封闭式压缩机的制作方法

专利名称：封闭式压缩机的制作方法
技术领域：
本发明涉及封闭式压缩机。
背景技术：
近来，出于全球环境保护的观点，对于能源节约与资源节约的关注已日益加强。例 如，在诸如家用冰箱冷柜的冷冻系统中所采用的封闭式压缩机中，比以往更强烈地要求减 少能耗。下面说明通过提高封闭式压缩机的效率来减少能耗的方法。一种方法是减小滑动 部的滑动损失，这些滑动部典型地为活塞与气缸之间的间隙以及主轴与轴承之间的间隙。 另一种方法是减小在制冷剂的压缩过程中由于高压制冷剂从压缩室经由活塞与气缸之间 的间隙向其他部分的泄漏而引起的制冷剂泄漏损失。公开了一种减小活塞与气缸之间的滑动损失并且减小经由活塞与气缸之间的 间隙的制冷剂泄漏损失的方法。在该方法中，气缸是内径从上死点向下死点增加的锥台 (conic trapezoid)(例如，参见 PTL1)。以下参照


上述常规封闭式压缩机。图17是PTL1中所述的常规封闭式压缩机的纵截面图。图18是常规封闭式压缩 机的活塞周围的主要部件的截面图。电驱动元件5设置在密闭容器1内部的下部。压缩元件6设置在密闭容器1内部 的上部。压缩元件6经由主轴9驱动。电驱动元件5的转子4直接连接于主轴9。压缩元 件6将偏心轴10的旋转经由连接装置20转换为活塞19的往复运动。结果，活塞19在气 缸16内做往复运动。偏心轴10设置在主轴9上。润滑油7存储在密闭容器1的底部。该润滑油7被存储用于润滑滑动部，即，压缩 元件6的主轴9和主轴承18。设置在主轴9下端的离心泵11抽吸润滑油7，并将其首先供 应至主轴承18的滑动部，然后经由设置在主轴9上的粘性泵12供应至位于上部的偏心轴 10。供应至偏心轴10的润滑油7被引向偏心轴10的外径以润滑连接装置20的滑动 部，然后从端部向周围分散。该分散开的润滑油7的一部分润滑往复运动的活塞19的外周 与气缸16的内周之间的滑动部，并且还对该滑动部的间隙提供油封。气缸16是从上死点向下死点内径从尺寸Dt增加至尺寸Db的锥台。活塞19是在 整个长度上外径相同的圆柱形。在这些形状中，当活塞19从下死点向制冷剂气体(未示出)被压缩的上死点运动 时，至压缩行程的中途，压缩室17内部的压力没有显著增加。因此，即使活塞19与气缸16 之间的间隙Cb较大，润滑油7的油封效果也几乎不会使制冷剂泄漏。另外，较大的间隙Cb 仅产生活塞19的较小的滑动阻力。随后，当压缩行程继续进行以增加压缩室17内部的制冷剂气体压力并且活塞19 到达上死点附近时，压缩室17内部的压力增加至预定排气压力并且变为高温和高压。这使 润滑油7的粘性降级，并且建立了可使制冷剂泄漏的条件。然而，由于活塞19与气缸16之间的间隙Ct在上死点侧变小，润滑油7的油封效果发生作用，并减少了制冷剂的泄漏。因 此，可以保持高压缩效率。另一个现有技术的实例在活塞的外周设置润滑槽，以促进活塞与气缸之间润滑油 的供应。这增强了活塞与气缸之间的间隙中的油封效果。因此，减少了活塞与气缸之间经 由该间隙的被压缩制冷剂气体的泄漏，提高了封闭式压缩机的效率(例如，参见PTL2)。以下参照

上述常规封闭式压缩机。图19是PTL2中公开的常规封闭式压缩机的纵截面图。图20是从图19中的箭头 A的方向看到的封闭式压缩机。图21是PTL2中公开的常规封闭式压缩机的活塞周围的主 要部件的截面图。在图19至21中，电驱动元件35和压缩元件36设置在密闭容器31内部的密闭容 器空间32中。润滑油37存储在密闭容器31的底部。电驱动元件35包括定子33和具有 内置永久磁体(未示出)的转子34。压缩元件36由电驱动元件35驱动。轴38包括主轴39和偏心轴40。供油装置38a包括离心泵41、竖直孔43和水平 孔44。转子34被压配合到主轴39中。偏心轴40与主轴39偏心地形成。供油装置38a形 成在轴38上。离心泵41的一端开放并浸入润滑油37中，另一端与粘性泵42连接。竖直 孔43和水平孔44设置在相对于粘性泵42的相反侧上，并且向密闭容器空间32开放。缸体45包括气缸46和主轴承48。活塞49可往复运动地插入气缸46。在活塞49 的外周上具有两个环状油槽51。气缸46形成基本上圆筒形的压缩室47。主轴承48支撑 主轴39。连接装置50将活塞49与偏心轴40连接。油槽51在上死点处(活塞的上端面49a位于箭头B处)位于气缸46的内周上，而 在下死点处(活塞的上端面49a位于箭头C处)经由缺口部52与密闭容器空间32连接。接下来说明如上配置的封闭式压缩机的操作。电驱动元件35的转子34使轴38旋转，并且偏心轴40的旋转经由连接装置50传 递至活塞49。这使得活塞49在压缩室47中往复运动。来自冷却系统(未示出)的制冷剂 气体被吸入压缩室47中，被压缩，随后被再次排出至冷却系统。该压缩运动重复进行。当封闭式压缩机运行时，离心泵41中的润滑油37被轴38的旋转所产生的离心力 抽吸。然后，通过粘性泵42，润滑油37被供应至各滑动部。随后，润滑油37从竖直孔43和 水平孔44被释放，并分散至密闭容器空间32。此处，经释放路径K分散的润滑油37到达位 于缺口部52的活塞49的上部。于是，在活塞49上通过表面张力在油槽51的上部形成油 池 37a。油池37a内的润滑油37流动至油槽51的整个圆周，以增强活塞49与气缸46之 间的密封效果，从而减少泄漏损失。然而，在上述PTL1中公开的常规结构中，活塞19与气缸16之间的间隙是锥台。这 使得间隙的空间体积大于当活塞19与气缸16之间的间隙是圆筒形时的情况。结果，当制 冷剂气体被压缩至高压并达到预定压力时，间隙中的润滑油7可被高压制冷剂容易地吹入 密闭容器空间2中。因此，需要将润滑油7充分、可靠地供给至活塞19与气缸16之间的间 隙处，以减小制冷剂的泄漏损失。在上述PTL2中公开的常规结构中，可通过在活塞49的外周上设置油槽51，将润滑 油37可靠地供给至活塞49的上死点附近。然而，气缸46的锥台内径与管状气缸46相比增加了间隙的空间体积。为了增加需供应的润滑油37的油量，需要加大油槽51的容量。然而，在制冷剂气体在活塞49的上死点附近在压缩室47中处于高温高压的状态 下，通过油槽51运送的润滑油37被送出至活塞49与气缸46之间的间隙处。制冷剂气体 随后流入油槽51的空间中，并且该空间由此变为死体积。因此，如果增加油槽51的容量， 则再膨胀损失可能会增加。考虑到油槽51在制冷剂气体被送出后变为死体积，必须在确保充分的油量的同 时抑制死体积。图22是PTL3中公开的可压缩制冷剂的压缩机单元的截面图。圆筒形孔部66包括扩展间隙部67和均勻间隙部66。活塞73在整个长度上具有 均勻的外径。扩展间隙部67具有从活塞73的上死点侧向下死点从Dt增加至Db( > Dt) 的内径。均勻间隙部68在轴向上具有固定的内径，并且在与位于压缩室65侧的到达上死 点的活塞73的端部相对应的区域内形成为仅具有长度L。通过设置该扩展间隙部67和均勻间隙部68，在活塞73到达上死点附近以前，直至 压缩行程的中途几乎不会发生窜漏，即在压缩室中被压缩的高温高压制冷剂气体的泄漏。 另外，减小了活塞73的滑动阻力。在压缩行程继续进行并且活塞73靠近上死点的状态下， 与在整个长度上形成扩展间隙部的情况相比，可以减小由于增加的气压的制冷剂气体的泄漏。然而，在PTL3中公开的具有常规结构的压缩机单元中，即使当活塞73返回至下死 点时，整个活塞73仍保持在圆筒形孔部66内部。因此，可能未将润滑油充分地供应至需要 润滑的圆筒形孔部66与活塞73之间。另外，在PTL3中公开的具有常规结构的压缩机单元中，当间隙随着活塞73靠近上 死点而变窄时，润滑油被挤出。当活塞73返回至下死点且间隙变宽时，用于密封间隙的润 滑油不充分。这使得难以抑制窜漏。不充分的润滑油还增加了滑动阻力。引用列表专利文献PTL1 日本特开2002-89450号公报PTL2 日本特开 2005-307795 号公报PTL3 :PCT公开H7-550833号的日文译文

发明内容
本发明的封闭式压缩机包括存储润滑油的密闭容器、电驱动元件、和由电驱动元 件驱动的压缩元件。压缩元件包括形成压缩室的缸体、在压缩室中往复运动的活塞、和用于 将润滑油供给至活塞的外周的供油装置。活塞具有在其外周上凹陷地形成的第一油槽，和 凹陷地形成的具有与第一油槽相同或较之更大的空间体积的第二油槽。设置有扩展间隙 部，并且在该扩展间隙部中活塞与缸体之间的间隙从上死点至下死点变宽。在该封闭式压缩机中，扩展间隙部使活塞与气缸之间的间隙变宽，因此减小了粘 性阻力。第一油槽和第二油槽的体积之和使得能够实现对从上死点至下死点变宽的活塞与 气缸之间的间隙可靠地施加油封所需的润滑油量的可靠供给。另外，不大于第二油槽的体 积的第一油槽的体积抑制了在压缩制冷剂过程中从压缩室流入第一油槽的制冷剂气体量。

图1是根据本发明的第一示例性实施方式的封闭式压缩机的纵截面图。图2是在活塞位于下死点的状态下封闭式压缩机的活塞周围的主要部件的截面 图。图3是封闭式压缩机的活塞的放大视图。图4是封闭式压缩机中的油槽周围的放大视图。图5是位于下死点的活塞的放大视图。图6是封闭式压缩机中的位于上死点的活塞的放大视图。图7示出封闭式压缩机中的活塞位置与压缩室内部的压力之间的关系。图8示出封闭式压缩机中的油槽体积之和与性能系数之间的关系。图9是根据本发明的第二示例性实施方式的封闭式压缩机中的位于下死点的活 塞的截面图。图10是封闭式压缩机中的位于上死点的活塞的截面图。图11是封闭式压缩机中的、活塞位于下死点的压缩机单元的放大截面图。图12是封闭式压缩机中的、活塞位于上死点的压缩机单元的放大截面图。图13A是示出根据本发明的第二示例性实施方式的封闭式压缩机中的活塞的外 形的俯视图。图13B是沿图13A中的X_X线截取的截面图。图14A是根据本发明的第二示例性实施方式的缸体和活塞的截面图。图14B示出封闭式压缩机的逻辑上的效率的提高。图15示出提高封闭式压缩机的效率的效果。图16是示出封闭式压缩机的轴承与压缩室之间的位置关系的俯视截面图。图17是PTL1中公开的常规封闭式压缩机的纵截面图。图18是封闭式压缩机的活塞周围的主要部件的截面图。图19是PTL2中公开的常规封闭式压缩机的纵截面图。图20是从图19中的箭头A的方向看到的视图。图21是PTL2中公开的常规封闭式压缩机的活塞周围的主要部件的截面图。图22是PTL3中公开的可压缩制冷剂的压缩机单元的截面图。
具体实施例方式以下参照

本发明的示例性实施方式。实例 1图1是本发明的第一示例性实施方式中的封闭式压缩机的纵截面图。图2是当活 塞位于下死点时封闭式压缩机的活塞周围的主要部件的截面图。图3是封闭式压缩机的活 塞的放大视图。在图1至3中，封闭式压缩机包括在密闭容器101内部的密闭容器空间102中的 电驱动元件105和压缩元件106。润滑油107存储在密闭容器101的底部。密闭容器空间102中的制冷剂是R600a。R600a是碳氢制冷剂，是一种具有低全球
7变暖潜能的典型的天然制冷剂。电驱动元件105包括定子103和具有内置永久磁体(未示出)的转子104。压缩 元件106由电驱动元件105驱动。压缩元件106包括轴108、缸体115、活塞119和供油装置108a。转子104被压配合到轴108上。轴108包括主轴109和偏心轴110。偏心轴110 与主轴109偏心地设置。供油装置108a包括离心泵111、粘性泵112、以及由竖直孔113和水平孔114建立 的一系列通路。供油装置108a形成在轴108上。离心泵111的一端开放并浸入润滑油107 中，另一端连接于粘性泵112的下端。竖直孔113和水平孔114各自的一端连接于粘性泵 112的上端，而另一端向密闭容器空间102开放。缸体115包括圆筒形孔部116和主轴承118。主轴承118支撑主轴109。活塞119以往复运动的方式可滑动地插入圆筒形孔部116中，并且活塞119在圆 筒形孔部116中做往复运动。压缩室117是由圆筒形孔部116和活塞119的端面围绕的空间。连接装置120将 活塞119与偏心轴110连接。多个油槽121设置在活塞119的外周上。更具体地，供油装置108a将润滑油107 供给至活塞119的外周。如图2中所示，密闭容器空间102和油槽121的一部分在活塞119 的下死点处连接。在其他位置上，例如在上死点附近，整个油槽121进入圆筒形孔部116内 部。因此，在活塞119的往复运动中，在某一时刻，至少一部分油槽121可能位于圆筒形孔 部116外部的密闭容器空间102中，而在另一时刻，可能位于圆筒形孔部116内部。圆筒形孔部116具有均勻间隙部130，其中从上死点至下死点，在与位于压缩室 117侧的活塞119的上端的区域相对应的预定区域内，活塞119与圆筒形孔部116之间的间 隙是均勻的。因此，随着压缩室117内部的制冷剂气体的压力变为预定压力或更高，在活塞119 与圆筒形孔部116之间的间隙中的均勻间隙130的百分比增加。这使得能够减少制冷剂气 体的泄漏损失。扩展间隙部131相对于均勻间隙部130设置在下死点侧，其中圆筒形孔部116的 内径朝向下死点变宽。更具体地，当活塞119位于上死点时，活塞119接触均勻间隙部130。均勻间隙部 130和扩展间隙部相互邻接。均勻间隙部130形成在与位于压缩室侧的活塞119的上端相 对应的部分上，并且压缩室117的内径在轴向上均勻。扩展间隙部131与均勻间隙部130 相邻，并且形成为使得圆筒形孔部116的内径从活塞119的上死点侧向下死点变宽。均勻 间隙部130相对于扩展间隙部131位于上死点侧。当活塞119接近下死点并且压缩室117内部的制冷剂气体的压力较低时，活塞119 与圆筒形孔部116之间的间隙的粘性阻力在扩展间隙部131中减小。当活塞119接近上死 点并且压缩室117内部的制冷剂气体的压力较高时，均勻间隙部130在活塞119与圆筒形 孔部116之间保持恒定的间隙。这抑制了制冷剂气体从压缩室117向密闭容器101的泄漏， 从而减小了泄漏损失。在扩展间隙部131中，活塞119的外径可从上死点侧向下死点减小。
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在均勻间隙部130中，圆筒形孔部116的内径从圆筒形孔部116的端部116a至上 死点侧的变化相当于常规封闭式压缩机中的圆筒形孔部的内径形状。换言之，圆筒形孔部 116的内径的变化大约为0. 01%左右。圆筒形孔部116的内径以大于均勻间隙部130中的 变化率(0.01% )的变化率朝向下死点变宽的区域为扩展间隙部131。图4是本发明的第一示例性实施方式中的封闭式压缩机的活塞位于下死点的状 态的放大视图。设置有两个油槽121。第一油槽121a相对于活塞119设置在活塞119的上端面 119a侧与上端面119a距离E的位置处，具有总长度D。第二油槽121b形成在与第一油槽 121a距离F的位置处。换言之，不同的第二油槽121b相对于第一油槽121a设置在活塞119 的下端面11%侧。因此，第一油槽121a和第二油槽121b凹陷地形成在活塞119的外周上。 第二油槽121b相对于第一油槽121a设置在压缩室117的相反侧上。位于活塞119的上端面119a侧的第一油槽121a被形成为使得其空间体积小于位 于下端面119b侧的第二油槽121b的空间体积。第一油槽121a的空间体积与第二油槽121b 的空间体积之比最大程度地符合下述第一间隙的空间体积与第二间隙的空间体积之比。第 一间隙的空间体积是在从第一油槽121a至第二油槽121b的距离F内的活塞119与圆筒形 孔部116之间的容量。第二间隙的空间体积是在从第二油槽121b至下端面119b的距离G 内的活塞119与圆筒形孔部116之间的容量。将第一油槽121a和第二油槽121b的空间体积之和设计为相当于活塞119与圆筒 形孔部116之间的间隙的空间体积。第一油槽121a和第二油槽121b的横截面为具有大致 圆底的大致等边三角形。槽的空间体积是由活塞119的外周的延伸面围绕的槽中的空间的容量。在第一示例性实施方式中，活塞119的直径是25mm，活塞119的总长度D是23mm， 从活塞119的上端面119a至第一油槽121a的距离E是4mm，第一油槽121a与第二油槽之 间的距离F是4mm，并且从第二油槽121b至下端面119a的距离G是17mm。第一油槽121的槽宽Ga是150微米，而第二油槽121b的槽宽Gb是700微米。由 于间隙的空间体积为18mm3左右，因此第一油槽121a的空间体积被设置为大约1mm3且第二 油槽121b的空间体积被设置为17mm3。将均勻间隙部130从圆筒形孔部116的上死点起设置大约10mm。均勻间隙部130 中的活塞119与圆筒形孔部116之间的间隙Ct是10微米。朝向下死点的扩展间隙部131 中的间隙Cb是30微米。缺口部122设置在缸体115中的圆筒形孔部116的上壁上。第一油槽121a和第 二油槽121b在活塞119的下死点附近经由该缺口部122与密闭容器101内部相连接。以下说明如上配置的封闭式压缩机的操作。电驱动元件105的转子104使轴108旋转。偏心轴110的旋转经由连接装置120 传递至活塞119。结果，活塞119在圆筒形孔部116中往复运动。这使得来自冷却系统(未 示出)的制冷剂气体被吸入压缩室117中。经压缩后，制冷剂气体被再次排出至冷却系统。 该压缩操作重复进行。当封闭式压缩机运行时，供油装置108a的离心泵111中的润滑油107被轴108的 旋转所产生的离心力抽吸。该润滑油107经由粘性泵112被供给至各滑动部。随后，润滑油107通过竖直孔113和水平孔114，如排出路径M和N所示，被排出至密闭容器空间102 的整个圆周。在此处排出的润滑油107还从缺口部112分散至暴露于密闭容器空间102中 的活塞119的上部。因此，在活塞119上的油槽121的上部，典型地通过表面张力形成油池 107a。图5是第一示例性实施方式中的封闭式压缩机中的油槽周围的放大视图。当活塞119位于下死点附近时，第一油槽121a和第二油槽121b经由缺口部122 而位于圆筒形孔部116的外部。因此，油池107a中的润滑油107通过毛细管作用被供给至 第一油槽121a和第二油槽121b的整个圆周。此处，活塞119位于圆筒形孔部116的扩展 间隙部131。当活塞119开始从下死点至上死点的压缩行程时，存储在第一油槽121a和第二油 槽121b中的润滑油107被运送至活塞119与圆筒形孔部116之间的间隙。图6是第一示例性实施方式中的封闭式压缩机在其活塞位于上死点的状态下的 放大视图。当活塞119到达上死点附近时，第一油槽121a和第二油槽121b位于圆筒形孔部 116的均勻间隙部130，由此润滑油107被供给至均勻间隙部。随后，活塞119开始返回至下死点的吸气行程，并且重复上述运动。以下说明本发明的第一示例性实施方式中的结构和操作的作用和效果。首先，当活塞119接近下死点时，活塞119位于扩展间隙部131。因此，活塞119与 圆筒形孔部116之间的间隙相对较宽。因此，润滑油107的粘性阻力较小。这将滑动损失 抑制在较低水平。此处，凹陷地形成在活塞119的外周上的第一油槽121a和第二油槽121b位于缺 口部122的油池107a处。因此，可以确保向活塞119与圆筒形孔部116之间的间隙供给充 足的润滑油107。接着，在压缩行程中，活塞开始朝向上死点移动。存储在第一油槽121a和第二油 槽121b中的润滑油107对于活塞119与圆筒形孔部116之间的间隙的供给，保持了活塞 119的优选的润滑滑动。随着活塞119朝向上死点移动，活塞119与圆筒形孔部116之间的间隙在扩展间 隙部逐渐变窄。然而，由于间隙宽于通常的大致管状的圆筒形孔部116的间隙，因此可将滑 动损失抑制在较低水平。图7示出第一示例性实施方式中的封闭式压缩机的活塞位置与压缩室内部的压 力之间的关系。随着活塞119靠近上死点，压缩室117内部的制冷剂气体的压力逐渐增加。如图7 中所示，压缩室117内部的制冷剂气体的压力直到曲柄角达到270度左右之前不那么明显 地高。因此，在活塞119位于扩展间隙部131时，供给活塞119与圆筒形孔部116之间的润 滑油107的油封效果得到保持。因此，压缩室117中的制冷剂气体不会泄漏到密闭容器空 间 102。当曲柄角超过270度左右时，活塞119的上端面119a到达均勻间隙部130。于是， 活塞119与圆筒形孔部116之间的间隙开始变为最窄，并且在曲柄角为360度的位置，即活 塞119到达上死点时，活塞119与圆筒形孔部116之间的滑动损失变为最大。
然而，当活塞119到达上死点时，凹陷地形成在活塞119上的第一油槽121a和第 二油槽121b位于均勻间隙部130。因此，润滑油107被可靠地供应至滑动损失变为最大的 均勻间隙部130。由此保持了优选的润滑滑动，并且可以略微抑制滑动损失的增加。另一方面，当曲柄角超过270度并且压缩室117中的制冷剂气体的压力变高时，供 应至活塞119与圆筒形孔部116之间的润滑油107开始被吹出至密闭容器空间102。由此， 制冷剂气体经由活塞119与圆筒形孔部116之间的间隙到达靠近第一油槽121a的位置。到达第一油槽121a的制冷剂气体流入第一油槽121a中，并且通过与第一油槽 121a中的润滑油107相混合而形成多个小漩涡。润滑油107于是被送出至活塞119与圆筒 形孔部116之间的间隙。从第一油槽121a运送出的润滑油107在对活塞119与圆筒形孔部116之间的间 隙施加油封的同时到达第二油槽121b，并且被供应至第二油槽121b。这里，活塞119与圆 筒形孔部116之间的间隙从第一油槽121a延续至第二油槽121b。由于在第一油槽121a与第二油槽121b之间确保了 1mm以上至4mm以下的距离，因 此确保了从第一油槽121a运送出的润滑油107的油封距离，并且减少了到达第二油槽121b 的制冷剂气体量。与第一油槽121a相同，第二油槽121b中的润滑油107也被送出至活塞119与圆 筒形孔部116之间。然而，来自第一油槽121a的润滑油107的持续供给，使得能够从第二 油槽121b至活塞119的下端面119b对活塞119的外周提供持续的油封。当活塞119到达上死点时，第一油槽121a中的润滑油107被运送出。第一油槽 121a的空间体积变为制冷剂气体流入其中的死体积。这导致再膨胀损失。然而，第一油槽 121a的空间体积被设计为比第二油槽121b的空间体积小得多，以便将再膨胀损失抑制在 较低水平。因此，与具有相等的第一油槽121a和第二油槽121b的空间体积的封闭式压缩 机相比，该封闭式压缩机的效率可进一步提高。另外，保持在第一油槽121a中的润滑油107和保持在第二油槽121b中的润滑油 107被送出至活塞119与圆筒形孔部116之间形成的间隙中以产生油封效果。因此，可以估 计第一油槽121a的空间体积和第二油槽121b的空间体积之和与在活塞119和圆筒形孔部 116之间形成的间隙的空间体积之和相关。图8示出本发明的第一示例性实施方式中的油槽体积之和与性能系数之间的关 系。以下参照图8说明验证实验的结果。图8示出第一油槽121a和第二油槽121b的空间体积之和与性能系数(COP)之间 的关系。COP是冷冻量与施加的输入之间的比率，并且通常被用作表示效率的指标。纵轴 是封闭式压缩机的C0P，横轴是在活塞119上凹陷地形成的第一油槽121a和第二油槽121b 的空间体积之和。图中所示的现有技术的特性(虚线)是当凹陷地形成在活塞119上的第一油槽 121a的空间体积和第二油槽121b的空间体积相同时的结果。本发明的第一示例性实施方 式的特性(实线)是当第二油槽121b的空间体积是第一油槽121a的空间体积的17倍时 的结果。第二油槽121b的空间体积优选地被设置为第一油槽121a的空间体积的4至20 倍。在该体积比的范围内，润滑油107可以良好的平衡从第一油槽121a和第二油槽121b供应至活塞119与圆筒形孔部116之间的间隙所形成的朝向下死点延续的油封距离。实验条件被设置为-30摄氏度的蒸发温度和40摄氏度的冷凝温度，该条件接近于 冰箱工作的温度条件。工作频率是商业电源的频率。如图8中所示，可以确定，当第一油槽121a与第二油槽121b的空间体积之和是 10mm3以上至35mm3以下时，现有技术和第一示例性实施方式两者均显示出高C0P，然而活塞 119与圆筒形孔部116之间的间隙的空间体积是18mm3。另外，与现有技术相比，本发明的 第一示例性实施方式实现了更高的COP。以下分析上述实验结果。如果第一油槽121a与第二油槽121b的空间体积之和超过35mm3，则同活塞119与 圆筒形孔部116之间的间隙的空间体积相比，第一油槽121a与第二油槽121b的空间体积 之和变得过大。因此，尽管充分地确保了供给至间隙的润滑油107，然而在润滑油107从第 一油槽121a被运送出之后，从压缩室117漏出至活塞119与圆筒形孔部116之间的制冷剂 气体流入第一油槽121a中。这增加了再膨胀损失。结果，压缩效率降低，并且COP下降。另一方面，如果第一油槽121a与第二油槽121b的空间体积之和变得小于10mm3， 则COP下降，而且COP的变化增加。这是因为，由于第一油槽121a与第二油槽121b的空间 体积之和过小，施加油封的润滑油107没有被充分地供应至活塞119与圆筒形孔部116之 间。由此预计油封效果降低。因此，如在第一示例性实施方式中所述，当第一油槽121a与第二油槽121b的空间 体积之和被设置为活塞119与圆筒形孔部116之间的间隙的空间体积的0. 5至2. 0倍时， 可以最有效地抑制制冷剂气体的泄漏。相信这种设置最好地抑制制冷剂气体的泄漏并且提 高封闭式压缩机的效率。与现有技术相比，本发明的第一示例性实施方式中的COP由于以下原因进一步提 高。第一油槽121a的空间体积与第二油槽121b的空间体积之比与第一间隙和第二间隙的 空间体积之比几乎相同。这使得从第一油槽121a中运送出的润滑油107能够以恰当的比 例对活塞119与圆筒形孔部116之间的间隙的空间体积中的距离F施加油封。另外，从第 二油槽121b中运送出的润滑油107以恰当的比例对活塞119与圆筒形孔部116之间的间 隙的空间体积中的距离G施加油封。第一间隙的空间体积在活塞119与圆筒形孔部116之 间，在从第一油槽121a至第二油槽121b之间的距离F内。第二间隙的空间体积在活塞119 与圆筒形孔部116之间，在从第二油槽121b至下端面119b之间的距离G内。此外，第一油槽121a的空间体积小于第二油槽121b的空间体积。这减小了由于 在润滑油107从第一油槽121a被运送出之后制冷剂气体的流入所引起的再膨胀损失。因 此，与具有相同的第一油槽121a和第二油槽121b的空间体积的封闭式压缩机相比，本封闭 式压缩机的效率可进一步提高。总而言之，第一油槽121a与第二油槽121b的空间体积之和优选地为活塞119与 圆筒形孔部116之间的间隙的空间体积的0. 5倍以上至2. 0倍以下。另外，第二油槽121b的空间体积被设计为大于第一油槽的空间体积。第一油槽 121a的空间体积与第二油槽121b的空间体积之比与活塞119和圆筒形孔部116之间的在 距离F内的间隙与在距离G内的间隙的空间体积之比大约相同。这实现了提高C0P的最大 效果。距离F是从第一油槽121a至第二油槽121b之间的距离。距离G是从第二油槽121b
12至下端面119b之间的距离。换言之，第二油槽121b的空间体积优选地为第一油槽121a的 空间体积的4至20倍。在第一示例性实施方式中，将R600a用作制冷剂。然而，为了获得与使用R134a作 为制冷剂的情况大约相同的冷冻量，由于两种制冷剂的属性的不同，与使用R134a的情况 相比，在使用R600a的封闭式压缩机中需要大约双倍的气缸体积。因此，与使用R134a的情 况相比，活塞119的外径和行程被设置得更大。通常，通过扩大活塞119的外径，活塞119与圆筒形孔部116之间的间隙的空间体 积增加，由此制冷剂气体从压缩室117的泄漏增加。然而，在本发明的第一示例性实施方式中的封闭式压缩机中，在活塞119中形成 的第一油槽121a和第二油槽121b的作用是提高活塞119与圆筒形孔部116之间的油封的 稳定性。因此，特别是在使用R600a作为制冷剂的封闭式压缩机中，该结构获得了显著的效^ o而且，在本发明的第一示例性实施方式中，通过将圆筒形孔部116加工成使得其 内径朝向下死点变宽而设置扩展间隙部131。因此，活塞119与圆筒形孔部116之间的间隙 的尺寸可与活塞119的外径相匹配。这有助于获得可靠的高效率和高生产率。另外，在第一示例性实施方式中，具有较小槽体积的第一油槽121a的槽宽被设置 为100微米。因此，可使用通常的切割作业来加工油槽。这有助于加工同时还抑制槽形的 差异。由此，本发明可提供并不昂贵的高效封闭式压缩机。当活塞119位于上死点附近时，第一油槽121a或第二油槽121b可以位于均勻间 隙部130。本发明的第一示例性实施方式涉及形成两个油槽的情况。然而，显而易见的是，可 以设置两个或更多个槽，只要其中一个槽满足本发明的权利要求的保护范围以实现相同的 效果即可。实例2图9是本发明的第二示例性实施方式中的封闭式压缩机在活塞处于下死点的状 态下的截面图。图10是封闭式压缩机在活塞处于上死点的状态下的截面图。封闭式压缩机包括在密闭容器201中的电驱动元件204和压缩元件205。润滑油 206存储在密闭容器201的底部。电驱动元件204包括定子202和转子203。压缩元件205 由电驱动元件204驱动。压缩元件205包括轴210、缸体214、活塞223和连接装置226。轴210包括主轴211和偏心轴212。主轴211固定于转子203的轴心。偏心轴212 以偏心的方式形成在主轴211的一端以便与主轴211整体运动。电驱动元件204使主轴 211旋转。缸体214包括圆筒形孔部216和轴承220。圆筒形孔部216大体上呈管状并且固 定在预定位置上。圆筒形孔部216设置在与活塞223位于上死点时的压缩室215侧的活塞 223的上端相对应的部分。活塞223以往复运动的方式插入圆筒形孔部216中。轴承220支撑轴210的主轴 211的偏心轴212侧的端部以形成悬臂轴承。换言之，轴承220支撑主轴211。图11是本发明的第二示例性实施方式中的封闭式压缩机的压缩机单元在活塞位 于下死点时的放大截面图。图12是封闭式压缩机的压缩机单元在活塞位于上死点时的放大截面图。连接装置226的一端连接于偏心轴212，而另一端经由活塞销连接于活塞223。活 塞销在图9至12中未示出。油路213设置在轴210的内部和外周上。一条油路(未示出)在位于偏心轴212 侧的油路213的端部，设置在偏心轴212内部。位于偏心轴212的相反侧的主轴211的端 部，即下端延伸至润滑油206中，使得润滑油206进入油路213达预定深度。圆筒形孔部216设置在缸体214上，以便与活塞223和阀板238 —同形成压缩室 215。圆筒形孔部216包括扩展间隙部217和均勻间隙部218。活塞223在整个长度上具有 相同的外径。在均勻间隙部218，圆筒形孔部216的内径在活塞223的轴向上恒定。在扩展间隙 部217，从图12中所示的活塞223位于上死点的位置至图11中所示的下死点侧，内径从Dt 增加至Db ( > Dt)。均勻间隙部218在与到达压缩室215侧的上死点的活塞223的端部相 对应的位置，在长度L内，在轴向上具有恒定的内径。如图11中所示，缸体214具有缺口上壁219。这使得当活塞223位于下死点时，暴 露出位于压缩室215的相反侧的活塞223的下端。上壁219是圆筒形孔部216的周壁的一 部分。在从缸体214露出的活塞223的外周上，设置沿活塞223的径向向内凹进的凹部 241，使得它们位于分开180度的相反侧上。换言之，当活塞223位于下死点时，至少一部分 凹部241从缸体214露出。多个油槽221设置在活塞223的外周上。第一油槽221a凹陷地形成在相对于凹 部241位于压缩室215侧的活塞223的外周上。具有与第一油槽221a的空间体积相同或 较之更大的空间体积的第二油槽221b，相对于第一油槽221a凹陷地形成在凹部241侧。这 使得能够将在润滑油206被运送出之后制冷剂气体流入第一油槽221a中所引起的再膨胀 损失抑制在较低水平。如图12中所示，当活塞223到达上死点附近时，整个凹部241位于圆筒形孔部216 内部。换言之，缸体214形成在当活塞223位于上死点附近时将整个凹部241容纳在压缩 室215内部的位置。另外，位于压缩室215侧的各凹部241的端部延伸至面对圆筒形孔部 216的均勻间隙部218的位置。图13A是本发明的第二示例性实施方式中的封闭式压缩机的活塞的外形的俯视 图。图13B是沿图13A中的X-X线截取的截面图。如图13A中所示，凹部241具有基本上 恒定的深度。凹部241具有从连接装置226连接的一侧朝向上端245，在基本上以活塞销 225为中心的周向上变宽的宽度。另外，位于上端245侧的凹部241的边缘242与位于压缩 室215侧的活塞223的上端面246基本上平行，并且在周向上成直线。结果，当活塞223靠近上死点时，保持在凹部241中的润滑油206可被广泛地供给 至均勻间隙部218。这减小了滑动损失，并且实现了高效封闭式压缩机。边缘242具有倾斜大约30度的横截面。该横截面形状有利于将润滑油206运送 至均勻间隙部218。接下来说明如上配置的封闭式压缩机的操作。电驱动元件204的转子203使轴 210旋转。偏心轴212的旋转经由连接装置226传递至活塞223。这使活塞223在圆筒形孔部216内部往复运动。活塞223的往复运动使得将制冷剂气体从冷却系统(未示出)吸 入至压缩室215。经压缩的制冷剂气体随后被再次排出至冷却系统。油路213的下端通过轴210的旋转起到泵的作用。通过此抽吸作用，位于密闭容 器201底部的润滑油206通过油路213被抽吸上来。润滑油206从轴210的上端水平地分 散至密闭容器201内部的整个圆周。如图13A和13B中所示，润滑油206被供应至活塞销 225和活塞223用于润滑。在压缩制冷剂气体的压缩行程中，从图11中所示的下死点至移动到图12中所示 的上死点之前的中途，压缩室215内部的压力并不显著增加。因此，即使活塞223的外周面 与扩展间隙部217之间的间隙相对较大，润滑油206的密封效果也可最大程度地防止窜漏 的发生。活塞223的滑动阻力也相对较小。随着压缩行程进一步进行，压缩室215内部的制冷剂气体的压力逐渐增加，并且 压缩室215内部的压力在活塞223到达图12中所示的上死点附近之前立即增加。然而，由 于活塞223的外周面与扩展间隙部217之间的间隙朝向上死点减小，因此可以减少窜漏的 发生。与逐渐缩小均勻间隙部218的情况相比，均勻间隙部218的作用是减少压力增加至 预定排气压力的制冷剂气体的泄漏。在活塞223位于下死点的状态下，位于连接装置226侧的活塞223被设计成从缸 体214中露出。因此，从轴210的上端分散开的润滑油206被充分地供给并保持在活塞223 的外周面上形成的凹部241中。这也增加了在压缩行程中对缸体214的圆筒形孔部216的内周面与活塞223的外 周面之间的间隙供给的润滑油206的量。于是，在活塞223到达上死点附近的状态下，因为 整个活塞223位于圆筒形孔部216内部，所以保持在凹部241中的润滑油206变得难以从 圆筒形孔部216中逸出。另外，位于压缩室215侧的凹部241的端部延伸至面对圆筒形孔部216的均勻间 隙部218的位置。这促使润滑油206被供给至滑动阻力变为最大的均勻间隙部218。在此情况下，凹部241的宽度从连接于连接装置226的一端至位于压缩室215侧 的一端，在基本上以活塞销225为中心的周向上变宽。位于压缩室215侧的边缘242呈直 线地形成在周向上。另外，由于边缘242具有倾斜大致30度的横截面形状，因此保持在凹 部241中并且供给至活塞223与均勻间隙部218之间的滑动部的润滑油206的量可增加。结果，更多的润滑油206可被供应至缸体214与活塞223之间。另外，由于在活塞 223接近上死点的状态下润滑油206保持在良好状态并且可减小滑动阻力，因此可实现高 效率。接下来说明与基于现有技术的标准封闭式压缩机相比，第二示例性实施方式中的 封闭式压缩机的效率提高的百分比可达到多高。图14A是本发明的第二示例性实施方式中的缸体和活塞的截面图。图14B逻辑上 显示出封闭式压缩机的效率的提高。图15示出封闭式压缩机的效率提高的效果。更具体 地，图15示出缸体214的直线长度与效率(COP)之间的关系。如图14A中所示，本发明的第二示例性实施方式中的封闭式压缩机的压缩机单元 包括缸体214和具有恒定外径的活塞223，缸体214具有在轴向上具有恒定内径的均勻间隙 部218和与之相邻的具有变宽的内径的扩展间隙部217。
比如说，缸体214的均勻间隙部218具有内径Dt(=扩展间隙部217的小直径侧 的内径)，扩展间隙部217具有大直径侧的内径Db，活塞223具有外径d，均勻间隙部218具 有直线长度(即轴向长度)L，缸体214具有缸体长度(即轴向长度)L0。使用用于安装具 有31mm的缸体长度L0的缸体214的实际设备。随后，制备具有从0mm至31mm变化的直线 长度L的多种类型的缸体214，并且将这些缸体214分别内置以测量效率。具有31mm的缸体长度L0和31mm的直线长度L的缸体214表示整个缸体214是 直的，不具有任何扩展间隙部。现通过计算预计封闭式压缩机的以下两种类型的缸体214。第一种类型是具有 31mm的缸体长度L0和从0mm至31mm变化的不同直线长度L的几个缸体214。第二种类型 是具有44mm的缸体长度L0和44mm的直线长度L的缸体214，即不具有扩展间隙部的缸体 214。另外，在具有44mm的缸体长度的缸体214中，即使在活塞223位于下死点时，活塞 223也不从缸体214中露出。如果在活塞223插入这些缸体214中的每一个中时的径向间 隙与在实际设备中相同，则缸体214的轴向位置P与间隙AT之间的关系将与图14B中所 示相同。轴向位置P是关于上死点侧的缸体214的一端、朝向下死点间隔开的位置。间隙 AT是由以下公式1限定的值。AT = {(Dt Db) _d} /2 公式 1间隙AT被表示为位置P的线性函数，并且该关系式被用于计算效率。例如，图 14B示出对于当直线长度L为0、4、8、16、24或31mm时具有31mm的缸体长度L0的缸体214 的间隙的特性。假设这些缸体214中的每一个以与实际设备相同的方式进行装配，而对封 闭式压缩机的效率进行计算。在封闭式压缩机的效率的计算中，对于在外周面上具有用于保持润滑油206的凹 部241 (具有凹部)的活塞223和不具有凹部的活塞223分别计算效率。在上述缸体214 中，具有44mm的缸体长度的缸体214是在活塞223位于下死点的状态下整个凹部241隐藏 在缸体214内部的一种类型。具有31mm的缸体长度的缸体214是在活塞223位于下死点 的状态下大部分凹部241从缸体214中露出的一种类型。此处，绘制下述值以便使用预定公式进行曲线逼近(1)包括具有不同缸体长度L0和直线长度L的缸体214与不具有凹部的活塞223 的组合的封闭式压缩机的计算效率。(2)包括具有不同缸体长度L0和直线长度L的缸体214以及具有凹部241的活塞 223的封闭式压缩机的计算效率。(3)包括具有不同直线长度L的缸体214和具有凹部241的活塞223的封闭式压 缩机的实测效率。图15是示出以上效率特性的曲线图(说明效率提高效果的图表)。在图15中，点XI示出当具有44mm的缸体长度L0和44mm的直线长度L的缸体 214，即不具有扩展间隙部的缸体214与不具有凹部的活塞223组合时的计算效率。随后， 如果仅缸体214的缸体长度L0顺序地缩短至31mm，则如曲线S1所示效率提高，与缸体214 和活塞223之间的滑动阻力的减小相符。
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接下来，曲线S2示出当具有31mm的缸体长度L0和从31mm至0mm以8种变化量 变化的直线长度L的缸体214与不具有凹部的活塞223组合时的计算效率。如曲线S2所 示，随着直线长度L变为短于31mm效率增加，并且当直线长度L变为大约8. 3mm时效率变 为最大值。随后，随着直线长度L变为接近于0，效率突然下降。接下来，图15中的点X2示出当具有44mm的缸体长度L0和44mm的直线长度L的 缸体214，即不具有扩展间隙部的缸体214与具有凹部241的活塞223组合时的计算效率。 如果仅该缸体214的缸体长度L0顺序地缩短至31mm，则如曲线S3所示效率增加至点X3， 与缸体214和活塞223之间的滑动阻力的减小相符。接下来，曲线S4示出当具有31mm的缸体长度L0和从31mm至0mm以8种变化量 变化的直线长度L的缸体214与具有凹部的活塞223组合时的计算效率。如曲线S4所示， 随着直线长度L变为短于31mm效率增加，并且当直线长度L为大约8. 3mm时效率变为最大 值。随后，随着直线长度L接近于零，效率突然下降。点X4表示最高效率的位置。通过暴露活塞223的效果(效果Q)，获得了如上所述从点X2至点X3的效率的增 加。通过对缸体214设置均勻间隙部218和扩展间隙部217的效果(效果R)，获得了从点 X3附近至最大值点X4的效率的增加。同样可以预计，从曲线S1至曲线S3或者从曲线S2 至曲线S4的效率的增加，是对活塞223设置凹部241的效果(效果S)。曲线S5表示当具有31mm的缸体长度L0和从31mm至大约8. 3mm以5种变化量变 化的直线长度L的缸体214与具有凹部241的活塞223组合时的实测效率。如曲线S5所 示，随着直线长度L变为短于31mm效率增加。点X5示出当直线长度L为31mm时的效率。 点X6示出当直线长度L为大约8. 3mm时的效率。将点X6与点X4相比，它们的关系是点X6 >点父4。如果上述通过暴露活塞223的效果Q、通过对缸体214设置均勻间隙部218和扩展 间隙部217的效果R、以及通过对活塞223设置凹部241的效果S分别由相应的COP量化表 示，则结果如下。通过暴露活塞223的效果Q 大约+0. 006通过对缸体214设置均勻间隙部218和扩展间隙部217的效果R 大约+0. 009通过对活塞223设置凹部241的效果S 大约+0. 015这些效率的总增加量为大约+0. 03的C0P，相当于从点XI至点X4的增加量。另一 方面，当直线长度L为大约8. 3mm时的实测效率大于计算效率。从点XI至点X6的增加量 为大约+0. 04的C0P，由此，与基于计算效率的增加量相比，实现了超过30%的效率提高的 效果。从上述显而易见，以下三种技术分别对效率的提高作出贡献。通过组合这三种技 术所获得的效率提高的效果显著大于单一技术的预计的效率提高的效果。这三种技术是使 活塞223从缸体214中露出的技术，采用具有均勻间隙部218和扩展间隙部217的缸体214 的技术，以及采用具有凹部241的活塞223的技术。换言之，可以得出结论，与基于现有技术的标准封闭式压缩机相比，本发明的第二 示例性实施方式中的封闭式压缩机实现了显著提高的效率改善率。在以上说明中，圆筒形孔部216的轴心与轴承220的轴心并不垂直相交，而是采用 了偏置结构。以下参照图16说明该结构的细节。图16是示出第二示例性实施方式中的封闭式压缩机的轴承与压缩室之间的位置关系的俯视截面图。相对于中心线250，中心线251 (图中为一点)平行地偏离长度e。中心线250表 示圆筒形孔部216的轴心。中心线251表示轴承220的轴心。从中心线251平行地偏离长 度e的中心线252与圆筒形孔部216的中心线250垂直。这通常被称为偏置结构。此处不给出实验结果的细节，但是当偏移量(长度e)在0mm与3mm之间时实现了 与图15中所示的测试结果相同的结果。因此，不论是否存在偏移量，均实现了上述的高效 率改善率。当活塞223接近上死点时，第一油槽221a或第二油槽221b可位于均勻间隙部 218。结果，润滑油206被可靠地供应至间隙在活塞223与圆筒形孔部216之间变为最窄的 均勻间隙部218。这保持了平顺滑动，并且抑制了制冷剂气体的泄漏。因此，封闭式压缩机 的效率可进一步提高。另外，第一油槽221a与第二油槽221b的空间体积之和可以是活塞223与圆筒形 孔部216之间的间隙的总空间体积的0. 5倍以上至2. 0倍以下。结果，足量的润滑油206 被供应至活塞223与圆筒形孔部216之间的间隙的空间体积中，以抑制制冷剂的泄漏。此 外，在第一油槽221a和第二油槽221b中的润滑油被运送出之后剩余的死体积被最小化，以 减少再膨胀损失。因此，封闭式压缩机的效率可进一步提高。另外，第二油槽221b的空间体积可被设置为第一油槽221a的空间体积的4倍以 上至20倍以下。根据下述两个空间体积的体积比来确定第一油槽221a与第二油槽221b 的体积比。这使得能够对从第一油槽221a和第二油槽221b朝向下死点延续的活塞223与 圆筒形孔部216之间的间隙所形成的油封距离均衡地供给润滑油206。结果，封闭式压缩机 的效率可进一步提高。上述两个空间体积之一是在从第一油槽221a至第二油槽221b的距 离内的活塞223与圆筒形孔部216之间的间隙的空间体积。两个空间体积中的另一个是在 从第二油槽221b至活塞223的下端的距离内的活塞223与圆筒形孔部216之间的间隙的 空间体积。另外，第一油槽221a与第二油槽221b的空间体积之和可以是活塞223与圆筒形 孔部216之间的间隙的总空间体积，为10mm3以上至35mm3以下。如果第一油槽221a与第 二油槽221b的空间体积之和小于10mm3，则COP下降，并且COP的变化增加。如果第一油槽 221a与第二油槽221b的空间体积之和超过35mm3，则同活塞223与圆筒形孔部216之间的 间隙的空间体积相比，第一油槽221a与第二油槽221b的空间体积之和过大。在此情况下， 尽管供应至间隙的润滑油206的量充足，然而在润滑油206从第一油槽221a被运送出之后 从压缩室215泄漏至活塞223与圆筒形孔部216之间的制冷剂气体流入第一油槽221a中 而引起的再膨胀损失变得过大。此外，第一油槽221a和第二油槽221b可被设置为隔开1mm 以上或4mm以下的距离。这确保了从第一油槽221a运送出的润滑油206的油封距离，以便 减少到达第二油槽221b的制冷剂气体量。随后，存储在第二油槽221b中的润滑油206以 与第一油槽221a相同的方式被送出至活塞223与圆筒形孔部216之间。然而，从第一油槽 221a的润滑油206的持续供给可保持从第二油槽221b至活塞223的下端面之间的活塞223 的外周上的油封。工业适用性如上所述，本发明的封闭式压缩机通过改善活塞外周上的油的保持来提高密封效果，以提供高效的封闭式压缩机。其可适用于家用冰箱冷柜，并可适用于包括自动售货机和 陈列柜的涉及冷冻循环的其他用途。另外，本发明可适用于采用类似活塞结构的直线压缩
机。
附图标记列表
101，201密闭容器
105,204电驱动元件
106，205压缩元件
107，206润滑油
108a供油装置
115，214 缸体
116，216圆筒形孔部
117，215压缩室
119,223 活塞
121a第一油槽
121b第二油槽
122缺口部
130，218均勻间隙部
131，217扩展间隙部
210轴
211主轴
212偏心轴
220轴承
226连接装置
241凹部
242边缘
权利要求
一种封闭式压缩机，包括存储润滑油的密闭容器；电驱动元件；和由所述电驱动元件驱动的压缩元件，所述压缩元件包括具有用于形成压缩室的圆筒形孔部的缸体；在所述圆筒形孔部中往复运动的活塞；和用于将所述润滑油供给至所述活塞的外周的供油装置；其中在所述活塞的所述外周上凹陷地形成第一油槽，并且相对于所述第一油槽在所述压缩室的相反侧凹陷地形成第二油槽，所述第二油槽具有不小于所述第一油槽的空间体积的空间体积，其中设置有扩展间隙部，所述扩展间隙部使所述活塞与所述圆筒形孔部之间的间隙从上死点至下死点变宽。
2.如权利要求1所述的封闭式压缩机，其中在所述圆筒形孔部的上壁设置有缺口部，并且当所述活塞接近所述下死点时所述 第一油槽和所述第二油槽经所述缺口部与所述密闭容器连接。
3.如权利要求1或2所述的封闭式压缩机，其中通过从所述上死点至所述下死点扩大所述圆筒形孔部的内径，或者通过从所述上 死点至所述下死点减小所述活塞的外径而形成所述扩展间隙部。
4.如权利要求1所述的封闭式压缩机，其中相对于所述扩展间隙部在所述上死点侧设置间隙恒定的均勻间隙部。
5.如权利要求4所述的封闭式压缩机，其中通过在从所述上死点至所述下死点的预定范围内设置所述圆筒形孔部的均勻的 内径而形成所述均勻间隙部。
6.如权利要求5所述的封闭式压缩机，其中当所述活塞接近所述上死点时，所述第一油槽和所述第二油槽之一位于所述均勻 间隙部。
7.如权利要求1所述的封闭式压缩机，其中所述第一油槽的空间体积与所述第二油槽的空间体积之和不小于所述间隙的总 空间体积的0. 5倍并且不大于其2. 0倍。
8.如权利要求1所述的封闭式压缩机，其中所述第二油槽的所述空间体积不小于所述第一油槽的所述空间体积的4倍并且 不大于其20倍。
9.如权利要求1所述的封闭式压缩机，其中所述第一油槽的空间体积与所述第二油槽的空间体积之和不小于IOmm3并且不大 于35mm3的所述间隙的总空间体积。
10.如权利要求1所述的封闭式压缩机，其中所述第一油槽和所述第二油槽以隔开不小于Imm并且不大于4mm的距离凹陷地形成。
11.一种封闭式压缩机，包括存储润滑油的密闭容器； 电驱动元件；和压缩元件，所述压缩元件包括具有由所述电驱动元件旋转的主轴和与所述主轴整体运动的偏心轴的轴 具有用于形成压缩室的圆筒形孔部和用于支撑所述主轴的轴承的缸体； 以往复运动的方式插入所述圆筒形孔部的活塞；和 连接所述偏心轴与所述活塞的连接装置；其中所述圆筒形孔部形成在当所述活塞位于上死点时与所述压缩室侧的所述活塞的 上端相对应的部分上，所述圆筒形孔部具有在所述活塞的轴向上内径恒定的均勻间隙部，和形成为从所述活塞的上死点至下死点内径变宽的扩展间隙部，所述扩展间隙部与所述 均勻间隙部相邻，其中所述缸体形成为使得当所述活塞位于所述下死点时所述活塞的下端露出，并且所 述活塞包括在其外周面上在所述活塞的径向上向内凹进的凹部，其中当所述活塞位于所述下死点时，所述凹部的至少一部分从所述缸体中露出，并且 当所述活塞位于所述上死点时，所述凹部的一端面对所述均勻间隙部。
12.如权利要求11所述的封闭式压缩机，其中所述凹部具有基本上恒定的深度，其周向上的宽度从与所述连接装置相连接的一 侧至上端变宽，并且所述上端侧的边缘与所述压缩室侧的上端面基本上平行并且呈直线。
13.如权利要求12所述的封闭式压缩机， 其中所述边缘具有以基本上30度倾斜的横截面。
14.如权利要求11所述的封闭式压缩机，其中所述缸体形成为使得当所述活塞接近所述上死点时整个所述凹部位于所述压缩 室内部。
15.如权利要求11所述的封闭式压缩机，其中所述第一油槽相对于所述凹部凹陷地形成在所述压缩室侧的所述活塞的外周上， 并且具有不小于所述第一油槽的空间体积的空间体积的所述第二油槽相对于所述第一油 槽凹陷地形成在所述凹部侧。
全文摘要
封闭式压缩机包括用于存储润滑油的密闭容器、电驱动元件和由电驱动元件驱动的压缩元件。压缩元件包括形成压缩室的缸体、在压缩室内部往复运动的活塞，和用于将润滑油供应至活塞的外周的供油装置。在活塞的外周上凹陷地形成第一油槽，并且相对于第一油槽在与压缩室相反的一侧凹陷地形成第二油槽。第二油槽具有与第一油槽的空间体积相同或较之更大的空间体积。设置有扩展间隙部，使得活塞与圆筒形孔部之间的间隙从上死点至下死点变宽。
文档编号F16J1/08GK101855451SQ20098010097
公开日2010年10月6日 申请日期2009年5月8日 优先权日2008年5月12日
发明者中野明, 森田一郎, 石田贵规, 稻垣耕 申请人:松下电器产业株式会社