。シリンダブロック２１０は、主軸２０７を回転自在に軸支する主軸受２１１とともに、圧縮室２１２を形成するボア孔２１３を有している。

ピストン２１４は、ボア孔２１３に往復可動に挿入されている。ピストンピン２１５は、略円筒形状をなし、偏芯軸２０８と平行に配置され、ピストン２１４に形成されたピストンピン孔２１６に回転不能に係止されている。連結手段２１７は、ピストンピン２１５を介して、偏心軸２０８とピストン２１４を連結している。

尚、主軸受２１１の内径Ｄは、低速運転（例えば、運転周波数が１５００ｒ／ｍｉｎ）でも効果的に遠心力を作用させてオイル２０２を上方へ吸い上げることが可能な１８ｍｍとしている。

主軸２０７の外径と主軸受２１１の内径Ｄとの隙間は、加工精度や熱時の径変化によるこじり、あるいは主軸２０７の回転時のがたつき防止を考慮して、１０〜３０μｍの範囲内である。尚、主軸受２１１の長さＬは４０ｍｍである。

また、主軸２０７は、主軸受２１１との摺動面に形成されたスパイラル溝２１８と、スパイラル溝２１８の下端と連通孔２２０を介して連結され、オイル２０２に開口するオイルポンプ孔２１９と、オイルポンプ孔２１９の上端に延長穿設された筒状孔２３０を備えている。

オイルポンプ孔２１９は、オイル２０２に開口した下端から上方に向かって傾斜するように形成されている。オイルポンプ孔２１９の内径は１１．５ｍｍである。筒状孔２３０は、オイルポンプ孔２１９と同一の傾斜角度で傾斜しており、主軸２０７と主軸受２１１の摺動部分の中ほどよりやや上方の辺りまで穿設されている。尚、筒状孔２３０の孔径は１０ｍｍとしている。

クランクシャフト２０９、シリンダブロック２１０は、両方ともに、安価で加工が容易な鋳鉄材のねずみ鋳鉄（ＦＣ２００）で形成されている。

圧縮機の構造上、回転子２０４の上端面に形成された凹部２２２に囲われた主軸受２１１のストレート部２２３が最薄肉となる部位に相当する。主軸受２１１下方の最小肉厚は、加工、組立公差や、衝撃割れ、長期運転中の金属疲労による脆性割れ等の防止を考慮して、２．５ｍｍとしている。よって、主軸受２１１のストレート部２２３の外径は２３ｍｍとなっている。

以上の主軸２０７と主軸受２１１を構成する設計、組立諸元から、本実施の形態では、最薄肉となる主軸受２１１のストレート部２２３と、筒状孔２３０が穿設された主軸２０７部位において、主軸２０７と主軸受２１１の剛性比Ｇｂ／Ｇｃが１．８５となり、主軸受２１１の長さ方向で最小値となる。尚、主軸受２１１の長さＬと内径Ｄの比率Ｌ／Ｄは２．２０である。

電動要素２０５に通電がなされると、回転子２０４は回転し、これに伴ってクランクシャフト２０９も回転する。主軸２０７は、主軸受２１１に軸支されて回転する一方で、偏芯軸２０８の回転運動が、連結手段２１７とピストンピン２１５を通してピストン２１４に伝えられ、ピストン２１４はボア孔２１３内を往復運動する。このピストン２１４の往復運動により、密閉容器２０１内の冷媒２２１は、圧縮室２１２内に吸入された後に圧縮されて、密閉容器２０１外へと吐出される。いわゆる吸入行程と圧縮行程を繰り返している。

クランクシャフト２０９の回転に伴う遠心力によって、オイルポンプ孔２１９内にオイル２０２は吸引され、連通孔２２０を通ってスパイラル溝２１８から上方へ導かれ、偏芯軸２０８の上端から噴射されたオイル２０２が、連結手段２１７とピストンピン２１５や、ピストン２１４とボア孔２１３等の摺動部を潤滑する。

圧縮行程時における主軸２０７の挙動について、図９を用いて説明する。

圧縮荷重Ｐが、連結手段２１７を介して偏芯軸２０８に右横側から作用すると、主軸２０７は左に傾斜して、主軸受２１１の上方（図９中、Ｕ点）と下方（図９中、Ｍ点）にて片当りする。しかしながら、本実施の形態では、主軸受２１１の中で最薄肉となるストレート部２２３における主軸受２１１の曲げ剛性Ｇｂと主軸２０７の曲げ剛性Ｇｃとの剛性比Ｇｂ／Ｇｃを１．８以上としたことで、主軸２０７の曲げ剛性は主軸受２１１に比べて顕著に小さくなり、主軸２０７が、主軸受２１１に比べ弾性変形し易い構成である。

これにより、主軸２０７は、主軸受２１１と片当りした際に、主軸受２１１下方（図９中、Ｍ点）と接触する部位を起点として湾曲する。より具体的には、主軸１０７摺動表面の右側（図９中、Ｍ点に接する側）には引張応力が、一方の左側（図９中、Ｕ点に接する側）には圧縮応力が作用するような形で、主軸２０７は図９に示す如く湾曲する。よって、主軸２０７の下方は、主軸受２１１の下方（図９中、Ｍ点）の内径形状に比較的広範囲に亘って沿うことになり、主軸２０７と主軸受２１１の接触面積が増え、局所的な接触摺動を回避して、片当りによる摩耗が減少する。

ここで、本実施の形態での主軸受２１１の上方（図９中、Ｕ点）、及び下方（図９中、Ｍ点）と接触する主軸２０７部位の摩耗量を、図１０を用いて説明する。

尚、本図では、剛性比Ｇｂ／Ｇｃが１．８５となる本実施の形態と、１．６５となる従来例とを比較した。いずれの形態も主軸受２１１長さＬと内径Ｄの比率Ｌ／Ｄは２．２とした。また、本検討では、ショートサーキットサイクルにて、冷蔵庫実使用圧力範囲で最大となる凝縮・蒸発圧力値で、圧縮機を約２０日間連続運転させている。

図１０から、主軸受２１１の下方（図９中、Ｍ点）と接触する主軸２０７部位の摩耗量が、従来例に比べ６０％程度低減していることを実機試験にて確認した。

これは、主軸２０７が湾曲することにより、主軸受２１１の下方（図９中、Ｍ点）の内径形状に比較的広範囲に亘って沿い、主軸２０７と主軸受２１１の接触面積が増えることで、局所的な接触摺動の回避に加え、オイル２０２による潤滑作用も相乗的に発揮されたものと思われる。

次に、主軸受２１１下方の曲げ剛性Ｇｂと主軸２０７の曲げ剛性Ｇｃとの剛性比Ｇｂ／Ｇｃと主軸受（図９中、Ｍ点）と接触する主軸の部位で計測された摩耗量との相関関係について、図１１を用いて説明する。

本検討では、主軸受２１１長さＬと内径Ｄの比率Ｌ／Ｄを２．２０とした上で、剛性比Ｇｂ／Ｇｃをパラメータとして６仕様の圧縮機を作製した。尚、これら圧縮機をショートサーキットサイクルにて、冷蔵庫実使用圧力範囲で最大となる凝縮・蒸発圧力値で、圧縮機を約２０日間連続運転させている。

図１１から、剛性比Ｇｂ／Ｇｃが１．８以上では、主軸２０７の摩耗量は１μｍ以下となり、片当りによる摩耗の減少が確認された。一方、剛性比Ｇｂ／Ｇｃが１．４から１．８までの間では、主軸２０７には、片当りによる摩耗の発生が確認された。

また、剛性比Ｇｂ／Ｇｃが１．４では、主軸２０７の片当りによる摩耗は１μｍ程度に抑制されるものの、運転中の圧縮機の振動が過剰に大きくなることが確認された。

これは、主軸受２１１は、曲げ剛性が主軸２０７に比べて顕著に小さく、弾性変形し易いことで、主軸２０７の傾斜による押付け力によって、主軸受２１１の下方側が主軸２０７の傾斜角度をより大きくする方向に過大に湾曲した結果であると考える。

よって、主軸受２１１の内径が主軸２０７に沿うことで、局所的な接触摺動は回避されたものの、主軸２０７の傾斜角度がより大きくなったために、主軸２０７の回転中の振れ回りが過剰となり、圧縮機の振動増加につながったと考える。

このことから、剛性比Ｇｂ／Ｇｃが１．８以上であれば、従来に比べて、主軸２０７と主軸受２１１との間の片当りによる摩耗を減少させるだけでなく、圧縮機の振動の抑制も可能である。

次に、主軸受２１１長さＬと内径Ｄの比率Ｌ／Ｄと、主軸受２１１の下方（図９中、Ｍ点）と接触する主軸２０７部位での計測された摩耗量の相関関係について、図１２を用いて説明する。

図１２から、比率Ｌ／Ｄが２．５以下の領域において、剛性比Ｇｂ／Ｇｃを１．８以上とすることにより、片当りによる摩耗の減少効果が顕著に確認された。

本実施の形態によって、信頼性を十分確保させた上で、主軸２０７、及び主軸受２１１の長さを短小化して、昨今の圧縮機小型化の要望に対応することが可能である。

主軸受２１１長さＬが長いほど、モーメントの関係により主軸２０７と主軸受２１１の接触荷重は小さくなり、例え局所的な接触摺動であっても摩耗が進行する面圧レベルには達しないものと考えられる。また、主軸受２１１の内径Ｄ、つまり主軸２０７の外径が小さいほど、主軸２０７は、曲げ剛性が小さくなり湾曲し易く、主軸受２１１の内径形状に沿い易いので、接触摺動状態が緩和されるものと考えられる。

以上のことから、本実施の形態のように、主軸受２１１の曲げ剛性Ｇｂと主軸２０７下方の曲げ剛性Ｇｃとの剛性比Ｇｂ／Ｇｃを１．８以上とすることにより、主軸２０７の曲げ剛性を主軸受２１１に対し顕著に下げることで、圧縮行程時に圧縮荷重Ｐを受けて、主軸２０７が傾斜して主軸受２１１内と接触した際に、主軸２０７は主軸受２１１下方と接触する部位を起点に湾曲して主軸受２１１の内径形状に沿うので、主軸２０７と主軸受２１１の接触面積が増え、片当りによる摩耗が減少し、信頼性が高く、安価な圧縮機を提供することができる。

また、本実施の形態のように、オイルポンプ孔２１９の上端に筒状孔２３０を延長穿設することにより、孔加工だけで容易に主軸の曲げ剛性を下げることができ、生産性に優れている。尚、圧縮機に求められる圧縮負荷条件に合わせて、オイルポンプ孔２１９の上端に延長穿設した筒状孔２３０の孔径と長さを変更して対応するので、極めて汎用性にも優れている。

また、本実施の形態では、主軸受２１１と主軸２０７の材料を共に同種の鋳鉄材料としたが、剛性比Ｇｂ／Ｇｃを１．８以下とするために、筒状孔の加工に加え、主軸受２１１を主軸２０７の材料のヤング率よりも高い材料にて形成しても良い。

以上のように、本発明にかかる圧縮機は信頼性が高いため、家庭用冷蔵庫を初めとして、除湿機やショーケース、自販機等の冷凍サイクルを用いたあらゆる用途にも適用できる。

本発明の実施の形態１における圧縮機の縦断面図本発明の実施の形態１における主軸と主軸受のＡ−Ａ’部での断面図本発明の実施の形態１の主軸の挙動を示す特性図本発明の実施の形態１の主軸摩耗量の計測結果を示す特性図本発明の実施の形態１の剛性比Ｇｂ／Ｇｃと主軸摩耗量の相関結果を示す特性図本発明の実施の形態１の比率Ｌ／Ｄと主軸摩耗量の相関結果を示す特性図本発明の実施の形態２における圧縮機の縦断面図本発明の実施の形態２における主軸と主軸受のＢ−Ｂ’部での断面図本発明の実施の形態２の主軸の挙動を示す特性図本発明の実施の形態２の主軸摩耗量の計測結果を示す特性図本発明の実施の形態２の剛性比Ｇｂ／Ｇｃと主軸摩耗量の相関結果を示す特性図本発明の実施の形態２の比率Ｌ／Ｄと主軸摩耗量の相関結果を示す特性図従来の圧縮機の縦断面図従来の圧縮機の主軸の挙動を示す特性図

符号の説明

１０１，２０１密閉容器
１０２，２０２オイル
１０３，２０３固定子
１０４，２０４回転子
１０５，２０５電動要素
１０６，２０６圧縮要素
１０７，２０７主軸
１０９，２０９クランクシャフト
１１０，２１０シリンダブロック
１１１，２１１主軸受
１１８，２１８スパイラル溝
１１９，２１９オイルポンプ孔
１２３，２２３ストレート部
２３０筒状孔

Claims

密閉容器内にオイルを貯溜するとともに、固定子と回転子からなる電動要素と、前記電動要素によって駆動される圧縮要素を収容し、前記圧縮要素は、鉛直方向に延在し主軸を備えたクランクシャフトと、前記主軸を軸支する主軸受を有するシリンダブロックを備えるとともに、前記主軸受の最も肉厚の薄いストレート部における前記主軸受の曲げ剛性Ｇｂと前記主軸の曲げ剛性Ｇｃとの剛性比Ｇｂ／Ｇｃを、１．８以上で４．６以下とした圧縮機。
主軸受長さＬと主軸受内径Ｄの比率Ｌ／Ｄを、１．９以上で２．５以下とした請求項１に記載の圧縮機。
主軸受の材料を、球状黒鉛鋳鉄またはねずみ鋳鉄とし、主軸の材料をねずみ鋳鉄とした請求項１または請求項２に記載の圧縮機。
主軸は、主軸受との摺動面に形成されたスパイラル溝と、前記スパイラル溝の下端と連通し、オイルに開口するオイルポンプ孔を備えるとともに、前記オイルポンプ孔の上端に筒状孔を延長穿設した請求項１から３のいずれか１項に記載の圧縮機。
少なくとも商用電源周波数未満の周波数を含む運転周波数にて運転される請求項１から４のいずれか１項に記載の圧縮機。