JP5540557B2 - Rotary compressor - Google Patents
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Description
本発明は、シリンダに形成されたスロット内に挿入され、圧縮室を高圧側と低圧側とに仕切り、かつ円柱状の円柱部を有するベーンを備えるロータリ圧縮機に関する。 The present invention relates to a rotary compressor provided with a vane that is inserted into a slot formed in a cylinder, partitions a compression chamber into a high-pressure side and a low-pressure side, and has a cylindrical columnar portion.
従来、冷凍装置や空気調和装置などにおいては、蒸発器で蒸発したガス冷媒を吸入し、吸入したガス冷媒を凝縮するために必要な圧力まで圧縮して冷媒回路中に高温高圧のガス冷媒を送り出す圧縮機が使用されている。このような圧縮機の一つとして、ローリングピストン型ロータリ圧縮機が知られている。 Conventionally, in a refrigeration apparatus, an air conditioner, etc., gas refrigerant evaporated by an evaporator is sucked, compressed to a pressure necessary to condense the sucked gas refrigerant, and high-temperature and high-pressure gas refrigerant is sent out into the refrigerant circuit. A compressor is used. As one of such compressors, a rolling piston type rotary compressor is known.
図８は、従来のローリングピストン型ロータリ圧縮機の一例を示す部分縦断面図である。また、図９は、図８に示すロータリ圧縮機の、面Ａ−Ａに沿う横断面を示す図である。 FIG. 8 is a partial longitudinal sectional view showing an example of a conventional rolling piston type rotary compressor. Moreover, FIG. 9 is a figure which shows the cross section which follows surface AA of the rotary compressor shown in FIG.
図８，９に例示されるように、ロータリ圧縮機においては、電動機２０２と圧縮機構部２０３とがシャフト２３１で連結された状態で密閉容器２０１内に収納される。圧縮機構部２０３は、シリンダ２３０と、該シリンダ２３０の上端面及び下端面を閉塞する上軸受２３４及び下軸受２３５とを備えている。シリンダ２３０、上軸受２３４及び下軸受２３５により、圧縮室２３９と呼ばれる空間が形成される。 As illustrated in FIGS. 8 and 9, in the rotary compressor, the electric motor 202 and the compression mechanism unit 203 are housed in the sealed container 201 in a state where the electric motor 202 and the compression mechanism unit 203 are connected by the shaft 231. The compression mechanism unit 203 includes a cylinder 230, and an upper bearing 234 and a lower bearing 235 that close the upper end surface and the lower end surface of the cylinder 230. A space called a compression chamber 239 is formed by the cylinder 230, the upper bearing 234, and the lower bearing 235.
圧縮室２３９内には、上軸受２３４及び下軸受２３５に支持されるシャフト２３１の偏心部２３１ａに嵌合されたピストン２３２が備わる。圧縮室２３９内にはさらに、ピストン２３２の外周の偏心回転に追従して往復運動し、圧縮室２３９内を低圧側と高圧側とに仕切るベーン２３３が備わる。 In the compression chamber 239, a piston 232 fitted to the eccentric portion 231a of the shaft 231 supported by the upper bearing 234 and the lower bearing 235 is provided. The compression chamber 239 further includes a vane 233 that reciprocates following the eccentric rotation of the outer periphery of the piston 232 and partitions the compression chamber 239 into a low pressure side and a high pressure side.
シャフト２３１には、中心軸に沿って油穴２４１が形成されると共に、上軸受２３４の下端部分及び下軸受２３５の上端部分に近接する部分には、油穴２４１に連通した給油穴２４２及び給油穴２４３が設けられている。また、シャフト２３１において、偏心部２３１ａに近接する部分には、上記油穴２４１に連通した給油穴２４４が設けられる。また、シャフト２３１の外周には、この給油穴２４４の開口部分を通る油溝２４５が形成されている。 An oil hole 241 is formed in the shaft 231 along the central axis, and an oil supply hole 242 communicating with the oil hole 241 and an oil supply are provided in a portion close to the lower end portion of the upper bearing 234 and the upper end portion of the lower bearing 235. A hole 243 is provided. An oil supply hole 244 communicating with the oil hole 241 is provided in a portion of the shaft 231 that is close to the eccentric portion 231a. An oil groove 245 that passes through the opening of the oil supply hole 244 is formed on the outer periphery of the shaft 231.
シリンダ２３０には、圧縮室２３９の低圧側にガスを吸入する吸入ポート２４０が開通されており、上軸受２３４には、低圧側から転じて形成される圧縮室２３９の高圧側からガスを吐出する吐出ポート２３８が開通されている。吐出ポート２３８は、上軸受２３４を貫通する平面視で円形の孔として形成される。また、上軸受２３４において吐出ポート２３８の上方には、所定の大きさ以上の圧力を吐出ポート２３８から受けた場合に開放される吐出弁２３６が設けられる。上軸受２３４にはさらに、吐出弁２３６を覆うように、カップマフラ−２３７が配置されている。 A suction port 240 that sucks gas into the low pressure side of the compression chamber 239 is opened in the cylinder 230, and gas is discharged from the high pressure side of the compression chamber 239 formed by turning from the low pressure side to the upper bearing 234. The discharge port 238 is opened. The discharge port 238 is formed as a circular hole in plan view that penetrates the upper bearing 234. In addition, a discharge valve 236 that is opened when a pressure greater than a predetermined magnitude is received from the discharge port 238 is provided above the discharge port 238 in the upper bearing 234. A cup muffler-237 is further disposed on the upper bearing 234 so as to cover the discharge valve 236.
以上のような構成のロータリ圧縮機において、圧縮室２３９の低圧側では、ピストン２３２とシリンダ２３０の摺接部分が偏心回転により吸入ポート２４０を通過し始めると、吸入室が徐々に拡大する。この間、吸入ポート２４０から吸入室内にガスが吸入される。一方、高圧側では、ピストン２３２の摺動部が吐出ポート２３８へと、圧縮室２３９を徐々に縮小しながら近づいていき、所定圧力以上に圧縮された時点で吐出弁２３６が開いて吐出ポート２３８からガスが流出する。流出したガスは、カップマフラ−２３７により密閉容器２０１内に吐出される。 In the rotary compressor configured as described above, on the low pressure side of the compression chamber 239, when the sliding contact portion of the piston 232 and the cylinder 230 starts to pass through the suction port 240 due to eccentric rotation, the suction chamber gradually expands. During this time, gas is sucked into the suction chamber from the suction port 240. On the other hand, on the high pressure side, the sliding portion of the piston 232 approaches the discharge port 238 while gradually reducing the compression chamber 239. When the pressure is compressed to a predetermined pressure or higher, the discharge valve 236 is opened and the discharge port 238 is opened. Out of the gas. The outflowing gas is discharged into the sealed container 201 by the cup muffler-237.
上記の構成では、ピストン２３２とベーン２３３の先端との摺動部分では、オイルが保持されにくく、摺動性が厳しい。つまり油膜が形成され難いため、金属接触が起こり、磨耗が起こりやすい。さらに、近年の代替冷媒の移行により、非共沸混合冷媒のＲ４０７ＣやＲ４１０Ａを従来のロータリ圧縮機で使用すると、これら冷媒自身の潤滑性が悪いため、上記摺動部分での磨耗がさらに発生しやすい。 In the above configuration, the oil is hardly held at the sliding portion between the piston 232 and the tip of the vane 233, and the sliding property is severe. That is, since it is difficult to form an oil film, metal contact occurs and wear tends to occur. Furthermore, due to the recent shift of alternative refrigerants, when the non-azeotropic refrigerants R407C and R410A are used in conventional rotary compressors, the lubricity of these refrigerants themselves is poor, and thus wear at the sliding parts further occurs. Cheap.
このような磨耗の問題に対する解決手段がいくつか提案されている。図１０は、この解決手段の一例である揺動ピストン型ロータリ圧縮機のベーン及びピストンの周辺を示す図である。図１０において、シリンダ１３０の上下両側は、端板１３４，１３５により閉塞され、端板１３４，１３５のいずれか一方には、圧縮されたガスを吐出する吐出ポート１３８が形成されている。ピストン１３２は、シリンダ１３０内に設けられたシャフト１３１の偏心部１３０ａに嵌合される。ベーン１３３の本体部分は、シリンダ１３０に設けられたスロット１３０ｂ内に往復運動可能に挿入される。また、ベーン１３３の円柱部は、ピストン１３２が揺動自由に接続される。これにより、ピストン１３２とベーン１３３の先端との間にオイルが保持されやすく油膜が形成されるようになり、ベーン１３３の信頼性を大幅に向上させることが出来る（例えば特許文献１を参照）。 Several solutions for such wear problems have been proposed. FIG. 10 is a view showing the periphery of a vane and a piston of an oscillating piston type rotary compressor which is an example of the solving means. In FIG. 10, both upper and lower sides of the cylinder 130 are closed by end plates 134 and 135, and discharge ports 138 for discharging compressed gas are formed on either one of the end plates 134 and 135. The piston 132 is fitted into an eccentric portion 130 a of a shaft 131 provided in the cylinder 130. The main body portion of the vane 133 is inserted into a slot 130b provided in the cylinder 130 so as to be able to reciprocate. Further, the piston 132 is connected to the columnar portion of the vane 133 so as to freely swing. As a result, oil is easily held between the piston 132 and the tip of the vane 133, so that an oil film is formed, and the reliability of the vane 133 can be greatly improved (see, for example, Patent Document 1).
上述の揺動ピストン型では、ベーン１３３の先端の信頼性は大幅に向上するものの、前述のローリングピストン型と較べて、ピストン１３２の外周部分にベーン１３３の円柱部が揺動自由に接続されるため、ピストン１３３の外径が大きくなってしまう。その結果、ピストン１３２の上下端面と端板１３４，１３５との間の摺動面積が増加する。また、摺動面積増加に伴う潤滑不足に起因して、ピストン１３２の上下端面の摺動が厳しくなり、ピストン１３２や上軸受２３４及び下軸受２３５の磨耗や焼き付きの要因となっていた。さらに、ピストン１３２は自転しないため、ピストン１３２の高圧側が特に高温になり熱膨張することにより、ピストン１３２と端板１３４，１３５との摺動がさらに厳しくなることという問題があった。 In the above-described oscillating piston type, the reliability of the tip of the vane 133 is greatly improved. However, compared with the above-described rolling piston type, the cylindrical portion of the vane 133 is connected to the outer peripheral portion of the piston 132 so as to freely oscillate. For this reason, the outer diameter of the piston 133 is increased. As a result, the sliding area between the upper and lower end surfaces of the piston 132 and the end plates 134 and 135 increases. Further, due to insufficient lubrication accompanying an increase in sliding area, sliding of the upper and lower end surfaces of the piston 132 becomes severe, which causes wear and seizure of the piston 132, the upper bearing 234, and the lower bearing 235. Further, since the piston 132 does not rotate, there is a problem that sliding between the piston 132 and the end plates 134 and 135 becomes more severe because the high pressure side of the piston 132 becomes particularly hot and thermally expands.
それ故に、本発明は、ピストンの磨耗や焼きつきを抑えることが可能なロータリ圧縮機を提供することを目的とする。 Therefore, an object of the present invention is to provide a rotary compressor capable of suppressing piston wear and seizure.
上記目的を達成するために、本発明は、シリンダと、シリンダ内に配置される、シャフトの偏心部と、偏心部に嵌合され、円柱状の溝が形成されたピストンと、シリンダの両端面を閉塞する二つの軸受と、シリンダに形成されたスロット内に挿入され、該シリンダ内の圧縮室を高圧側と低圧側とに仕切り、かつ溝に係合する円柱状の円柱部を有するベーンと、を備えるロータリ圧縮機であって、二つの軸受の一方には、高圧側からのガスを吐出する吐出ポートが形成され、ピストンの端面には、吐出ポートとオーバーラップしない位置に、オイルが満たされる凹部が形成されることを特徴とする。 To achieve the above object, the present invention provides a cylinder, an eccentric part of a shaft disposed in the cylinder, a piston fitted to the eccentric part and formed with a cylindrical groove, and both end faces of the cylinder And two vanes inserted into a slot formed in the cylinder, partitioning the compression chamber in the cylinder into a high-pressure side and a low-pressure side, and having a cylindrical column portion that engages with the groove, The discharge port for discharging gas from the high pressure side is formed in one of the two bearings, and the end surface of the piston is filled with oil at a position that does not overlap with the discharge port. A recessed portion is formed.
上記構成によれば、ロータリ圧縮機において、ピストンの端面に形成された凹部にオイルが保持されるため、潤滑性や冷却性が向上する。これによって、ピストンの端面の磨耗や焼き付き等を抑制できる。また、凹部が吐出ポートとオーバーラップしない位置に形成されることにより、オイルに満たされた凹部と圧縮室とが吐出ポートを介して連通するこ
とを防ぎ、オイルやガスの再膨張を抑制することができる。
According to the above configuration, in the rotary compressor, the oil is held in the recess formed in the end face of the piston, so that the lubricity and the cooling performance are improved. As a result, wear and seizure of the end face of the piston can be suppressed. In addition, by forming the recess at a position that does not overlap the discharge port, the recess filled with oil and the compression chamber are prevented from communicating via the discharge port, and re-expansion of oil and gas is suppressed. Can do.
本発明は、シリンダと、シリンダ内に配置される、シャフトの偏心部と、偏心部に嵌合され、円柱状の溝が形成されたピストンと、シリンダの両端面を閉塞する二つの軸受と、シリンダに形成されたスロット内に挿入され、該シリンダ内の圧縮室を高圧側と低圧側とに仕切り、かつ溝に係合する円柱状の円柱部を有するベーンと、を備えるロータリ圧縮機であって、二つの軸受の一方には、高圧側からのガスを吐出する吐出ポートが形成され、ピストンの端面には、吐出ポートとオーバーラップしない位置に、オイルが満たされる凹部が形成されることを特徴とする。 The present invention includes a cylinder, an eccentric part of a shaft disposed in the cylinder, a piston fitted into the eccentric part and formed with a cylindrical groove, and two bearings for closing both end faces of the cylinder, And a vane having a columnar cylindrical portion that is inserted into a slot formed in the cylinder, partitions the compression chamber in the cylinder into a high pressure side and a low pressure side, and engages with a groove. One of the two bearings is formed with a discharge port for discharging gas from the high pressure side, and a piston-filled recess is formed on the end surface of the piston so as not to overlap the discharge port. Features.
上記構成によれば、ロータリ圧縮機において、ピストンの端面に形成された凹部にオイルが保持されるため、潤滑性や冷却性が向上する。これによって、ピストンの端面の磨耗や焼き付き等を抑制できる。また、凹部が吐出ポートとオーバーラップしない位置に形成されることにより、オイルに満たされた凹部と圧縮室とが吐出ポートを介して連通することを防ぎ、オイルやガスの再膨張を抑制することができる。 According to the above configuration, in the rotary compressor, the oil is held in the recess formed in the end face of the piston, so that the lubricity and the cooling performance are improved. As a result, wear and seizure of the end face of the piston can be suppressed. In addition, by forming the recess at a position that does not overlap the discharge port, the recess filled with oil and the compression chamber are prevented from communicating via the discharge port, and re-expansion of oil and gas is suppressed. Can do.
好ましくは、凹部と圧縮室とのシール幅が低圧側よりも高圧側の方が狭くなる位置に該凹部が形成される。これにより、シール幅の狭くなった高圧部側のピストンの端面に特にオイルが流れることにから、潤滑性と冷却性が向上し、高圧部側のピストンの熱膨張が抑制され、より高い信頼性が得られる。 Preferably, the recess is formed at a position where the seal width between the recess and the compression chamber is narrower on the high pressure side than on the low pressure side. As a result, oil flows particularly to the end face of the piston on the high-pressure part side with a narrow seal width, so that lubricity and cooling are improved, and thermal expansion of the piston on the high-pressure part side is suppressed, resulting in higher reliability. Is obtained.
好ましくは、ピストンの端面のそれぞれに凹部は形成され、該上端面側の凹部の面積と比べて、該下端面側の凹部の面積が概ね同じか大きい。上下端面の凹部の面積を同等にすることにより、凹部に満たされた高圧オイルによって発生する上下の力がバランスされ、上下軸受の一方に強く摺動することを回避できる。また、そもそもピストンは自重により下軸受に押さえつけられているため、ピストンの下端面側の凹部の面積を大きくすることにより、ピストンの自重と釣り合う力が発生し、ピストンは浮上する。これによって、ピストンの上端面側及び下端面側の隙間が均一化され、両方の隙間にオイルが保持されやすくなり、信頼性が大幅に向上する。 Preferably, a concave portion is formed on each end surface of the piston, and the area of the concave portion on the lower end surface side is substantially the same as or larger than the area of the concave portion on the upper end surface side. By equalizing the areas of the recesses on the upper and lower end surfaces, the vertical force generated by the high pressure oil filled in the recesses is balanced, and it is possible to avoid sliding strongly on one of the upper and lower bearings. In the first place, since the piston is pressed against the lower bearing by its own weight, by increasing the area of the recess on the lower end surface side of the piston, a force that balances the piston's own weight is generated, and the piston floats. As a result, the gaps on the upper end surface side and the lower end surface side of the piston are made uniform, and the oil is easily held in both the gaps, thereby greatly improving the reliability.
好ましくは、ピストンの二側面のどちらか一方にマークがある。このマークは組み立て時に、ピストンの上下を判断する目印とすることができるので、ロータリ圧縮機の組み立て間違いによるロスを減少することが可能となる。 Preferably, there is a mark on one of the two side surfaces of the piston. Since this mark can be used as a mark for determining whether the piston is up or down at the time of assembly, it is possible to reduce a loss due to a wrong assembly of the rotary compressor.
ロータリ圧縮機において、作動流体として、高圧冷媒であるＣＯ２を用いることが可能である。ＣＯ２に関しては、差圧が大きく、摺動損失や漏れ損失が大きいが、円柱部と溝とを上記のようにすることで、作動流体としてＣＯ２を用いるのにより好適になる。これにより、圧縮機の効率と信頼性を向上させることが可能となる。 In the rotary compressor, CO 2 that is a high-pressure refrigerant can be used as the working fluid. Regarding CO 2 , the differential pressure is large and sliding loss and leakage loss are large, but it is more preferable to use CO 2 as the working fluid by making the cylindrical portion and the groove as described above. As a result, the efficiency and reliability of the compressor can be improved.
ロータリ圧縮機において、作動冷媒として炭素と炭素間に２重結合を有するハイドロフルオロオレフィンをベース成分とし、２重結合を有しないハイドロフルオロカーボンと混合した冷媒を用いることが可能である。この冷媒は、塩素を含まないため摺動部分の信頼性が非常に厳しい。しかし、溝を上記のようにし、この冷媒を用いることで、より効果的に圧縮機の効率と信頼性を向上させることが可能となる。また、この冷媒に関しては、オゾン破壊が無く、地球温暖化係数が低いため、地球に優しい空調サイクルの構成に寄与することが可能となる。 In a rotary compressor, it is possible to use a refrigerant mixed with a hydrofluoroolefin having a double bond between carbon and carbon as a working refrigerant and a hydrofluorocarbon having no double bond as a working refrigerant. Since this refrigerant does not contain chlorine, the reliability of the sliding portion is very strict. However, the efficiency and reliability of the compressor can be improved more effectively by making the groove as described above and using this refrigerant. Moreover, since this refrigerant has no ozone destruction and a low global warming potential, it can contribute to the configuration of an air-conditioning cycle that is friendly to the earth.
以下、本発明の実施の形態について、図面を参照しながら説明する。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
図１は、本発明の実施の形態に係る揺動ピストン型ロータリ圧縮機の部分縦断面図である。図２は、図１に示すロータリ圧縮機の圧縮機構の拡大図である。 FIG. 1 is a partial longitudinal sectional view of a swinging piston type rotary compressor according to an embodiment of the present invention. FIG. 2 is an enlarged view of a compression mechanism of the rotary compressor shown in FIG.
図１，２において、ロータリ圧縮機においては、電動機２と圧縮機構部３とがシャフト３１で連結された状態で密閉容器１内に収納される。圧縮機構部３は、シリンダ３０と、該シリンダ３０の上端面及び下端面を閉塞し、シャフト３１を支持する上軸受３４及び下軸受３５とを備えている。シリンダ３０、上軸受３４及び下軸受３５により、圧縮室３９と呼ばれる空間が形成される。 1 and 2, in the rotary compressor, the electric motor 2 and the compression mechanism unit 3 are housed in the hermetic container 1 in a state where the electric motor 2 and the compression mechanism unit 3 are connected by a shaft 31. The compression mechanism unit 3 includes a cylinder 30, an upper bearing 34 and a lower bearing 35 that close the upper end surface and the lower end surface of the cylinder 30 and support the shaft 31. A space called a compression chamber 39 is formed by the cylinder 30, the upper bearing 34, and the lower bearing 35.
圧縮室３９内には、シャフト３１の偏心部３１ａに嵌合されたピストン３２が備わる。圧縮室３９内にはさらに、ピストン３２の外周の偏心回転に追従して往復運動し、圧縮室３９内を低圧側と高圧側とに仕切るベーン３３が備わる。ベーン３３の本体部分は、シリンダ３０に設けられたスロット３０ｂ内に往復運動可能に挿入される。 In the compression chamber 39, a piston 32 fitted to the eccentric portion 31a of the shaft 31 is provided. The compression chamber 39 further includes a vane 33 that reciprocates following the eccentric rotation of the outer periphery of the piston 32 to partition the compression chamber 39 into a low pressure side and a high pressure side. The main body portion of the vane 33 is inserted into a slot 30b provided in the cylinder 30 so as to be able to reciprocate.
シャフト３１には、中心軸に沿って油穴４１が形成されると共に、上軸受３４の下端部分及び下軸受３５の上端部分に近接する部分には、油穴４１に連通した給油穴４２及び給油穴４３が設けられている。また、シャフト３１において偏心部３１ａに近接する部分には、上記油穴４１に連通した給油穴４４が設けられる。また、シャフト３１の外周には、この給油穴４４の開口部分を通る油溝４５が形成されている。 An oil hole 41 is formed in the shaft 31 along the central axis, and an oil supply hole 42 and an oil supply communicating with the oil hole 41 are provided in portions close to the lower end portion of the upper bearing 34 and the upper end portion of the lower bearing 35. A hole 43 is provided. An oil supply hole 44 communicating with the oil hole 41 is provided in a portion of the shaft 31 adjacent to the eccentric portion 31a. An oil groove 45 that passes through the opening of the oil supply hole 44 is formed on the outer periphery of the shaft 31.
シリンダ３０には、圧縮室３９の低圧側にガスを吸入する吸入ポート４０が開通されており、上軸受３４には、低圧側から転じて形成される圧縮室３９の高圧側からガスを吐出する吐出ポート３８が開通されている。吐出ポート３８は、上軸受３４を貫通する平面視で円形の孔として形成される。また、上軸受３４において吐出ポート３８の上方には、所定の大きさ以上の圧力を吐出ポート３８から受けた場合に開放される吐出弁３６が設けられる。上軸受３４にはさらに、吐出弁３６を覆うように、カップマフラ−３７が配置されている。 The cylinder 30 is opened with a suction port 40 for sucking gas into the low pressure side of the compression chamber 39, and the upper bearing 34 discharges gas from the high pressure side of the compression chamber 39 formed by turning from the low pressure side. The discharge port 38 is opened. The discharge port 38 is formed as a circular hole in plan view that penetrates the upper bearing 34. A discharge valve 36 is provided above the discharge port 38 in the upper bearing 34 and is opened when pressure of a predetermined magnitude or more is received from the discharge port 38. A cup muffler 37 is further disposed on the upper bearing 34 so as to cover the discharge valve 36.
ここで、図３は、図１に示すシャフト３１が一回転する間における圧縮機構部３の状態遷移を示す図である。なお、図３では、ベーン３３の円柱部３３ａがシリンダ３０の内壁に最も近接する位置を０度としている。また、図３には上軸受３４は図示されていないが、理解を容易にするために、上軸受３４に形成される吐出ポート３８が点線で示されている。 Here, FIG. 3 is a diagram showing a state transition of the compression mechanism unit 3 during one rotation of the shaft 31 shown in FIG. In FIG. 3, the position at which the cylindrical portion 33 a of the vane 33 is closest to the inner wall of the cylinder 30 is defined as 0 degree. Further, although the upper bearing 34 is not shown in FIG. 3, the discharge port 38 formed in the upper bearing 34 is indicated by a dotted line for easy understanding.
図３において、低圧側では、ピストン３２とシリンダ３０との摺接部分は、吸入ポート
４０を通過すると、ガスの吸入室を徐々に拡大しながら吸入ポート４０から離れていく。この間、吸入ポート４０から吸入室内にガスが吸入される。一方、高圧側では、ピストン３２の摺動部が圧縮室３９を徐々に縮小しながら吐出ポート３８へ近づいていき、圧縮室３９内のガスが所定圧力以上に圧縮された時点で吐出弁３６（図１参照）が開き、吐出ポート３８からガスが流出する。流出したガスは、図１に示すカップマフラ−３７より密閉容器１内、より具体的には圧縮機構部３の外側である高圧の吐出空間５２に吐出される。
In FIG. 3, on the low pressure side, the sliding contact portion between the piston 32 and the cylinder 30 moves away from the suction port 40 while gradually expanding the gas suction chamber when passing through the suction port 40. During this time, gas is sucked from the suction port 40 into the suction chamber. On the other hand, on the high-pressure side, the sliding portion of the piston 32 gradually approaches the discharge port 38 while gradually reducing the compression chamber 39, and the discharge valve 36 ( 1) opens, and gas flows out from the discharge port 38. The gas that has flowed out is discharged from the cup muffler 37 shown in FIG.
なお、図１に示すように、偏心部３１ａ、上軸受３４及びピストン３２の各内周面の間には空間４６（図２参照）があり、偏心部３１ａ、下軸受け３５及びピストン３２の各内周面との間には空間４７（図２参照）がある。その空間４６，４７には、油穴４１から給油穴４２，４３を経て油が漏れ込んでくる。また、この空間４６，４７は、ほぼ常に、圧縮室３９の内部の圧力より高い状態にある。 As shown in FIG. 1, there are spaces 46 (see FIG. 2) between the inner peripheral surfaces of the eccentric portion 31a, the upper bearing 34, and the piston 32, and each of the eccentric portion 31a, the lower bearing 35, and the piston 32 is provided. There is a space 47 (see FIG. 2) between the inner peripheral surface. Oil leaks into the spaces 46 and 47 from the oil hole 41 through the oil supply holes 42 and 43. The spaces 46 and 47 are almost always higher than the pressure inside the compression chamber 39.
図４は、図１，２に示すシャフト３１、ピストン３２及びベーン３３の拡大斜視図である。図４において、ベーン３３は、円柱形状を有する円柱部３３ａを先端部分に有する。また、ピストン３２には、この円柱部３３ａの直径と概ね同径で、円弧角が１８０°超の円柱状の溝３２ａが形成されている。円柱部３３ａはこの溝３２ａに揺動自在に嵌合して、両者は接続される。また、ピストン３２は、上述のように、シャフト３１の偏心部３１ａに嵌合されており、シリンダ３０、上軸受３４及び下軸受３５で形成される圧縮室３９（図２参照）に入れられる。ここで、ピストン３２の上端面及び下端面は、図２に示されるように、上軸受３４の下端面及び下軸受３５の上端面と接している。それゆえ、ピストン３２の揺動により、ピストン３２の上下端面は、上軸受３４の下端面及び下軸受３５の上端面に対し摺動する。この摺動に起因するピストンの磨耗や焼きつきを抑えるため、図示した例では、ピストン３２の上端面に、ザグリ加工により凹部３２ｂが形成される。 FIG. 4 is an enlarged perspective view of the shaft 31, the piston 32, and the vane 33 shown in FIGS. In FIG. 4, the vane 33 has a columnar portion 33a having a columnar shape at the tip portion. The piston 32 is formed with a cylindrical groove 32a having a diameter substantially the same as the diameter of the cylindrical portion 33a and an arc angle exceeding 180 °. The cylindrical portion 33a is swingably fitted in the groove 32a, and both are connected. Further, as described above, the piston 32 is fitted to the eccentric portion 31a of the shaft 31, and is placed in the compression chamber 39 (see FIG. 2) formed by the cylinder 30, the upper bearing 34, and the lower bearing 35. Here, the upper end surface and the lower end surface of the piston 32 are in contact with the lower end surface of the upper bearing 34 and the upper end surface of the lower bearing 35, as shown in FIG. Therefore, the upper and lower end surfaces of the piston 32 slide relative to the lower end surface of the upper bearing 34 and the upper end surface of the lower bearing 35 due to the swing of the piston 32. In order to suppress the wear and seizure of the piston due to this sliding, in the illustrated example, a recess 32b is formed on the upper end surface of the piston 32 by counterboring.
具体的には、図４の例では、凹部３２ｂは、上方から見ると、ピストン３２の中心から所定半径を有する円弧と、その円弧を結ぶ弦との組み合わせからなる部分円形を有する。この部分円の内部をザグリ加工することにより、凹部３２ｂは形成される。ここで、凹部３２ｂの径は、ピストン３２の径よりも小さい。 Specifically, in the example of FIG. 4, when viewed from above, the recess 32 b has a partial circle formed by a combination of an arc having a predetermined radius from the center of the piston 32 and a string connecting the arcs. The recess 32b is formed by counterboring the inside of the partial circle. Here, the diameter of the recess 32 b is smaller than the diameter of the piston 32.
また、弦の位置は以下のようにして定められる。図３に示すように、吐出ポート３８は上軸受３４において圧縮室３９の外縁部分に設けられる。弦は、シャフト３１が一回転する間に凹部３２ｂが吐出ポート３８の開口部分とオーバーラップしない位置に設けられる。これにより、オイルに満たされた空間４６（図４参照）と圧縮室３９とが吐出ポート３８を介して連通することを防ぎオイルやガスの再膨張を抑制することができる。さらに、ピストン３２の上下端面の摺動面積を減少させることが出来るため、機械損失の低減により、より高い効率の圧縮機を実現することが可能となる。また、凹部３２ｂには、例えば給油穴４２，４３から供給されるオイルが満たされるため、ピストン３２の上下端面の潤滑性や冷却性が向上し、磨耗や焼き付き等を抑制できる。 The position of the string is determined as follows. As shown in FIG. 3, the discharge port 38 is provided at the outer edge portion of the compression chamber 39 in the upper bearing 34. The string is provided at a position where the concave portion 32b does not overlap the opening portion of the discharge port 38 while the shaft 31 rotates once. Thereby, the space 46 filled with oil (see FIG. 4) and the compression chamber 39 can be prevented from communicating with each other via the discharge port 38, and re-expansion of oil or gas can be suppressed. Furthermore, since the sliding area of the upper and lower end surfaces of the piston 32 can be reduced, it is possible to realize a higher efficiency compressor by reducing the mechanical loss. Further, since the recess 32b is filled with, for example, oil supplied from the oil supply holes 42 and 43, lubricity and cooling performance of the upper and lower end surfaces of the piston 32 are improved, and wear and seizure can be suppressed.
以上のことから、本実施形態にかかる圧縮機によれば、従来の揺動ピストン型が有していた、ピストン３３の外径の大型化により生じる課題を解決でき、本来持っているベーン３３の先端部の高い信頼性を十分に発揮することが出来る。 From the above, according to the compressor according to the present embodiment, the problems caused by the increase in the outer diameter of the piston 33, which the conventional swing piston type has, can be solved. The high reliability of the tip can be fully exhibited.
図５は、図１，２に示すシャフト３１、ピストン３２及びベーン３３の変形例を示す拡大斜視図であり、図４に示す凹部３２ｂの変形例を示す図である。図５の例では、凹部３２ｂは、ピストン３２の上方から見ると所定径を有する円形を有しており、ピストン３２の中心から所定方向にずれた位置に中心を有する。この円内をザグリ加工することにより、凹部３２ｂは形成される。ここで、凹部３２ｂの径は、少なくともピストン３２の径よりも小さい。 FIG. 5 is an enlarged perspective view showing a modification of the shaft 31, the piston 32, and the vane 33 shown in FIGS. 1 and 2, and a view showing a modification of the recess 32b shown in FIG. In the example of FIG. 5, the concave portion 32 b has a circular shape having a predetermined diameter when viewed from above the piston 32, and has a center at a position shifted in a predetermined direction from the center of the piston 32. The recess 32b is formed by counterboring the inside of the circle. Here, the diameter of the recess 32 b is at least smaller than the diameter of the piston 32.
また、凹部３２ｂの形成位置は以下のようにして定められる。吐出ポート３８は、図６に示すように、本実施形態では、シリンダ３０において圧縮室３９の外縁部分に設けられる。凹部３２ｂの中心位置は、シャフト３１が一回転する間に凹部３２ｂが吐出ポート３８の開口部分とオーバーラップしないように定められる。さらに、凹部３２ｂと圧縮室３９とのシール幅が低圧側より高圧側を狭くする位置に凹部３２ｂは形成される。従来の揺動ピストン型ロータリ圧縮機では、図１０を参照して説明したとおり、ピストン１３２は自転しないため、ピストン１３２の高圧側が相対的に高温になりやすかった。その結果、ピストン１３２が熱膨張して、端板１３４、１３５との摺動がさらに厳しくなっていた。しかしながら、図５及び図６に示す構成を採用することにより、シール幅の狭くなった高圧側のピストン３２の端面に特にオイルが流れることから、さらに潤滑性と冷却性が向上し、ピストン３２の熱膨張が抑制され、より高い信頼性が得られる。さらに、吸入ポート４０側のシール幅が長くなるため、高温のオイルが吸入室へと漏れ込む量が減少し、吸入ガスへの加熱が低減されることから、体積効率が向上する。 The formation position of the recess 32b is determined as follows. As shown in FIG. 6, the discharge port 38 is provided in the outer edge portion of the compression chamber 39 in the cylinder 30 in the present embodiment. The center position of the recess 32b is determined so that the recess 32b does not overlap the opening portion of the discharge port 38 while the shaft 31 rotates once. Further, the recess 32b is formed at a position where the seal width between the recess 32b and the compression chamber 39 is narrower on the high pressure side than on the low pressure side. In the conventional oscillating piston type rotary compressor, as described with reference to FIG. 10, since the piston 132 does not rotate, the high pressure side of the piston 132 tends to be relatively hot. As a result, the piston 132 was thermally expanded, and sliding with the end plates 134 and 135 became more severe. However, by adopting the configuration shown in FIG. 5 and FIG. 6, oil flows particularly to the end face of the high-pressure side piston 32 having a narrow seal width, so that lubricity and cooling performance are further improved, and the piston 32 Thermal expansion is suppressed and higher reliability is obtained. Furthermore, since the seal width on the suction port 40 side becomes longer, the amount of high-temperature oil leaking into the suction chamber is reduced, and heating to the suction gas is reduced, so that volume efficiency is improved.
また、ピストン３２の上下端面のそれぞれに凹部３２ｂが形成される場合には、上軸受３４側のピストン３２の上端面の凹部３２ｂの開口面積と比べて、下軸受３５側のピストン３２の下端面の凹部３２ｂの開口面積を略同等、もしくは大きくする構成とすることが好ましい。両凹部３２ｂの開口面積を同等にすることにより、各凹部３２ｂに導かれた高圧オイルによって発生する上下の力がバランスされ、上軸受３４及び下軸受３５のいずれか一方にピストン３２が強く摺動することを回避できる。 Further, when the recesses 32b are formed on the upper and lower end surfaces of the piston 32, the lower end surface of the piston 32 on the lower bearing 35 side is compared with the opening area of the recess 32b on the upper end surface of the piston 32 on the upper bearing 34 side. It is preferable that the opening area of the recess 32b is substantially the same or larger. By making the opening areas of both the recesses 32b equal, the vertical force generated by the high-pressure oil guided to each recess 32b is balanced, and the piston 32 slides strongly against either the upper bearing 34 or the lower bearing 35. Can be avoided.
また、そもそも、ピストン３２は、主として自重により下軸受３５に押さえつけられているため、下軸受３５側の凹部３２ｂの開口面積を大きくすることにより、ピストン３２の自重と釣り合う力が発生する。これにより、ピストン３２は浮上し、上下端面と上軸受３４及び下軸受３５の隙間が均一化され、上下端面の両方にオイルが保持されやすくなり、信頼性が大幅に向上する。また、従来まではピストン１３２（図１０参照）が片側に寄っていたため、いずれかの端面の隙間を拡大すると、低圧側へのガスやオイルの漏れこみ量が増加し、効率が大幅に悪化していた。それに対して、図５及び図６に示す構成により上下端面隙間を均一化することにより、この隙間を従来の構成よりも拡大しても、圧縮機の効率は同等もしくは向上し、圧縮機の信頼性は大幅に向上する。 In the first place, since the piston 32 is pressed against the lower bearing 35 mainly by its own weight, a force that balances the own weight of the piston 32 is generated by increasing the opening area of the recess 32b on the lower bearing 35 side. As a result, the piston 32 floats, the gaps between the upper and lower end surfaces and the upper bearing 34 and the lower bearing 35 are made uniform, so that oil is easily held on both the upper and lower end surfaces, and the reliability is greatly improved. Also, until now, the piston 132 (see FIG. 10) has been shifted to one side, so if the gap on either end face is increased, the amount of gas or oil leaking to the low pressure side will increase, and the efficiency will be greatly degraded. It was. On the other hand, by making the gaps at the upper and lower end surfaces uniform with the configuration shown in FIGS. 5 and 6, the efficiency of the compressor is equal or improved even if this gap is enlarged compared to the conventional configuration, and the reliability of the compressor is improved. The sex is greatly improved.
また、図７に示すように、ピストン３２の上端面か下端面のどちらか一方に、例えば小さなくぼみをマーク３２ｃとして設けることが好ましい。これにより、組み立て時にピストン３２の上下方向を判断する目印となる。この目印は、凹部３２ｂがピストン３２の片面に形成されている場合や、互いに開口面積の異なる凹部３２ｂがピストン３２の上下端面に形成される場合に、好適であり、これによって、組み立て間違いによるロスを減少することが可能となる。 Further, as shown in FIG. 7, it is preferable to provide, for example, a small depression as a mark 32c on either the upper end surface or the lower end surface of the piston 32. Thereby, it becomes a mark which judges the up-down direction of piston 32 at the time of an assembly. This mark is suitable when the concave portion 32b is formed on one side of the piston 32, or when the concave portions 32b having different opening areas are formed on the upper and lower end surfaces of the piston 32. Can be reduced.
また、本圧縮機は、作動流体としてＣＯ２を用いるのに好適である。ＣＯ２は、差圧が大きく、漏れ損失と摺動損失が大きいが、本実施形態に係るピストン３２とベーン３３を採用することにより、より効果的に圧縮機の効率と信頼性の向上が可能となる。 Further, the compressor is suitable for use with CO 2 as the working fluid. CO 2 has a large differential pressure and a large leakage loss and sliding loss. By adopting the piston 32 and the vane 33 according to this embodiment, the efficiency and reliability of the compressor can be improved more effectively. It becomes.
また、作動流体として炭素と炭素間に２重結合を有するハイドロフルオロオレフィンをベース成分とし、２重結合を有しないハイドロフルオロカーボンと混合した冷媒が本圧縮機に用いられる。この冷媒は塩素を含まないため摺動部の信頼性が非常に厳しいが、本実施形態に係るピストン３２とベーン３３を採用することにより、より効果的に信頼性と効率を向上することが出来る。さらに、オゾン破壊のないまた地球温暖化係数の低い冷媒であるため地球に優しい空調サイクルを構成することができる。 In addition, a refrigerant mixed with a hydrofluoroolefin having a double bond between carbon and carbon as a working fluid and having a double bond as a working fluid is used for the compressor. Since this refrigerant does not contain chlorine, the reliability of the sliding portion is very severe. However, by adopting the piston 32 and the vane 33 according to this embodiment, the reliability and efficiency can be improved more effectively. . Furthermore, since it is a refrigerant that does not destroy ozone and has a low global warming potential, it can constitute an air-conditioning cycle that is friendly to the earth.
本発明にかかるロータリ圧縮機は、ピストンの磨耗や焼きつきを抑えることが可能であり、給湯装置、空気調和機、冷凍冷蔵庫、除湿機等に好適である。 The rotary compressor according to the present invention can suppress piston wear and seizure, and is suitable for a hot water supply device, an air conditioner, a refrigerator-freezer, a dehumidifier, and the like.
３０ シリンダ
３１ シャフト
３２ ピストン
３２ｂ 凹部
３３ ベーン
３４ 上軸受
３５ 下軸受
３８ 吐出ポート
30 Cylinder 31 Shaft 32 Piston 32b Recessed part 33 Vane 34 Upper bearing 35 Lower bearing 38 Discharge port
Claims (6)
前記二つの軸受の一方には、高圧側からのガスを吐出する吐出ポートが形成され、前記ピストンの端面には、前記吐出ポートとオーバーラップしない位置に、オイルが満たされる凹部が形成され、
前記吐出ポートは、前記溝と前記円柱部との係合部と、前記シャフトが一回転する間にオーバーラップしない位置に形成されていることを特徴とする、ロータリ圧縮機。 A cylinder, an eccentric part of a shaft disposed in the cylinder, a piston fitted into the eccentric part and formed with a cylindrical groove, two bearings for closing both end faces of the cylinder, and A rotary compressor provided with a vane that is inserted into a slot formed in a cylinder, partitions a compression chamber in the cylinder into a high-pressure side and a low-pressure side, and has a cylindrical columnar portion that engages with the groove. There,
One of the two bearings is formed with a discharge port that discharges gas from the high pressure side, and the end surface of the piston is formed with a recess filled with oil at a position that does not overlap the discharge port,
The rotary compressor according to claim 1, wherein the discharge port is formed at a position where the engagement portion between the groove and the cylindrical portion and the shaft do not overlap during one rotation.
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