双气缸型密闭压缩机的制作方法

本发明涉及在空调机的室外机和制冷机等中使用的双气缸型密闭压缩机。

背景技术：

一般来说，空调机的室外机和制冷机等中使用的密闭压缩机在密闭容器内具有电动机部和压缩机构部，由轴连结电动机部和压缩机构部，使安装于轴的偏心部的活塞通过轴的旋转而公转运动。在内部配置活塞的气缸的两端面配置主轴承和副轴承，轴被主轴承和副轴承支承。通常轴的轴径在除去偏心部的轴部是相同的。

对此，专利文献1(日本特开2008-14150号公报)公开了轴径不同的轴。

专利文献1中，在以相对于偏心部的电动机部侧为主轴部、以反电动机部侧为副轴部的轴中，使副轴部的轴径比主轴部的轴径小。

另外，在专利文献1中，除了在副轴承设置滚动轴承的情况，轴的推力负载由副轴部的下端承受。

在现有技术中采用最多的单气缸型的密闭压缩机中，从压缩室承受的应力由配置在电动机部侧的主轴部承受，由副轴部承受的应力极小。

由此，在像专利文献1公开的那样使副轴部的轴径比主轴部的轴径小也不易产生问题。

但是，本发明的发明者们进行分析，结果可知，在双气缸型的密闭压缩机中，从各个压缩室承受的应力分散于主轴部和副轴部，因此对副轴部也施加很大的应力。

技术实现要素：

本发明提供使施加于副轴部的最大应力下降，能够抑制副轴部的滑动磨耗量的双气缸型密闭压缩机。

具体地说，本发明的实施方式的一例的双气缸型密闭压缩机使副轴部的轴径比主轴部的轴径大。

由此，能够使施加于副轴部的最大应力下降，抑制副轴部的滑动磨耗量。

此外，本发明的实施方式的一例的双气缸型密闭压缩机由副轴承的第二气缸侧的面承受轴的推力负载。

通过由副轴承的第二气缸侧的面承受推力负载，与由副轴部承受的结构相比，容易将承受部的面积设计得较大，由此能够稳定地承受推力负载。

此外，本发明的实施方式的一例的双气缸型密闭压缩机使第一偏心部的轴径比第二偏心部的轴径小。

由此能够减小第一偏心部的滑动损失。

根据以上的本发明，在双气缸型密闭压缩机中，能够使施加于副轴部的最大应力下降，抑制副轴部的滑动磨耗量。

附图说明

图1是本发明的实施方式的双气缸型密闭压缩机的截面图。

图2是在本发明的实施方式的双气缸型密闭压缩机中使用的轴的侧面图。

图3是表示本发明的实施方式的双气缸型密闭压缩机的副轴部的最大应力值的验证中使用的实施例和比较例的规格的图。

图4是对于图3所示的实施例和比较例，表示副轴部的最大应力值的验证结果的图表。

图5是对于图3所示的实施例和比较例，表示副轴部的应力分布的分析图。

具体实施方式

以下，参照附图说明本发明的实施方式。

图1是本发明的实施方式的一例的双气缸型密闭压缩机的截面图。

本发明的实施方式的一例的双气缸型密闭压缩机1在密闭容器10内具有电动机部20和压缩机构部30。电动机部20和压缩机构部30由轴40连结。

电动机部20包括固定于密闭容器10内表面的定子21和在定子21内旋转的转子22。

本实施方式的双气缸型密闭压缩机1，作为压缩机构部30具有第一压缩机构部30a和第二压缩机构部30b。

第一压缩机构部30a具有第一气缸31a、配置于第一气缸31a内的第一活塞32a和分隔第一气缸31a内的叶片(未图示)，第一活塞32a在第一气缸31a内公转运动，由此吸入低压的制冷剂气体并将其压缩。

与第一压缩机构部30a同样，第二压缩机构部30b具有第二气缸31b、配置于第二气缸31b内的第二活塞32b和分隔第二气缸31b内的叶片(未图示)，第二活塞32b在第二气缸31b内公转运动，由此吸入低压的制冷剂气体并将其压缩。

在第一气缸31a的一个面配置有主轴承51，在第一气缸31a的另一个面配置有中板52。

此外，在第二气缸31b的一个面配置中板52，在第二气缸31b的另一个面配置有副轴承53。

即，中板52分隔第一气缸31a和第二气缸31b。中板52具有比轴40的径大的开口部。

轴40包括：能够安装转子22、被主轴承51支承的主轴部41；能够安装第一活塞32a的第一偏心部42；能够安装第二活塞32b的第二偏心部43；和被副轴承53支承的副轴部44。

第一偏心部42和第二偏心部43以具有180度的相位差的方式形成，在第一偏心部42与第二偏心部43间形成有连结轴部45。

第一压缩室33a在主轴承51与中板52之间，形成在第一气缸31a内周面与第一活塞32a外周面之间。此外，第二压缩室33b在中板52与副轴承53之间，形成在第二气缸31b内周面与第二活塞32b外周面之间。

第一压缩室33a和第二压缩室33b的容积相同。即，第一气缸31a内径和第二气缸31b内径相同，第一活塞32a外径和第二活塞32b外径相同。此外，第一气缸31a内周高度和第二气缸31b内周高度相同，第一活塞32a高度和第二活塞32b高度相同。

在密闭容器10内的底部形成有储油部11，在轴40的下端部设置有拾油器12。

此外，在轴40的内部在轴方向上形成有供油通路，在供油通路47形成有用于向压缩机构部30的滑动面供给油的连通路。

在密闭容器10的侧面连接有第一吸入管13a和第二吸入管13b，在密闭容器10的上部连接有排出管14。

第一吸入管13a与第一压缩室33a连接，第二吸入管13b与第二压缩室33b连接。在第一吸入管13a和第二吸入管13b的上游侧设置有蓄存器(accumulator)15。蓄存器15将从制冷循环返回的制冷剂分离成液体制冷剂和气体制冷剂。在第一吸入管13a和第二吸入管13b中流动气体制冷剂。

通过轴40的旋转，第一活塞32a和第二活塞32b在第一压缩室33a和第二压缩室33b内进行公转运动。

通过第一活塞32a和第二活塞32b的公转运动，从第一吸入管13a和第二吸入管13b吸入第一压缩室33a和第二压缩室33b的气体制冷剂，在第一压缩室33a和第二压缩室33b被压缩后排出到密闭容器10内，在通过电动机部20而上升的期间将油分离，从排出管14向密闭容器10外排出。

此外，通过轴40的旋转，从储油部11吸起的油，从连通路供给到压缩机构部30，进行压缩机构部30的滑动面的润滑。

图2是本发明的实施方式的一例的双气缸型密闭压缩机中使用的轴的侧面图。

轴40由主轴部41、第一偏心部42、第二偏心部43、副轴部44和连结轴部45构成。

使主轴部41的轴径为d1，使第一偏心部42的轴径为d2，使第二偏心部43的轴径为d3，使副轴部44的轴径为d4，使连结轴部45的轴径为d5时，副轴部44的轴径d4大于主轴部41的轴径d1。

本实施方式的双气缸型密闭压缩机1中，通过使副轴部44的轴径d4大于主轴部41的轴径d1，能够使施加于副轴部44的最大应力下降，抑制副轴部44的滑动磨耗量。

另外，第二活塞32b从副轴部44插入第二偏心部43，因此与副轴部44的轴径d4和主轴部41的轴径d1相同的情况相比较，第二活塞32b的内径必须变大。

一直以来，通常是第一活塞32a和第二活塞32b形成为相同形状且共用部件，在本实施方式中，使第二活塞32b的内径比第一活塞32a的内径大。即，通过使第一活塞32a的内径比第二活塞32b的内径小，第一偏心部42的轴径d2比第二偏心部43的轴径d3小。从而能够减小第一偏心部42的滑动损失。

与形成在轴40的内部的供油通路47连通的第一连通路12a在主轴部41的第一偏心部42侧端部开口，与形成在轴40的内部的供油通路47连通的第二连通路12b在副轴部44的第二偏心部43侧端部开口。

在使第一连通路12a开口的位置，使轴径比主轴部41的轴径d1小，在使第二连通路12b开口的位置，使轴径比副轴部44的轴径d4小，由此可靠地进行对压缩机构部30的供油。

与形成在轴40的内部的供油通路47连通的第三连通路12c在第一偏心部42的侧面开口，与形成在轴40的内部的供油通路47连通的第四连通路12d在第二偏心部43的侧面开口。

在第二偏心部43的副轴部44侧形成有推力承接部46。推力承接部46的轴径d6比第二偏心部43的轴径d3小，且比副轴部44的轴径d4大。

推力承接部46的端面与图1所示的副轴承53中的第二气缸31b侧的面抵接。

本实施方式的双气缸型密闭压缩机使轴40的推力负载通过推力承接部46的端面由副轴承53中的第二气缸31b侧的面承受，由此能够与由副轴部44承受的结构相比更稳定地承受推力负载。

即，由副轴部44承受轴40的推力负载时，在轴40的内部形成有供油通路47，由此承受轴40的推力负载的副轴部44的面积是除去供油通路47的面积后的面积。推力承接部46与副轴部44相比轴径较大，而且相对于辐轴部44偏心设置。由此，由推力承接部46的端面承受轴40的推力负载的结构与由副轴部44承受推力负载的结构相比，容易将承受部的面积设计得较大，从而能够稳定地承受推力负载。

图3到图5表示本发明的实施方式的双气缸型密闭压缩机的副轴部的最大应力值的验证结果。

图3表示主轴部41的轴径d1和副轴部44的轴径d4相同的比较例以及副轴部44的轴径d4大于主轴部41的轴径d1的实施例1～实施例4的规格。

实施例1中，副轴部44的轴径d4相对于主轴部41的轴径d1为104％，实施例2中，副轴部44的轴径d4相对于主轴部41的轴径d1为108％，实施例3中，副轴部44的轴径d4相对于主轴部41的轴径d1为113％，实施例4中，副轴部44的轴径d4相对于主轴部41的轴径d1为117％。

图4是对于比较例和实施例1～实施例4，表示副轴部44的最大应力值的验证结果的图表，图5是对于比较例和实施例1～实施例4，表示副轴部44的应力分布的分析图。

如图4所示，相比于主轴部41的轴径d1和副轴部44的轴径d4相同的比较例，实施例1中最大应力值下降11％，实施例2中最大应力值下降19％，实施例3中最大应力值下降22％，实施例4中最大应力值下降24％。

由此，实际证明了副轴部44的轴径d4相比于主轴部41的轴径d1超过100％且直至117％的范围中与比较例相比具有显著效果。另外，根据图4可知，超过117％时最大应力值的下降率趋平，因此优选为117％以内，更优选为108％以内。

本发明以双气缸型密闭压缩机为对象，也能够应用于搭载有3个以上的多个气缸的压缩机。