封闭型压缩机
阅读：825发布：2023-02-13
专利汇可以提供封闭型压缩机专利检索，专利查询，专利分析的服务。并且本 发明 提供抑制了振动的性能良好的封闭型 压缩机 。封闭型压缩机(100)具备压缩单元(20)、驱动压缩单元(20)的电动单元(30)、以及容纳压缩单元(20)和电动单元(30)的密闭容器(3)，其中，压缩单元(20)具备使 活塞 (22)沿径向在缸筒(21)内往复移动来对制冷剂进行压缩的 曲轴 (23)和对曲轴(23)进行轴支承的径向 轴承 (25)，电动单元(30)具备固定于曲轴(23)的 转子 (31)和对转子(31)赋予旋转 力 的 定子 (32)，当将从活塞(22)的高度方向的中心(H1)至转子31的高度方向的中心(H2)的长度设为S、并将转子(31)的半径设为R时，R/S≥0.8。，下面是封闭型压缩机专利的具体信息内容。
封闭型压缩机
技术领域
[0001] 本发明涉及封闭型压缩机。
背景技术
[0003] 现有技术文献
[0004] 专利文献1：日本特开昭62-147065号公报
[0005] 然而，在开发高度较低的小型的压缩机的情况下，需要缩短轴承的长度(轴承长)。然而，在专利文献1所记载的压缩机中，若缩短轴承长，则与轴承长较长的情况相比，轴(曲轴)倾斜的角度增加，从而轴承处的摩擦变大，顺畅的旋转受到阻碍，进而有振动增加的问题。
发明内容
[0006] 本发明解决上述现有的问题，其目的在于提供抑制了振动的性能良好的封闭型压缩机。
[0007] 本发明是一种封闭型压缩机，其具备压缩单元、驱动上述压缩单元的电动单元、以及容纳上述压缩单元和上述电动单元的密闭容器，该封闭型压缩机的特征在于，上述压缩单元具备通过使活塞沿径向在缸筒内往复移动来对制冷剂进行压缩的曲轴、和对上述曲轴进行轴支承的轴承，上述电动单元具备固定于上述曲轴的转子、和对上述转子赋予旋转力的定子，当将从上述活塞的高度方向的中心至上述转子的高度方向的中心为止的长度设为S、并将上述转子的半径设为R时，R/S≥0.8。
[0008] 发明的效果如下。
[0010] 图1是示出本实施方式的封闭型压缩机的纵剖视图。
[0011] 图2是示出本实施方式的封闭型压缩机的横剖视图。
[0012] 图3是说明封闭型压缩机的作用效果的示意图，图3的(a)是本实施方式，图3的(b)是比较例。
[0014] 图5是示出轴承内损失与(轴承长/轴径)的关系的曲线图。
[0015] 图6是示出振动与(转子半径/(活塞的高度中心－转子的高度中心))的关系的曲线图。
[0016] 图中：
[0017] 3—密闭容器，3a—台阶部，9—螺旋弹簧(弹性部件)，10—橡胶座，20—压缩单元，21—缸筒，22—活塞，23—曲轴，24—框架，24a—基体，24b—贯通孔，24c—凹部，24d—伸出部，25—径向轴承(轴承)，26—推力轴承，30—电动单元，31—转子，32—定子，100—封闭型压缩机。
具体实施方式
[0018] 以下，参照附图对本发明的实施方式的封闭型压缩机100进行说明。图1是示出本实施方式的封闭型压缩机的纵剖视图。
[0019] 如图1所示，封闭型压缩机100是在密闭容器3内配置压缩单元20以及电动单元30而构成的所谓的往复式压缩机。压缩单元20以及电动单元30在密闭容器3内经由多个螺旋弹簧9(弹性部件)被弹性地支撑。密闭容器3通过焊接等来接合大致构成上半部分的外部轮廓的上壳体3m和大致构成下半部分的外部轮廓的下壳体3n，并在内部具有容纳压缩单元20以及电动单元30的空间。
[0020] 压缩单元20具备缸筒21、通过使活塞22在该缸筒21内往复移动来对制冷剂进行压缩的曲轴23、对该曲轴23进行轴支承的径向轴承25。径向轴承25(轴承)与缸筒21以及框架24形成为一体。曲轴23经由推力轴承26而旋转自如地支撑于框架24。
[0021] 框架24具有大致沿水平方向延伸的基体24a，缸筒21位于基体24a的上部。并且，在框架24的近似中央部，形成有向铅垂方向下方(朝向下壳体3n的底面)延伸的圆筒形状的径向轴承25。并且，框架24构成缸筒21的一部分。
[0022] 缸筒21形成于比曲轴23的中心轴O更向径向外侧偏倚的位置。并且，在缸筒21的轴向的外周侧的端部安装有顶盖27，并在相反侧的端部插入有活塞22。这样，利用缸筒21、顶盖27以及活塞22来构成压缩室(缸筒室)Q1。此外，在缸筒21与顶盖27之间设有阀开闭机构，该阀开闭机构具备当吸入制冷剂时打开的吸气阀、和当将压缩后的制冷剂排出时打开的排出阀。
[0023] 径向轴承25由对曲轴23进行轴支承的滑动轴承构成。并且，径向轴承25由形成于框架24的贯通孔24b构成。推力轴承26配置于凹部24c，该凹部24c以圆形槽状形成于基体24a的上表面的贯通孔24b的周围。
[0025] 在曲轴23的上端部形成有曲柄销23a，曲柄销23a形成于从曲轴23的旋转中心轴O偏心的位置。并且，曲轴23的下端部位于下壳体3n的附近。通过使曲柄销23a相对于旋转中心轴O偏心旋转，来使活塞22在缸筒21内往复运动。
[0026] 并且，曲轴23在贯通孔24b的上方具有沿与旋转中心轴O正交的方向(水平方向)延伸的凸缘部23b。此外，在本实施方式中，凸缘部23b成为兼作平衡配重的构造。平衡配重具有减少压缩单元20驱动时的振动的功能。由此，能够减少压缩单元20的高度尺寸，从而能够有助于封闭型压缩机100的小型化。
[0027] 并且，在曲轴23，以从轴向的下端朝向上方的方式形成有凹形状的镗孔23c，并在曲轴23内具有中空部。并且，在曲轴23，形成有从镗孔23c的上端向凸缘部23b的上表面贯通的上部连通孔23d。
[0028] 并且，在曲轴23的外周面，直至凸缘部23b的附近形成有螺旋槽23e。螺旋槽23e的上端部经由销部连通孔23g而与形成于曲柄销23a的凹形状的销部镗孔23f连通。
[0029] 在曲轴23的中空部插入有固定轴部件28。固定轴部件28由未图示的固定件固定为即使在曲轴23的旋转时也不会旋转。在固定轴部件28的外周面形成有固定轴螺旋槽28a。在该固定轴螺旋槽28a的壁面和镗孔23c的壁面形成有螺旋状的润滑油通道，并且伴随因曲轴23的旋转而产生的壁面移动，润滑油因粘性的效果而贴着壁面移动地在固定轴螺旋槽28a内上升。
[0030] 在镗孔23c上升后的润滑油通过上部连通孔23d而向凸缘部23b上吹出，从而对推力轴承26进行润滑。并且，在曲轴23的螺旋槽23e上升后的润滑油对曲轴23与径向轴承25之间进行润滑，并且通过销部连通孔23g而朝向曲柄销23a的销部镗孔23f流入，对连接杆22a的周边进行润滑。此外，润滑推力轴承26等后的润滑油经由孔24s(参照图2)而向密闭容器3的底部返回。
[0031] 电动单元30配置于框架24的下侧(基体24a的下方)，构成为包括转子31以及定子32。
[0032] 转子31构成为具备层叠有电磁钢板而成的转子芯部，通过压入等固定于曲轴23的下部。并且，转子31呈半径R比厚度(轴向的高度)T1大的扁平形状。并且，转子31的厚度(轴向的高度)T1设定为径向轴承25的长度(轴承长)L的大致一半左右。
[0033] 定子32配置于转子31的外周，构成为具备：由圆筒状的定子芯部和形成于该定子芯部的内周的多个插口构成的铁芯32a；以及经由绝缘体(未图示)而卷绕于铁芯32a的线圈32b。并且，铁芯32a是在图1的纵剖视中径向的长度L1比厚度(轴向的高度)T2长的扁平形状。线圈32b也是在图1的纵剖视中径向的长度比厚度(轴向的高度)长的扁平形状。并且，铁芯32a的厚度(轴向的高度)T2构成为与转子31的厚度(轴向的高度)T1相同的程度。这样，在将转子31设为扁平的情况下，定子32的直径也扩大而成为扁平形状，从而能够取得用于使转子31旋转的转矩。
[0034] 这样，设有压缩单元20以及电动单元30的框架24在密闭容器3内经由多个螺旋弹簧9、9而被弹性支撑。并且，当压缩单元20以及电动单元30在运转时振动的情况下，以预先设定有规定的间隙CL以便不与密闭容器3的内壁面接触的状态设计。
[0035] 螺旋弹簧9设于构成压缩单元20的一部分的缸筒21的一侧(压缩机室侧Q2、图1的左侧)、和与缸筒21的一侧相反的一侧(压缩机室侧的相反侧Q3、图1的右侧)。此外，在本实施方式中，螺旋弹簧9分别在压缩室侧和压缩室侧的相反侧的、与图1的纸面正交的方向上的近前侧和里侧设置合计四个(参照图2)。此外，所有的螺旋弹簧9均具有相同的形状以及弹簧特性。这样，通过将螺旋弹簧9设为单一种类，能够防止螺旋弹簧9以不同种类混在一起的情况下的错误配置。但是，螺旋弹簧9的个数并不限定于四个，也可以是三个，并且也可以是五个以上。
[0036] 并且，框架24具有延伸至比缸筒21更靠外周侧(径向外侧)的伸出部24d。该伸出部24d延伸至比定子32更靠外周侧。并且，在伸出部24d的下表面，形成有嵌合于螺旋弹簧9的上部来保持的突起部24e。
[0037] 并且，框架24还具有在伸出部24d的相反侧以与伸出部24d相同程度地延伸的伸出部24f。该伸出部24f也延伸至比定子32更靠外周侧。并且，在伸出部24f的下表面，形成有嵌合于螺旋弹簧9的上部来保持的突起部24g。
[0038] 在密闭容器3的底面，且在定子32的外周侧形成有以向密闭容器3内突出的方式隆起的台阶部3a。该台阶部3a通过将下壳体3n的底面的一部分和侧面的一部分合起来而成为凹陷形状来构成。并且，台阶部3a设于与螺旋弹簧9的位置对应的位置。并且，在台阶部3a的上端形成有供螺旋弹簧9的下部嵌合来保持的突起部3b。突起部3b位于比转子31的下表面31a更靠下方的位置。此外，润滑油的油面40构成为位于比转子31的下表面31a更靠下侧的位置，以便润滑油不会浸没转子31。
[0039] 图2是示出本实施方式的封闭型压缩机的横剖视图。此外，图2中，对封闭型压缩机100内的制冷剂的流动进行说明。
[0040] 如图2所示，对于从冰箱的冷却器66(参照图4)返回、且从以贯通密闭容器3的方式连接的吸入管道3e导入了的制冷剂而言，在从消音器41的吸入口(未图示)被吸入后，经由顶盖27等而被导入压缩室Q1(参照图1)。并且，在压缩室Q1利用活塞22而被压缩了的制冷剂在排出室空间(未图示)通过，并在形成于框架24的排出消音器42a、42b以及管道3f通过，而从排出管道3g被送向冷却器66(参照图4)。
[0041] 图3是说明封闭型压缩机的作用效果的示意图，图3(a)是本实施方式，图3(b)是比较例。
[0042] 在图3(b)所示的比较例中，在框架124的上下配置压缩单元120和电动单元130，电动单元130经由螺旋弹簧90、90而被弹性支撑在密闭容器90内。该情况下，内部机构部(压缩单元120以及电动单元130)的重心位于比螺旋弹簧90、90的上端更靠上方，从而当在运转时沿两箭头方向振动了的情况下，摆角b变大。与此相对，在图3(a)所示的实施方式中，在框架24的上部配置压缩单元20，并在下部配置电动单元30，框架24经由螺旋弹簧9、9而被弹性支撑在密闭容器3内。该情况下，运转时的压缩单元20和电动单元30分别沿两箭头方向振动，但由于重心处于框架24的高度位置(与螺旋弹簧9、9的上端相同程度的位置)，所以摆角a(＜b)变小。
[0043] 这样，在封闭型压缩机100中，通过在框架24的上侧配置压缩单元20，并在框架24的下侧配置电动单元30，而对框架24进行弹性支撑，从而能够减少内部机构部的振动。另外，通过将螺旋弹簧9的位置配置于缸筒21的外周侧，能够更加有效果地抑制内部机构部的振动。
[0044] 并且，实施方式中，由于与比较例相比能够减少振动而能够缩小摆角a，所以能够缩短内部机构部(压缩单元20以及电动单元30)与密闭容器3之间的间隙CL(参照图1)。其结果，能够缩小密闭容器3，从而能够实现封闭型压缩机100的小型化。
[0045] 并且，在各台阶部3a的下部设有对密闭容器3进行弹性支撑的橡胶座10(参照图1)。该橡胶座10支撑于板部11，该板部11固定于密闭容器3的下壳体3n。并且，橡胶座10配置于在铅垂方向(上下方向)上与螺旋弹簧9重叠的位置。
[0046] 通过像这样形成台阶部3a，并在台阶部3a配置螺旋弹簧9，能够将螺旋弹簧9配置于不会被润滑油浸没的高度，从而能够防止当螺旋弹簧9在润滑油内振动时所产生的噪声，进而能够实现封闭型压缩机100的安静化。并且，通过将橡胶座10配置于台阶部3a的下部，能够防止橡胶座10从密闭容器3的下壳体3n向下方较大地伸出，从而能够抑制封闭型压缩机100的高度变高，进而能够实现封闭型压缩机100的小型化。
[0047] 然而，由于在压缩机室侧Q2配置有缸筒21、活塞22等重物，所以与压缩机室侧的相反侧Q3(与压缩机室侧相反的一侧)相比，重量变重，从而作用于螺旋弹簧9的载重变大。该情况下，若将螺旋弹簧9的种类设为相同，并且将供双方的螺旋弹簧9的下端抵接的面的高度设为相同，则压缩机室侧Q2的下沉量(收缩量)变多，从而在运转前的初始状态下内部机构部(20、30)为倾斜的状态。并且，考虑到运转时的振动(倾斜)而在密闭容器3与内部机构部之间设置间隙(余量)。但是，若将供抵接的面的高度设为相同，则有内部机构部会在密闭容器3内产生碰撞的担忧，从而产生需要确保间隙较大的必要性，进而导致压缩机大型化。
[0048] 因此，在本实施方式中，压缩机室侧Q2(缸筒21侧、图1的左侧)的供螺旋弹簧9的下端抵接的抵接面3c的高度构成为比压缩机室侧的相反侧Q3(图1的右侧)的供螺旋弹簧9的下端抵接的抵接面3d的高度更高。此外，如上所述，所有的螺旋弹簧9都由相同(形状以及特性)种类弹簧构成。抵接面3c的高度与抵接面3d的高度的差量设定为如下值：当由螺旋弹簧9来支撑时，在运转前的初始状态下内部机构部为水平状态的值。
[0049] 这样，在封闭型压缩机100中，通过将抵接面3c的高度设为比抵接面3d的高度更高，从而在运转前的初始状态下，能够以水平的状态来支撑内部机构部，因此能够将运转时的内部机构部的倾斜抑制为较小。其结果，能够将密闭容器3与内部机构部之间的间隙CL(参照图1)设定为较小，从而能够实现封闭型压缩机100的小型化。
[0050] 此外，在上述的说明中，举出抵接面3c的高度与抵接面3d的高度不同的情况为例进行了说明，但也可以将抵接面3c、3d设为相同的高度，而对于框架24的伸出部24d、24f的下表面的高度而言，将压缩机室侧Q2的伸出部24d的高度位置设为比压缩机室侧的相反侧Q3的伸出部24f的高度位置高。
[0051] 图4示出搭载有本实施方式的封闭型压缩机的冰箱的简要剖视图，图4的(a)是将封闭型压缩机配置于下部的结构，图4的(b)是将封闭型压缩机配置于上部的结构。
[0052] 如图4的(a)所示，冰箱60A将冰箱主体61分为多个收纳室62、63、64、65来构成。例如，收纳室62是冷藏室，收纳室63是上层冷冻室，收纳室64是下层冷冻室，收纳室65是蔬菜室。此外，各收纳室62、63、64、65的位置关系并不限定于图4的(a)。封闭型压缩机100配置于收纳室65的抽屉65a的里侧下部(冰箱主体61的背面侧的最下端)的机械室。从封闭型压缩机100排出来的制冷剂在设于冰箱60A内的冷凝器(未图示)、减压机构(未图示)通过，在冷却器66中对冰箱内的热量进行吸收，并再次返回封闭型压缩机100内。
[0053] 然而，若如以往那样应用高度较高的封闭型压缩机，则需要增大机械室的容积，从而收纳于收纳室65的抽屉65a的容量变小(成为较浅的抽屉)。因此，通过采用应用了本实施方式的封闭型压缩机100的冰箱60A，能够缩小机械室的容积，并且能够降低机械室的顶棚面的高度位置，从而能够扩大收纳室65的里侧的箱内容量。
[0054] 并且，如图4的(b)所示，冰箱60B的封闭型压缩机100配置于收纳室62的里侧上部(冰箱主体61的背面侧最上端)的机械室。
[0055] 然而，若如以往那样应用高度较高的封闭型压缩机，则封闭型压缩机所产生的振动较大，从而传递至冰箱主体的振动也较大。因此，通过采用应用了本实施方式的封闭型压缩机100的冰箱60B，能够利用上述的构造来减少振动，从而能够抑制传递至冰箱主体61的振动。并且，通过应用小型的封闭型压缩机100，也能够扩大收纳室62的箱内容量。
[0056] 图5是示出“轴承内损失”与“轴承长/轴径”的关系的曲线图。此外，“轴承内损失”是通过在同一运转下使压缩机运转，并进行压缩机的输入(耗电量)的比较而得到的。此处的同一运转条件是指，压缩机的吸入以及排出流体的压力、温度、压缩机的旋转速度、周围温度等。压缩机的输入是通过将“压缩制冷剂时所需要的理论的动力”、“热流体损失”(制冷剂的过热、泵的泄漏所导致的损失)、“马达损失”(将电力变换成旋转力时的损失)、“机械损失”(滑动部(轴承等)的摩擦力)加在一起而得到的。仅变更轴承式样，根据在同一运转条件得到的实验结果，能够判断出输入越小越优异。并且，也可以根据需要而使用还进一步加上冷力后的COP(冷力/输入)来进行比较。并且，“轴承长L”是对曲轴23的周面(侧面)进行支撑的径向轴承25的轴向的长度(参照图1)，“轴径D”是曲轴23的直径(参照图1)。
[0057] 然而，使压缩机小型化的话，尤其是产品(例如，冰箱)设置时的优点较大，但在开发高度较低的压缩机的情况下，存在以下的课题。
[0058] 为了抑制压缩机的高度，需要与以往相比缩短轴承长度(轴承长)。然而，在轴承长与轴径(曲轴23的直径)之间，存在最佳的比率。在普通的轴承中，在轴承长/轴径(以下，设为α)为2.0以上的情况下，可知作为轴承的设计的润滑良好。这如图5的虚线所示那样为以轴在轴承内保持为平行的平行轴承为前提的理论。另一方面，在往复式压缩机等的轴承中，由于曲柄销偏心旋转而根据运转状态产生轴的倾斜，所以如图5的实线所示那样，在α＜2.5的情况下，随着α增加而轴承内的损失减少，在α≥2.5的情况下，即使α增加，轴承内的损失也保持为较低的值。这样，通过实验也确认到在α＜2.5的范围内产生上述的课题。即，在图5的实线中，α＜2.0的情况是轴承与轴的固体彼此接触的“金属接触”的区域，α≥2.5的情况是轴承与轴的固体彼此隔着润滑膜(油膜)而接触的“流体润滑”的区域，2.0≤α＜2.5的情况是润滑膜的厚度不充分从而轴承与轴局部地固体接触的“边界润滑”的区域。
[0059] 作为产生这样的课题的技术原因，轴承与轴的缝隙也有在经济方面能够实现的加工公差的范围，即使轴承长变短，也无法极端地变窄，从而在轴承的设计方面不现实。另一方面，由于轴承长变短，所以若具有相同的缝隙，则轴倾斜的角度增加，从而作为结果确认到如下趋势：压缩机的轴(曲轴)的倾斜变大，轴承内的损失增加，并且轴承处的摩擦系数变大，进而阻碍轴的顺畅的旋转，振动增加。
[0060] 因此，伴随轴承的缩短化，因轴倾斜的范围增加而产生问题，从而若能够抑制轴的倾斜，则能够解决课题。因此，在本实施方式中，通过与以往相比增大转子31的外径(2R)，得到以陀螺(top)为代表的陀螺效应从而解决课题。
[0061] 图6是示出“振动”与“转子半径/(活塞的高度中心－转子的高度中心)”的关系的曲线图。此外，“振动”是通过在同一运转下使压缩机运转，并进行压缩机的振动的比较而得到的。此处的同一运转条件是指，压缩机的吸入以及排出流体的压力、温度、压缩机的旋转速度、周围温度等。一般地，将压缩机连接于冷冻循环来使其运转。并且，也可以与作为设置对象产品的冰箱、模拟了产品的式样的冷冻装置连接(利用所谓的制冷剂运转)来验证。作为简便的方法，也可以在大气开放的状态(所谓的空气运转)下使吸入和排出运转来验证。振动的测定能够通过在运转中的压缩机的外部轮廓、安装脚附近、或者与产品连接的连接管道附近、搭载压缩机的部件等会受到压缩机的振动的影响的部位设置振动测定机构来测定。并且，也可以是在压缩机的壳体内的压缩机构部设置振动测定机构来测定的方法。并且，对于振动测定的评价方法而言，除了伴随弹簧的伸缩而产生的所谓上下方向上的振动之外，还可以根据在相当于前后左右方向的压缩机构部倾斜的方向上产生的振动来进行评价，另外也可以合成将它们组合后的二维至三维的振动后来进行评价。
[0062] 并且，“转子半径R”是转子31的半径(参照图1)，“活塞的高度中心H1”是活塞22的高度的二分之一的高度位置(参照图1)，“转子的高度中心H2”是转子31的高度的二分之一的高度位置(参照图1)。并且，以下，将转子半径R/(活塞的高度中心H1－转子的高度中心H2)＝R/S设为β。
[0063] 如图6所示，能够分为α＜2.5的情况和α≥2.5的情况。在α≥2.5的情况下，在图6的“▲”所示的现有式样的压缩机中，即使使β(＝R/S)变化至0.5～1.2的情况下，也未见振动值有较大的变化。认为这是因为，轴承长L(参照图1)足够长，所以难以产生轴的倾斜，从而转子31的直径不同的影响较小。
[0064] 另一方面，在α＜2.5的情况下，在图6的“●”所示的压缩机中，轴承长变短，从而在β＝0.5时与以往式样的压缩机相比振动值恶化。并且可知，若使β的值从0.5变化至1.2，则陀螺效应增加，振动值渐减。并且，确认到在β≥0.8时，与以往的压缩机相比具有显著性差异，能够减少振动值。
[0065] 因而，在本实施方式中，实现抑制了高度的(扁平的)压缩机，在此基础上，能够抑制因不可避免的轴承长L的抑制而会产生的轴承的倾斜，从而能够实现低损失、且具有可靠性较高的轴承的压缩机。
[0066] 然而，往复式压缩机的轴一般根据条件而稍微倾斜地进行滑动。因此，需要确保轴承长L以便轴承与轴不接触，从而难以实现小型化。因此，在封闭型压缩机100中，通过设为β(＝R/S)≥0.8，能够利用扁平形状的转子31的陀螺效应来抑制压缩机运转中的轴(曲轴23)的倾斜，从而能够得到与以往相比使轴承(径向轴承25)与轴(曲轴23)的角度更接近平行的效果。
[0067] 并且，在封闭型压缩机100中，设为α(＝L/D)＜2.5，在大幅度地缩短了轴承(径向轴承25)的长度(轴承长L)的情况下，若组合以往的形状的(轴向较长)转子则振动增加，但通过设为β≥0.8，能够抑制振动，从而能够进一步实现小型化。
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