密闭型压缩机的制作方法

专利名称：密闭型压缩机的制作方法
技术领域：
本发明涉及一种用于冷冻冷藏库等制冷循环系统的密闭型压缩机。
背景技术：
往复式的密闭型压缩机具有作为压缩机构形成圆筒形的压缩室的气缸、圆筒形的活塞和连杆。活塞在气缸内往复运动。连杆通过活塞销将轴的偏心轴部与活塞连结。轴固定于电动机部的转子的轴心，利用该转子的旋转而使压缩机构动作。这种密闭型压缩机需要在气缸的内周面与活塞的滑动面之间有用于两者滑动的间隙。但是，如果该间隙大，则会发生在压缩室内被压缩的高温、高压的制冷剂气体泄漏的窜气(Blow-by)，压缩效率下降。另一方面，如果缩小该间隙，则滑动损耗会增加，输入输出效率下降。于是，提案有一种密闭型压缩机，其使用以活塞从位于上止点一侧向位于下止点一侧去逐渐增大压缩室的内径尺寸的方式形成的气缸(例如，参照专利文献1)。图16A、图 16B是专利文献1中所述的现有的密闭型压缩机的压缩部的截面图。图16A表示活塞位于下止点的状态，图16B表示活塞位于上止点的状态。气缸体14具有气缸16，该气缸16在大致水平方向上具有中心轴。大致在水平方向上插入设置的活塞23，经由活塞销(未图示)与连杆沈连结，构成活塞组装件(piston assembly) 23A。而且，从连杆沈方向看在气缸16的相反一侧的端面(图中右侧端面)装有阀板(未图示)。由这样构成的活塞23、气缸16和阀板形成压缩室15。活塞23通过轴 (未图示)的偏心轴部(未图示)的偏心运动，经由连杆沈在气缸16内在大致水平方向上往复运动。气缸16的内面形成为，具有锥形部17，该锥形部17从活塞23位于上止点一侧的中途向位于下止点一侧去，内径尺寸从Dt增加至Db ( > Dt)。活塞23在全长范围其外径尺寸大致相同地形成。因此，在压缩室15内的压力高的上止点附近，活塞23的密封部的间隙缩小以防止窜气。另一方面，在下止点附近由于间隙增大，所以能够降低滑动损耗。但是，以上述方式构成的活塞23，总是在与气缸16的内面的间隙内在上下方向上进行微振动地重复往复运动。这是因为，运转时，动态的压缩荷重、活塞23和连杆沈等可动部件的惯性力和重力、因将旋转运动转换成往复运动而产生的活塞侧压荷重作用于活塞 23。另外，滑动部的滑动阻力等外力相互影响，其方向和大小变动地作用于活塞23。这种作用也成为活塞23在与气缸16的内面的间隙内在上下方向上进行微振动的原因。特别是在活塞23位于下止点附近的状态下，与气缸16的锥形部17的间隙比上止点附近的间隙大。另外，气缸16的中心轴大致配置在水平方向上，所以受活塞组装件23A 的重力的影响，活塞23的下止点侧更向在铅直下方向下的方向倾斜。其结果是，活塞23的连杆26侧更向铅直下方倾斜。另外，起因于活塞23的往复运动和因施加于活塞23的压力而发生微振动，活塞23 与气缸16的锥形部17，在活塞23的滑动部中发生局部的摩擦。因这种局部的摩擦，有可能产生接触声音，或者产生以接触部作为起点的磨损。另外，当位于下止点的位置时，活塞23全部配置在气缸16的内部的结构，较大提高气缸16的锥形部17中的动作的稳定性。但是，在该结构中，气缸16的全长变长，所以压缩机构必然变成大型。进而密闭型压缩机整体变大。其结果是，轻量化也变得困难，结果难以节约资源。先行技术文献专利文献专利文献1 日本特开2002-89450号公报

发明内容
本发明是一种密闭型压缩机，其在避免活塞与气缸(圆筒形孔部)的内面之间的局部接触的同时，使滑动面积最小化，防止因活塞与气缸之间的接触而产生的噪音和成为磨损原因的局部接触，提高噪音防止、效率和可靠性。本发明的密闭型压缩机具有密闭容器、电动机构和压缩机构。密闭容器在底部贮存润滑油。电动机构和压缩机构配置在密闭容器内。电动机构驱动压缩机构。压缩机构具有轴、气缸体、活塞和连杆。轴具有由电动机构旋转驱动的主轴部；和形成于主轴部的偏心轴部。气缸体具有构成压缩室的圆筒形孔部，和以能够使主轴部旋转的方式支承主轴部的轴承部。圆筒形孔部与轴承部，以彼此的轴心正交的方式。活塞具有在圆筒形孔部的内壁滑动的滑动面，以能够往复移动的方式插入到圆筒形孔部内。连杆连结偏心轴部与活塞。 圆筒形孔部具有在活塞从上止点向下止点去的方向上内径尺寸逐渐增大的锥形部，和轴侧的端部。活塞的往复移动方向实质上是水平方向。在活塞的滑动面设置有凹部，该凹部向活塞的径向内侧凹陷，保持润滑油。另外当活塞位于下止点时，活塞与圆筒形孔部的轴侧的端部抵接的铅直方向下侧的部分，是滑动面的一部分。根据该结构，利用圆筒形孔部中的锥形部和设置于活塞的凹部，能够缩小平均间隙和滑动面积，减轻活塞的滑动阻力。另外，在活塞的下止点附近，活塞的凹部不从圆筒形孔部的轴侧的端部突出。因此，活塞的倾斜也不会过大，能够避免活塞的凹部的缘部与气缸体的局部碰撞。因此，能够抑制碰撞声音的发生，防止噪音的增大。另外，通过将从轴飞散供给的大量的润滑油保持在该凹部中，能够充裕地向圆筒形孔部的内面与活塞表面之间供给润滑油。其结果是，气缸与活塞之间的润滑性和密封性提高，所以压缩效率提高。另外， 圆筒形孔部的全长也短。


图1是先于本发明的实施方式1的密闭型压缩机的主要部分截面图。图2是先于本发明的实施方式1的其他的密闭型压缩机的主要部分纵截面图。图3是图2所示的密闭型压缩机的主要部分俯视图。图4是表示本发明的实施方式1中的密闭型压缩机的活塞位于下止点的状态的截面图。图5是表示图4所示的密闭型压缩机的活塞位于上止点的状态的截面图。图6是图4所示的密闭型压缩机的活塞的仰视图。
图7是表示图4所示的密闭型压缩机的活塞在倾斜的状态下位于下止点的状态的压缩部的截面图。图8是表示本发明的实施方式2中的密闭型压缩机的活塞位于下止点的状态的压缩部的截面图。图9是表示图8所示的压缩部的活塞位于上止点的状态的截面图。图10是本发明的实施方式2中的密闭型压缩机的活塞组装件的纵截面图。图11是表示本发明的实施方式2中的密闭型压缩机的活塞处于压缩行程的状态的压缩部的上面部分截面图。图12是本发明的实施方式2中的密闭型压缩机的针对曲柄角度的活塞侧压荷重的特性图。图13是本发明的实施方式2中的密闭型压缩机的针对凹部的空间容积的性能系数的特性图。图14是本发明的实施方式2中的密闭型压缩机的针对凹部间距离的性能系数的特性图。图15是本发明的实施方式2中的密闭型压缩机的针对运转频率的性能系数的特性图。图16A是表示现有的密闭型压缩机的活塞位于下止点的状态的压缩部的纵截面图。图16B是表示图16A所示的活塞位于上止点的状态的压缩部的纵截面图。
具体实施例方式下面，参照附图，对本发明的实施方式进行说明。此外，本发明并不限定于该实施方式。(实施方式1)发明人提出了一种用于提高压缩效率和降低滑动损耗的其他结构(日本特开 2006-169998号公报)。图1是该密闭型压缩机的主要部分截面图，表示活塞123处于下止点的状态。在活塞123的表面设置有细圆环形状的槽141A、141B ；和向径向内侧凹陷的凹部 141C。圆筒形孔部116的内径大致固定。在下止点附近位置，活塞123的下端部12 和凹部141C从圆筒形孔部116内露出。而且，槽141A、141B从设置于气缸体114的缺口部114A 局部地露出。像这样通过在活塞123的滑动面(外周面)设置槽141A、141B和凹部141C， 当活塞123往复运动时，密封部和滑动部的供油量会增加。因此，密封性提高，能够提高压缩效率，且能够减少滑动面积，降低滑动损耗。因此，通过在图16A的结构中组合图1的结构，有望能够进一步提高压缩效率和降低滑动损耗。图2是设想上述组合的密闭型压缩机的主要部分纵截面图。图2表示活塞处于下止点的状态。图3是图2所示的密闭型压缩机的活塞处于压缩行程的状态的主要部俯视图。圆筒形孔部216具有平直(straight)部218和锥形部217。在平直部218中，圆筒形孔部216的内径大致一定。在锥形部217中，内径尺寸从活塞223位于上止点的一侧(图中右侧)的中途向位于下止点的一侧(图中左侧)去，从Dt增加至Db(>Dt)。活塞 223与锥形部217的间隙在下止点附近增大，在上止点附近缩小。另外，在活塞223的表面设置有槽M1A、241B和向径向内侧凹陷的凹部M1C。在下止点附近位置，活塞223的下端部22 和凹部MlC从圆筒形孔部216内露出。槽M1A、 241B从设置于气缸体214中的缺口部214A局部地露出。因此，活塞223的密封部利用上止点附近的间隙的缩小和槽M1A、241B的迷宫式密封效应来防止窜气。另外，凹部Mic保持在下止点附近飞散的润滑油，从凹部MlC向槽 M1A、241B和活塞223的滑动部供给润滑油。通过像这样增大供油量，能够提高密封性和润滑性。其结果是，因活塞223的滑动部的平均间隙的扩大和滑动面积的减少，能够大幅减少滑动损耗，并且能够期待密封性高、压缩效率高的密闭型压缩机。在该结构中，活塞223在下止点附近从圆筒形孔部216的锥形部217露出。此时， 活塞223形成如下悬臂支承结构插入设置在圆筒形孔部216内的活塞223的滑动部是支点，该支点支承活塞223、活塞销(未图示)和连杆226的自重。这是因为，连杆2 与曲柄轴的偏心轴(未图示)的连接部的间隙、以及轴承与曲柄轴(图中均未表示)的链接部的间隙，比活塞223的密封部的间隙大。为了构成上述悬臂支承，在活塞223从圆筒形孔部216露出最多的下止点，在锥形部217与活塞223所形成的间隙内，活塞223的下止点侧向在铅直下方向下的方向倾斜。其原因在于，圆筒形孔部216的内径尺寸以具有从Dt增加至Db的锥形部217的方式形成，所以在下止点附近，锥形部217与活塞223的间隙增大。如果不在活塞223设置凹部M1C，则如图2的Ll所示，能够较长地确保悬臂支承活塞223的滑动部的支承长度。但是，如果形成凹部M1C，则与凹部MlC的凹陷程度相应地，活塞223的倾斜增大。其结果是，如图2的L2所示，悬臂支承活塞223的滑动部的支承长度缩短。因此，在图2所示的结构中，活塞223的倾斜过大。因此，在压缩行程中，在凹部 241C的缘部242突入到圆筒形孔部216时，局部撞击圆筒形孔部216的端面216A，噪音有可能增大。接着，参照图4 图7，对解决上述课题的结构进行说明。图4是表示本发明的实施方式1中的密闭型压缩机的活塞位于下止点的状态的截面图。图5是表示该密闭型压缩机的活塞位于上止点的状态的截面图。图6是该密闭型压缩机的活塞的仰视图。图7是表示该活塞在倾斜的状态下位于下止点的状态的压缩部的截面图。如图4、图5所示，该密闭型压缩机具有密闭容器301、电动机构304和压缩机构 305。密闭容器301在底部贮存润滑油306。电动机构304具有定子302和转子303，配置在密闭容器301内。压缩机构305也配置在密闭容器301内，由电动机构304驱动。具体而言，压缩机构305具有轴310、气缸体314、活塞423和连杆326。轴310具有由电动机构304旋转驱动的主轴部311 ；和在主轴部311的一端偏心地形成的偏心轴部 312。主轴部311固定于转子303的轴心。在轴310的内部和外周面设置有供油通道313，供油通道313的一端以在偏心轴部312中在轴心方向上延伸的方式形成。另外，供油通道313与在偏心轴部312的上端开口的供油通道(未图示)连通。在偏心轴部312的中间设置有从供油通道313在半径方向上分支并开口的分支油路(未图示)。主轴部311的下端以供油通道313的另一端以规定的深度浸渍在润滑油306内的方式延伸。气缸体314具有构成压缩室315的大致圆筒形的圆筒形孔部316 ；和使主轴部 311能够旋转地支承主轴部311的轴承部320。圆筒形孔部316与轴承部320配置成，相互固定于一定的位置。圆筒形孔部316与轴承部320配置成，彼此的轴心正交。另外，轴承部 320通过枢轴支承轴310的主轴部311的偏心轴部312侧的端部，形成悬臂轴承。另外，在气缸体314中，在圆筒形孔部316的周壁的润滑油306所注入的上方壁，设置有缺口部319。活塞423以能够往复移动的方式插入到圆筒形孔部316内，如图6所示，具有在圆筒形孔部316的内壁滑动的滑动面423C。活塞423的往复移动方向实质上是水平方向。连杆3 连结偏心轴部312和活塞423。S卩，连杆326的一端与偏心轴部312连结，另一端如图6所示，通过插入到活塞销孔423A的活塞销425，与活塞423连结。连杆3 与活塞423 构成活塞组装件440。S卩，在活塞423中，在与活塞423的轴心正交的方向上设置有活塞销孔423A。而且，压缩机构305具有被插入到活塞销孔423A的活塞425。连杆326以能够绕活塞销425 的轴心旋转的方式与活塞销425连结。接着，参照图6、图7，对圆筒形孔部316和活塞423进行详细的说明。如图7所示， 圆筒形孔部316的轴向尺寸设定成当活塞423位于下止点时，活塞423的连杆3 侧的端部从圆筒形孔部316的轴310侧的端面316A伸出。另外，如图7所示，圆筒形孔部316的内面包括平直部318，其在距上止点侧规定的长度L的区间，内径尺寸在轴向上形成一定；和锥形部317，其向下止点侧去，内径尺寸从 Dt增加到Db ( > Dt)。S卩，圆筒形孔部316具有锥形部317，该锥形部317在活塞423从上止点向下止点去的方向上内径尺寸逐渐增大。另外，圆筒形孔部316具有作为轴310侧的端部的端面316A。平直部318与锥形部317的边界，是锥形部317的起点，是锥形角度的变化率大的弯曲部317A。如图6、图7所示，活塞423的外径在全长范围内形成相同尺寸。S卩，不是锥状。在活塞423的外周面(滑动面423C)设置有多个凹部441A、441B、4411C、4412C。靠近压缩室 315的凹部441A、441B形成围绕活塞423的外周一圈的圆环状，各个空间容积形成6mm3，两者的间隔设定为2mm。距离压缩室315最远的凹部4411C、4412C不是圆环状。形成凹部4411C、4412C的主要目的在于，缩小活塞423与圆筒形孔部316的接触面积，以及保持润滑油306。通过凹部4411C、4412C保持润滑油306，能够润滑活塞423与圆筒形孔部316的滑动面。因此，如果要进一步减轻活塞423的重量，则也可以加深或者增宽凹部4411C、4412C。图6代表性地表示了凹部4412C，但是凹部4411C也具有同样的形状。凹部4412C 的轮廓是，从与凹部441A、441B平行的部分向连杆3 侧的端部42 侧逐渐缩小其宽度地延伸，终端部形成向压缩室315侧延伸的形状。凹部4411C、4412C如图6所示，以通过活塞销孔423A的中心的轴线X为轴，对称地形成，另外，其终端部延伸至活塞销孔423A。因此，凹部4411C、4412C以围绕活塞销孔423A的方式设置，在端部42 形成有向凹部4411(、4412(的内侧延伸出来的延伸部4230。延伸部423D形成活塞423的端部42 的一部分。像这样，凹部4411C、4412C以向活塞423的径向内侧凹陷的方式形成，保持润滑油306。由凹部4411C、4412C的圆筒形孔部316的内面(平直部318)形成的空间容积，形成为6mm3以上。但是，凹部4411C、4412C不与平直部318相对，所以假设一种假想的状态。 在与凹部441B之间，以凹部4411C、4412C的最深部为基点设置1.5mm的间隔(包括后述的缘部442的尺寸的间隔)。如上所述，凹部4411C、4412C的容积能够任意地设定。凹部4411C、4412C以围绕活塞销孔423A的方式设置。因此，与活塞销孔423A连通。即，凹部4411C、4412C是第一凹部与第二凹部，该第一凹部和第二凹部形成于以通过活塞销孔423A的中心的活塞423的轴心X对称的位置。而且，凹部4411C、4412C经由活塞销孔423A连通。此外，凹部4411C、4412C的缘部442的截面角形成于约30°的倾斜面。凹部4411C、4412C在活塞423的表面设置于以轴心X为中心对称的位置。在此情况下，不必在凹部441IC中设置延伸部423D，但通过形成相同的形状，在组装时就不必确认活塞423的上下方向，操作性提高。在上述结构中，被插入到活塞销孔423A的活塞销425贯通连杆326，由此，活塞 423构成活塞组装件440，作为压缩机构305进行组装。在此情况下，如图7所示，以延伸部 423D成为下面的方式配置。而且，如图7所示，在活塞423位于下止点的状态下，延伸部423D与圆筒形孔部 316的端面316A的角相对(抵接)。活塞423与圆筒形孔部316的连杆3 侧的端面316A 的尺寸关系设定成，成为这样的状态。即，当活塞423位于下止点时，活塞423与作为圆筒形孔部316的轴310侧的端部的端面316A抵接的铅直方向下侧的部分，是作为滑动面423C 的一部分的延伸部423D。下面说明以上述方式构成的密闭型压缩机的动作。对电动机构304通电，电动机构304的转子303使轴310旋转，偏心轴部312的旋转运动通过连杆3 被转换成往复运动，并传到活塞423。由此，被插入到气缸体314的圆筒形孔部316(压缩室31 内的活塞 423，在圆筒形孔部316内往复运动。通过活塞423的往复运动，制冷剂气体从冷却系统(未图示)被吸入到压缩室315内，被压缩后再次向冷却系统喷出。供油通道313的下端部，通过轴310的旋转，作为利用离心力的泵起作用。通过该泵的作用，密闭容器301的底部的润滑油306通过供油通道313被吸向上方，从设置于偏心轴部312的供油通道和分支油路向各个方向喷出、飞散。从供油通道喷出的润滑油306撞击密闭容器301的顶面并飞散，主要用于进行压缩机构305的冷却和滑动部的润滑，另外，来自分支油路的润滑油306大致水平地向密闭容器301内的四周方向飞散，主要被供给活塞销325和活塞423等，进行滑动部的润滑。在活塞323的往复运动中，在压缩行程的初期(下止点附近)，几乎不会发生窜气， 活塞423的滑动阻力也处于小的状态。然后，在活塞423刚到达上止点的附近位置之前，压缩室315内的压力也进一步上升。在上止点侧活塞423的滑动面423C与锥形部317的间隙变小，所以能够降低窜气的发生。换言之，在活塞423位于下止点的状态下，润滑油306从设置于圆筒形孔部316的上方壁的缺口部319被充裕地供给到形成于活塞423的滑动面423C的凹部4411C、4412C， 并被保持。润滑油306的一部分被供给到凹部441A、441B，并被保持。因此，在活塞423向间隙窄的平直部318移动时，更多的润滑油也被供给到由活塞423和平直部318形成的滑动部。因此，该润滑油润滑、密封滑动部。其结果是，能够防止发生漏气，提高体积效率。此外，圆筒形孔部316优选具有设置于比锥形部317更靠活塞423的上止点侧的平直部318。根据该结构，能够在内径尺寸在轴向上形成一定的平直部318中，形成在压缩行程中压力增加最大的上止点附近时的活塞423的密封部。在该密封部中，由于活塞423与圆筒形孔部316的最小间隙的轴向距离变长，所以防止伴随制冷剂气体的压力增大而发生漏气的作用大。另外，当活塞423位于下止点附近的锥形部317时，由于半径方向间隙宽， 所以滑动损耗也减少。其结果是，能够实现高效率化。另外，在活塞423位于下止点的状态下，活塞423的连杆3 侧的端部从圆筒形孔部316的轴310侧的端部露出。因此，被飞散供油的大量的润滑油306附着在所露出的活塞423的表面，随着活塞423的往复移动，能够将润滑油306供给到滑动部、密封部。其结果是，能够降低滑动损耗，与防止发生上述的漏气配合地，实现高效率化。另外，通过将凹部4411C、4412C的缘部442形成倾斜面，能够得到润滑油306的楔形膜，能够确实地在活塞423与圆筒形孔部316的间隙形成油膜。当活塞423位于下止点时，在圆筒形孔部316与活塞423的间隙内，活塞423的下止点侧向铅直下方侧倾斜。但是，延伸部423D与圆筒形孔部316的端面316A的角抵接。因此，因活塞组装件440的自重引起的倾斜，缘部442不会从圆筒形孔部316向铅直下方偏移而与端面316A的下部角碰撞。因此，能够抑制发生撞击声，实现低噪音。此外，连杆326以能够围绕活塞销425的轴心旋转的方式与活塞销425连结。因此，活塞423不会绕轴心旋转，延伸部423D确实地与端面316A的角抵接。另外，由于凹部4411C、4412C与活塞销孔423A连通，所以在活塞423的下止点附近，飞散供油的润滑油306形成循环路径，冷却活塞423。因该冷却，活塞423的温度下降， 随之压缩室315的温度上升得到抑制，防止受热引起的体积效率的下降。此外，在以电源频率以下的运转频率进行逆变驱动的情况下，通过凹部441A、441B 的毛细管现象的保油性维持，迷宫效应的涡流的形成，以及伴随制冷剂气体中的泄漏气流通过凹部441A、441B、4411C、4412C引起的减速流的形成等的叠加效果，能够抑制制冷剂的泄漏。其结果是，能够提高特别是在以电源频率以下的低运转频域运转密闭型压缩机时的制冷能力和效率。在实施方式2中对该效果进行详细的说明。(实施方式2)图8是表示本发明的实施方式2中的密闭型压缩机的活塞位于下止点的状态的压缩部的放大截面图。图9是表示该活塞位于上止点的状态的压缩部的放大截面图。图10 是本实施方式中的密闭型压缩机的活塞组装件的纵截面图。图11是表示本实施方式中的密闭型压缩机的活塞处于压缩行程的状态的压缩部的俯视图。图12是本实施方式中的密闭型压缩机的针对曲柄角度的活塞侧压荷重的特性图。在本实施方式中，对于压缩机的整体结构，援引实施方式1的说明(包括符号)和图4、图5，主要说明与实施方式1不同的内容。
与实施方式1不同的部分是设置于活塞的凹部的结构，其他的结构与实施方式1 同样。因此，此处主要说明结构不同的活塞。如图8、图9所示，活塞323的外径在全长范围形成相同尺寸，在其表面隔开规定间隔设置有三个凹部341A、341B、341C。凹部341A、341B、341C均在活塞323的表面形成围绕内周一圈的圆环形状。形成于距离压缩室315最近的位置的凹部!MIA与位于第二个的位置的凹部!MlB 的圆筒形孔部316的内面(平直部318)形成的空间容积，分别设定为6mm3。另外，凹部341A 与凹部341B的间隔被设定为2mm。与位于第三个位置的凹部341C的圆筒形孔部316的内面(平直部318)形成的空间容积，形成为6mm3以上。但是，凹部341C不与平直部318相对，所以假设一种假想的状态。在凹部341C与凹部341B之间，以凹部341C的最深部为基点设置有1.5mm的间隔(包括后述的缘部；342的尺寸的间隔)。凹部341C的一部分与活塞销孔323A连通。凹部341C 以与实施方式1的凹部4411C、4412C同样的目的形成。因此，凹部341C的容积能够任意地设定。另外，在位于下止点的状态下，活塞323的压缩室相反侧(连杆3 侧)的端部 323B如图8所示，从气缸体314的轴侧的端面316A露出长度A。活塞323形成这样的尺寸。 换言之，圆筒形孔部316的轴向尺寸设定成当活塞323位于下止点时圆筒形孔部316的端面316A的角与端部32 抵接。端部32 是活塞323的连杆3 侧的端与圆环形状的凹部341C之间的外周面。此外，在气缸体314中，与实施方式1同样，在圆筒形孔部316的周壁上的润滑油 306所注入的上方壁，设置有缺口部319。通过缺口部319，在活塞323位于下止点的状态下至少凹部341C露出。换言之，凹部341C，在设置有多个凹部341A、341B、341C的结构中，定义为凹部的一部分。另外，凹部341C形成为，如图8所示，在活塞323到达下止点的位置的状态下，其全部都位于距离圆筒形孔部316的端面316A长度B的上止点侧的位置。另外，活塞323的压缩室315侧的端面323C，以长度C的距离位于锥形部317侧。此外，如图10所示，凹部 341C的缘部342在截面中具有大致倾斜30°的形状。图11表示在压缩行程中曲柄角度为320deg时的活塞323的配置。如图12所示， 该曲柄角度为320deg是活塞323的侧压荷重变成最大的角度。该最大侧压荷重作用于圆筒形孔部316的水平方向侧面的侧压荷重滑动部。此时，平直部318和锥形部317的弯曲部317A，位于活塞323的凹部341C的宽度范围内。此外，在图11中，为了容易理解弯曲部 317A位于凹部341C的宽度范围内的情况，将活塞323与圆筒形孔部316的平直部318的余裕(clearance)放大表示。下面说明以上述方式构成的密闭型压缩机的动作。通过向电动机构304通电，电动机构304的转子303使轴310旋转，偏心轴部312的旋转运动通过连杆3 被转换成往复运动，传向活塞323。由此，活塞323在圆筒形孔部316内往复运动。活塞323从图8所示的下止点位置进入压缩制冷剂气体的压缩行程，在向图9所示的上止点侧移动的中途的压缩初期的状态下，压缩室315内的压力上升小。因此，即使形成于圆筒形孔部316的锥形部317与活塞323的滑动面(外周面)的余裕较大，根据润滑油的密封效果，也基本上不会发生窜气。另外，因余裕大，活塞323的滑动阻力也小。然后，压缩行程进行，当曲柄角度变成320deg时，活塞323位于图11所示的位置。 此时，活塞323的侧压荷重如图12所示变成最大值。在实施方式1中说明过的图3所示的结构中，侧压荷重变成最大时，在作为锥形部 217的起点的弯曲部217A，活塞223的侧面的滑动部位局部地表面压力上升，容易变成摩擦的状态。其结果是，有可能导致润滑状态恶化，滑动声音增大等。但是，在本实施方式中，作为锥形部317的起点的圆锥角度的变化率大的弯曲部 317A，位于活塞323的凹部341C的宽度范围内。此外，由于确保了凹部341C的深度，所以在面对凹部341C的状态下，弯曲部317A也不会离开凹部341C的底部。因此，即使侧压荷重增大，在难以形成油膜的弯曲部317A也不会发生润滑状态下降，局部摩擦而产生滑动声音的情况。然后，压缩行程继续进行，压缩室315内的制冷剂气体的压力逐渐上升，在活塞 323刚到达图9所示的上止点的附近位置之前，压缩室315内的压力也进一步上升。在上止点侧，活塞323的滑动面与锥形部317的间隙变小，所以能够减少窜气。此时，形成于圆筒形孔部316的平直部318与锥形部317相比，减少增大至规定的喷出压力的制冷剂气体的泄漏。在活塞323位于下止点的状态下，活塞323的连杆3 侧以从气缸体314中露出的方式形成。而且，从轴310的上端飞散的润滑油306，从设置于圆筒形孔部316的上方壁的缺口部319向形成于活塞323的滑动面的凹部341C充裕地供给，并被保持。润滑油306 的一部分被供给到凹部;341A、341B。由此，在压缩行程中，供给到气缸体314的圆筒形孔部 316的内周面与活塞323的滑动面的间隙的润滑油增多。另外，在活塞323向上止点移动的中途，活塞323全部都位于圆筒形孔部316内。 因此，被保持于凹部341A、341B、341C的润滑油306难以从圆筒形孔部316中跑出。另外， 润滑油306也容易向滑动阻力变得最大的平直部318输送。此外，活塞323的压缩室侧的端面323C在下止点中以图8的长度C的距离位于锥形部317侧。因此，在压缩行程中活塞323从下止点向上止点移动时，附着在活塞323的表面的润滑油306的一部分向上止点侧移动，并且附着在圆筒形孔部316的表面的润滑油306 的一部分也随着活塞323的移动，被卷入供给到活塞323与圆筒形孔部316的间隙。另外，在图8所示的状态下，活塞323的压缩室315侧的端面位于锥形部317。因此，与活塞323位于平直部318的情况相比，活塞323与圆筒形孔部316的间隙处于大的状态。因此，被保持于该间隙的空间的润滑油306的量也多。因此，在活塞323向间隙窄的平直部318移动时，更多的润滑油也被供给到由活塞 323和平直部318形成的滑动部，能够润滑、密封该滑动部。其结果是，能够防止发生漏气， 提高体积效率。该结构也能适用于实施方式1。另外，由于凹部341C呈圆环形状设置于活塞323的滑动面，所以例如，向活塞323 的轴向扩大凹部;M1C的宽度等，能够使凹部341C的面积最大化。根据以上的结构，能够最大限度地减少圆筒形孔部316(压缩室315)与活塞323 的滑动面积，降低滑动阻力。另外，能够均勻稳定地向活塞323的整周的润滑部、密封部供给润滑油306。因此，能够防止因不均勻不稳定的供油引起的润滑不佳和密封性下降。
此外，凹部341C的缘部342由在截面形状中相对于活塞323的轴向表面大约倾斜 30°的面构成。因此，当活塞323往复移动时，被保持在凹部341C内的润滑油306，在凹部 341C内带有势能。而且，沿着凹部341C的缘部342的倾斜被吸入到活塞323与圆筒形孔部316的间隙，通过进入该间隙起作用，以使矫正活塞323的倾斜。像这样，在活塞323与圆筒形孔部316的间隙产生所谓的楔形膜作用。其结果是，根据润滑油306的楔形膜效应，活塞323的倾斜被矫正而变小，活塞323 的整周的与圆筒形孔部316的间隙变得均勻。因此，特别是润滑油360容易送往间隙窄的上止点附近的滑动部、密封部，能够降低不可避免的局部的金属接触的频率。此外，凹部341C的缘部342的角度不限于大约30°。如上所述，只要是当活塞323 往复移动时，容易产生保持在凹部341C内的润滑油306被吸入到活塞323与圆筒形孔部 316的间隙中的楔形膜作用的角度即可。即，缘部342的角度根据活塞323的往复速度等适当设定即可。在本实施方式中，缘部342与活塞323的轴向表面的角度优选25°至35°的范围。但是，也可以是45°以下的倾斜角度，或者形成具有同等的曲面形状的截面形状，且保持在凹部MIC内的润滑油306被吸入到活塞323与圆筒形孔部316的间隙间的角度。其结果是，能够向气缸体314与活塞323之间供给更多的润滑油306，能够良好地保持润滑油306以提高密封性。此外，伴随供给充裕的润滑油306，能够减轻活塞323的滑动阻力，由此能够提高压缩效率，并且能够降低输入，实现高效率化。此外，该结构也可以适用于实施方式1的凹部4411C、4412C。另外，活塞组装件340采用如下的悬臂支承结构仅用插入设置在圆筒形孔部316 内的活塞323的滑动部来支承活塞组装件340的自重。因此，特别是在活塞323从圆筒形孔部316中露出最多的下止点附近，在活塞323与圆筒形孔部316的间隙内，活塞323的下止点侧向铅直下方一侧倾斜。但是，凹部341C的连杆侧的缘部342位于比圆筒形孔部316的端面316A更靠上止点侧。而且，活塞323的端部32 与圆筒形孔部316的端面316A的角变成抵接的状态。 因此，因活塞组装件340的自重引起的倾斜，凹部341C的缘部342不会从圆筒形孔部316 向铅直下方偏移而与端面316A的下部角碰撞。因此，能够抑制产生碰撞声音，实现低噪音。另外，凹部341C的一部分与活塞销孔323A连通。即，优选凹部341C的上侧与下侧通过活塞销孔323A连通。根据该结构，在下止点附近，向活塞323上部飞散供油的润滑油 306形成通过圆环形状的凹部341C，经由活塞销孔323A的端面向下方排出的循环路径。此时，被高温、高压的制冷剂气体加热的活塞323，被通过循环路径的温度较低的润滑油306 冷却。通过该冷却，活塞323的温度下降，随之压缩室315的温度上升得到抑制，能够防止受热引起的体积效率下降。另外，在以电源频率以下的运转频率进行逆变驱动的情况下，特别是在30r/sec 以下的低速运转时，活塞323的往复运动速度变慢，而且通过轴310的泵作用而供给的润滑油306的供油量减少。因此，从偏心轴部312向密闭容器301内散布的润滑油306的量减少。但是，在下止点附近至少凹部341C从圆筒形孔部316露出。因此，润滑油306主要贮存在凹部341C中并被供给到密封部。另外，利用凹部341A、341B的毛细管现象来维持保油性，并且形成迷宫效应的涡流。此外，制冷剂气体的泄漏气流通过凹部;341A、341B、341C后，形成缩流的减速流。通过该迷宫效果的涡流形成以及缩流的减速流的形成等的叠加效果，能够抑制制冷剂的泄漏。其结果是，能够提高特别是在电源频率以下的低运转频率区域运转密闭型压缩机时的冷冻能力和效率。下面，使用图13至图15，对本实施方式中的密闭型压缩机的性能系数 (C. 0. P. Coefficiency of Performance)的确认实验的结果进行说明。性能系数是冷冻能力对施加输入之比，一般用作表示压缩机的效率的指标。另外，在以下的试验中，制冷剂使用R600a(异丁烷)。另外，运转频率是27r/sec，作为接近在冷藏库中运转的条件的运转条件，蒸发温度是-30°C，冷凝温度是40°C。图13是针对凹部341A、341B的空间容积的性能系数的特性图。图14是针对相邻的凹部341A、341B、341C相互的距离的性能系数的特性图。图15是针对压缩机的运转频率变化的性能系数的特性图。在图13中，纵轴是压缩机的性能系数，横轴是由凹部341A、341B的截面和活塞323 的外径的延长面围成的空间容积的总和。S卩，图13所示的试验结果，是将压缩室315侧的凹部定义为截面积小的多个凹部 341A、341B然后实施的结果。但是，并不限于多个凹部，也可以作为形成于获得图13所示结果的容积的一个凹部。由图13可知，凹部;341A、341B的空间容积优选0.25mm3 25mm3的范围T。通过这样来设定，与空间容积小于0. 25mm3的情况和大于25mm3的情况相比，能够获得高的性能系数。接着，基于图14，对相邻的凹部341A、341B、341C间的距离S的影响进行说明。在图14中，纵轴是压缩机的性能系数，横轴是相邻的凹部341A、341B、341C间的距离S。如图14所示，以凹部341A、341B、341C之间的距离为Imm以上的方式分开形成，由此性能系数(C.0.P)提高。这可以推测为，通过将相邻的凹部341A、341B、341C的相互距离 S设定为Imm以上，活塞323的表面与圆筒形孔部316的间隙缩小。因此，制冷剂气体与润滑油306的混合流的流速增大，由此混合流被减压，其结果是，可推测为，来自活塞323与圆筒形孔部316的间隙的泄漏量进一步减少。因此，通过进一步减少向压缩室相反侧的泄漏量，能够防止体积效率下降，提高压缩机的效率。另外，在本实施方式中，凹部;341A、341B、;341C以相邻的凹部;M1A、341B、;M1C相互的距离为Imm以上的方式分开形成。由此，除了上述效果外，任一个凹部341A、341B、341C 内的油变得不连续，在密封性下降的情况下，能够利用其他的凹部保持密封性。接着，基于图15，对在制冷循环中组装本实施方式的压缩机，在预先设定的运转负载条件(一定的条件)下改变压缩机的运转频率时的性能系数的特性进行说明。纵轴表示压缩机的性能系数，横轴表示驱动活塞的运转频率。此外，为了比较，作为现有例，表示将与本实施方式同等规格的压缩机(气缸容积10ml，27r/sec运转时的能力74W)组装在同样的制冷循环中，以设定成相同的运转负载条件的状态，在运转频率大约为20至大约45r/ sec的范围运转时的结果。在该现有的压缩机中，在圆筒形孔部中没有锥形部，另外在活塞上不形成凹部MIC。由图15可知，在冷藏库等冷却系统中，在降低耗电效果大而运转频率低的情况下，与现有的压缩机相比，性能系数得到大幅的改善。因此，活塞323与圆筒形孔部316的密封性进一步改善，能够减少泄漏量。一般而言，在低速旋转区域中，冷冻能力小，来自活塞323与圆筒形孔部316的间隙的泄漏损耗相对于冷冻能力的比例增大，所以压缩机的效率下降。但是，在本实施方式中，通过润滑油306的稳定密封和迷宫式密封效应，能够减少来自活塞323与圆筒形孔部 316的间隙的泄漏量。因此，能够防止伴随体积效率下降的压缩机效率的极大下降，能够大幅降低冷却系统的耗电。如上所述，在本实施方式的密闭型压缩机中，能够避免活塞323与圆筒形孔部316 间的局部接触，同时能够使滑动面积变得最小，使滑动损耗最小。而且，能够将有助于活塞 323与圆筒形孔部316之间的密封性的润滑油306，稳定地供给到活塞323与圆筒形孔部 316间，确实地保持在活塞323与圆筒形孔部316之间。其结果是，能够防止成为磨损和噪音的原因的金属接触，提高可靠性，而且能够降低噪音的发生。此外，通过稳定确保润滑油306来确保密封性，提高体积效率，结果能够提高压缩机的效率。因此，能够同时解决高效率、可靠性、防止噪音的发生，能够同时解决局部相反的课题。如上所述，根据实施方式1、2，能够缩短圆筒形孔部316的全长，使密闭型压缩机小型化，而且能够防止接触噪音的发生，降低磨损的发生。像这样能够同时实现密闭型压缩机的高效率、低噪音、高可靠性。产业上的可利用性根据本发明，能够提高密闭型压缩机的压缩效率，并且抑制活塞与圆筒形孔部的碰撞声音。该密闭型压缩机能够广泛地应用于使用空调机和自动售卖机等制冷循环的设备
的密闭型压缩机。
符号说明
114、214、314 气紅体
114A、214A、319 缺口部
116、216、316 圆筒形孔部
123、223、323、423 活塞
123B.223B 下端部
226、326 连杆
141A、141B、241A、241B 槽
141C、241C、341A、341B、341C、441A、441B、4411C、4412C 凹部
216A、316A、323C 端面
217,317 锥形部
217A、317A 弯曲部
218,318 平直部
242、342、442 缘部
301密闭容器
302 定子
303 转子
304 电动机构
305 压缩机构306 润滑油310 轴311 主轴部312 偏心轴部313供油通道315 压缩室320 轴承部323A、423A 活塞销孔323B 端部340、440 活塞组装件325、425 活塞销423B 端部423C 滑动面423D 延伸部
权利要求
1.一种密闭型压缩机，其特征在于，包括 在底部贮存润滑油的密闭容器； 配置于所述密闭容器内的电动机构；和配置于所述密闭容器内，由所述电动机构驱动的压缩机构， 所述压缩机构具有轴，其具有由所述电动机构旋转驱动的主轴部，和形成于所述主轴部的偏心轴部； 气缸体，其具有构成压缩室的圆筒形孔部，和以能够使所述主轴部旋转的方式支承所述主轴部的轴承部，且以所述圆筒形孔部的轴心与所述轴承部的轴心正交的方式配置有所述圆筒形孔部和所述轴承部；活塞，其以能够往复移动的方式插入到所述圆筒形孔部内，且具有在所述圆筒形孔部的内壁滑动的滑动面；和连结所述偏心轴部和所述活塞的连杆，所述圆筒形孔部具有在所述活塞从上止点向下止点去的方向上内径尺寸逐渐增大的锥形部，和所述轴侧的端部，所述活塞的往复移动方向实质上是水平方向，在所述活塞的滑动面设置有凹部，该凹部向所述活塞的径向内侧凹陷，保持所述润滑油，并且当所述活塞位于所述下止点时，所述活塞与所述圆筒形孔部的所述轴侧的所述端部抵接的铅直方向下侧的部分，是所述滑动面的一部分。
2.如权利要求1所述的密闭型压缩机，其特征在于在所述活塞在与所述活塞的轴心正交的方向上设置有活塞销孔， 所述压缩机构还具有插入到所述活塞销孔的活塞销， 所述连杆以能够绕所述活塞销的轴心旋转的方式与所述活塞销连结， 所述滑动面具有延伸部，该延伸部从所述连杆侧的端部向所述凹部延伸，当所述活塞位于所述下止点时，抵接到所述圆筒形孔部的所述轴侧的所述端部。
3.如权利要求2所述的密闭型压缩机，其特征在于所述凹部是多个凹部中的一个，所述多个凹部包括第一凹部和第二凹部，该第一凹部和第二凹部形成于与通过所述活塞销孔的中心的所述活塞的轴心对称的位置， 所述第一凹部和所述第二凹部，经由所述活塞销孔连通。
4.如权利要求1所述的密闭型压缩机，其特征在于所述凹部具有在所述活塞的外周方向上延伸的圆环形状。
5.如权利要求4所述的密闭型压缩机，其特征在于所述圆筒形孔部还具有设置于比所述锥形部更靠所述活塞的所述上止点侧的平直部，和作为所述锥形部与所述平直部的边界的弯曲部，所述弯曲部的位置和所述凹部的位置被设定成，当所述活塞位于所述活塞的侧压荷重为最大的位置时，所述弯曲部位于所述凹部的所述活塞的轴心方向的宽度的范围内。
6.如权利要求5所述的密闭型压缩机，其特征在于所述凹部的深度以如下方式设定当所述活塞位于所述活塞的侧压荷重为最大的位置、且所述弯曲部位于所述凹部的所述活塞的轴心方向的宽度的范围内时，所述弯曲部从所述凹部的底部离开。
7.如权利要求4所述的密闭型压缩机，其特征在于所述凹部是多个凹部中的一个，所述多个凹部包括圆环状的第一凹部；和圆环状的第二凹部，该第二凹部位于比所述第一凹部更靠所述压缩室侧的位置，在所述活塞的外周方向上延伸，所述第二凹部的空间容积是0. 25mm3以上，25mm3以下。
8.如权利要求7所述的密闭型压缩机，其特征在于所述第一凹部与所述第二凹部的间隔是Imm以上。
9.如权利要求1所述的密闭型压缩机，其特征在于所述圆筒形孔部具有平直部，该平直部设置于比所述锥形部更靠所述活塞的所述上止点侧。
10.如权利要求9所述的密闭型压缩机，其特征在于当所述活塞位于所述下止点时，所述活塞的所述压缩室侧的端面位于所述圆筒形孔部的锥形部。
11.如权利要求1所述的密闭型压缩机，其特征在于在所述气缸体中的所述圆筒形孔部的所述轴侧端部的上部设置有缺口部，该缺口部当所述活塞位于所述下止点时使所述凹部的一部分露出。
12.如权利要求1所述的密闭型压缩机，其特征在于作为从所述滑动面向所述凹部的边界的缘部的截面形状，具有相对于所述活塞的轴向表面具有45°以下的倾斜角度、或者同等的曲面形状的形状。
全文摘要
在密闭型压缩机中，活塞具有在圆筒形孔部的内壁滑动的滑动面，且以能够往复移动的方式插入到圆筒形孔部内。连杆连结偏心轴部与活塞。圆筒形孔部具有在活塞从上止点向下止点去的方向上内径尺寸逐渐增大的锥形部，和轴侧的端部。活塞的往复移动方向实质上是水平方向。在活塞的滑动面设置有凹部，该凹部向活塞的径向内侧凹陷，保持润滑油。另外当活塞位于下止点时，活塞与圆筒形孔部的轴侧的端部抵接的铅直方向下侧的部分，是滑动面的一部分。
文档编号F04B39/02GK102597518SQ201080048808
公开日2012年7月18日 申请日期2010年10月27日 优先权日2009年10月27日
发明者小林正则 申请人:松下电器产业株式会社