压缩机的制作方法

本发明涉及密闭型旋转式压缩机。

背景技术：

在一般的压缩机中，为了减小因未从压缩制冷剂的排出口排出而残留的压缩制冷剂向压缩室倒流所产生的再压缩损失，将设置于轴承的排出阀座的厚度减薄。为了减薄排出阀座的厚度而在轴承凸缘部设置槽。该槽附近的弯矩小，因此，在利用螺钉等将轴承紧固连结于缸体时，轴承凸缘部变形而使得其压缩室侧的面挠曲。另外，压缩室侧的面还因压缩机运转过程中的内压而进一步挠曲。由此，轴承凸缘部的压缩机侧的面与活塞之间的间隙增大。其结果，泄漏损失在压缩室内增加，压缩效率降低。

作为抑制轴承凸缘部的变形的方法，有时将用于产生与因设置于轴承凸缘的排出阀座而产生的弯矩等同的弯矩的挖槽配设于轴承凸缘(专利文献1)。该挖槽配设为使得轴承凸台(boss)位于排出阀座与该挖槽之间。另外，还已知如下结构：通过使轴承的凸缘部整体加厚而提高刚性，由此抑制轴承的变形(专利文献2)。

专利文献1：日本特开2009-236075号公报

专利文献2：日本特开2007-56860号公报

然而，在如专利文献1那样设置有挖槽的情况下，虽然轴承凸缘部的弯矩能够隔着轴承凸台而变得等同，但由于挖槽的壁厚小，因此无法防止因压缩机内压而导致挖槽部的挠曲程度增大，从而存在泄漏损失增大的问题。

另外，在如专利文献2那样通过将轴承凸缘部整体加厚而提高刚性的方法中，除了压缩机构造方面的制约成为课题之外，还存在如下问题：因只有槽形成部分挠曲而使得轴承凸缘部的压缩室侧表面与缸体的轴向端部之间的间隙变得不均匀，从而导致泄漏损失增大。

技术实现要素：

本发明的目的在于提供一种再压缩损失以及泄漏损失小而压缩效率高的压缩机。

本发明的压缩机在密闭容器内具备：压缩机构部，其对从吸入口吸入的制冷剂进行压缩并将该制冷剂从排出口排出；以及电动机部，其经由主轴而对上述压缩机构部进行驱动，该压缩机的特征在于，上述压缩机构部包括：中空圆筒形状的缸体；以及上轴承和下轴承，它们分别设置于上述缸体的轴向两端部并对上述主轴进行支承，上述上轴承具有将上述缸体的轴向一端的开口面封闭的上轴凸缘部，上述下轴承具有将上述缸体的轴向另一端的开口面封闭的下轴凸缘部，在上述上轴凸缘部以及上述下轴凸缘部中的至少一方的凸缘部形成有具备上述排出口的槽部，上述凸缘部中的、隔着上述主轴而位于上述槽部的相反侧的区域的厚度随着远离上述主轴而逐渐变化。

优选地，位于所述槽部的相反侧的区域，是在对所述凸缘部的俯视时由从所述主轴的中心通过的分界线划分出的两个区域中的、相对于形成有所述槽部的那侧的区域隔着所述分界线而位于相反侧的区域。

优选地，位于所述槽部的相反侧的区域的所述凸缘部的厚度随着远离所述主轴而变薄。

优选地，位于所述槽部的相反侧的区域的所述凸缘部的、所述压缩机构部的相反侧的面倾斜。

优选地，利用固定部件将所述凸缘部紧固连结于所述缸体的端部，形成有所述槽部的那侧的区域内的所述固定部件的个数比隔着所述主轴而位于该区域的相反侧的区域内的所述固定部件的个数多。

优选地，位于所述槽部的相反侧的区域的所述凸缘部的厚度随着远离所述分界线而变厚。

优选地，位于所述槽部的相反侧的区域的所述凸缘部的、所述压缩机构部的相反侧的面倾斜。

优选地，利用固定部件将所述凸缘部紧固连结于所述缸体的端部，形成有所述槽部的那侧的区域内的所述固定部件的个数比隔着所述主轴而位于该区域的相反侧的区域内的所述固定部件的个数少。

优选地，关于上述缸体的轴向的、上述凸缘部的形成有上述槽部的那侧的区域的截面惯性矩的大小、与隔着上述主轴而位于上述槽部的相反侧的区域的截面惯性矩的大小相等。

优选地，在从所述主轴通过并与所述分界线垂直地交叉的横穿线上的、所述凸缘部的形成有所述槽部的那侧的区域的截面积、与隔着所述主轴而位于该区域的相反侧的区域的截面积相等。

优选地，位于所述槽部的相反侧的区域的所述凸缘部的、所述压缩机构部的相反侧的面为不具有阶梯差的倾斜面。

优选地，位于所述槽部的相反侧的区域的所述凸缘部的、所述压缩机构部的相反侧的面，以使得向所述槽部侧的所述压缩机构部侧挠曲的量与向所述槽部的相反侧的所述压缩机构部侧挠曲的量相同的方式倾斜。

优选地，所述凸缘部的所述压缩机构部侧的面为单一的平面。

本发明的压缩机能够减小再压缩损失以及泄漏损失而提高压缩效率。

附图说明

图1是示出本发明的实施方式1的压缩机的纵剖视图。

图2是示出本发明的实施方式1的压缩机的横剖视图。

图3是图1的轴承的侧视图。

图4是图1的轴承的俯视图。

图5是示出图1的轴承的变形例的侧视图。

图6是示出图1的轴承的变形例的俯视图。

图7是本发明的实施方式2的压缩机的上轴承的纵截面的示意图。

图8是将上轴承凸缘部假定为悬臂梁的模型的纵截面的示意图。

附图标记说明：

1…密闭容器；2…电动机部；3…压缩机构部；4…主轴；5…偏心轴；6…缸体；7…上轴承；7a…上轴承凸缘部；7a1…压缩室侧表面；7a2…凸台侧表面；7b…上轴承凸台部；8…下轴承；8a…下轴承凸缘部；8b…下轴承凸台部；9…活塞；10…叶片槽；11…叶片；12…弹簧部件；13…压缩室；14…吸入口；15…排出口；15a…排出阀；16…槽部；17…固定部件；17a～17e…紧固连结部；100…压缩机。

具体实施方式

实施方式1.

图1是示出本实施方式的压缩机100的纵剖视图。图2是压缩机100的横剖视图。压缩机100在密闭容器1内具备电动机部2以及压缩机构部3。电动机部2经由主轴4而传递转子2a的旋转力，由此对压缩机构部3进行驱动。在压缩机构部3中，压缩室13构成为包括：中空圆筒形状的缸体6；上轴承7，其设置于缸体6的轴向上端；以及下轴承8，其设置于下端。主轴4的上侧以旋转自如的方式支承于上轴承凸台部7b，主轴4的下侧以旋转自如的方式支承于下轴承凸台部8b。在压缩室13内设置有：环状的活塞9，其以滑动自如的方式与固定于主轴4的偏心轴5嵌合而进行偏心旋转；以及叶片11，其收纳于沿缸体6的径向延伸的叶片槽10、且被弹簧部件12按压于活塞9。压缩室13内由被弹簧部件12按压于活塞9的叶片11划分为低压空间与高压空间。在压缩机100的动作时，电动机部2的旋转力经由主轴4而传递至活塞9。活塞9在压缩室13内进行偏心旋转，从而从在缸体6的侧面形成的吸入口14向压缩室13内吸入低压的制冷剂，通过活塞9的旋转一边使压缩室13内的低压空间与高压空间的体积变化、一边对制冷剂进行压缩。被压缩为高压的制冷剂向上方顶起将在上轴承7的凸缘部(以下，称为上轴承凸缘部7a)形成的排出口15覆盖的排出阀15a而被向压缩室13外释放。

在压缩机构部3设置有上下两层的压缩室13。下层的压缩室13的结构与上层的压缩室13的结构相同。与上轴承凸缘部7a相同，在下轴承8的凸缘部(以下，称为下轴承凸缘部8a)也形成有排出口以及将该排出口覆盖的排出阀，压缩后的制冷剂将排出阀向上方顶起而被向压缩室13外释放。此外，图1是设置有上下两层的压缩室13的情况的例子，但还能够形成为仅设置有任一方的压缩室13的结构。另外，在图1中省略了密闭容器1的上部以及下部的图示，但密闭容器1是密闭构造的容器。在密闭容器1的底部贮存有主要对进行滑动运动的活塞9实施润滑的冷冻机油(未图示)。作为制冷剂，例如可以使用HFO-1234yf、HFO-1123等单一制冷剂、或者上述这些单一制冷剂与R32等HFC制冷剂的混合制冷剂、丙烷(R290)等烃类制冷剂、或者二氧化碳等自然制冷剂。

图3是压缩机100的上轴承7的侧视图。图4是压缩机100的上轴承7的俯视图。上轴承凸缘部7a借助螺钉等固定部件17而被紧固连结于缸体6(图1)的上端。紧固连结部17a～17e沿缸体6的周向设置。另外，紧固连结部17a～17e沿俯视呈圆形的上轴承凸缘部7a的外周设置。为了防止因在压缩机100运转时旋转的活塞9的热膨胀而引起的故障，在上轴承凸缘部7a与活塞9之间设置有恒定的间隙。

上轴承凸缘部7a的压缩机构部3侧的面7a1(以下，称为压缩室侧表面7a1)由不具有倾斜面的单一平面构成，该压缩室侧表面7a1将缸体6(图1)的轴向上侧的开口面覆盖。另一方面，上轴承凸缘部7a的、压缩机构部3的相反侧(上轴承凸台部7b侧)的面7a2(以下，称为凸台侧表面7a2)的一部分倾斜。详细而言，上轴承凸缘部7a的、隔着主轴4位于槽部16的相反侧的区域的厚度随着远离主轴4而逐渐变化。另外，详细而言，在对上轴承7的俯视时由从主轴4的中心通过的线A-A(以下，为了便于说明，称为分界线A-A)划分出的两个区域中的、相对于形成有槽部16的那侧的区域D1(以下，称为槽侧区域D1)隔着分界线A-A位于相反侧的区域D2(以下，称为相反侧区域D2)的上轴承凸缘部7a的厚度，随着远离分界线A-A而逐渐变薄。槽侧区域D1以及相反侧区域D2分别是以分界线A-A为边界而彼此相邻的半圆形区域。

上轴承凸缘部7a的、相反侧区域D2中的凸台侧表面7a2相对于槽侧区域D1的凸台侧表面7a2倾斜。如图4所示，槽侧区域D1与相反侧区域D2的分界线A-A能够设定为与槽部16的长度方向的中心线B-B(以下，为了便于说明，称为槽中心线B-B)平行。以下，为了便于说明，将从主轴4的中心通过并与分界线A-A垂直地交叉的线C-C称为横穿线C-C。上轴承凸缘部7a的横穿线C-C上的相反侧区域D2的缘部C2的厚度H2比槽侧区域D1的缘部C1的厚度H1薄。为了不使相反侧区域D2的上轴承凸缘部7a的刚性过度降低，优选厚度H2为厚度H1的1/2以上。

在相对于缸体6的、上轴承凸缘部7a的槽侧区域D1的紧固连结力与相反侧区域D2的紧固连结力相等或者大致相等的情况下，发挥如下作用。由于槽部16的厚度H3比槽侧区域D1的上轴承凸缘部7a的厚度H1薄，所以槽部16容易向压缩室13侧的方向挠曲，力在使得上轴承凸台部7b向槽侧区域D1侧倾斜的方向上发挥作用。另一方面，由于相反侧区域D2的上轴承凸缘部7a的厚度H2随着远离分界线A-A而逐渐变薄，所以力在使得上轴承凸台部7b向相反侧区域D2侧倾斜的方向上发挥作用。根据上述结构，由于朝向槽侧区域D1侧的弯曲力与朝向相反侧区域D2侧的弯曲力相互抵消，所以能够防止因设置有槽部16而引起的排出槽部16附近的上轴承凸缘部7a向压缩机构部3侧挠曲的情况。因此，压缩室侧表面7a1与活塞9之间的间隙变得均匀，从而能够降低泄漏损失。

上轴承凸缘部7a的凸台侧表面7a2优选以使得关于缸体6的轴向G的、槽侧区域D1的截面惯性矩的大小、与相反侧区域D2的截面惯性矩的大小相同的角度F而倾斜。槽侧区域D1以及相反侧区域D2各自的截面惯性矩的大小由紧固连结部17a～17e各自的位置关系、这些紧固连结部与槽部16的位置关系、以及紧固连结力的大小等参数决定。上轴承凸缘部7a的相反侧区域D2的凸台侧表面7a2的倾斜角度F还能够通过基于上述参数的模拟来决定，能够以下述方式简易地考虑设计。

如图4所示，可以认为，在槽侧区域D1内的紧固连结部17a～17c的个数比相反侧区域D2内的紧固连结部17d以及17e的个数多的情况下，槽侧区域D1的压缩室侧表面7a1容易向压缩室13侧挠曲。在上述结构的情况下，如图4所示，通过使上轴承凸缘部7a的、相反侧区域D2的厚度随着远离分界线A-A而变薄，能够使得关于轴向G的槽侧区域D1以及相反侧区域D2各自的截面惯性矩相等而防止压缩室侧表面7a1的挠曲。特别是在紧固连结部17a～17e各自的紧固连结构造或者紧固连结力相同的情况下，防止挠曲的效果较大。

图5是示出上轴承7的变形例的侧视图。图6是示出上轴承7的变形例的俯视图。在图5以及图6的上轴承7中，上轴承凸缘部7a的相反侧区域D2的倾斜方向、以及紧固连结部17a～17e的配置与图3以及图4的上轴承7不同。由于其他结构与上述实施方式相同，所以省略其说明。

如图6所示，在槽侧区域D1内的紧固连结部17a以及17b的个数比相反侧区域D2内的紧固连结部17c～17e的个数少的情况下，槽侧区域D1的压缩室侧表面7a1能够向压缩室13的相反侧挠曲。在上述结构的情况下，如图6所示，通过使上轴承凸缘部7a的、相反侧区域D2的厚度随着远离分界线A-A而变厚，能够使得关于轴向G的、槽侧区域D1以及相反侧区域D2各自的截面惯性矩相等而防止压缩室侧表面7a1的挠曲。特别是在紧固连结部17a～17e各自的紧固连结构造或者紧固连结力相同的情况下，防止挠曲的效果较大。

在图3以及图4的结构和图5以及图6的结构中，为了使截面惯性矩相等，能够简易地基于截面积的大小而进行设计。即，能够想到，若上轴承凸缘部7a的横穿线C-C上的槽侧区域D1以及相反侧区域D2各自的截面积相等，则关于轴向G的、槽侧区域D1以及相反侧区域D2各自的截面惯性矩几乎相等。为了使横穿线C-C上的槽侧区域D1以及相反侧区域D2各自的截面积相等，使上轴承凸缘部7a的凸台侧表面7a2倾斜，从而能够使得关于轴向G的、槽侧区域D1以及相反侧区域D2各自的截面惯性矩相等而防止压缩室侧表面7a1的挠曲。

如图3以及图4和图5以及图6所示，上轴承凸缘部7a的相反侧区域D2的凸台侧表面7a2优选为不具有阶梯差的倾斜面。根据上述结构，在相反侧区域D2的上轴承凸缘部7a未产生应力的拐点，从而能够抑制相反侧区域D2侧的挠曲，并且容易形成为与槽侧区域D1侧的弯矩等同。另外，虽然上轴承凸缘部7a的相反侧区域D2的凸台侧表面7a2倾斜，但压缩室侧表面7a1不倾斜，因此能够使压缩室侧表面7a1与活塞9之间的间隙最小化，从而难以产生泄漏损失。这样，根据本实施方式的压缩机1，不仅能够降低再压缩损失，而且还能够降低泄漏损失，从而能够提高压缩效率。

上述实施方式是形成为使上轴承凸缘部7a的凸台侧表面7a2倾斜的结构的情况的例子，对于下轴承凸缘部8a的凸台侧表面也能够形成为使之与上述实施方式同样地倾斜的结构。在该情况下也通过相同的作用而起到相同的效果。

实施方式2.

图7是用实线示出未挠曲时的上轴承7的纵截面、且用虚线示出挠曲时的上轴承7的纵截面的示意图。在本实施方式的压缩机100中，以使槽部16侧的上轴承7的最大挠曲量c、与隔着主轴4而处于槽部16的相反侧的上轴承7的最大挠曲量d相等的方式，决定上轴承凸缘部7a的厚度。最大挠曲量c是未挠曲时的槽部16侧的压缩室侧表面7a1的内周部7a3的位置、与挠曲时的槽部16侧的压缩室侧表面7a1的内周部7a3的位置之间的铅直方向距离。最大挠曲量d是未挠曲时的槽部16的相反侧的压缩室侧表面7a1的内周部7a3的位置、与挠曲时的槽部16的相反侧的压缩室侧表面7a1的内周部7a3的位置之间的铅直方向距离。上轴承凸缘部7a的槽部16侧的凸台侧表面7a2倾斜为使得最大挠曲量c与最大挠曲量d相同。

图8是将上轴承凸缘部7a假定为以压缩室侧表面7a1的外周部7a4为固定点的一般的悬臂梁的模型的纵截面的示意图。在该模型中，若将上轴承7的单侧的截面惯性矩设为I，将纵弹性系数设为E，固定部件17将上轴承凸缘部7a固定于缸体6的力设为P，将固定部件17的位置至压缩室侧表面7a1的外周部7a4的水平距离设为a，将固定部件17的位置至压缩室侧表面7a1的内周部7a3的水平距离设为b，则最大挠曲量y形成为下式。

【数学式1】

$y=\frac{{\mathrm{Pa}}^2}{6EI}(2a+3b)$

挠曲量能够利用上述数学式进行计算，例如还能够利用CAE等构造计算工具进行计算。若规定了具体的尺寸而对挠曲量进行计算，则能够实现槽部16侧的上轴承凸缘部7a的8.1μm的挠曲量、以及槽部16的相反侧的上轴承凸缘部7a的6.7μm的挠曲量。在槽部16的相反侧的凸台侧表面7a2未倾斜的情况下，即，在槽部16侧的上轴承凸缘部7a的厚度、与槽部16的相反侧的上轴承凸缘部7a的厚度相同的情况下，槽部16侧的挠曲量与其相反侧的挠曲量之差较大。另一方面，在本实施方式的压缩机100中，槽部16的相反侧的凸台侧表面7a2倾斜成使得槽部16的相反侧的上轴承凸缘部7a的缘部C2的厚度形成为槽部16侧的上轴承凸缘部7a的缘部C1的厚度的70％的厚度。在该情况下，通过计算能够求出槽部16的相反侧的挠曲量为8.3μm。槽部16侧的挠曲量与槽部16的相反侧的挠曲量之差为0.2μ(约3％的差)，挠曲量几乎一致。优选允许挠曲量达到1μm左右，并优选使挠曲量之差处于±10％以内。

在本实施例的压缩机100中，以使得槽部16侧的上轴承凸缘部7a的挠曲量、与槽部16的相反侧的上轴承凸缘部7a的挠曲量相同的方式使槽部16的相反侧的凸台侧表面7a2倾斜。根据上述结构，能够在槽部16侧以及槽部16的相反侧确保均衡，其结果，能够使压缩室侧表面7a1与活塞9之间的间隙变得均匀，从而能够降低泄漏损失。