專利名稱：密閉型壓縮機(jī)及使用該密閉型壓縮機(jī)的冷凍設(shè)備的制作方法
技術(shù)領(lǐng)域：
本發(fā)明涉及一種在冷柜冰箱等的制冷循環(huán)中使 用的密閉型壓縮機(jī)，以及使用該密 閉型壓縮機(jī)的冷凍和冷藏設(shè)備。
背景技術(shù)：
近來，要求用于冷柜冰箱及其它冷凍和冷藏設(shè)備的密閉型壓縮機(jī)提高效率以降低 功耗，并且降低噪聲和提高可靠性。在這類常規(guī)的密閉型壓縮機(jī)當(dāng)中，有一些通過更改對連 桿和活塞之間的連接處的供油方法而提高了效率和穩(wěn)定性(參見，例如，PTL1)。以下參照附圖對該常規(guī)密閉型壓縮機(jī)的實(shí)例進(jìn)行說明。圖20是專利文獻(xiàn)1中公 開的常規(guī)密閉型壓縮機(jī)的縱截面圖。圖21是圖20的主要部分的放大截面圖。圖22是圖 20的主要部分的截面圖。如圖20和圖21中所示，密閉容器1容納具有定子2和轉(zhuǎn)子3的電機(jī)驅(qū)動元件4， 以及由電機(jī)驅(qū)動元件4驅(qū)動的壓縮元件5。潤滑油6存儲在密閉容器1的底部。軸10具有 主軸部11，以及在主軸部11的一端偏心地形成為與主軸部11整體運(yùn)動的偏心軸部12。主 軸部11固定于轉(zhuǎn)子3的軸心。缸體14具有被布置成相互固定在特定位置的近似圓筒形的壓縮室15和軸承部 20。在壓縮室15中，可往復(fù)運(yùn)動地插入活塞23。活塞23具有被配合成與偏心軸部12平行的活塞銷25。軸承部20通過支撐軸10 的主軸部11中的偏心軸部12側(cè)的端部而形成懸臂軸承。連桿26由大端孔部28、小端孔部29和桿部30構(gòu)成。大端孔部28緊密配合到偏 心軸部12上，并且小端孔部29連接于活塞銷25。因此，偏心軸部12和活塞23連接在一 起。小端孔部29的內(nèi)壁具有凸面狀的球面部31，以便當(dāng)活塞銷25與小端孔部29在小端孔 部29的軸向中心附近彼此接觸時(shí)，在小端孔部29的軸向上的兩端形成間隙。供油通路35設(shè)置在軸10的內(nèi)部，并且灑油管36配合到供油通路35的偏心軸部 12側(cè)的端部。主軸部11的偏心軸部12的相反側(cè)端部，即下端部40伸出，使得潤滑油6可 浸入供油通路35中至規(guī)定深度。在具有該配置的密閉型壓縮機(jī)中，其操作說明如下。電機(jī)驅(qū)動元件4的轉(zhuǎn)子3旋 轉(zhuǎn)軸10。因此，偏心軸部12的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動通過連桿26傳遞至活塞23。由此，活塞23在壓縮 室15中往復(fù)運(yùn)動。通過活塞23的往復(fù)運(yùn)動，制冷劑氣體被從冷卻系統(tǒng)(未示出)吸入到 壓縮室15中，并被壓縮且再次排出到冷卻系統(tǒng)中。供油通路35的下端部被設(shè)計(jì)成通過軸10的旋轉(zhuǎn)起到泵的作用。通過該泵作用，密 閉容器1底部的潤滑油6通過供油通路35被向上抽吸。到達(dá)供油通路35上部的潤滑油6， 如箭頭X所示，從灑油管36的上部通過離心力在密閉容器1中的整個(gè)周向上水平地噴灑。 噴灑的潤滑油6的一部分被供應(yīng)以潤滑活塞銷25、活塞23等。由于小端孔部29的內(nèi)壁具有凸面狀的球面部31，因此如果產(chǎn)生上下撬動連桿26 的力，則由于球面部31的接觸部分偏離，可以防止活塞銷25和小端孔部29的局部撬動。另外，大量潤滑油6可被供應(yīng)至活塞銷25和小端孔部29的滑動部，由此獲得高可靠性和高效率。然而，在該常規(guī)的密閉型壓縮機(jī)中，不足以防止當(dāng)壓縮制冷劑氣體的壓縮負(fù)荷起 作用時(shí)產(chǎn)生的在活塞23與壓縮室15的內(nèi)壁15a之間的撬動。參照圖22中的主要部分的截面圖，對活塞23與壓縮室15的內(nèi)壁15a之間的撬動 的產(chǎn)生進(jìn)行說明。如圖22中所示，在制冷劑氣體的壓縮行程中于活塞23上產(chǎn)生的壓縮負(fù)荷F通過 連桿26作用于偏心軸部12上。由于在主軸部11與軸承部20之間存在間隙，因此當(dāng)壓縮 負(fù)荷F作用于偏心軸部12上時(shí)，軸10位于軸承部20的軸心20A，并且主軸部11在軸承部 20內(nèi)傾斜至角度c的最大程度。因此，偏心軸部12也從主軸部11的軸心(即，基于平行于 主軸部11的軸心的偏心軸部12的軸心12A)傾斜角度dc，并且壓縮室15與軸承部20之間 的軸心的相對角度也發(fā)生改變。因此，活塞23如圖22中所示，傾斜其軸中心。在該常規(guī)的密閉型壓縮機(jī)中，通過在小端孔部29的內(nèi)壁上形成凸面形狀，可以抑 制活塞23的傾斜，但是不能防止活塞23與壓縮室15的內(nèi)壁15a之間的撬動的產(chǎn)生。由于在活塞23與壓縮室15的內(nèi)壁15a之間產(chǎn)生的撬動，因此在活塞23與壓縮室 15的內(nèi)壁15a滑動的滑動面的一部分，S卩，在圖中由P所示的上端面的邊緣的一部分，表面 壓力局部地增大。因此，即使在小端孔部29中具有凸面狀內(nèi)壁的常規(guī)的密閉型壓縮機(jī)中， 仍然存在諸如活塞23的早期磨損、磨損量增加以及滑動損失增加的問題。引用列表專利文獻(xiàn)PTL 1 專利文獻(xiàn)1 日本特開平09-317644號公報(bào)

發(fā)明內(nèi)容
本發(fā)明的開發(fā)是為了解決以上問題，因此其目的是提供一種能夠防止活塞與壓縮 室之間的撬動、抑制活塞的磨損、降低滑動損失并進(jìn)一步提高可靠性和效率的密閉型壓縮 機(jī)。本發(fā)明提供了一種在密閉容器中容納有電機(jī)驅(qū)動元件以及由該電機(jī)驅(qū)動元件驅(qū) 動的壓縮元件的密閉型壓縮機(jī)，其中壓縮元件包括軸，其具有由電機(jī)驅(qū)動元件旋轉(zhuǎn)并驅(qū)動 的主軸部，以及形成在主軸部的一端與主軸部整體地運(yùn)動的偏心軸部；軸承部，其通過支撐 軸的主軸部而形成懸臂軸承；缸體，其被布置成固定在軸承部中的特定位置，并且形成圓筒 形的壓縮室；被插入成能夠在壓縮室內(nèi)往復(fù)運(yùn)動的活塞；以及用于連接偏心軸部和活塞的 連桿，并且，軸承部和壓縮室被布置成使得軸承部的軸心或平行于軸承部的軸心的線可以 與壓縮室的軸心彼此相交，由軸承部的軸心或平行于軸承部的軸心的線與壓縮室的軸心形 成的角度al(rad)以及預(yù)定角度bl (rad)滿足公式(1)，并且通過與基于軸承部和主軸部之 間的間隙的、軸相對于軸承部的傾斜角度的絕對值cl (rad)相關(guān)聯(lián)來設(shè)定角度bl。al = 3i/2+bl(rad)(1)本發(fā)明還提供了一種在密閉容器中容納有電機(jī)驅(qū)動元件以及由該電機(jī)驅(qū)動元件 驅(qū)動的壓縮元件的密閉型壓縮機(jī)，其中壓縮元件包括軸，其具有由電機(jī)驅(qū)動元件旋轉(zhuǎn)并驅(qū) 動的主軸部，以及形成在主軸部的一端與主軸部整體地運(yùn)動的偏心軸部；軸承部，其通過支 撐軸的主軸部而形成懸臂軸承；缸體，其被布置成固定在軸承部中的特定位置，并且形成圓筒形的壓縮室；被插入成能夠在壓縮室內(nèi)往復(fù)運(yùn)動并具有銷孔的活塞；被插入并固定在銷 孔中的活塞銷；以及用于連接偏心軸部和活塞、并在一端具有大端孔部且在另一端具有小 端孔部的連桿，由活塞的軸心和銷孔的軸心形成的角度a2(rad)以及預(yù)定角度b2(rad)滿 足公式(2)，并且通過與基于軸承部和主軸部之間的間隙的、軸相對于軸承部的傾斜角度的 絕對值c2 (rad)相關(guān)聯(lián)來設(shè)定角度b2。<formula>formula see original document page 7</formula>(2)本發(fā)明還提供了一種在密閉容器中容納有電機(jī)驅(qū)動元件以及由該電機(jī)驅(qū)動元件 驅(qū)動的壓縮元件的密閉型壓縮機(jī)，其中壓縮元件包括軸，其具有由電機(jī)驅(qū)動元件旋轉(zhuǎn)并驅(qū) 動的主軸部，以及形成在主軸部的一端與主軸部整體地運(yùn)動的偏心軸部；軸承部，其通過支 撐軸的主軸部而形成懸臂軸承；缸體，其被布置成固定在軸承部中的特定位置，并且形成圓 筒形的壓縮室；被插入成能夠在壓縮室內(nèi)往復(fù)運(yùn)動并具有銷孔的活塞；被插入并固定在銷 孔中的活塞銷；以及用于連接偏心軸部和活塞銷、并在一端具有大端孔部且在另一端具有 小端孔部的連桿，由大端孔部的軸心和小端孔部的軸心形成的角度a3(rad)被構(gòu)成為基于 軸承部和主軸部之間的間隙的、軸相對于軸承部的傾斜角度的絕對值C3(rad)的0. 5倍以 上至3. 3倍以下。在該配置中，能夠防止活塞和壓縮室之間的撬動。因此，活塞磨損減少且可靠性提 高，并且滑動損失減少且獲得了高效率。


圖1是本發(fā)明的優(yōu)選實(shí)施例1中的密閉型壓縮機(jī)的縱截面圖。圖2是在同一優(yōu)選實(shí)施例中當(dāng)壓縮負(fù)荷未起作用時(shí)的主要部分的放大截面圖。圖3是在同一優(yōu)選實(shí)施例中當(dāng)壓縮負(fù)荷起作用時(shí)的主要部分的放大截面圖。圖4是示出同一優(yōu)選實(shí)施例中的軸承部與壓縮室的相對位置的主要部分的截面 圖。圖5是示出基于同一優(yōu)選實(shí)施例的實(shí)驗(yàn)的結(jié)果的特性圖。圖6是示出同一優(yōu)選實(shí)施例中的軸承部與壓縮室的相對位置的上表面的截面圖。圖7是本發(fā)明的優(yōu)選實(shí)施例2中的壓縮室附近的主要部分的截面圖。圖8是同一優(yōu)選實(shí)施例中的壓縮室附近的主要部分的截面圖。圖9是示出基于同一優(yōu)選實(shí)施例的實(shí)驗(yàn)的結(jié)果的特性圖。圖10是本發(fā)明的優(yōu)選實(shí)施例3中的密閉型壓縮機(jī)的縱截面圖。圖11是在同一優(yōu)選實(shí)施例中當(dāng)壓縮負(fù)荷未起作用時(shí)的主要部分的放大截面圖。圖12是在同一優(yōu)選實(shí)施例中當(dāng)壓縮負(fù)荷起作用時(shí)的主要部分的放大截面圖。圖13是示出同一優(yōu)選實(shí)施例中的活塞與銷孔的相對位置的主要部分的截面圖。圖14是示出基于同一優(yōu)選實(shí)施例的實(shí)驗(yàn)的結(jié)果的特性圖。圖15是在本發(fā)明的優(yōu)選實(shí)施例4中當(dāng)壓縮負(fù)荷未起作用時(shí)的主要部分的放大截 面圖。圖16是在同一優(yōu)選實(shí)施例中當(dāng)壓縮負(fù)荷起作用時(shí)的主要部分的放大截面圖。圖17是示出同一優(yōu)選實(shí)施例中的連桿的大端孔部與小端孔部的相對位置的主要部分的截面圖。
圖18是示出基于同一優(yōu)選實(shí)施例的實(shí)驗(yàn)的結(jié)果的特性圖。圖19是本發(fā)明的優(yōu)選實(shí)施例5中的冷柜冰箱的示意性配置圖。圖20是常規(guī)密閉型壓縮機(jī)的縱截面圖。圖21是圖20中的主要部分的放大截面圖。圖22是圖20中的主要部分的截面圖。
具體實(shí)施例方式以下參照附圖具體說明本發(fā)明的優(yōu)選實(shí)施例。然而，必須注意的是，本發(fā)明并非僅 限于這些優(yōu)選實(shí)施例。實(shí)例 1圖1是本發(fā)明的優(yōu)選實(shí)施例1中的密閉型壓縮機(jī)的縱截面圖。圖2是在同一優(yōu)選 實(shí)施例中當(dāng)壓縮負(fù)荷未起作用時(shí)的主要部分的放大截面圖。圖3是在同一優(yōu)選實(shí)施例中當(dāng) 壓縮負(fù)荷起作用時(shí)的主要部分的放大截面圖。圖4是示出同一優(yōu)選實(shí)施例中的軸承部與壓 縮室的相對位置的主要部分的截面圖。圖5是示出基于同一優(yōu)選實(shí)施例的實(shí)驗(yàn)的結(jié)果的特 性圖。在圖1至圖3中，密閉容器101容納具有定子102和轉(zhuǎn)子103的電機(jī)驅(qū)動元件104， 以及由電機(jī)驅(qū)動元件104驅(qū)動的壓縮元件105。在密閉容器101的底部包含有潤滑油106。軸110具有主軸部111，以及在主軸部111的一端偏心地形成為與該主軸部111整 體運(yùn)動的偏心軸部112。主軸部111固定于轉(zhuǎn)子103的軸心。供油通路113形成在軸110 的內(nèi)部和外部。軸110的下端部延伸成使得潤滑油106可浸入供油通路113中至規(guī)定深度。缸體114具有被布置成相互固定在特定位置的圓筒形(或近似圓筒形)的壓縮室 115和軸承部120。軸承部120通過支撐軸110的主軸部111中的偏心軸部112側(cè)的端部 而形成懸臂軸承。活塞123可往復(fù)運(yùn)動地插入壓縮室115中?；钊?23具有平行于偏心軸部112的 活塞銷125，如圖2和圖3中所示。閥板150裝配于缸體114的端面。在缸體114中形成圓筒形孔部116，以便與活塞 123和閥板150 —起形成壓縮室115。如圖2和圖3中所示，連桿126由大端孔部128、小端孔部129和桿部130構(gòu)成。 大端孔部128配合到偏心軸部112上，并且小端孔部129通過活塞銷125連接于活塞123。 偏心軸部112和活塞123通過連桿126及活塞銷125連接在一起。在本優(yōu)選實(shí)施例中，當(dāng)壓縮制冷劑氣體的壓縮負(fù)荷起作用時(shí)，與常規(guī)例中相同，活 塞123的軸心C由于軸110的傾斜而傾斜。然而，在本優(yōu)選實(shí)施例中，通過與活塞123的傾 斜對應(yīng)地傾斜壓縮室115的軸心D而形成壓縮室115。S卩，在本優(yōu)選實(shí)施例中，當(dāng)壓縮負(fù)荷未起作用時(shí)，如圖2中的放大截面圖所示，活 塞123的軸心C不向通過傾斜軸心D而形成的壓縮室115傾斜。另一方面，當(dāng)壓縮負(fù)荷起 作用時(shí)，如圖3中的放大截面圖所示，活塞123傾斜成使得壓縮室115的軸心D與活塞123 的軸心C可相互重合。通過參照圖4來說明壓縮室115的傾斜。軸承部120和壓縮室115被布置成使得 示出軸承部120的軸心的第一中心線141與示出壓縮室115的軸心的第二中心線142可以彼此相交。在第一中心線141和第二中心線142之間形成的角度al在常規(guī)密閉型壓縮機(jī)中為η/2，然而在本優(yōu)選實(shí)施例中，角度al與預(yù)定角度bl—起滿足公式(1)。在具有該配置的密閉型壓縮機(jī)中，其操作和作用說明如下。在圖1中，電機(jī)驅(qū)動元 件104的轉(zhuǎn)子103使軸110旋轉(zhuǎn)。伴隨軸110的旋轉(zhuǎn)，偏心軸部112的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動通過連桿 126傳遞至活塞123。因此，活塞123在壓縮室115中作往復(fù)運(yùn)動。通過活塞123的往復(fù)運(yùn) 動，將制冷劑氣體從具有制冷循環(huán)的未示出的冷卻系統(tǒng)吸入到壓縮室115中。制冷劑氣體 在壓縮室115中被壓縮一次，然后被再次排出到冷卻系統(tǒng)中。供油通路113的下端部通過軸110的旋轉(zhuǎn)起類似泵的作用。通過該泵作用，密閉 容器101底部的潤滑油106通過供油通路113并被向上抽吸，且在密閉容器101中在整個(gè) 周向上水平地噴灑。噴灑的潤滑油106被供應(yīng)以潤滑活塞銷125和活塞123。在懸臂軸承中，僅在軸110的偏心軸部112上的主軸部111的一側(cè)支撐壓縮制冷 劑氣體的壓縮負(fù)荷。因此，軸Iio在主軸部111和軸承部120之間的間隙內(nèi)傾斜。由此，在 軸承部120的間隙內(nèi)傾斜的軸110的主軸部111的軸心144與示出壓縮室115的軸心的第 二中心線142之間的角度al小于π /2。為了防止由此軸110的傾斜引起的活塞123對于壓縮室115的撬動，在本優(yōu)選實(shí) 施例中，將示出軸承部120的軸心的第一中心線141與示出壓縮室115的軸心的第二中心 線之間的角度al設(shè)定為稍大于π/2。在圖4中，示出軸承部120的軸心的第一中心線141與示出壓縮室115的軸心的 第二中心線142的交點(diǎn)假定為0?；谳S承部120與主軸部111的間隙的、軸110相對于軸 承部120的傾斜角度的絕對值假定為Cl。預(yù)定角度的值為角度bl。此時(shí)，將壓縮室115形 成為使得由示出軸承部120的軸心的第一中心線141與示出壓縮室115的軸心的第二中心 線142所形成的角度al可以滿足公式⑴和公式(3)。bl = f(cl) ；f為關(guān)于獨(dú)立變量cl的函數(shù)(3)可采用實(shí)驗(yàn)值作為將角度bl與軸110的傾斜角度的絕對值Cl相關(guān)聯(lián)的具體值。 圖5示出了密閉型壓縮機(jī)的效率的測量結(jié)果，其中準(zhǔn)備了壓縮室115的軸心的角度不同的 四種缸體114，并且組裝了這些缸體114。在圖5中，橫坐標(biāo)軸表示示出壓縮室115的軸心的 第二中心線142相對于示出軸承部120的軸心的第一中心線141的、從π /2起的擴(kuò)展(在 圖5中記載為壓縮室相對于軸承的角度bl)?？v坐標(biāo)軸表示關(guān)于角度bl的效率COP (性能 系數(shù))。即，圖5是關(guān)于角度bl的效率COP的測量值的二次近似特性圖。這里，線Pl表示角度bl為0(rad)，并且此時(shí)的效率示出常規(guī)密閉型壓縮機(jī)的 平均值。在該實(shí)驗(yàn)中，由間隙引起的軸110的傾斜角度的絕對值Cl，如線Ql所示為大約 3. 7XlOH由圖5可知，當(dāng)角度bl在大約3. 7至10X10_4(rad)的范圍(A)內(nèi)時(shí)，效 率很高。類似地，當(dāng)角度bl在大約2至12X10_4(rad)的范圍(B)內(nèi)時(shí)，效率高于常規(guī)密閉 型壓縮機(jī)中的效率。使用軸110的傾斜角度的絕對值cl來表示該角度bl的范圍，并且當(dāng)角度bl在 1. Ocl至2. 7cl的范圍內(nèi)時(shí)，效率非常高，特別是在0. 5cl至3. 3d的范圍內(nèi)時(shí)，效率高于常 規(guī)密閉型壓縮機(jī)中的效率。因此，當(dāng)用公式(1)表示由示出軸承部120的軸心的第一中心線141與示出壓縮 室115的軸心的第二中心線142所形成的角度al時(shí)，期望角度bl和角度的絕對值cl滿足公式⑷的關(guān)系。0. 5cl 彡 bl 彡 3. 3d(4)更優(yōu)選地，期望角度bl和角度的絕對值cl滿足公式(5)的關(guān)系。1. Ocl 彡 bl 彡 2. 7cl(5)因此，通過將由公式(1)表示的角度al限定為壓縮室115的軸心的角度的設(shè)計(jì) 值，并且通過與軸110相對于軸承部120的傾斜角度的絕對值cl相關(guān)聯(lián)而將預(yù)定角度bl 設(shè)定為更接近實(shí)際值，可以更確定地防止活塞123與壓縮室115之間的撬動。另外，為了提高效率，可將配置確定為避免示出壓縮室115的軸心的第二中心線142與示出軸承部120的第一中心線141之間的交叉。下面通過參照示出本優(yōu)選實(shí)施例中的軸承部和壓縮室的相對位置的圖6中的上表面的截面圖，更具體地說明該配置。相對于示出壓縮室115的軸心的第二中心線142，示出軸承部120的第一中心線 141(圖6中為一點(diǎn))平行地偏移了尺寸“e”，其一般稱為偏移。在圖6中，平行于示出軸承部120的軸心的第一中心線141 (圖6中為一點(diǎn))的第 三中心線143(圖6中為一點(diǎn))，即，平行于軸承部120的軸心的線，與示出壓縮室115的軸 心的第二中心線142彼此相交。根據(jù)實(shí)驗(yàn)，只要尺寸“e”在3mm以內(nèi)，則在該配置中也獲得 了與圖5中所示結(jié)果相同的結(jié)果。因此，只要壓縮室115相對于軸承部120的偏移(尺寸“e”)在3mm以內(nèi)，即可獲 得與上述相同的效果。即，當(dāng)軸承部120和壓縮室115被布置成使得示出壓縮室115的軸 心的第二中心線142與平行于示出軸承部120的軸心的第一中心線141的第三中心線143 可彼此相交時(shí)，可得知以下情況。用公式(6)表示在第三中心線143和第二中心線142之 間形成的角度al’(rad)，并且此時(shí)優(yōu)選地，角度bl和角度的絕對值cl可滿足公式(4)的 關(guān)系。更優(yōu)選地，角度bl和角度的絕對值cl應(yīng)滿足公式(5)的關(guān)系。al，= 3i/2+bl(rad)(6)在本優(yōu)選實(shí)施例的懸臂軸承中，當(dāng)活塞123位于下死點(diǎn)處時(shí)，配置成使得活塞123 的至少一部分可從缸體114中露出。具體地，形成為使得活塞123的總體長度的至少1/3 或更多可沿軸向露出。在吸入行程的后半階段或者在壓縮行程的初期階段，當(dāng)由制冷劑氣體的壓力引起 的壓縮負(fù)荷在活塞123的端面123a上的作用不是很大時(shí)，軸110保持在主軸部111與軸承 部120的間隙內(nèi)，并且不會傾斜很多。因此，通過將示出軸承部120的軸心的第一中心線141 與示出壓縮室115的軸心的第二中心線142的相對角度設(shè)定為稍大于Ji /2，活塞123與壓 縮室115之間的撬動增加，并且滑動損失恐怕會增加。然而，在本優(yōu)選實(shí)施例中，當(dāng)活塞123位于下死點(diǎn)處時(shí)，設(shè)計(jì)成使得活塞123的軸 向上的總體長度的至少1/3或更多可露出。即，以短尺寸形成引起撬動的活塞123的軸向 長度，并且可以抑制活塞123與壓縮室115之間的撬動。因此，如果活塞123位于下死點(diǎn)附近，則可防止活塞123與壓縮室115之間的撬 動。因此，通過減少活塞123的磨損可以實(shí)現(xiàn)更高的可靠性，并且通過降低滑動損失可以實(shí) 現(xiàn)更高的效率。實(shí)例2
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在優(yōu)選實(shí)施例1中，通過與活塞123的傾斜對應(yīng)地傾斜壓縮室115的軸心D而形成壓縮室115。然而，在本優(yōu)選實(shí)施例中，除了優(yōu)選實(shí)施例1的配置以外，還在圓筒形孔部116中形成用于形成壓縮室115的錐形部。因此，在本優(yōu)選實(shí)施例中，省略關(guān)于與優(yōu)選實(shí)施例1中相同的配置的說明，而主要說明與優(yōu)選實(shí)施例1不同的配置。圖1至圖4也可適用于本優(yōu)選實(shí)施例。圖7是本優(yōu)選實(shí)施例中的壓縮室附近的主要部分的截面圖，示出了活塞位于下死點(diǎn)處的狀態(tài)。圖8是同一優(yōu)選實(shí)施例中的壓縮室附近的主要部分的截面圖，示出了活塞沿錐形部滑動的狀態(tài)。圖9是示出基于同一優(yōu)選實(shí)施例的實(shí)驗(yàn)的結(jié)果的特性圖。在本優(yōu)選實(shí)施例中，與在優(yōu)選實(shí)施例1中相同，在缸體114中形成圓筒形孔部116，以便與活塞123和閥板150 —起形成壓縮室115。如圖7中所示，圓筒形孔部116具有從活塞123位于上死點(diǎn)的一側(cè)向位于下死點(diǎn)的一側(cè)，內(nèi)徑從Dt增加至Db( > Dt)的錐形部117。圓筒形孔部116在與到達(dá)上死點(diǎn)的活塞123的壓縮室115側(cè)的端部對應(yīng)的位置，還具有在軸向上長度L的區(qū)段內(nèi)內(nèi)徑不變的筆直部118。在整個(gè)總體長度的范圍內(nèi)以相同的外徑形成活塞123。缸體114具有在圓筒形孔部116的周壁的一部分中，即，在上壁部119中切出的槽口，以便如圖7中所示，當(dāng)活塞123位于下死點(diǎn)處時(shí)露出活塞123的反壓縮室115側(cè)。在本優(yōu)選實(shí)施例的該配置中，通過與在壓縮制冷劑氣體的壓縮負(fù)荷起作用時(shí)軸110的傾斜所引起的活塞123的傾斜相對應(yīng)地傾斜壓縮室115的軸心D而形成壓縮室115，并且還在圓筒形孔部116中形成用于形成壓縮室115的錐形部117。對通過傾斜壓縮室的軸心D而形成壓縮室的配置進(jìn)行具體說明。如在優(yōu)選實(shí)施例1中的圖4中所說明，軸承部120和壓縮室115被布置成使得示出軸承部120的軸心的第一中心線141與示出壓縮室115的軸心的第二中心線142可以彼此相交。在第一中心線141與第二中心線142之間形成的角度當(dāng)中，在第一中心線141下方的軸承部120側(cè)與第二中心線142的壓縮室115側(cè)之間的角度假定為al。在常規(guī)密閉型壓縮機(jī)中，如在優(yōu)選實(shí)施例1中所述，角度al為π/2。在本優(yōu)選實(shí)施例中，與在優(yōu)選實(shí)施例1中相同，假定預(yù)定值的角度為bl，角度al和角度bl滿足公式(1)。以下是對形成壓縮室115的圓筒形孔部116的錐形部117和筆直部118的配置的具體說明。如圖7和圖8中所示，當(dāng)活塞123的外周沿錐形部117滑動時(shí)的活塞123的軸心與示出壓縮室115的軸心的第二中心線142之間形成的角度假定為dl。此時(shí)，由圖7和圖8可知，在錐形部117與示出壓縮室115的軸心的第二中心線142之間形成的角度對應(yīng)于dl。在具有該配置的密閉型壓縮機(jī)中，操作和作用與在優(yōu)選實(shí)施例1中所述的基本相同。因此，軸Iio在主軸部111與軸承部120之間的間隙內(nèi)傾斜。因而，在軸承部120的間隙內(nèi)傾斜的軸110的主軸部111的軸心144與示出壓縮室115的軸心的第二中心線142之間的角度al小于π/2。為了防止由該軸110的傾斜引起的活塞123對于壓縮室115的撬動，在本優(yōu)選實(shí)施例中，將示出軸承部120的軸心的第一中心線141與示出壓縮室115的軸心的第二中心線142之間的角度al設(shè)定為稍大于π /2。在圖4中，與在優(yōu)選實(shí)施例1中相同，示出軸承部120的軸心的第一中心線141與示出壓縮室115的軸心的第二中心線142的交點(diǎn)假定為0?；谳S承部120與主軸部111 的間隙的、軸110相對于軸承部120的傾斜角度的絕對值假定為cl。將預(yù)定角度的值假定 為角度bl，在本優(yōu)選實(shí)施例中，與在優(yōu)選實(shí)施例1中相同，將壓縮室115形成為使得由示出 軸承部120的軸心的第一中心線141與示出壓縮室115的軸心的第二中心線142所形成的 角度al可以滿足公式⑴和公式(3)。如上所述，在本優(yōu)選實(shí)施例中，防止了由于軸110的傾斜引起的活塞123對于壓縮 室115的撬動。同時(shí)，還在壓縮行程中，直到向上死點(diǎn)側(cè)移動的中間點(diǎn)，將滑動損失抑制得 較低，并且當(dāng)活塞123接近上死點(diǎn)位置時(shí)，防止了由于制冷劑氣體的壓力增加引起的氣體 泄漏的發(fā)生。因此，在本優(yōu)選實(shí)施例中，如圖7和圖8中所示，形成壓縮室115的圓筒形孔 部116具有在軸向上內(nèi)徑不變的筆直部118，其形成在與活塞123位于上死點(diǎn)時(shí)活塞123的 壓縮室115側(cè)的上端部對應(yīng)的位置。另外，圓筒形孔部116具有鄰近筆直部118形成的錐 形部117，其內(nèi)徑從活塞123位于上死點(diǎn)的一側(cè)向位于下死點(diǎn)的一側(cè)增加。另外，通過與角度cl相關(guān)聯(lián)來設(shè)定將預(yù)定角度bl加到在活塞123的外周沿錐形 部117滑動時(shí)的活塞123的軸心C與示出壓縮室115的軸心的第二中心線142之間形成的
角度dl上而得到的值。即，將壓縮室115形成為使得角度bl與角度dl的和可以滿足公式 ⑵。(bl+dl) = f，(cl) ；f，為關(guān)于獨(dú)立變量cl的函數(shù) (7)因此，在本優(yōu)選實(shí)施例中，作為預(yù)定角度bl的值，或者將角度bl與錐形部117的 設(shè)定角度dl相加而得到的值，可采用實(shí)驗(yàn)值作為與軸110的傾斜角度的絕對值cl相關(guān)聯(lián) 的具體值。圖9示出了本優(yōu)選實(shí)施例中的密閉型壓縮機(jī)的效率的測量結(jié)果，其中準(zhǔn)備了示 出壓縮室115的軸心的第二中心線142的角度不同的幾種缸體114，并且組裝了這些缸體 114。即，將示出壓縮室115的軸心的第二中心線142相對于示出軸承部120的軸心的 第一中心線141的、從Ji/2起的展開角度bl與錐形部117的角度dl之和(bl+dl)除以軸 110的傾斜角度的絕對值cl，并且在橫坐標(biāo)軸上繪出所獲得的無量綱數(shù)。在縱坐標(biāo)軸上表 示與橫坐標(biāo)軸上的各角度對應(yīng)的效率COP。S卩，圖9是在(bl+dl)/cl處的效率的各測量值 的二次近似特性圖。這里，在橫坐標(biāo)軸上的0值處的效率表示在常規(guī)密閉型壓縮機(jī)中的沒有錐形部 117的配置中的平均值。在本實(shí)驗(yàn)中的間隙中的軸110的傾斜角度的絕對值cl為大約 3. 7 X 10_4 (rad)。因此，在圖9中，這些值由線P2和線Q2表示。由圖9可知，當(dāng)(bl+dl)/cl的值在大約1至3. 2的范圍㈧內(nèi)時(shí)，效率很高。還 可知當(dāng)(bl+dl)/cl的值在大約0.3至4的范圍(B)內(nèi)時(shí)，效率高于常規(guī)密閉型壓縮機(jī)。因此，當(dāng)用公式(1)表示示出壓縮室115的軸心的第二中心線142相對于示出軸 承部120的軸心的第一中心線141的角度al時(shí)，角度bl和角度cl應(yīng)優(yōu)選地滿足公式(8) 的關(guān)系。0 < bl ≤2. 5cl (8)同時(shí)，通過將角度bl設(shè)定為不包括0(rad)的正值，特別是在壓縮行程中，可以有 效地防止當(dāng)軸110在主軸部111與軸承部120的間隙內(nèi)很大程度地傾斜時(shí)的筆直部118與 活塞123之間的撬動。另外，通過將角度bl設(shè)定為2. 5cl或更小，在吸入行程的后半階段或在壓縮行程的初期階段，當(dāng)軸Iio在主軸部111與軸承部120的間隙內(nèi)沒有傾斜很多時(shí)， 可以有效地防止在活塞123與壓縮室115之間產(chǎn)生撬動。同時(shí)，由當(dāng)活塞123的外周沿錐形部117滑動時(shí)的活塞123的軸心C與示出壓縮 室115的軸心的第二中心線142所形成的角度dl優(yōu)選地滿足與角度bl、角度cl和角度dl 相關(guān)的公式(9)。0. 3cl ^ (bl+dl) ^ 4cl(9)更優(yōu)選地，角度bl、角度dl和角度cl應(yīng)當(dāng)具有滿足公式(10)的關(guān)系。cl 彡(bl+dl)彡 3. 2cl(10)這里，說明將壓縮室115的軸心142相對于軸承部120的軸心141的角度設(shè)定為 大于η /2的效果，以及在壓縮室115的連桿126側(cè)形成錐形部117的效果。首先，將示出壓縮室115的軸心的第二中心線142相對于示出軸承部120的軸心 的第一中心線141的角度設(shè)定為大于π/2的效果與在優(yōu)選實(shí)施例1中所說明的相同。艮口， 可以有效地防止在由懸臂軸承壓縮制冷劑氣體時(shí)的壓縮負(fù)荷所引起的軸110在軸承部120 的間隙內(nèi)的傾斜所導(dǎo)致的活塞123對于壓縮室115的撬動。然而，當(dāng)活塞123在壓縮室115中往復(fù)運(yùn)動時(shí)，由于活塞123的外周與壓縮室115 的內(nèi)周壁之間的滑動，滑動損失變得相對較大。為了減少活塞123的外周與壓縮室115的內(nèi)周壁之間的滑動損失，在本優(yōu)選實(shí)施 例中，在壓縮室115的上死點(diǎn)側(cè)設(shè)置有在軸向上內(nèi)徑不變的筆直部118，并且還在壓縮室 115的連桿126側(cè)形成有設(shè)置成從上死點(diǎn)側(cè)向下死點(diǎn)側(cè)內(nèi)徑增加的錐形部117。因此，在壓縮行程中直到向上死點(diǎn)側(cè)移動的中間狀態(tài)，幾乎不產(chǎn)生漏氣(即，在壓 縮室115中壓縮的制冷劑從活塞123的外周與壓縮室115的內(nèi)壁之間的間隙中泄漏的現(xiàn) 象)。另外，活塞123的滑動阻力(滑動損失)變得更小。此外，在壓縮行程一直進(jìn)行到活 塞123接近上死點(diǎn)的狀態(tài)中，與在整個(gè)長度上形成錐形部117的情況相比，可以減少由氣壓 增加引起的制冷劑氣體的氣體泄漏的產(chǎn)生。這里，在壓縮行程中，可以考慮的是活塞123的外周可沿錐形部117滑動。如圖8 中的壓縮室附近的主要部分的截面圖中所示，當(dāng)活塞123的外周沿錐形部117在重力方向 上向下滑動時(shí)，活塞123的軸心C相對于示出軸承部120的軸心的第一中心線141的傾斜 比η/2大(bl+dl)。因此，在不僅考慮角度bl而且考慮錐形部117的角度dl的情況下，可 以考慮通過與基于軸承部120和主軸部111之間的間隙的、軸110相對于軸承部120的傾 斜角度的絕對值cl的關(guān)系來進(jìn)行優(yōu)化。作為替換，在僅考慮錐形部117的角度dl的情況下，如果通過與基于軸承部120 和主軸部111之間的間隙的、軸110相對于軸承部120的傾斜角度的絕對值Cl的關(guān)系來進(jìn) 行設(shè)計(jì)，如果在壓縮室115的上死點(diǎn)側(cè)設(shè)置沿軸向內(nèi)徑不變的筆直部118，則對于在筆直部 118與活塞123之間滑動的情況，不能夠防止由軸110對于軸承部120的傾斜引起的活塞 123與壓縮室115之間的撬動。在將活塞123的軸心C對于示出軸承部120的軸心的第一中心線141的傾斜與在 常規(guī)密閉型壓縮機(jī)中同樣地保持在η/2時(shí)，在與基于軸承部120和主軸部111的間隙的、 軸110相對于軸承部120的傾斜角度的絕對值cl相關(guān)地設(shè)計(jì)錐形部117的角度dl的情況下，如果錐形部117的角度dl較大，則活塞123在壓縮室115中的行為不穩(wěn)定，并且噪音可能會增大。同時(shí)，活塞123與壓縮室115之間的潤滑油106的保持變得不充分，并且制冷劑 氣體的泄漏可能會增大。相反地，如果錐形部117的角度值dl較小，則降低活塞123的外周與壓縮室115 的內(nèi)周壁之間的滑動損失的效果被減弱。因此，可以防止由軸110對于軸承部120的傾斜引起的活塞123與壓縮室115之 間的撬動。同時(shí)，還可有效地減少在壓縮行程中直到向上死點(diǎn)側(cè)移動的中間狀態(tài)的活塞123 的滑動阻力(滑動損失)。另外，在壓縮行程一直進(jìn)行到活塞123接近上死點(diǎn)位置的狀態(tài) 中，減少了由氣壓增加引起的制冷劑氣體的氣體泄漏的產(chǎn)生。為了滿足這些要求，將壓縮室 115的軸心相對于軸承部120的軸心的角度設(shè)定為大于π /2，同時(shí)在壓縮室115的連桿126 側(cè)設(shè)置錐形部117，使得可獲得協(xié)同效果。然而，僅通過將壓縮室115的軸心相對于軸承部120的軸心的角度設(shè)定為大于 η/2并且在壓縮室115的連桿126側(cè)設(shè)置錐形部117，不能互補(bǔ)彼此的問題。S卩，在考慮壓 縮室115的軸心相對于軸承部120的軸心的角度al以及錐形部117的角度dl兩者的情況 下，角度bl、角度dl和角度cl可被限定為滿足公式(9)或公式(10)的關(guān)系，并可通過與基 于軸承部120和主軸部111之間的間隙的、軸110對于軸承部120的傾斜角度的絕對值cl 相關(guān)聯(lián)而被設(shè)定為更接近實(shí)際值，且實(shí)現(xiàn)以上效果。此時(shí)，另外地，當(dāng)角度bl和角度dl滿足公式(11)的關(guān)系時(shí)，根據(jù)實(shí)驗(yàn)結(jié)果，效果 進(jìn)一步提高，并且可靠性和效率比常規(guī)密閉型壓縮機(jī)中高得多。0. 5bl ^ dl ^ 1. 5bl(11)如果錐形部117的角度dl小于角度bl的0. 5倍，則降低活塞123的外周與壓縮 室115的內(nèi)周壁之間的滑動損失的效果減弱，相反地，如果錐形部117的角度dl大于角度 bl的1. 5倍，則由于活塞123在壓縮室115內(nèi)的行為不穩(wěn)定而導(dǎo)致噪音增加，并且這里意在 從兩種特性的角度進(jìn)行優(yōu)化。在本優(yōu)選實(shí)施例中，同樣地，與在優(yōu)選實(shí)施例1中相同，為了獲得更高效率，部件 可被布置成使得示出壓縮室115的軸心的第二中心線142可以不與示出軸承部120的軸心 的第一中心線141相交。在這種情況下，同樣在本優(yōu)選實(shí)施例中，與通過參照圖6在優(yōu)選實(shí) 施例1中所述相同，角度al’和角度bl可被限定為滿足公式(6)。同樣在本優(yōu)選實(shí)施例中，當(dāng)活塞123位于下死點(diǎn)處時(shí)，至少活塞123的一部分被形 成為從缸體114中露出。更具體地，活塞123的總體長度的1/3以上沿其軸向露出。因此， 與在優(yōu)選實(shí)施例1中所述相同，在本優(yōu)選實(shí)施例中，同樣地，可以防止當(dāng)活塞123位于下死 點(diǎn)附近時(shí)的活塞123與壓縮室115之間的撬動。在本優(yōu)選實(shí)施例中，同時(shí)，在與當(dāng)活塞123位于上死點(diǎn)時(shí)活塞123的壓縮室115側(cè) 的上端部對應(yīng)的壓縮室115的內(nèi)周壁上，形成沿軸向內(nèi)徑不變的筆直部118。然而，在不形 成筆直部118的情況下，只要設(shè)置有錐形部117本發(fā)明即可適用。即，如果僅形成錐形部 117，盡管從壓縮室115的制冷劑氣體的泄漏增加并且效率傾向于下降，然而可以借助通過 與基于軸承部120和主軸部111之間的間隙的、軸110對于軸承部120的傾斜的絕對值cl 相關(guān)聯(lián)而將角度dl設(shè)定為更接近實(shí)際值的設(shè)計(jì)來解決這些問題。實(shí)例3在優(yōu)選實(shí)施例1和2中，通過與活塞123的傾斜對應(yīng)地傾斜壓縮室115的軸心而形成壓縮室115。然而，在本優(yōu)選實(shí)施例中，通過與在壓縮制冷劑氣體的壓縮負(fù)荷起作用時(shí) 由軸110的傾斜引起傾斜的連桿的傾斜對應(yīng)地傾斜銷孔的軸心而形成銷孔。圖10是本優(yōu)選實(shí)施例中的密閉型壓縮機(jī)的縱截面圖。圖11是在同一優(yōu)選實(shí)施例中當(dāng)壓縮負(fù)荷未起作用時(shí)的主要部分的放大截面圖。圖12是在同一優(yōu)選實(shí)施例中當(dāng)壓縮 負(fù)荷起作用時(shí)的主要部分的放大截面圖。圖13是示出同一優(yōu)選實(shí)施例中的活塞與銷孔的 相對位置的主要部分的截面圖。圖14是示出基于同一優(yōu)選實(shí)施例的實(shí)驗(yàn)的結(jié)果的特性圖。 本優(yōu)選實(shí)施例的密閉型壓縮機(jī)的基本配置與優(yōu)選實(shí)施例1和2中相同，不過將再次進(jìn)行說 明。在圖10至圖12中，密閉容器101容納具有定子102和轉(zhuǎn)子103的電機(jī)驅(qū)動元件 104，以及由電機(jī)驅(qū)動元件104驅(qū)動的壓縮元件105。在密閉容器101的底部包含有潤滑油 106。軸110具有主軸部111，以及在主軸部111的一端偏心地形成為與該主軸部111整 體運(yùn)動的偏心軸部112。主軸部111固定于轉(zhuǎn)子103的軸心。供油通路113形成在軸110 的內(nèi)部和外部。軸110的下端部延伸成使得潤滑油106可浸入供油通路113中至規(guī)定深度。缸體114具有被布置成相互固定在特定位置的近似圓筒形的壓縮室115和軸承部 120。軸承部120通過支撐軸110的主軸部111中的偏心軸部112側(cè)的端部而形成懸臂軸 承?；钊?23可往復(fù)運(yùn)動地插入壓縮室115中。活塞123具有銷孔124，且活塞銷125 插入并固定在銷孔124中。如圖11和圖12中所示，連桿126由大端孔部128、小端孔部129和桿部130構(gòu)成。 大端孔部128配合到偏心軸部112上。小端孔部129通過活塞銷125連接于活塞123。偏 心軸部112和活塞123通過連桿126及活塞銷125連接在一起。在本優(yōu)選實(shí)施例中，當(dāng)壓縮制冷劑氣體的壓縮負(fù)荷起作用時(shí)，連桿126也由于軸 110的傾斜而傾斜。然而，通過與連桿126的傾斜對應(yīng)地傾斜銷孔124的軸心而形成銷孔 124。參照圖11和圖12來說明該傾斜的狀態(tài)。在圖11中，壓縮負(fù)荷未起作用，并且該 圖示出通過相對于壓縮室115的軸心D傾斜銷孔124的軸心而形成的活塞123的軸心C的 狀態(tài)的放大截面圖。在圖12中，壓縮負(fù)荷起作用，并且該圖示出使得壓縮室115的軸心D 可與活塞123的軸心C重合的活塞123的狀態(tài)的放大截面圖。在圖13中示出了銷孔124的傾斜，其中，在示出活塞123的軸心C的第一中心線 141與示出銷孔124的軸心的第二中心線142之間形成的角度a2，在常規(guī)密閉型壓縮機(jī)中 為π/2，但在本優(yōu)選實(shí)施例中被限定成與預(yù)定角度b2—起滿足公式(2)。在具有該配置的密閉型壓縮機(jī)中，其操作和作用說明如下。電機(jī)驅(qū)動元件104的 轉(zhuǎn)子103使軸110旋轉(zhuǎn)。伴隨軸110的旋轉(zhuǎn)，偏心軸部112的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動通過連桿126傳遞 至活塞123。因此，活塞123在壓縮室115中往復(fù)運(yùn)動。通過活塞123的往復(fù)運(yùn)動，制冷劑 氣體被從未示出的冷卻系統(tǒng)吸入到壓縮室115中，并被壓縮一次，且被再次排出到冷卻系 統(tǒng)中。供油通路113的下端部通過軸110的旋轉(zhuǎn)起類似泵的作用。通過該泵作用，密閉 容器101底部的潤滑油106通過供油通路113并被向上抽吸，且在密閉容器101中在整個(gè)周向上水平地噴灑。噴灑的潤滑油106被供應(yīng)以潤滑活塞銷125和活塞123。在懸臂軸承中，僅在軸110的偏心軸部112上的主軸部111的一側(cè)支撐壓縮制冷 劑氣體的壓縮負(fù)荷。因此，軸Iio在主軸部111與軸承部120之間的間隙內(nèi)傾斜。因而，在 軸承部120的間隙內(nèi)傾斜的軸110的主軸部111的軸心144與壓縮室115的軸心D之間的 相對角度小于η/2。為了防止由該軸110的傾斜引起的活塞123對于壓縮室115的撬動，在本優(yōu)選實(shí)施例中，將示出活塞123的軸心的第一中心線141與示出銷孔124的軸心的第二中心線142 之間的相對角度設(shè)定為稍大于η/2。在圖12和圖13中，示出活塞123的軸心C的第一中心線141與示出銷孔124的 軸心的第二中心線142的交點(diǎn)假定為0?；谳S承部120與主軸部111的間隙的、主軸部 111的軸心144相對于軸承部120的軸心的傾斜角度的絕對值假定為c2。預(yù)定角度的值為 角度b2，并且銷孔124被形成為使得由示出活塞123的軸心C的第一中心線141與示出銷 孔124的軸心的第二中心線142所形成的角度a2可以滿足公式(2)和公式(12)。b2 = f(c2) ；f為關(guān)于獨(dú)立變量c2的函數(shù) (12)可采用實(shí)驗(yàn)值作為將預(yù)定角度b2與軸110的傾斜角度的絕對值c2相關(guān)聯(lián)的具體 值。圖14示出了密閉型壓縮機(jī)的效率的測量結(jié)果，其中準(zhǔn)備了銷孔124的軸心的角度不同 的活塞123，并且組裝了這些活塞123。即，橫坐標(biāo)軸表示示出銷孔124的軸心的第二中心 線142相對于示出活塞123的軸心的第一中心線141的、從π /2起的展開(在圖14中記 載為銷孔軸心相對于活塞軸心的角度b2)?？v坐標(biāo)軸表示相對于角度b2的效率COP。艮口， 圖14是關(guān)于角度b2的效率COP的測量值的二次近似特性圖。這里，在由線P3示出角度b2為0處的效率示出常規(guī)密閉型壓縮機(jī)的平均值。在 該實(shí)驗(yàn)中，由間隙引起的軸110的傾斜角度的絕對值C2為大約3.7X10—4。由圖14可知， 當(dāng)角度b2在大約3. 7至IOX 10_4的范圍㈧內(nèi)時(shí)，效率很高。類似地，當(dāng)角度b2在大約2 至12X10—4的范圍(B)內(nèi)時(shí)，效率高于常規(guī)密閉型壓縮機(jī)中的效率。使用軸110的傾斜角度的絕對值c2來表示該角度b2的范圍，并且當(dāng)角度b2在 1. 0c2至2. 7c2的范圍內(nèi)時(shí)，效率非常高，特別是在0. 5c2至3. 3c2的范圍內(nèi)時(shí)，效率高于常 規(guī)密閉型壓縮機(jī)中的效率。因此，當(dāng)用公式⑵表示由示出活塞123的軸心的第一中心線141與示出銷孔124 的軸心的第二中心線142所形成的角度a2時(shí)，期望角度b2和角度的絕對值c2滿足公式 (13)的關(guān)系。0. 5c2 ^ b2 ^ 3. 3c2(13)更優(yōu)選地，期望角度b2和角度c2滿足公式(14)的關(guān)系。1. 0c2 ^ b2 ^ 2. 7c2(14)因此，在本優(yōu)選實(shí)施例中，通過將由公式(2)表示的角度a2限定為銷孔124的軸 心的角度的設(shè)計(jì)值，并且通過與軸Iio相對于軸承部120的傾斜角度的絕對值C2相關(guān)聯(lián)而 將預(yù)定角度b2設(shè)定為更接近實(shí)際值，可以防止活塞123與壓縮室115之間的撬動。另外，在本優(yōu)選實(shí)施例的懸臂軸承中，當(dāng)活塞123位于下死點(diǎn)處時(shí)，設(shè)計(jì)成使得活 塞123的至少一部分可從缸體114中露出。更具體地，活塞123的軸向上的總體長度的1/3 以上可以露出。
在吸入行程的后半階段或者在壓縮行程的初期階段，當(dāng)由制冷劑氣體的壓力引起 的壓縮負(fù)荷在活塞123的端面123a上的作用不是很大時(shí)，軸110保持在主軸部111與軸承 部120的間隙內(nèi)，并且不會傾斜很多。因此，通過將示出活塞123的軸心的第一中心線141 與示出銷孔124的軸心的第二中心線142的相對角度設(shè)定為稍大于π /2，活塞123與壓縮 室115之間的撬動增加，并且滑動損失恐怕會增加。然而，在本優(yōu)選實(shí)施例中，當(dāng)活塞123位于下死點(diǎn)處時(shí)，設(shè)計(jì)成使得活塞123的軸 向上的總體長度的至少1/3或更多可以露出。即，以短尺寸形成引起撬動的活塞123的軸 向長度，并且可以抑制活塞123與壓縮室115之間的撬動。因此，如果活塞123位于下死點(diǎn)附近，則可防止活塞123與壓縮室115之間的撬 動。因此，通過減少活塞123的磨損可以實(shí)現(xiàn)更高的可靠性，并且通過降低滑動損失可以實(shí) 現(xiàn)更高的效率。在本優(yōu)選實(shí)施例中，活塞123在豎直方向上是非對稱的，使得在組裝過程中可以 容易地區(qū)分上下。具體地，在活塞123的上部形成有判斷孔146a。通過組裝成使得該判斷 孔146a可處于上側(cè)，不會上下顛倒地組裝活塞123。因此，可以確定地獲得活塞123與壓縮 室115之間的防止撬動的效果。在本優(yōu)選實(shí)施例中同樣地，與在優(yōu)選實(shí)施例2中所述相同，通過在圓筒形孔部116 中形成用于形成壓縮室115的錐形部117，獲得了與優(yōu)選實(shí)施例2中相同的效果。即，除了 在圖10至圖13中說明的配置以外，通過應(yīng)用圖7和圖8中所示的配置，獲得了如圖9中所 示的特性。在圖7至圖9中，用相同的附圖標(biāo)記標(biāo)識與優(yōu)選實(shí)施例2中相同的部件，并且用 與優(yōu)選實(shí)施例2中相同的標(biāo)記說明角度。在本優(yōu)選實(shí)施例中，通過與角度c2相關(guān)聯(lián)來設(shè)定 將預(yù)定角度b2加到在活塞123的外周沿錐形部117滑動時(shí)的活塞123的軸心C與示出壓 縮室115的軸心的第二中心線142之間形成的角度d2上所得的和。將壓縮室115形成為 使得角度b2與角度d2的和可以滿足公式(15)。(b2+d2) = f” (c2) ；f”為關(guān)于獨(dú)立變量c2的函數(shù) (15)在本優(yōu)選實(shí)施例中，同樣地，作為預(yù)定角度b2或者角度b2與錐形部117的預(yù)定角 度d2之和，可采用實(shí)驗(yàn)值作為與軸110的傾斜角度的絕對值c2相關(guān)聯(lián)的具體數(shù)值。通過 與優(yōu)選實(shí)施例2中相同的實(shí)驗(yàn)，獲得了與圖9中相同的測量結(jié)果。因此，在本優(yōu)選實(shí)施例中，同樣地，在活塞123的外周沿錐形部117滑動時(shí)的活塞 123的軸心C與示出壓縮室115的軸心的第二中心線142之間形成的角度d2優(yōu)選地滿足關(guān) 于角度b2、角度c2和角度d2的公式(16)的關(guān)系。0. 3c2 ^ (b2+d2) ^ 4c2(16)另外，角度b2、角度d2和角度c2應(yīng)當(dāng)優(yōu)選地滿足公式(17)的關(guān)系。c2 彡(b2+d2)彡 3. 2c2(17)此外，當(dāng)角度b2和角度d2滿足公式(18)時(shí)，獲得與優(yōu)選實(shí)施例2中相同的效果， 并且可靠性和效率比常規(guī)密閉型壓縮機(jī)中高得多。0. 5b2 ^ d2 ^ 1. 5b2(18)實(shí)例4在優(yōu)選實(shí)施例1和2中，通過與活塞123的傾斜對應(yīng)地傾斜壓縮室115的軸心而 形成壓縮室115。在優(yōu)選實(shí)施例3中，通過與在壓縮制冷劑氣體的壓縮負(fù)荷起作用時(shí)由軸110的傾斜引起傾斜的連桿126的傾斜對應(yīng)地傾斜銷孔124的軸心而形成銷孔124。然而， 在本優(yōu)選實(shí)施例中，與壓縮制冷劑氣體的壓縮負(fù)荷起作用時(shí)的軸110的傾斜對應(yīng)地相對于 大端孔部128的軸心傾斜小端孔部129的軸心。本優(yōu)選實(shí)施例的密閉型壓縮機(jī)的基本配置與在圖10中說明的優(yōu)選實(shí)施例3中的 基本配置相同。圖15是在本優(yōu)選實(shí)施例中當(dāng)壓縮負(fù)荷未起作用時(shí)的主要部分的放大截面 圖。圖16是在同一優(yōu)選實(shí)施例中當(dāng)壓縮負(fù)荷起作用時(shí)的主要部分的放大截面圖。圖17是 示出同一優(yōu)選實(shí)施例中的連桿的大端孔部與小端孔部的相對位置的主要部分的截面圖。圖 18是示出基于同一優(yōu)選實(shí)施例的實(shí)驗(yàn)的結(jié)果的特性圖。參照圖10、圖15和圖16對本優(yōu)選實(shí)施例的總體配置的說明與優(yōu)選實(shí)施例3中相 同，且因此省略。在本優(yōu)選實(shí)施例中，如上所述，與壓縮制冷劑氣體的壓縮負(fù)荷起作用時(shí)的 軸110的傾斜相對應(yīng)，相對于大端孔部128的軸心傾斜小端孔部129的軸心。參照圖15和圖16來說明該傾斜的狀態(tài)。圖15示出了當(dāng)壓縮負(fù)荷未起作用時(shí)活 塞123的軸心C相對于壓縮室115的軸心D的狀態(tài)的放大截面圖。圖16示出了使得在壓縮 負(fù)荷起作用時(shí)壓縮室115的軸心D與活塞123的軸心C可相互重合的活塞123和連桿126 的狀態(tài)的放大截面圖。在圖17中示出了大端孔部128的軸心與小端孔部129的軸心的傾斜關(guān)系。如圖 17中所示，在示出大端孔部128的軸心的第一中心線141與示出小端孔部129的軸心的第 二中心線142之間形成的角度當(dāng)中，在第一中心線141上方的偏心軸部112側(cè)(反主軸部 111側(cè))與第二中心線142或線143上方的偏心軸部112側(cè)(反主軸部111側(cè))之間形成 的角度假定為a3。基于軸承部120與主軸部111之間的間隙的、軸110相對于軸承部120 的傾斜角度的絕對值假定為c3。在常規(guī)密閉型壓縮機(jī)中，角度a3為0。在本優(yōu)選實(shí)施例中， 角度a3由公式(19)限定。0. 5c3 ^ a3 ^ 3. 3c3(19)S卩，大端孔部128的軸心和小端孔部129的軸心隨著從偏心軸部112側(cè)(上方) 向主軸部111側(cè)(下方)的行進(jìn)，沿靠近的方向稍稍傾斜。在具有該配置的密閉型壓縮機(jī)中，基本操作和作用與在優(yōu)選實(shí)施例3中相同，且 省略其說明。在本優(yōu)選實(shí)施例中，同樣地，在懸臂軸承中，壓縮制冷劑氣體時(shí)的壓縮負(fù)荷僅 由軸110的偏心軸部112的一側(cè)上的主軸部111來支撐。因而，軸110在主軸部111與軸 承部120的間隙內(nèi)傾斜。因此，在軸承部120的間隙內(nèi)傾斜的軸110的主軸部111的軸心144與壓縮室115 的軸心D的相對角度小于Ji /2。為了防止由該軸110的傾斜引起的活塞123對于壓縮室115的撬動，在本優(yōu)選實(shí) 施例中，將示出大端孔部128的軸心的第一中心線141與示出小端孔部129的軸心的第二 中心線142之間的相對角度設(shè)定為稍大于0。在圖16和圖17中，大端孔部128和小端孔部129被形成為使得示出大端孔部128 的軸心的第一中心線141與示出小端孔部129的軸心的第二中心線142之間的角度a3，以 及基于軸承部120與主軸部111的間隙的、主軸部111的軸心144相對于軸承部120的軸心 的傾斜角度的絕對值c3可以滿足公式(15)。在圖17中，為了易于理解角度a3，標(biāo)示出與 示出小端孔部129的軸心的第二中心線142平行的線143，并且用角度a3來表示該線143
18與示出大端孔部128的軸心的第一中心線141之間的角度。可采用實(shí)驗(yàn)值作為將角度a3與軸110的傾斜角度的絕對值c3相關(guān)聯(lián)的具體值。 圖18示出了密閉型壓縮機(jī)的效率COP的測量結(jié)果，其中準(zhǔn)備了大端孔部128的軸心與小端 孔部129的軸心之間的相對角度a3變化的連桿126，并且組裝了這些連桿126。S卩，在橫坐 標(biāo)軸上繪出示出大端孔部128的軸心的第一中心線141與示出小端孔部129的軸心的第 二中心線142之間的角度(在圖18中為連桿的大端孔部的軸心與小端孔部的軸心的角度 a3)。在縱坐標(biāo)軸上繪出對于各角度a3值的效率COP。S卩，圖18是在各角度a3值的效率 COP的各測量值的二次近似特性圖。這里，在由線P4示出角度a3為0處的效率示出常規(guī)密閉型壓縮機(jī)的平均值。由 線Q4示出的由本實(shí)驗(yàn)中的間隙引起的軸110的傾斜角度的絕對值c3為大約3. 7X10—4。由 圖18可知，當(dāng)角度a3在大約3.7至10X10_4的范圍(A)內(nèi)時(shí)，效率很高。類似地，當(dāng)角度 a3在大約2至12X10—4的范圍(B)內(nèi)時(shí)，效率高于常規(guī)密閉型壓縮機(jī)中的效率。使用軸110的傾斜角度的絕對值c3來表示該角度a3的范圍，并且當(dāng)角度a3在 1. 0c3至2. 7c3的范圍內(nèi)時(shí)，效率非常高，特別是在0. 5c3至3. 3c3的范圍內(nèi)時(shí)，效率高于常 規(guī)密閉型壓縮機(jī)中的效率。因此，由示出大端孔部128的軸心的第一中心線141與示出小端孔部129的軸心 的第二中心線142形成的角度a3以及角度c3應(yīng)當(dāng)優(yōu)選地滿足公式(19)的關(guān)系。更優(yōu)選 地，期望角度a3和角度c3滿足公式(20)的關(guān)系.1. 0c3 彡 a3 彡 2. 7c3(20)然而，如果角度a3對于角度c3設(shè)定得過小，特別是在壓縮行程中，則不能防止當(dāng) 軸110在主軸部111與軸承部120的間隙內(nèi)傾斜很多時(shí)筆直部118與活塞123之間的撬動， 或者相反地，如果角度a3對于角度c3設(shè)定得過大，則在吸入行程的后半階段或者在壓縮行 程的初期階段，當(dāng)軸110在主軸部111與軸承部120的間隙內(nèi)沒有傾斜很多時(shí)，不能防止活 塞123與壓縮室115之間的撬動。因此，在本優(yōu)選實(shí)施例中，通過與軸110相對于軸承部120的傾斜角度的絕對值c3 相關(guān)聯(lián)地將大端孔部128的軸心與小端孔部129的軸心的角度a3限定為更接近實(shí)際值，可 以防止活塞123與壓縮室115之間的撬動。另外，在本優(yōu)選實(shí)施例的懸臂軸承中，當(dāng)活塞123位于下死點(diǎn)處時(shí)，設(shè)計(jì)成使得活 塞123的至少一部分可從缸體114中露出。更具體地，活塞123的軸向上的總體長度的1/3 以上可以露出。在本優(yōu)選實(shí)施例中，與在優(yōu)選實(shí)施例3中相同，在吸入行程的后半階段或者在壓 縮行程的初期階段，通過將示出大端孔部128的軸心的第一中心線141與示出小端孔部129 的軸心的第二中心線142的相對角度設(shè)定為稍大于0，活塞123與壓縮室115之間的撬動增 加，并且滑動損失恐怕會增加。然而，在本優(yōu)選實(shí)施例中，當(dāng)活塞123位于下死點(diǎn)處時(shí)，設(shè)計(jì)成使得活塞123的軸 向上的總體長度的至少1/3或更多可以露出。即，以短尺寸形成引起撬動的活塞123的軸 向長度，并且可以抑制活塞123與壓縮室115之間的撬動。因此，如果活塞123位于下死點(diǎn)附近，則可防止活塞123與壓縮室115之間的撬 動。因此，通過減少活塞123的磨損可以實(shí)現(xiàn)更高的可靠性，并且通過降低滑動損失可以實(shí)現(xiàn)更高的效率。在本優(yōu)選實(shí)施例中，連桿126在豎直方向上是非對稱的，使得在組裝過程中可以 容易地區(qū)分上下。具體地，在連桿126的上部形成有判斷凸起146b。通過組裝成使得該判 斷凸起146b可處于上側(cè)，不會上下顛倒地組裝連桿126。因此，可以確定地獲得活塞123與 壓縮室115之間的防止撬動的效果。為了更高的效率，部件可被布置成使得示出壓縮室115的軸心的中心線可以不與 軸承部120的軸心相交。在該情況下，同樣地，與在優(yōu)選實(shí)施例1中相同，只要壓縮室115 從軸承部120的偏移在3mm以內(nèi)，即可獲得與本優(yōu)選實(shí)施例中相同的效果。在本優(yōu)選實(shí)施例中，同樣地，與在優(yōu)選實(shí)施例2和3中所述相同，通過在圓筒形孔 部116中形成用于形成壓縮室115的錐形部117，獲得了與優(yōu)選實(shí)施例2和3中相同的效^ o因此，在本優(yōu)選實(shí)施例中，同樣地，當(dāng)活塞123的外周沿錐形部117滑動時(shí)在活塞 123的軸心C與示出壓縮室115的軸心的第二中心線142之間形成的角度d3優(yōu)選地滿足關(guān) 于預(yù)定角度b3、角度c3和角度d3的公式(21)的關(guān)系。0. 3c3 ^ (b3+d3) ^ 4c3(21)另外，角度b3、角度d3和角度c3應(yīng)當(dāng)優(yōu)選地滿足公式(22)的關(guān)系。c3 彡(b3+d3)彡 3. 2c3(22)此外，當(dāng)角度b3和角度d3滿足公式(23)時(shí)，獲得與優(yōu)選實(shí)施例2中相同的效果， 并且可靠性和效率比常規(guī)密閉型壓縮機(jī)中高得多。0. 5b3 彡 d3 彡 1. 5b3(23)實(shí)例5圖19是使用優(yōu)選實(shí)施例1至4中說明的任何一種密閉型壓縮機(jī)的、本發(fā)明的優(yōu)選 實(shí)施例5中的冷柜冰箱的示意性配置圖。在圖19中，本優(yōu)選實(shí)施例的冷柜冰箱200包括設(shè) 置在箱體201的正面的多個(gè)儲藏室202，以及設(shè)置在背面的機(jī)械室203。機(jī)械室203容納如 優(yōu)選實(shí)施例1至4中所述的密閉型壓縮機(jī)204。密閉型壓縮機(jī)204通過管206連接于諸如 冷凝器的制冷循環(huán)組成元件205。密閉型壓縮機(jī)204由控制裝置207控制，并且運(yùn)行適當(dāng)?shù)?制冷循環(huán)。因此，根據(jù)本優(yōu)選實(shí)施例，獲得了高可靠性和高效率的冷柜冰箱。工業(yè)適用性如文中所述，本發(fā)明的密閉型壓縮機(jī)能夠?qū)崿F(xiàn)高可靠性和高效率，因此適用于例 如空調(diào)器或自動售貨機(jī)的運(yùn)行制冷循環(huán)的冷凍和冷藏設(shè)備。附圖標(biāo)記列表101密閉容器102 定子103 轉(zhuǎn)子104電機(jī)驅(qū)動元件105壓縮元件106潤滑油110 軸111主軸部
112偏心軸部113供油通路114 缸體115壓縮室116圓筒形孔部
117錐形部118筆直部120軸承部123 活塞123a 端面124 銷孔125活塞銷126 連桿128大端孔部129小端孔部130 桿部141第一中心線142第二中心線143第三中心線144主軸部的軸心146a 判斷孔146b判斷凸起150 閥板200冷柜冰箱201 箱體202儲藏室203機(jī)械室204密封型壓縮機(jī)205制冷循環(huán)組成元件206 管207控制裝置
權(quán)利要求
一種密閉型壓縮機(jī)，包括容納在密閉容器中的電機(jī)驅(qū)動元件和由所述電機(jī)驅(qū)動元件驅(qū)動的壓縮元件，其中，所述壓縮元件包括軸，其具有由所述電機(jī)驅(qū)動元件旋轉(zhuǎn)并驅(qū)動的主軸部，以及形成在所述主軸部的一端與所述主軸部整體地運(yùn)動的偏心軸部；軸承部，其通過支撐所述軸的所述主軸部而形成懸臂軸承；缸體，其被布置成固定在所述軸承部中的特定位置，并且形成圓筒形的壓縮室；被插入成能夠在所述壓縮室內(nèi)往復(fù)運(yùn)動的活塞；以及用于連接所述偏心軸部和所述活塞的連桿，并且，所述軸承部和所述壓縮室被布置成使得示出所述軸承部的軸心的第一中心線或平行于所述第一中心線的第三中心線可以與示出所述壓縮室的軸心的第二中心線彼此相交，由所述第一中心線或所述第三中心線與所述第二中心線形成的角度a1(rad)以及預(yù)定角度b1(rad)滿足公式(1)，并且通過與基于所述軸承部和所述主軸部之間的間隙的、所述軸相對于所述軸承部的傾斜角度的絕對值c1(rad)相關(guān)聯(lián)來設(shè)定所述角度b1。a1＝π/2+b1(rad) (1)
2.如權(quán)利要求1所述的密閉型壓縮機(jī)，其中所述角度bl被設(shè)定為所述角度的絕對值cl的0. 5倍以上至3. 3倍以下。
3.如權(quán)利要求1所述的密閉型壓縮機(jī)，其中所述角度bl被設(shè)定為所述角度的絕對值cl的1. 0倍以上至2. 7倍以下。
4.如權(quán)利要求1所述的密閉型壓縮機(jī)，其中所述角度bl被設(shè)定為所述角度的絕對值cl的2. 5倍以下的不包括0 (rad)的正 值，并且所述壓縮室具有被形成為從所述活塞位于上死點(diǎn)的一側(cè)向位于下死點(diǎn)的一側(cè)內(nèi)徑 增加的錐形部，并且當(dāng)所述活塞的外周沿所述錐形部滑動時(shí)在所述活塞的軸心與所述壓縮 室的軸心之間形成的角度dl以及所述角度bl之和被設(shè)定為所述角度的絕對值cl的0. 3 倍以上至4倍以下。
5.如權(quán)利要求4所述的密閉型壓縮機(jī)，其中所述角度bl與所述角度dl之和被設(shè)定為所述角度的絕對值cl的1. 0倍以上至 3. 2倍以下。
6.如權(quán)利要求5所述的密閉型壓縮機(jī)，其中所述角度dl被設(shè)定為所述角度bl的0. 5倍以上至1. 5倍以下。
7.如權(quán)利要求4所述的密閉型壓縮機(jī)，還包括在與所述活塞位于上死點(diǎn)時(shí)所述活塞的所述壓縮室側(cè)的上端部對應(yīng)的位置、相 鄰于所述錐形部形成的筆直部。
8.如權(quán)利要求1所述的密閉型壓縮機(jī)，其中當(dāng)所述活塞位于下死點(diǎn)時(shí)，所述活塞的至少一部分從所述缸體中露出。
9.一種密閉型壓縮機(jī)，包括容納在密閉容器中的電機(jī)驅(qū)動元件和由所述電機(jī)驅(qū)動元件驅(qū)動的壓縮元件，其中，所述壓縮元件包括軸，其具有由所述電機(jī)驅(qū)動元件旋轉(zhuǎn)并驅(qū)動的主軸部，以及 形成在所述主軸部的一端與所述主軸部整體地運(yùn)動的偏心軸部；軸承部，其通過支撐所述 軸的所述主軸部而形成懸臂軸承；缸體，其被布置成固定在所述軸承部中的特定位置，并且 形成圓筒形的壓縮室；被插入成能夠在所述壓縮室內(nèi)往復(fù)運(yùn)動并具有銷孔的活塞；被插入并固定在所述銷孔中的活塞銷；以及連桿，其用于連接所述偏心軸部和所述活塞，并且在一 端具有大端孔部并在另一端具有小端孔部，由示出所述活塞的軸心的第一中心線與示出所述銷孔的軸心的第二中心線形成的角 度a2(rad)以及預(yù)定角度b2(rad)滿足公式(2)，并且通過與基于所述軸承部和所述主軸部 之間的間隙的、所述軸相對于所述軸承部的傾斜角度的絕對值c2(rad)相關(guān)聯(lián)來設(shè)定角度 b2。a2 = 3i /2+b2 (rad)(2)
10.如權(quán)利要求9所述的密閉型壓縮機(jī)，其中所述角度b2被設(shè)定為所述角度的絕對值c2的0. 5倍以上至3. 3倍以下。
11.如權(quán)利要求9所述的密閉型壓縮機(jī)，其中所述角度b2被設(shè)定為所述角度的絕對值c2的1. 0倍以上至2. 7倍以下。
12.如權(quán)利要求9所述的密閉型壓縮機(jī)，其中所述角度b2被設(shè)定為所述角度的絕對值c2的2. 5倍以下的不包括0 (rad)的正 值，所述壓縮室具有被形成為使得從所述活塞位于上死點(diǎn)的一側(cè)向位于下死點(diǎn)的一側(cè)內(nèi)徑 可增加的錐形部，并且當(dāng)所述活塞的外周沿所述錐形部滑動時(shí)在所述活塞的軸心與所述壓 縮室的軸心之間形成的角度d2以及所述角度b2之和被設(shè)定為所述角度的絕對值c2的0. 3 倍以上至4倍以下。
13.如權(quán)利要求12所述的密閉型壓縮機(jī)，其中所述角度b2與所述角度d2之和被設(shè)定為所述角度的絕對值c2的1. 0倍以上至 3. 2倍以下。
14.如權(quán)利要求13所述的密閉型壓縮機(jī)，其中所述角度d2被設(shè)定為所述角度b2的0. 5倍以上至1. 5倍以下。
15.如權(quán)利要求9所述的密閉型壓縮機(jī)，還具有在與所述活塞位于上死點(diǎn)時(shí)所述活塞的所述壓縮室側(cè)的上端部對應(yīng)的位置、相 鄰于所述錐形部形成的筆直部。
16.如權(quán)利要求9所述的密閉型壓縮機(jī)，其中當(dāng)所述活塞位于下死點(diǎn)時(shí)，所述活塞的至少一部分從所述缸體中露出。
17.如權(quán)利要求9所述的密閉型壓縮機(jī)，其中在豎直方向上不對稱地形成所述活塞。
18.一種密閉型壓縮機(jī)，包括容納在密閉容器中的電機(jī)驅(qū)動元件和由所述電機(jī)驅(qū)動元件驅(qū)動的壓縮元件，其中，所述壓縮元件包括軸，其具有由所述電機(jī)驅(qū)動元件旋轉(zhuǎn)并驅(qū)動的主軸部，以及 形成在所述主軸部的一端與所述主軸部整體地運(yùn)動的偏心軸部；軸承部，其通過支撐所述 軸的所述主軸部而形成懸臂軸承；缸體，其被布置成固定在所述軸承部中的特定位置，并且 形成圓筒形的壓縮室；被插入成能夠在所述壓縮室內(nèi)往復(fù)運(yùn)動并具有銷孔的活塞；被插入 并固定在所述銷孔中的活塞銷；以及連桿，其用于連接所述偏心軸部和所述活塞銷，并且在 一端具有大端孔部并在另一端具有小端孔部，由示出所述大端孔部的軸心的第一中心線與示出所述小端孔部的軸心的第二中心線 形成的角度a3被設(shè)定為基于所述軸承部與所述主軸部之間的間隙的、所述軸相對于所述軸承部的傾斜角度的絕對值c3的0. 5倍以上至3. 3倍以下。
19.如權(quán)利要求18所述的密閉型壓縮機(jī)，其中所述角度a3被設(shè)定為所述角度的絕對值c3的1. 0倍以上至2. 7倍以下。
20.如權(quán)利要求18所述的密閉型壓縮機(jī)，其中所述角度b3被設(shè)定為所述角度的絕對值c3的2. 5倍以下的不包括0(rad)的正 值，所述壓縮室具有被形成為使得從所述活塞位于上死點(diǎn)的一側(cè)向位于下死點(diǎn)的一側(cè)內(nèi)徑 可增加的錐形部，并且當(dāng)所述活塞的外周沿所述錐形部滑動時(shí)在所述活塞的軸心與所述壓 縮室的軸心之間形成的角度d3以及預(yù)定角度b3之和被設(shè)定為所述角度的絕對值c3的0. 3 倍以上至4倍以下。
21.如權(quán)利要求20所述的密閉型壓縮機(jī)，其中所述角度b3與所述角度d3之和被設(shè)定為所述角度的絕對值c3的1. 0倍以上至 3. 2倍以下。
22.如權(quán)利要求21所述的密閉型壓縮機(jī)，其中所述角度d3被設(shè)定為所述角度b3的0. 5倍以上至1. 5倍以下。
23.如權(quán)利要求18所述的密閉型壓縮機(jī)，還具有在與所述活塞位于上死點(diǎn)時(shí)所述活塞的所述壓縮室側(cè)的上端部對應(yīng)的位置、相 鄰于所述錐形部形成的筆直部。
24.如權(quán)利要求13所述的密閉型壓縮機(jī)，其中當(dāng)所述活塞位于下死點(diǎn)時(shí)，所述活塞的至少一部分從所述缸體中露出。
25.如權(quán)利要求13所述的密閉型壓縮機(jī)，其中在豎直方向上不對稱地形成所述連桿。
26. 一種安裝有如權(quán)利要求1至25中的任何一項(xiàng)所述的密閉型壓縮機(jī)的冷凍和冷藏設(shè)
全文摘要
軸承部(120)和壓縮室(115)被布置成使得示出軸承部(120)的軸心的第一中心線(141)與示出壓縮室(115)的軸心的第二中心線(142)可以彼此相交，在第一中心線(141)與第二中心線(142)之間形成的角度a1以及預(yù)定角度b1可以滿足公式1的關(guān)系，并且通過與基于軸承部(120)和主軸部(111)的間隙的、軸(110)相對于軸承部(120)的傾斜角度的絕對值c1相關(guān)聯(lián)來設(shè)定角度b1，從而可以防止活塞與壓縮室(115)之間的撬動。
文檔編號F04B39/02GK101802404SQ20098010046
公開日2010年8月11日 申請日期2009年5月11日 優(yōu)先權(quán)日2008年5月12日
發(fā)明者取枡宏樹, 小林正則, 明石浩業(yè), 森田一郎 申請人:松下電器產(chǎn)業(yè)株式會社