專利名稱：密閉型壓縮機以及冷凍循環(huán)裝置的制作方法
技術領域：
本實用新型的實施方式涉及一種密閉型壓縮機以及裝入有該密閉型壓縮機的冷凍循環(huán)(cycle)裝置，所述密閉型壓縮機對支撐旋轉(zhuǎn)軸的軸承的結(jié)構(gòu)進行了改良，能夠?qū)崿F(xiàn)效率的提高。
背景技術：
冷凍機或空調(diào)等的冷凍循環(huán)裝置中所用的密閉型壓縮機在密閉容器內(nèi)收容有電動機部和經(jīng)由旋轉(zhuǎn)軸而連結(jié)于該電動機部的壓縮機構(gòu)部。并且，旋轉(zhuǎn)軸由設在壓縮機構(gòu)部的上部的主軸承和設在下部的副軸承進行支撐。而且，經(jīng)上述壓縮機構(gòu)部壓縮而高壓化的冷卻劑氣體從噴出口暫時噴出至密閉容器內(nèi)，進而被導引至電動機部中所設的氣體通路，并從連接于密閉容器的噴出管噴出至外部機器。此時，在經(jīng)壓縮而高壓化的冷卻劑氣體的壓力差的作用下，壓縮負荷作用于旋轉(zhuǎn)軸。因此會產(chǎn)生以下現(xiàn)象，即伴隨著旋轉(zhuǎn)軸的旋轉(zhuǎn)帶來的離心力，旋轉(zhuǎn)軸發(fā)生彎曲變形且相對于所述主軸承的中心軸而傾斜，從而對主軸承產(chǎn)生大的面壓。因此，為了抑制旋轉(zhuǎn)軸的彎曲，提出有一種密閉型壓縮機，其在電動機部的上部設有支撐旋轉(zhuǎn)軸的上端附近的上部軸承構(gòu)件(第3軸承)(例如，參照專利文獻1)。根據(jù)此種密閉型壓縮機，能夠減少旋轉(zhuǎn)軸的彎曲，從而使作用于主軸承的面壓減小。[現(xiàn)有技術文獻][專利文獻][專利文獻1]日本專利特開2004-3406號公報但是，在如上所述的密閉型壓縮機中，并未考慮既能減少旋轉(zhuǎn)軸的彎曲以維持可靠性，又能實現(xiàn)效率提高的設計值。

實用新型內(nèi)容本實用新型是有鑒于此種問題而創(chuàng)作，其目的在于提供一種密閉型壓縮機以及使用該密閉型壓縮機的冷凍循環(huán)裝置，所述密閉型壓縮機能夠減少旋轉(zhuǎn)軸的彎曲以維持可靠性，并且能夠減少損失而實現(xiàn)效率的提高，且可實現(xiàn)小型化。本實用新型的實施方式的密閉型壓縮機是在密閉容器內(nèi)的上部收容電動機部，并且在所述密閉容器的下部收容經(jīng)由旋轉(zhuǎn)軸而由所述電動機部來驅(qū)動的壓縮機構(gòu)部，所述壓縮機構(gòu)部包括主軸承、副軸承以及兩個氣缸，所述主軸承設在靠近所述電動機部的位置且支撐所述旋轉(zhuǎn)軸，所述副軸承設在遠離所述電動機部的位置且支撐所述旋轉(zhuǎn)軸，所述兩個氣缸設在所述主軸承與副軸承之間，在所述密閉容器的上部與所述電動機部之間，設有上部軸承構(gòu)件，該上部軸承構(gòu)件具有與所述旋轉(zhuǎn)軸卡合的滾動軸承和保持該滾動軸承的軸承架，此密閉型壓縮機的特征在于，當設所述氣缸的內(nèi)部所收容的旋轉(zhuǎn)自如的輥的外徑尺寸為Dr，輥的高度尺寸為Hr，主軸承的內(nèi)徑尺寸為Dm，主軸承的全長尺寸為Lm時，滿足以下的公式，[0011](DrXHr)/(DmXLm) = 1 1. 5。本實用新型的實施方式的冷凍循環(huán)裝置，包括根據(jù)上述的密閉型壓縮機、冷凝器、 膨脹裝置以及蒸發(fā)器。(實用新型的效果)根據(jù)本實用新型的實施方式，可提供一種密閉型壓縮機以及使用該密閉型壓縮機的冷凍循環(huán)裝置，所述密閉型壓縮機能夠維持可靠性，并且能減少損失而實現(xiàn)效率的提高， 且可實現(xiàn)小型化。

圖1是表示本實用新型的實施方式的密閉型壓縮機以及使用該密閉型壓縮機的冷凍循環(huán)裝置的結(jié)構(gòu)圖。圖2是示意性地表示壓縮負荷作用于旋轉(zhuǎn)軸時的旋轉(zhuǎn)軸的變形狀態(tài)的說明圖。圖3(a)、圖3(b)是平面表示壓縮機構(gòu)部的動作說明圖。圖4(a)、圖4(b)是同樣地平面表示壓縮機構(gòu)部的動作說明圖。圖5(a)、圖5(b)是同樣地平面表示壓縮機構(gòu)部的動作說明圖。圖6是示意性地表示在設有上部軸承構(gòu)件的結(jié)構(gòu)中，壓縮負荷作用于旋轉(zhuǎn)軸時的旋轉(zhuǎn)軸的變形狀態(tài)的說明圖。圖7是表示規(guī)定的指標(DrXHr/DmXLm)與主軸承的平均面壓的關系的圖表。圖8是表示規(guī)定的指標(DrXHr/DmXLm)與主軸承的摩擦損失率的關系的圖表。圖9是表示規(guī)定的指標(VXL3/I)與旋轉(zhuǎn)軸的彎曲角度的關系的圖表。圖10是表示規(guī)定的指標(VXL3/I)與軸承的摩擦損失率的關系的圖表。[符號的説明]1 冷凍循環(huán)裝置2 冷凝器3 膨脹裝置4 :蒸發(fā)器5 儲液器6:旋轉(zhuǎn)軸7 上部軸承構(gòu)件8:葉片8A:葉片槽10 密閉型壓縮機11 密閉容器12 噴出管13:電源端子20 電動機部21 集中繞組定子22:轉(zhuǎn)子30 壓縮機構(gòu)部[0043]30A 第1壓縮機構(gòu)部[0044]30B 第2壓縮機構(gòu)部[0045]31A 第1氣缸[0046]31B 第2氣缸[0047]32 中間分隔板[0048]33A 主軸承[0049]33B 副軸承[0050]34,35 閥蓋[0051]35a 內(nèi)蓋[0052]36 螺栓[0053]37A、37B 偏心部[0054]38A、38B -M[0055]39A 第1氣缸室[0056]39B 第2氣缸室[0057]71 滾動軸[0058]72 軸承架[0059]Dl 轉(zhuǎn)子22的外徑[0060]D2 轉(zhuǎn)子22的內(nèi)徑[0061]Dm 主軸承的內(nèi)徑尺寸[0062]Dr 輥的外徑尺寸[0063]DS 旋轉(zhuǎn)軸6的外徑[0064]H:高壓側(cè)[0065]Hr 輥的高度尺寸[0066]L :低壓側(cè)[0067]Lm 主軸承33A的全長尺寸[0068]in 抽吸口[0069]out 噴出用切口
具體實施方式
以下，參照圖1至圖8來說明本實用新型的實施方式的密閉型壓縮機以及冷凍循環(huán)裝置。圖1是表示密閉型旋轉(zhuǎn)式壓縮機的截面結(jié)構(gòu)與具備該密閉型旋轉(zhuǎn)式壓縮機的冷凍循環(huán)(cycle)裝置的結(jié)構(gòu)圖。在圖1中，冷凍循環(huán)裝置1具備對冷卻劑進行冷凝的冷凝器2 ；連接于該冷凝器2 的膨脹裝置3 ；連接于該膨脹裝置3且將冷卻劑氣化的蒸發(fā)器4 ；以及連接于該蒸發(fā)器4的出口側(cè)的密閉型旋轉(zhuǎn)式壓縮機10。而且，在蒸發(fā)器4與密閉型旋轉(zhuǎn)式壓縮機10之間，連接著儲液器(accumulator) 5。密閉型旋轉(zhuǎn)式壓縮機10是雙氣缸(cylinder)型的旋轉(zhuǎn)式壓縮機，具有密閉容器 11。在密閉容器11內(nèi)的上部側(cè)收容有電動機部20，在下部側(cè)收容有壓縮機構(gòu)部30。電動機部20與壓縮機構(gòu)部30經(jīng)由旋轉(zhuǎn)軸6而連結(jié)著。密閉型旋轉(zhuǎn)式壓縮機10是旋轉(zhuǎn)軸6沿鉛垂方向而設的縱置型壓縮機。在密閉容器11的上部中央部，突出至密閉容器11內(nèi)而設有噴出管12，而在該密閉容器11的周邊側(cè)設有電源端子13。電動機部20例如使用無刷(brushless)直流(Direct Current, DC)馬達 (motor)，且具備集中繞組定子21，固定在密閉容器11的內(nèi)面；以及轉(zhuǎn)子22，在該集中繞組定子21的內(nèi)側(cè)隔開規(guī)定間隙而配置著，且嵌接于旋轉(zhuǎn)軸6。再者，定子也可以采用分布繞組。電動機部20經(jīng)由電源端子13而連接于外部的電源供給部(省略圖示)，以接受電力的供給。壓縮機構(gòu)部30具備第1壓縮機構(gòu)部30A和第2壓縮機構(gòu)部30B這兩組壓縮機構(gòu)。 第1壓縮機構(gòu)部30A形成在上部側(cè)，且具備第1氣缸(cylinder) 31A。第2壓縮機構(gòu)部30B 隔著中間分隔板32而形成在第1壓縮機構(gòu)部30A的下部側(cè)，且具備第2氣缸31B。在第1壓縮機構(gòu)部30A的上表面部，配設有主軸承33A以作為第1軸承，而在第2壓縮機構(gòu)部30B的下表面部，配設有副軸承33B以作為第2軸承。因此，第1氣缸 (cylinder) 3IA以及第2氣缸3IB這兩個氣缸配設在主軸承33A與副軸承3 之間。所述主軸承33A以及副軸承3 是與設在主軸承33A側(cè)的閥蓋(valve cover) 34 和設在副軸承3 側(cè)的閥蓋35—同利用螺栓(bolt)36而螺固著。再者，在閥蓋35的內(nèi)側(cè)， 配設有金屬制的內(nèi)蓋35a。所述主軸承33A以及副軸承3 分別旋轉(zhuǎn)自如地支撐旋轉(zhuǎn)軸6。在密閉容器11的上部與電動機部20之間，設有上部軸承構(gòu)件7以作為第3軸承構(gòu)件。該上部軸承構(gòu)件7具備滾動軸承71，卡合于旋轉(zhuǎn)軸6以支撐旋轉(zhuǎn)軸6 ；以及軸承架 (frame) 72，保持該滾動軸承71。該滾動軸承71例如為滾珠軸承，且支撐旋轉(zhuǎn)軸6的前端附近。在旋轉(zhuǎn)軸6上，與各壓縮機構(gòu)部30A及30B對應地，具備180°的相位差而形成著一對偏心部37A及37B。該偏心部37A及37B呈彼此相同的直徑，且位于各氣缸31A及31B 的內(nèi)徑部。而且，在偏心部37A及37B的外周，嵌合著輥(roller) 38A及38B。第1氣缸31A及第2氣缸31B由主軸承33A、中間分隔板32及副軸承3 而上下劃分，且在各自的內(nèi)部形成著偏心轉(zhuǎn)動自如地收容著各輥38A及38B的第1氣缸室39A和第2氣缸室39B。 在該第1氣缸室39A與第2氣缸室39B內(nèi)，通過各輥38A及38B的偏心轉(zhuǎn)動動作與抵接于各輥38A及38B的后述的葉片(blade)的往復動作而將氣缸室39A、39B劃分為抽吸室側(cè)(低壓側(cè)L)與壓縮室側(cè)(高壓側(cè)H)，以進行壓縮動作。如此般構(gòu)成的冷凍循環(huán)裝置1以下述方式進行運轉(zhuǎn)。即，當對電動機部20供給電力而旋轉(zhuǎn)軸6受到旋轉(zhuǎn)驅(qū)動時，壓縮機構(gòu)部30 —體地受到驅(qū)動。在壓縮機構(gòu)部30中，輥 38A及38B在氣缸室39A及39B內(nèi)進行偏心旋轉(zhuǎn)，由此，被導至氣缸室39A及39B內(nèi)的冷卻劑氣體逐漸受到壓縮。旋轉(zhuǎn)軸6繼續(xù)旋轉(zhuǎn)，氣缸室39A及39B內(nèi)的壓縮室的容量進一步減少而冷卻劑氣體受到壓縮，在上升至規(guī)定壓力為止時，使噴出閥開放。高壓氣體經(jīng)由閥蓋34 而噴出并充滿密閉容器11內(nèi)，繼而從密閉容器11噴出。從密閉容器11噴出的高壓氣體被導至冷凝器2而冷凝液化，且在膨脹裝置3中隔熱膨脹，然后在蒸發(fā)器4中從熱交換空氣奪走蒸發(fā)潛熱而起到冷卻(冷房)作用。蒸發(fā)后的冷卻劑經(jīng)由儲液器5而被抽吸至氣缸室39A及39B，從而在上述路徑中循環(huán)。而且，如果設置四向切換閥來切換冷卻劑氣體的流路，則也能夠如眾所周知般起到保溫作用。接下來，參照圖2至圖6來說明作為第3軸承構(gòu)件的上部軸承構(gòu)件7的功能。再者，對于與上述說明相同或相當?shù)牟糠謽俗⑾嗤?，并省略重復的說明。首先，根據(jù)圖2至圖5(a)、圖5(b)來說明未設置第3軸承構(gòu)件的情況。圖2以線段來示意性地表示因冷卻劑氣體的壓力而有壓縮負荷(徑向(radial)負荷)作用于旋轉(zhuǎn)軸6時的與旋轉(zhuǎn)軸6的旋轉(zhuǎn)角度相應的變形狀態(tài)。圖3 (a)、圖3 (b)是平面表示壓縮機構(gòu)部 30的說明圖，圖3(a)表示第1壓縮機構(gòu)部30A，圖3 (b)表示第2壓縮機構(gòu)部30B。如圖3 (a)中代表性地說明的，在第1氣缸室39A內(nèi)，偏心地且可轉(zhuǎn)動地配設著輥 38A。輥38A的外周壁的一部分沿著軸向并經(jīng)由油膜密封(seal)而呈線狀地接觸氣缸室 39A的內(nèi)周壁。因此，隨著旋轉(zhuǎn)軸6的旋轉(zhuǎn)，輥38A的外周壁接觸氣缸室39A的內(nèi)周壁的位置沿周方向移動。在第1氣缸31A內(nèi)，形成有使葉片8可進行往復運動的葉片槽8A。葉片8構(gòu)成為， 在壓縮彈簧的作用下被彈性地賦予背壓，以使其前端部始終突出至氣缸室39A內(nèi)，并對應于與輥38A的外周壁的接觸位置的變化而進行往復動作。因此，葉片8始終將氣缸室39A 內(nèi)一分為二。在主軸承33A上，設有具有噴出閥機構(gòu)的噴出口，在第1氣缸31A上，在與所述主軸承33A的噴出口相向的位置，設有噴出用切口 out。該噴出用切口 out配置在葉片槽8A 附近。而且，在氣缸31A中設有抽吸口 in。該抽吸口 in貫穿氣缸31A，并經(jīng)由冷卻劑管而連接于儲液器5。再者，旋轉(zhuǎn)軸6的旋轉(zhuǎn)角度θ即輥38Α的旋轉(zhuǎn)角度θ是以輥38Α(旋轉(zhuǎn)軸6的偏心部37Α的偏心方向)與葉片槽8Α—致的位置為基準而設為0°，且朝旋轉(zhuǎn)方向變大。在此種結(jié)構(gòu)中，從抽吸口 in抽吸至氣缸室39A的低壓側(cè)L的冷卻劑氣體隨著輥 38A的偏心旋轉(zhuǎn)而受到壓縮，并從高壓側(cè)H達到高溫高壓而從噴出口噴出。圖3(a)表示第1壓縮機構(gòu)部30A中的輥38A的旋轉(zhuǎn)角度θ為0°的狀態(tài)，氣缸室39Α的大致整個區(qū)域成為低壓側(cè)L。另一方面，圖3 (b)表示形成有偏心部37B的第2壓縮機構(gòu)部30B，該偏心部37B與第1壓縮機構(gòu)部30A的偏心部37A具有180°的相位差。因此，當?shù)?壓縮機構(gòu)部30A中的輥38A的旋轉(zhuǎn)角度θ為0°時，第2壓縮機構(gòu)部30Β的輥 38Β的旋轉(zhuǎn)角度θ為180°，此時，在圖示上，氣缸室39Β的右側(cè)形成為高壓側(cè)H，左側(cè)形成為低壓側(cè)L。此種狀態(tài)的冷卻劑氣體的壓縮負荷作為徑向負荷而作用于旋轉(zhuǎn)軸6。S卩，在第1壓縮機構(gòu)部30Α中，大致整個區(qū)域成為低壓側(cè)L，因此不會產(chǎn)生基于壓力差的壓縮負荷，但在第2壓縮機構(gòu)部30Β中，有基于低壓側(cè)L與高壓側(cè)H的壓力差的壓縮負荷作為徑向負荷而起作用。于是，如圖2(1)的線段所示，旋轉(zhuǎn)軸6呈彎曲變形而傾斜的狀態(tài)。再者，圖2中的角度(0°、120° ,240° )表示第1壓縮機構(gòu)部30Α中的輥38Α的旋轉(zhuǎn)角度θ。在因壓縮負荷造成旋轉(zhuǎn)軸6彎曲變形而導致的傾斜時，靠近所述主軸承33Α的第 1壓縮機構(gòu)部30Α的壓縮負荷較遠離所述主軸承33Α的第2壓縮機構(gòu)部30Β的壓縮負荷產(chǎn)生更大的影響。因此，在第1壓縮機構(gòu)部30Α中的輥38Α的旋轉(zhuǎn)角度為0°時，第1壓縮機構(gòu)部30Α中的壓縮負荷不會產(chǎn)生，因此如圖2(1)的線段所示，旋轉(zhuǎn)軸6的傾斜極小。[0095]圖4(a)表示第1壓縮機構(gòu)部30A中的輥38A的旋轉(zhuǎn)角度θ為120°的狀態(tài)。此時，在圖示上，氣缸室39Α成為右側(cè)的高壓側(cè)H的區(qū)域較多而左側(cè)的低壓側(cè)L的區(qū)域較少的狀態(tài)。而且，此時，圖4(b)所示的第2壓縮機構(gòu)部30Β成為輥38Β的旋轉(zhuǎn)角度θ為300° 的狀態(tài)，此時，氣缸室39Β的大部分區(qū)域形成為低壓側(cè)L。第1壓縮機構(gòu)部30Α的高壓側(cè)H的壓力處于并非太高的狀態(tài)，因此可認為基于第1 壓縮機構(gòu)部30Α的低壓側(cè)L與高壓側(cè)H的壓力差的壓縮負荷較小，如圖2(2)的線段所示， 旋轉(zhuǎn)軸6表現(xiàn)為彎曲變形相對較少。圖5(a)表示第1壓縮機構(gòu)部30Α中的輥38Α的旋轉(zhuǎn)角度θ為對0°的狀態(tài)。此時，在圖示上，氣缸室39Α成為左側(cè)的低壓側(cè)L的區(qū)域較多而右側(cè)的高壓側(cè)H的區(qū)域較少的狀態(tài)。圖5(b)所示的第2壓縮機構(gòu)部30Β成為輥38Β的旋轉(zhuǎn)角度θ為60°的狀態(tài)，此時， 氣缸室39Β成為右側(cè)的高壓側(cè)H的區(qū)域較多而左側(cè)的低壓側(cè)L的區(qū)域較少的狀態(tài)?；诘?壓縮機構(gòu)部30Α的低壓側(cè)L與高壓側(cè)H的壓力差的壓縮負荷較大，如圖 2(3)的線段所示，旋轉(zhuǎn)軸6發(fā)生彎曲變形而傾斜的程度變大。如上所述，在未設置第3軸承構(gòu)件的情況下，隨著旋轉(zhuǎn)軸的旋轉(zhuǎn)帶來的離心力，根據(jù)旋轉(zhuǎn)軸6的旋轉(zhuǎn)角度θ，旋轉(zhuǎn)軸6發(fā)生彎曲變形而傾斜，從而產(chǎn)生旋轉(zhuǎn)軸前端部的晃動。 而且，此時，伴隨所述晃動而作用于旋轉(zhuǎn)軸6的徑向負荷主要由主軸承33Α的上部的部位所負擔。為了抑制該旋轉(zhuǎn)軸6的彎曲變形，如圖6所示，設置上部軸承構(gòu)件7以作為第3軸承構(gòu)件。圖6是與圖2同樣地以線段來示意性地表示因冷卻劑氣體的壓力而有壓縮負荷 (徑向(radial)負荷)作用于旋轉(zhuǎn)軸6時的與旋轉(zhuǎn)軸6 (第1壓縮機構(gòu)部30A中的輥38A) 的旋轉(zhuǎn)角度相應的變形狀態(tài)。通過利用該上部軸承構(gòu)件7來支撐旋轉(zhuǎn)軸6的前端附近，由上部軸承構(gòu)件7來負擔旋轉(zhuǎn)軸6的前端的徑向負荷，從而能夠抑制旋轉(zhuǎn)軸6的彎曲變形而有效地抑制旋轉(zhuǎn)軸6 前端部的晃動。而且，能夠減輕作用于主軸承33A的徑向負荷的負擔而確?？煽啃浴６?，本發(fā)明人進行了實驗，以求出在如上所述的設置該上部軸承構(gòu)件7來作為第3軸承構(gòu)件的密閉型旋轉(zhuǎn)式壓縮機10中，用于減少其運轉(zhuǎn)中的損失以提高效率的最佳設計值。作為評價基準，選定運轉(zhuǎn)中的最大曲柄(crank)負荷(輥38A、38B所承受的負荷) 以及用于支承該最大曲柄負荷的主軸承33A的大小。最大曲柄負荷是與由輥38A(38B)的外徑所形成的截面積(包括輥38A(38B)以及設在輥的內(nèi)周的偏心部37A(37B)的截面積)大致成比例，因而可予以代替。因此，當設輥 38A(38B)的外徑尺寸為Dr，輥38A(38B)的高度尺寸為Hr時，輥38A(38B)的截面積可表示為 DrXHr。而且，當設主軸承33A的內(nèi)徑尺寸為Dm，主軸承33A的全長尺寸為Lm時，主軸承 33A的大小可表示為DmXLm。進而，為了將這些評價基準相關聯(lián)，將兩者的比Rt即Rt = (DrXHr)/(DmXLm)作為指標。并且，對該比Rt與由旋轉(zhuǎn)軸6作用于主軸承33A的平均面壓P(Pa)的關系進行調(diào)查。作為測定試料，準備(a)比較例(未設置第3軸承構(gòu)件的密閉型旋轉(zhuǎn)式壓縮機)與(b)本實例(設有第3軸承構(gòu)件的密閉型旋轉(zhuǎn)式壓縮機)，例如設輥38A(38B)的截面積DrXHr 為固定，使主軸承33A的大小DmXLm發(fā)生變化，從而測定與此對應的平均面壓P(Pa)。其結(jié)果如圖7所示。圖中，橫軸表示該比Rt = (DrXHr)/(DmXLm)，縱軸表示平均面壓P(Pa)。如圖所示，(a)比較例、(b)本實例均存在隨著該比Rt的增加而平均面壓 P(Pa)上升的傾向，由正斜率的直線狀的線(line)來表示。而且，在(b)本實例中，平均面壓P (Pa)低于(a)比較例，斜率也小于(a)比較例。 這是因為，在(b)本實例中設有第3軸承構(gòu)件，因此抑制了旋轉(zhuǎn)軸6的彎曲變形，從而抑制了因離心力造成的旋轉(zhuǎn)軸6前端部的晃動。此處，(a)比較例中的作用于主軸承33A的平均面壓P(Pa)的實效范圍為 Pl(Pa) P2(Pa)。此時，與Pl (Pa) P2 (Pa)對應的比Rt < 1，為約0.7 0.9。因而，當平均面壓為P2(Pa)以上時，成為輥與氣缸室間發(fā)生油膜斷離的狀態(tài)。另一方面，在(b)本實例中，如果與(a)比較例同樣地設平均面壓P(Pa)為 Pl(Pa) 卩2 0^)，則與？1( 3) P2(Pa)對應的比Rt彡1，為約1 1. 5。因此，根據(jù)(b) 本實例，在平均面壓為Pl(Pa) P2(Pa)時，該比Rt表示為(Dr XHr)/(Dm XLm) = 1 1. 5。接下來，與上述同樣地測定基于該比Rt的主軸承33A的摩擦損失，即，主軸承33A 與旋轉(zhuǎn)軸6的旋轉(zhuǎn)造成的摩擦損失。測定試料為(a)比較例以及(b)本實例。其結(jié)果如圖8所示。圖中，橫軸表示該比Rt= (DrXHr)/(DmXLm)，縱軸表示主軸承33A的摩擦損失率W(%)。該摩擦損失率W(%)是通過(摩擦損失)/(總輸入)而算出。如圖所示，(a)比較例、(b)本實例均存在隨著該比Rt的增加而摩擦損失率)下降的傾向，由負斜率的曲線狀的線來表示。而且，在(b)本實例中，摩擦損失率)小于(a)比較例，斜率也小于(a)比較例。與上述同樣地，這是因為在(b)本實例中設有第3軸承構(gòu)件。此處，在(a)比較例中，上述平均面壓P(Pa)的實效范圍內(nèi)的比Rt為約0. 7 0. 9， 與該比Rt對應的摩擦損失率)為W1 W2。另一方面，(b)本實例中的比Rt為1 1.5，與該比Rt對應的摩擦損失率) 為W3 W4。因此，根據(jù)(b)本實例，相對于(a)比較例，可減少主軸承33A的摩擦損失，提
高效率。如上所述，在設有第3軸承構(gòu)件的密閉型旋轉(zhuǎn)式壓縮機10中，通過采用滿足以下公式的設計值，能夠維持可靠性，并且能夠減少損失而實現(xiàn)效率的提高，且可實現(xiàn)小型化。(Dr XHr)/(Dm XLm) = 1 1. 5如果最大曲柄負荷相同，則該公式意味著與(a)比較例相比，(b)本實例能夠更為縮小主軸承33A，而且，如果主軸承33A為同等大小，則該公式意味著與(a)比較例相比，(b) 本實例能夠?qū)⒆畲笄摵稍O計得更大。因而，與(a)比較例相比，(b)本實例能夠相對地縮小主軸承33A，從而能夠減少摩擦損失而降低電力消耗。而且，主軸承33A的內(nèi)徑尺寸Dm越小，則能使偏心部37A及37B 的直徑、輥38A及38B的直徑或氣缸31A及31B的內(nèi)徑越小，從而可減小壓縮機構(gòu)部30而在徑向上實現(xiàn)密閉型旋轉(zhuǎn)式壓縮機10的小型化。其次，本發(fā)明人在設置上部軸承構(gòu)件7來作為第3軸承構(gòu)件的密閉型旋轉(zhuǎn)式壓縮機10中，根據(jù)轉(zhuǎn)子22的大小或旋轉(zhuǎn)軸6的截面二維力矩(moment)等，求出用于減少其運轉(zhuǎn)中的損失以提高效率的設計值。其結(jié)果，獲得下述見解，即，采用滿足以下公式的設計值。8 X IO7 (mm2)彡 VXL3/I 彡 3. 6 X IO7 (mm2). . ·(公式 1)V為轉(zhuǎn)子22的體積，當設D1為轉(zhuǎn)子22的外徑，D2為內(nèi)徑，H為高度尺寸時，以V = π/4X (D/-D/) XH來表示。而且，I為旋轉(zhuǎn)軸6的截面二維力矩，當設旋轉(zhuǎn)軸6的外徑為 Ds時，以I =( π /64) XDs4來表示。L為從主軸承33Α下端到轉(zhuǎn)子22的重心為止的距離。進而，公式1中的V XL3/I是如下所述般導出。首先，在未設置第3軸承構(gòu)件的密閉型旋轉(zhuǎn)式壓縮機中，伴隨著運轉(zhuǎn)中的轉(zhuǎn)子22帶來的離心力F而產(chǎn)生的旋轉(zhuǎn)軸6的彎曲角度Φ大致以下述公式表示。Φ = FXLVOXEXI). ·.(公式 2)E為旋轉(zhuǎn)軸6的楊氏模量。繼而，轉(zhuǎn)子22帶來的離心力F以下述公式表示。F = M δ ω2 oc VXL. ··(公式 3)此處，M為轉(zhuǎn)子22的重量，當設轉(zhuǎn)子22的密度為P時，以M = P XV來表示。δ 為旋轉(zhuǎn)軸6的中心距離轉(zhuǎn)子22的重心的偏心量，ω為轉(zhuǎn)子22的角速度。再者，δ主要是由于旋轉(zhuǎn)軸6的一次彎曲(因伴隨冷卻劑氣體的壓縮而引起的壓力差所產(chǎn)生的彎曲)而引起，因此大致有下述公式成立。δ oc L···(公式4)因此，對所述(公式1)至(公式4)進行整理可導出下述公式。cpoc VxL3/I...(公式 5)由該公式5可知的是，右邊越大，則旋轉(zhuǎn)軸6的彎曲角度Φ就越大。若根據(jù)以上所述來調(diào)查VXL3/I與旋轉(zhuǎn)軸6的彎曲角度Φ的關系，則成為如圖9 所示的結(jié)果。圖中，橫軸表示VXL3/I(X107mm2)，縱軸表示彎曲角度Φ。而且，與上述同樣地，作為試料，使用(a)比較例以及(b)本實例。如圖所示，(a)比較例、(b)本實例均存在 WVXLVI的增加而彎曲角度Φ上升的傾向。此處，(a)比較例中的彎曲角度Φ的實效范圍為Ct1 Φ2。此時，與(^ 小2對應的￥\1^/1為約0.8 3.5。因而，當彎曲角度為Φ2以上時，成為輥與氣缸室間發(fā)生油膜斷離的狀態(tài)。因此，由圖9可知的是，如果VXL3/I為8X107(mm2)以下，則可使旋轉(zhuǎn)軸6的彎曲角度Φ處于不會發(fā)生油膜斷離的上限即彎曲角度Φ2以下。繼而，基于VXL3/I的主軸承33A的摩擦損失如圖10所示。圖中，橫軸表示VX L3/ 1(\107讓2)，縱軸表示主軸承33六的摩擦損失率1(%)。如圖所示，(a)比較例、(b)本實例均存在隨著VXL3/I的增加而摩擦損失率)下降的傾向。在(a)比較例中，與上述彎曲角度Φ的實效范圍對應的摩擦損失率為Α W20另一方面，可確認的是，要將(b)本實例中的摩擦損失率W(%)設為比(a)比較例的W1 更小的規(guī)定值Wtl以下，較為理想的是將VX L3/I設為3. 6以上。如上所述，通過采用滿足所述公式1的設計值，能夠維持可靠性，并且能夠減少損失以實現(xiàn)效率的提高，且可實現(xiàn)小型化。公式1主要意味著，相對于轉(zhuǎn)子22的體積V或從主軸承33A下端到轉(zhuǎn)子22的重心為止的距離L，旋轉(zhuǎn)軸6的截面二維力矩I相對變小。艮口，公式1意味著，旋轉(zhuǎn)軸6的外徑Ds變小，摩擦損失變小。因而，與(a)比較例相比，(b)本實例能夠相對地縮小旋轉(zhuǎn)軸6的外徑，從而能夠減少摩擦損失以降低電力消耗，并且能夠縮小壓縮機構(gòu)部30而在徑向上實現(xiàn)密閉型旋轉(zhuǎn)式壓縮機10的小型化。再者，本實用新型并不限定于上述各實施方式的結(jié)構(gòu)，在不脫離實用新型的主旨的范圍內(nèi)可實施各種變形。而且，上述實施方式是作為一例而提示，并不意圖限定實用新型的范圍。
權利要求1.一種密閉型壓縮機，其在密閉容器內(nèi)的上部收容電動機部，并且在所述密閉容器的下部收容經(jīng)由旋轉(zhuǎn)軸而由所述電動機部來驅(qū)動的壓縮機構(gòu)部，所述壓縮機構(gòu)部包括主軸承、副軸承以及兩個氣缸，所述主軸承設在靠近所述電動機部的位置且支撐所述旋轉(zhuǎn)軸，所述副軸承設在遠離所述電動機部的位置且支撐所述旋轉(zhuǎn)軸，所述兩個氣缸設在所述主軸承與副軸承之間，在所述密閉容器的上部與所述電動機部之間，設有上部軸承構(gòu)件，該上部軸承構(gòu)件具有與所述旋轉(zhuǎn)軸卡合的滾動軸承和保持該滾動軸承的軸承架，此密閉型壓縮機的特征在于，當設所述氣缸的內(nèi)部所收容的旋轉(zhuǎn)自如的輥的外徑尺寸為Dr，輥的高度尺寸為Hr，主軸承的內(nèi)徑尺寸為Dm，主軸承的全長尺寸為Lm時，滿足以下的公式，(DrXHr)/(DmXLm) = 1 1. 5。
2.—種冷凍循環(huán)裝置，其特征在于包括根據(jù)權利要求1所述的密閉型壓縮機、冷凝器、 膨脹裝置以及蒸發(fā)器。
專利摘要本實用新型是一種密閉型壓縮機，壓縮機構(gòu)部包括主軸承、副軸承以及設在主軸承與副軸承之間的兩個氣缸，主軸承設在靠近電動機部的位置且支撐著旋轉(zhuǎn)軸，副軸承設在遠離電動機部的位置且支撐著旋轉(zhuǎn)軸，在密閉容器的上部與電動機部之間，設有上部軸承構(gòu)件，該上部軸承構(gòu)件具有與旋轉(zhuǎn)軸卡合的滾動軸承和保持該滾動軸承的軸承架，此密閉型壓縮機的特征在于，當設氣缸、的內(nèi)部所收容的旋轉(zhuǎn)自如的輥的外徑尺寸為Dr，輥的高度尺寸為Hr，主軸承的內(nèi)徑尺寸為Dm，主軸承的全長尺寸為Lm時，滿足以下的公式，(Dr×Hr)/(Dm×Lm)＝1～1.5。
文檔編號F04C18/356GK202326240SQ201120449408
公開日2012年7月11日 申請日期2011年11月14日 優(yōu)先權日2011年11月14日
發(fā)明者高島和 申請人:東芝開利株式會社