專利名稱：往復(fù)式壓縮機(jī)的制作方法
技術(shù)領(lǐng)域：
本發(fā)明涉及往復(fù)式壓縮機(jī)。
背景技術(shù)：
往復(fù)式壓縮機(jī)被廣泛地用于例如冷蔵庫(kù)中(專利文獻(xiàn)1)。圖12是典型的往復(fù)式壓縮機(jī)的主要部分的縱向剖視圖。往復(fù)式壓縮機(jī)200具備密閉容器101、配置在密閉容器 101內(nèi)的壓縮機(jī)構(gòu)103、為了使壓縮機(jī)構(gòu)103動(dòng)作而配置在密閉容器101內(nèi)的電動(dòng)機(jī)105來作為主要的要素。壓縮機(jī)構(gòu)103具有氣缸112、活塞114、連桿118、軸120以及軸承122。軸120具有主軸部124、設(shè)置在主軸部124的上部的偏心部125。主軸部IM包括位于軸承122內(nèi)的軸頸部126、比軸承122向下突出而固定在電動(dòng)機(jī)105的旋轉(zhuǎn)件上的部分127。偏心部125 和活塞114通過連桿118連結(jié)。電動(dòng)機(jī)105的動(dòng)力經(jīng)由軸120及連桿118向活塞114傳遞。 活塞114通過在氣缸112內(nèi)往復(fù)運(yùn)動(dòng)而壓縮制冷劑。壓縮制冷劑產(chǎn)生的載荷經(jīng)由連桿118及活塞114沿箭頭A的方向作用在軸120上。 為了能夠支承大的載荷，而充分地確保軸頸部126的長(zhǎng)度。但是，隨著軸頸部1 變長(zhǎng)，軸 120與軸承122之間的滑動(dòng)損失存在增大的傾向。由于往復(fù)式壓縮機(jī)具有載荷的大小在一個(gè)循環(huán)中變動(dòng)較大的性質(zhì)，因此長(zhǎng)的軸頸部126可能會(huì)起到反效果。即，載荷大時(shí)，長(zhǎng)的軸頸部1 有效，但載荷小時(shí)，長(zhǎng)的軸頸部1 造成滑動(dòng)損失的增大。受該問題影響，以往在主軸部124中形成小徑的中間去除部128。通過中間去除部 128，能夠在不降低支承軸120的能力的情況下減少軸120與軸承122之間的滑動(dòng)損失。專利文獻(xiàn)1日本特開2002-70740號(hào)公報(bào)

發(fā)明內(nèi)容
但是，本發(fā)明人等仔細(xì)研究的結(jié)果是，查明存在一種在不降低支承軸的能力的情況下能夠進(jìn)一步減少滑動(dòng)損失的結(jié)構(gòu)。本發(fā)明的目的在于提供一種減少往復(fù)式壓縮機(jī)中的滑動(dòng)損失的技術(shù)。S卩，本發(fā)明提供一種往復(fù)式壓縮機(jī)，其具備氣缸；活塞，其在所述氣缸內(nèi)配置成能夠往復(fù)運(yùn)動(dòng)；連桿，其與所述活塞連接；軸，其具有與所述活塞的往復(fù)運(yùn)動(dòng)方向正交的旋轉(zhuǎn)軸，且與所述連桿連接而將自身的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)換為所述活塞的直線運(yùn)動(dòng)；軸承，其支承所述軸，所述軸具有作為被所述軸承覆蓋的部分的軸頸部，所述軸頸部包括以與所述旋轉(zhuǎn)軸平行的方向上的該軸頸部的中點(diǎn)為基準(zhǔn)而位于靠近所述連桿側(cè)的第一軸頸部、以所述中點(diǎn)為基準(zhǔn)而位于遠(yuǎn)離所述連桿側(cè)的第二軸頸部，
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所述軸承具有支承所述第一軸頸部的第一滑動(dòng)部和支承所述第二軸頸部的第二滑動(dòng)部，在將與所述活塞的往復(fù)運(yùn)動(dòng)方向平行且包含所述軸的旋轉(zhuǎn)軸的平面和所述軸承的內(nèi)周面相交的兩個(gè)位置中靠近所述活塞側(cè)的位置定義為基準(zhǔn)位置時(shí)，所述第一滑動(dòng)部具有第一凹部，所述第一凹部形成在從所述基準(zhǔn)位置觀察時(shí)所述軸的旋轉(zhuǎn)方向上的從O 180度的范圍及270 360度的范圍中選擇的至少一個(gè)范圍內(nèi)， 且形成比其它范圍的部分寬的軸承間隙。發(fā)明效果如后所述，根據(jù)往復(fù)式壓縮機(jī)，軸承發(fā)揮的支承力在周向上不均勻。在往復(fù)式壓縮機(jī)的軸承中，理論上存在對(duì)軸的支承貢獻(xiàn)大的部分和貢獻(xiàn)小的部分。根據(jù)本發(fā)明，在貢獻(xiàn)小的部分上形成凹部。即，將對(duì)軸的支承貢獻(xiàn)小的部分與軸之間的軸承間隙擴(kuò)寬到不損害軸承的可靠性的程度。由此，能夠削減以往由該部分產(chǎn)生的滑動(dòng)損失，從而使往復(fù)式壓縮機(jī)的效率提高。


圖1是本發(fā)明的第一實(shí)施方式涉及的往復(fù)式壓縮機(jī)的簡(jiǎn)要縱向剖視圖。圖2是表示壓縮制冷劑產(chǎn)生的載荷的作用方向的簡(jiǎn)圖。圖3是表示壓縮制冷劑產(chǎn)生的載荷的作用方向及軸承保持力的作用方向的簡(jiǎn)圖。圖4A是表示上軸頸部及上滑動(dòng)部的沿著IVA-IVA線的橫向剖視圖。圖4B是表示下軸頸部及下滑動(dòng)部的沿著IVB-IVB線的橫向剖視圖。圖5A是軸承的展開圖。圖5B是變形例涉及的軸承的展開圖。圖6A是表示上凹部的深度的橫向剖視圖。圖6B是表示下凹部的深度的橫向剖視圖。圖7A是表示本發(fā)明的第二實(shí)施方式涉及的往復(fù)式壓縮機(jī)的上軸頸部及上滑動(dòng)部的橫向剖視圖。圖7B是表示本發(fā)明的第二實(shí)施方式涉及的往復(fù)式壓縮機(jī)的下軸頸部及下滑動(dòng)部的橫向剖視圖。圖8是按軸的旋轉(zhuǎn)角度示出連桿振擺回轉(zhuǎn)角度、載荷的作用方向、上軸承保持力的作用方向、下軸承保持力的作用方向、上軸頸部的偏心方向、下軸頸部的偏心方向、與負(fù)壓力的產(chǎn)生相關(guān)的上滑動(dòng)部的范圍以及與負(fù)壓力的產(chǎn)生相關(guān)的下滑動(dòng)部的范圍的一覽表。圖9A是表示本發(fā)明的第三實(shí)施方式涉及的往復(fù)式壓縮機(jī)的上軸頸部及上滑動(dòng)部的橫向剖視圖(Θ =90度)。圖9B是表示本發(fā)明的第三實(shí)施方式涉及的往復(fù)式壓縮機(jī)的下軸頸部及下滑動(dòng)部的橫向剖視圖(Θ =90度)。圖IOA是接著圖9A的橫向剖視圖(θ = 270度)。圖IOB是接著圖9Β的橫向剖視圖(θ = 270度)。圖IlA是變形例涉及的往復(fù)式壓縮機(jī)的主要部分的縱向剖視圖。圖IlB是另一變形例涉及的往復(fù)式壓縮機(jī)的主要部分的縱向剖視圖。
圖IlC是再一變形例涉及的往復(fù)式壓縮機(jī)的主要部分的縱向剖視圖。圖12是表示以往的往復(fù)式壓縮機(jī)的縱向剖視圖。
具體實(shí)施例方式
以下，參照附圖，對(duì)本發(fā)明的實(shí)施方式進(jìn)行說明。(第一實(shí)施方式)圖1是本實(shí)施方式的往復(fù)式壓縮機(jī)的縱向剖視圖。往復(fù)式壓縮機(jī)100具備密閉容器17、配置在密閉容器17內(nèi)的壓縮機(jī)構(gòu)50、為了使壓縮機(jī)構(gòu)50動(dòng)作而配置在密閉容器17 內(nèi)的電動(dòng)機(jī)26(電要素)來作為主要要素。電動(dòng)機(jī)沈由固定件18及旋轉(zhuǎn)件25構(gòu)成。在本實(shí)施方式中，電動(dòng)機(jī)沈的旋轉(zhuǎn)軸與垂直方向平行。固定件18的下部經(jīng)由支承彈簧M固定在密閉容器17上。在密閉容器 17的底部形成有用于保持潤(rùn)滑油(制冷機(jī)油)的貯油部17a。壓縮機(jī)構(gòu)50具有軸1、軸承2、活塞4、氣缸5及連桿6。軸承2及氣缸5作為支承框架21的一部分而一體地形成。以電動(dòng)機(jī)沈的旋轉(zhuǎn)軸與軸承2的中心軸一致的方式將支承框架21經(jīng)由未圖示的緊固構(gòu)件固定于密閉容器17。在圓筒狀的氣缸5內(nèi)配置有能夠往復(fù)運(yùn)動(dòng)的活塞4。活塞4的往復(fù)運(yùn)動(dòng)方向與水平方向平行。在氣缸5的端部安裝有具有閥 19 (吸入閥及噴出閥)的氣缸蓋23。在活塞4與氣缸蓋23之間形成有壓縮室fe。軸1具有主軸部39、偏心板20及偏心部3。主軸部39插入到軸承2中。主軸部 39的旋轉(zhuǎn)軸、即軸1的旋轉(zhuǎn)軸與活塞4的往復(fù)運(yùn)動(dòng)方向正交，并且與垂直方向平行。在本說明書中，將與軸1的旋轉(zhuǎn)軸平行的方向稱為軸向。在主軸部39的上端設(shè)有偏心板20，在偏心板20的上表面設(shè)有偏心部3 (偏心軸)。偏心部3及偏心板20位于軸承2外。偏心部3 的中心與主軸部39的中心錯(cuò)開。偏心部3和活塞4通過連桿6連結(jié)。通過偏心部3及連桿6的動(dòng)作，將電動(dòng)機(jī)沈的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)換為活塞4的往復(fù)運(yùn)動(dòng)。主軸部39、偏心板20及偏心部3通常形成為一體。具體而言，主軸部39具有軸頸部28、中間去除部9及被驅(qū)動(dòng)部35。軸頸部28為被軸承2覆蓋的部分。中間去除部9是在軸承2內(nèi)將軸頸部觀分為上軸頸部7 (第一軸頸部)和下軸頸部8 (第二軸頸部)的部分。上軸頸部7位于比下軸頸部8接近連桿6的位置。在軸向上，上軸頸部7的長(zhǎng)度與下軸頸部8的長(zhǎng)度既可以相等，也可以不同。中間去除部9的外徑比軸頸部28的外徑小。軸頸部28的外徑與中間去除部9的外徑之差例如為 100 300 μ m。通過中間去除部9能夠減少軸1與軸承2之間的滑動(dòng)損失。被驅(qū)動(dòng)部35是比軸承2向下突出而固定在電動(dòng)機(jī)沈的旋轉(zhuǎn)件25上的部分。在被驅(qū)動(dòng)部35的內(nèi)部形成有未圖示的速度式液壓泵(離心泵)。被驅(qū)動(dòng)部35的下端延伸到貯油部17a中而與潤(rùn)滑油接觸。當(dāng)軸1旋轉(zhuǎn)時(shí)，潤(rùn)滑油被從被驅(qū)動(dòng)部35的下端吸入到速度式液壓泵中。之后，油通過在主軸部39的外周面形成的供油槽37而向需要潤(rùn)滑及/或密封的部分供給。需要潤(rùn)滑及/或密封的部分例如為軸頸部觀與軸承2的間隙、偏心板20 的下表面與軸承2的開口端面的間隙、偏心部3與連桿6的連接部分、活塞4與氣缸5的間隙。軸承2具有支承上軸頸部7的上滑動(dòng)部10 (第一滑動(dòng)部)和支承下軸頸部8的下滑動(dòng)部11 (第二滑動(dòng)部)。上滑動(dòng)部10覆蓋上軸頸部7，下滑動(dòng)部11覆蓋下軸頸部8。軸承2的中心軸與軸1的旋轉(zhuǎn)軸一致。在上滑動(dòng)部10上形成有上凹部四(第一凹部)，該上凹部四形成比該上滑動(dòng)部10 的其它范圍的部分寬的軸承間隙。同樣，在下滑動(dòng)部11上形成有下凹部30(第二凹部)，該下凹部30形成比該下滑動(dòng)部11的其它范圍的部分寬的軸承間隙。通過上凹部四及下凹部30，能夠在不降低為了支承軸1而軸承2所需要的能力的情況下減少軸1與軸承2之間的滑動(dòng)損失。需要說明的是，軸承間隙的寬度(尺寸)通常表示由軸承的內(nèi)徑與軸徑的差所定義的值。但是，在本說明書中，由于在軸承2上形成有凹部四及30，因此軸承2的內(nèi)徑不固定。因此，可以將軸承間隙的寬度以下這樣定義。即，可以將由軸1的周圍的任意的角度位置處的從軸承2的中心軸到軸承2的內(nèi)周面的距離與軸1的半徑之差導(dǎo)出的值定義為該角度位置處的軸承間隙的寬度。需要說明的是，在僅設(shè)有上凹部四及下凹部30中的任一方的情況下，也能夠得到減少滑動(dòng)損失的效果。但是，根據(jù)后面的說明清楚可知，上滑動(dòng)部10發(fā)揮的支承力比下滑動(dòng)部11發(fā)揮的支承力大。因此，通過上凹部四帶來的效果比通過下凹部30帶來的效果大。當(dāng)向電動(dòng)機(jī)沈供電時(shí)，固定在旋轉(zhuǎn)件25上的軸1旋轉(zhuǎn)。當(dāng)軸1旋轉(zhuǎn)時(shí)，經(jīng)由連桿 6與偏心部3連結(jié)的活塞4在氣缸5內(nèi)進(jìn)行往復(fù)運(yùn)動(dòng)。隨著活塞4的往復(fù)運(yùn)動(dòng)，工作流體 (典型為制冷劑)被吸入到壓縮室fe中并被壓縮。這樣，本實(shí)施方式的往復(fù)式壓縮機(jī)100 構(gòu)成為單氣缸類型的往復(fù)式壓縮機(jī)。需要說明的是，軸1的軸向可以與水平方向平行，活塞 4的往復(fù)運(yùn)動(dòng)方向可以與垂直方向平行。在軸1的軸向與水平方向平行的情況下，為了方便，也將連桿6所在的一側(cè)作為軸向的上側(cè)，將與其相反的一側(cè)作為軸向的下側(cè)。接著，對(duì)上凹部四及下凹部30詳細(xì)地進(jìn)行說明。首先，如圖2所示，在壓縮機(jī)構(gòu)50上定義XY坐標(biāo)系。具體而言，在軸1的旋轉(zhuǎn)軸上確定原點(diǎn)0。將與活塞4的往復(fù)運(yùn)動(dòng)方向平行且通過原點(diǎn)0的軸定義為X軸。將與X軸及軸1的旋轉(zhuǎn)軸正交且通過原點(diǎn)0的軸定義為Y軸。該XY坐標(biāo)系與從上方觀察壓縮機(jī)構(gòu) 50時(shí)的俯視圖對(duì)應(yīng)。另外，將平行于活塞4的往復(fù)運(yùn)動(dòng)方向(X軸方向)且包含軸1的旋轉(zhuǎn)軸的平面與軸承2的內(nèi)周面相交的兩個(gè)位置中接近活塞4側(cè)的位置定義為基準(zhǔn)位置P。另外，將活塞4位于上止點(diǎn)時(shí)的軸1的旋轉(zhuǎn)角度θ定義為0度。并且，在圖2中，將順時(shí)針方向定義為軸1的旋轉(zhuǎn)方向、即正旋轉(zhuǎn)方向。連桿6中示出依存于軸1的相位及各構(gòu)件的設(shè)計(jì)值的振擺回轉(zhuǎn)角度。將該角度稱為連桿振擺回轉(zhuǎn)角度β。連桿振擺回轉(zhuǎn)角度β使用連桿6的長(zhǎng)度lc、活塞4的行程S、軸 1的旋轉(zhuǎn)角度θ而由式(1)表示。連桿6的長(zhǎng)度Ic與將軸1的偏心部3的中心與活塞銷 4k的中心連結(jié)的線段的長(zhǎng)度對(duì)應(yīng)。換言之，連桿6的長(zhǎng)度Ic由將在連桿6的一端設(shè)置的連結(jié)孔Sh1的中心與在另一端設(shè)置的連結(jié)孔6 的中心連結(jié)的線段的長(zhǎng)度表示?！斑B桿振擺回轉(zhuǎn)角度”為具有長(zhǎng)度Ic的線段與X軸所成的角度。[式1] 接著，對(duì)往復(fù)式壓縮機(jī)100的運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)產(chǎn)生的載荷進(jìn)行說明。在往復(fù)式壓縮機(jī)100的運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，在活塞4上沿圖2的坐標(biāo)系表示的-X方向(180度的方向)作用有壓縮制冷劑產(chǎn)生的載荷。該載荷經(jīng)由活塞4及連桿6向軸1傳遞。為了更準(zhǔn)確地確定載荷12對(duì)軸1的作用方向，需要考慮連桿振擺回轉(zhuǎn)角度β。即，準(zhǔn)確來說，載荷12的作用方向?yàn)?180-β) 度的方向。例如，若在軸1旋轉(zhuǎn)一周的期間，β在-17 17度的范圍內(nèi)變動(dòng)，則載荷12的作用方向在163 197度的范圍內(nèi)變動(dòng)。如圖3所示，載荷12由充滿在軸1與軸承2的間隙(軸承間隙)中的潤(rùn)滑油所產(chǎn)生的軸承保持力支承。詳細(xì)而言，通過充滿在上軸頸部7與上滑動(dòng)部10的間隙中的潤(rùn)滑油來產(chǎn)生上軸承保持力13，通過充滿在下軸頸部8與下滑動(dòng)部11的間隙中的潤(rùn)滑油來產(chǎn)生下軸承保持力14。從軸1上的力的平衡及力矩的平衡出發(fā)，上軸承保持力13及下軸承保持力 14的作用方向可以如下這樣進(jìn)行說明。首先，為了表示軸向的位置，定義圖3所示的坐標(biāo)系。將軸承2的下端2e定義為軸向的基準(zhǔn)位置，將從該基準(zhǔn)位置朝向偏心部3的方向定義為正方向。在壓縮室fe的容積小時(shí)，在軸1上作用有最大的載荷12。具體而言，在軸1的旋轉(zhuǎn)角度θ為O度(360度)附近，且活塞4位于上止點(diǎn)附近時(shí)，載荷12最大。軸1的旋轉(zhuǎn)角度θ在0度附近時(shí)的連桿振擺回轉(zhuǎn)角度β通過式(1)可知大致為0度。S卩，在軸1上沿180度的方向作用有最大的載荷12。隨著軸1的旋轉(zhuǎn)角度θ從0度離開，載荷12急劇變小。因此，可以將載荷12的作用方向固定為180度的方向來對(duì)待。以下，在本實(shí)施方式中，忽視連桿振擺回轉(zhuǎn)角度β，對(duì)軸1僅沿180度的方向作用載荷12。如圖3所示，軸向上的載荷12的作用位置為軸向上的活塞4的中點(diǎn)hp。軸向上的上軸承保持力13的作用位置為軸向上的上軸頸部7的中點(diǎn)hu。軸向上的下軸承保持力14 的作用位置為軸向上的下軸頸部8的中點(diǎn)hp在此，將載荷12、上軸承保持力13及下軸承保持力14分別定義為F、Pu及Pp將軸向上的上軸頸部7的長(zhǎng)度定義為L(zhǎng)u，將軸向上的下軸頸部8的長(zhǎng)度定義為L(zhǎng)”將上軸頸部7及下軸頸部8的半徑定義為R。另外，將位于軸1的旋轉(zhuǎn)軸上的任意的高度H(其中， hp > H)的位置上的點(diǎn)定義為點(diǎn)A，將從點(diǎn)A到載荷12的作用位置hp的距離定義為仁(= hp-H)。將從點(diǎn)A到上軸承保持力13的作用位置hu的距離定義為Iu( = hu-H)，將從點(diǎn)A到下軸承保持力14的作用位置Ii1的距離定義為IJ = hrH)。軸1上的力的平衡由式(2)表示。在式O)中，載荷12的作用方向?yàn)檎饔梅较?。[式2]F+2PULUR+2PAR = 0— (2)點(diǎn)A處的力矩的平衡由式(3)表示。在式(3)中，將軸1的上端向載荷12的作用方向的相反方向旋轉(zhuǎn)的方向作為正的力矩的方向。由式(2)及式(3)導(dǎo)出式0)。通過式 (2)及式(4)導(dǎo)出式(5)。[式3]-Flr- (2PULUR) Iu- QP1L1R) I1 = 0... (3)[式4]Pu(Ir-Iu)LJP1(Ir-I1)L1 = 0…(4)[式5]F+l^-IPlLlR = O , ■ ■ (5)在此，由于仁=hp_H，Iu = hu_H，I1 = h^H,因此無論點(diǎn)A位于軸1的旋轉(zhuǎn)軸上的哪個(gè)位置，都有(Ir-Iu) >0，(Ir-I1) >0，(I1-Iu) <0。因此，若F >0，則由式(5)可知， P1XL若&>0，則由式(4)可知，Pu<0。S卩，上軸承保持力13沿與載荷12的作用方向相反的方向作用，下軸承保持力14沿與載荷12的作用方向相同的方向作用。在圖3中，將載荷12、上軸承保持力13及下軸承保持力14分別沿著180度的方向、0度的方向及180度的方向示出。由于上軸承保持力13及下軸承保持力14沿這樣的方向作用，因此基于軸1的偏心方向與軸承保持力的作用方向的關(guān)系，上軸頸部7向270度的方向偏心，下軸頸部8向90度的方向偏心。即，只要保持力和力矩的分別平衡而使軸1旋轉(zhuǎn)，則上軸承保持力13及下軸承保持力14就沿圖3所示的方向作用。并且，為了使上軸承保持力13及下軸承保持力14沿這樣的方向作用，將上軸頸部7及下軸頸部8的偏心方向也同一原理地確定。以下，對(duì)軸頸部的偏心方向及軸承保持力的作用方向詳細(xì)地進(jìn)行說明。圖4A表示上軸頸部及上滑動(dòng)部，是沿IVA-IVA線的放大橫向剖視圖。在圖4A中示出上軸頸部7的偏心方向及上軸承保持力13的作用方向。由于上軸頸部7向270度的方向偏心，因此在比180度大且比270度小的范圍內(nèi)，上軸頸部7與上滑動(dòng)部10之間的潤(rùn)滑油被向上軸頸部7與上滑動(dòng)部10的間隙變窄的方向卷入。因此，比180度大且比270度小的范圍內(nèi)的潤(rùn)滑油比該范圍外的潤(rùn)滑油高壓，從而沿著將上軸頸部7從上滑動(dòng)部10拉開的方向產(chǎn)生正壓力16。以偏心方向的反方向(90度的方向)為基準(zhǔn)，正壓力16具有向軸1 的旋轉(zhuǎn)方向的相反方向稍旋轉(zhuǎn)了的作用方向。相反，在270 360度的范圍內(nèi)，潤(rùn)滑油被向間隙擴(kuò)大的方向放出。因此，270 360度的范圍內(nèi)的潤(rùn)滑油比該范圍外的潤(rùn)滑油低壓，從而沿著將上軸頸部7向上滑動(dòng)部10 拉靠的方向產(chǎn)生負(fù)壓力15。以偏心方向O70度的方向)為基準(zhǔn)，負(fù)壓力15具有向軸1的旋轉(zhuǎn)方向稍旋轉(zhuǎn)了的作用方向。正壓力16和負(fù)壓力15的合力為上軸頸部7處的上軸承保持力13。這樣，在上軸頸部7向270度的方向偏心時(shí)，上軸承保持力13沿0度的方向作用。 相反，為了使上軸承保持力13沿與載荷12的作用方向(參照?qǐng)D3)相反的方向作用，上軸頸部7必然向270度的方向偏心。圖4B表示下軸頸部及下滑動(dòng)部，是沿IVB-IVB線的放大橫向剖視圖。在圖4B中示出下軸頸部8的偏心方向和下軸承保持力14的作用方向。由于下軸頸部8向90度的方向偏心，因此在比0度大且比90度小的范圍內(nèi)，下軸頸部8與下滑動(dòng)部11之間的潤(rùn)滑油被向下軸頸部8與下滑動(dòng)部11的間隙變窄的方向卷入。因此，比0度大且比90度小的范圍內(nèi)的潤(rùn)滑油比該范圍外的潤(rùn)滑油高壓，從而沿著將下軸頸部8從下滑動(dòng)部11拉開的方向產(chǎn)生正壓力32。以偏心方向的反方向O70度的方向)為基準(zhǔn)，正壓力32具有向軸1的旋轉(zhuǎn)方向的相反方向稍旋轉(zhuǎn)了的作用方向。相反，在90 180度的范圍內(nèi)，潤(rùn)滑油被向間隙擴(kuò)大的方向放出。因此，90 180 度的范圍內(nèi)的潤(rùn)滑油比該范圍外的潤(rùn)滑油低壓，從而沿著將下軸頸部8向下滑動(dòng)部11拉靠的方向產(chǎn)生負(fù)壓力31。以偏心方向(90度的方向)為基準(zhǔn)，負(fù)壓力31具有向軸1的旋轉(zhuǎn)方向稍旋轉(zhuǎn)了的作用方向。正壓力32和負(fù)壓力31的合力成為下軸頸部8處的下軸承保持力 14。這樣，在下軸頸部8向90度的方向偏心時(shí)，下軸承保持力14沿180度的方向作用。相反，為了使下軸承保持力14沿與載荷12的作用方向(參照?qǐng)D3)相同的方向作用，下軸頸部8必然向90度的方向偏心。軸1在以上軸頸部7向270度的方向傾斜且下軸頸部8向90度的方向傾斜的姿
9態(tài)由沿0度的方向作用的上軸承保持力13和沿180度的方向作用的下軸承保持力14支承的同時(shí)進(jìn)行旋轉(zhuǎn)。該理論在山本雄二、兼田貞宏著的《卜，4 # 口 7—》理工學(xué)社、1998年、 P. 84中有記載。由于正壓力16向擴(kuò)大上軸頸部7與上滑動(dòng)部10的間隙的方向作用，因此其為實(shí)現(xiàn)軸1的支承的力。同樣，由于正壓力32向擴(kuò)大下軸頸部8與下滑動(dòng)部11的間隙的方向作用，因此其也成為實(shí)現(xiàn)軸1的支承的力。另一方面，負(fù)壓力15向縮窄上軸頸部7與上滑動(dòng)部10的間隙的方向作用，因此其為阻礙軸1的支承的力。同樣，由于負(fù)壓力31向縮窄下軸頸部8與下滑動(dòng)部11的間隙的方向作用，因此其也成為阻礙軸1的支承的力。如能夠根據(jù)以上的說明理解的那樣，則270 360度及0 180度的范圍的上滑動(dòng)部10理論上與正壓力16的產(chǎn)生無關(guān)，對(duì)上軸頸部7的支承的貢獻(xiàn)非常小。因此，從基準(zhǔn)位置觀察時(shí)，若在軸1的旋轉(zhuǎn)方向上從0 180度的范圍及270 360度的范圍中選擇的至少一個(gè)范圍內(nèi)形成上凹部四，則能夠在不降低為了支承軸1而上滑動(dòng)部10所需要的能力的情況下減少上軸頸部7與上滑動(dòng)部10之間的滑動(dòng)損失。90 360度的范圍的下滑動(dòng)部11理論上與正壓力32的產(chǎn)生無關(guān)，對(duì)下軸頸部8 的支承的貢獻(xiàn)非常小。因此，從基準(zhǔn)位置觀察時(shí)，若在軸1的旋轉(zhuǎn)方向上的90 360度的范圍內(nèi)形成下凹部30，則能夠在不降低為了支承軸1而下滑動(dòng)部11所需要的能力的情況下減少下軸頸部8與下滑動(dòng)部11之間的滑動(dòng)損失。對(duì)上凹部四及下凹部30的具體的結(jié)構(gòu)進(jìn)一步進(jìn)行說明。為了容易理解，在圖5A 中示出軸承2的展開圖。如上所述，理論上從基準(zhǔn)位置(0度)觀察時(shí)，可以在軸1的旋轉(zhuǎn)方向上的0 180 度及270 360度的整個(gè)范圍內(nèi)形成上凹部四。但是，考慮到軸承2的可靠性，優(yōu)選僅在上述的范圍的一部分上形成上凹部四。如圖5A所示，周向上的上凹部四的尺寸Ci1由軸 1的旋轉(zhuǎn)角度表示，例如調(diào)節(jié)為20 40度。同樣，周向上的下凹部30的尺寸Ci2由軸1的旋轉(zhuǎn)角度表示，例如調(diào)節(jié)為20 40度。若未形成凹部四及30的位置上的軸承2的內(nèi)周半徑為D，則可以通過滿足π D/9彡α i彡2 π D/9及π D/9彡α 2彡2 π D/9的關(guān)系的方式分別調(diào)節(jié)尺寸α工及α 2。若這樣，則能夠使軸1從停止?fàn)顟B(tài)平滑地旋轉(zhuǎn)，且能夠使軸1從旋轉(zhuǎn)狀態(tài)平滑地停止。能夠防止軸1受到損傷或產(chǎn)生噪聲的情況。如圖5Α所示，在展開軸承2而俯視時(shí)，上凹部四及下凹部30例如具有長(zhǎng)條的形狀。如圖1、3及5Α所示，在軸1上形成有中間去除部9的情況下，上凹部四的一部分及下凹部30的一部分分別在軸1的軸向上與中間去除部9重疊。若如此，則通過使上凹部 29及下凹部30沿軸向延伸而能夠取得上述重疊的面積，因此在降低滑動(dòng)損失的觀點(diǎn)上有利。如圖1、3及5Α所示，在軸1的軸向上，下凹部30的下端30e位于比軸承2的下端 2e靠上方的位置。若如此，則能夠防止?jié)櫥屯ㄟ^下凹部30而向軸承2外漏出的情況。另一方面，上凹部四穿過軸承2的上端2t而由偏心板20的下表面關(guān)閉。根據(jù)該結(jié)構(gòu)，潤(rùn)滑油通過上凹部四而向偏心板20的下表面與軸承2的開口端面之間供給。在本實(shí)施方式中，通過軸承2的開口端面支承軸1的推力載荷。若利用上凹部四作為供油路之一，則能夠?qū)?rùn)滑油效率良好地向偏心板20的下表面與軸承2的開口端面之間供給。另外，若上凹部四穿過軸承2的上端2t，則用于形成上凹部四的加工容易，并且在取得上凹部四的面積來降低滑動(dòng)損失的觀點(diǎn)上有利。需要說明的是，如圖5B所示，上凹部四的上端29t可以位于比軸承2的上端2t 靠下方的位置。尤其是在軸承2的開口部設(shè)置球軸承來支承軸1的推力載荷的情況下，上凹部四不穿過軸承2的上端2t的情況在防止氣體向軸承2內(nèi)侵入的觀點(diǎn)上有利。另外， 在上凹部四不穿過軸承2的上端2t的情況下，在上滑動(dòng)部10上形成在周向的整個(gè)區(qū)域上具有固定的內(nèi)徑的部分。根據(jù)這樣的結(jié)構(gòu)，在通過上凹部四的緣部來防止軸1受到損傷的觀點(diǎn)上可能有利。如圖4A所示，在軸1的與旋轉(zhuǎn)軸正交的截面上，上凹部四具有圓弧狀的表面輪廓。如圖4B所示，在軸1的與旋轉(zhuǎn)軸正交的截面上，下凹部30也具有圓弧狀的表面輪廓。 根據(jù)這樣的結(jié)構(gòu)，通過上凹部四及下凹部30的緣部能夠防止軸1受到損傷的情況。并且， 這樣形狀的上凹部四和下凹部30能夠容易利用立銑刀等工具形成。上凹部四的深度沒有特別地限定，適當(dāng)調(diào)節(jié)以充分減少滑動(dòng)損失為好。例如，如圖6A所示，在上軸頸部7的半徑為R1,未形成上凹部四的位置上的上滑動(dòng)部10的內(nèi)周半徑為D1，從軸1的旋轉(zhuǎn)軸到上凹部四的最深部的距離為Cl1時(shí)，可以通過滿足D1-R1 ( Cl1-D1 的關(guān)系的方式形成上凹部四?！吧匣瑒?dòng)部10的內(nèi)周半徑”意味著從軸承2的中心軸到未形成上凹部四的位置上的上滑動(dòng)部10的內(nèi)周面的距離。值(Cl1-D1)表示軸1的徑向上的上凹部四的深度。值(D1-R1)表示未形成上凹部四的位置上的、上滑動(dòng)部10與上軸頸部 7的間隙(軸承間隙)的一半的寬度。上凹部四的深度的上限沒有特別地限定，例如為 Cl1-D1 ( 1. 5mm。但是，若考慮到加工容易性和減少滑動(dòng)損失的效果，則上凹部四具有幾百 μ m(例如200 μ m)的深度就足夠。同樣，下凹部30的深度也沒有特別地限定，適當(dāng)調(diào)節(jié)以充分減少滑動(dòng)損失為好。 例如，如圖6B所示，在下軸頸部8的半徑為&，未形成下凹部30的位置上的下滑動(dòng)部11 的內(nèi)周半徑為D2，從軸1的旋轉(zhuǎn)軸到下凹部30的最深部的距離為d2時(shí)，可以通過滿足 D2-R2 ^ d2-D2的關(guān)系的方式形成下凹部30?！跋禄瑒?dòng)部11的內(nèi)周半徑”意味著從軸承2的中心軸到未形成下凹部30的位置上的下滑動(dòng)部11的內(nèi)周面的距離。值(d2-D2)表示軸1的徑向上的下凹部30的深度。值(D2-R2)表示未形成下凹部30的位置上的、下軸頸部8與下滑動(dòng)部11的間隙(軸承間隙)的一半的寬度。下凹部30的深度的上限沒有特別地限定， 例如為d2-D2彡1. 5mm。與上凹部四同樣，下凹部30只要具有幾百μ m(例如200 μ m)的深度就足夠。(第二實(shí)施方式)如圖7A所示，在第二實(shí)施方式中，上凹部四位于從基準(zhǔn)位置(0度)觀察時(shí)軸1 的旋轉(zhuǎn)方向上的270 360度的范圍內(nèi)。如圖7B所示，下凹部30位于從基準(zhǔn)位置觀察時(shí)軸1的旋轉(zhuǎn)方向上的90 180度的范圍內(nèi)。其它的結(jié)構(gòu)由于與第一實(shí)施方式同樣，因此省略說明。如圖7A所示，由于上軸頸部7向270度的方向偏心，因此比180度大且比270度小的范圍的上滑動(dòng)部10有助于正壓力16的產(chǎn)生。以偏心方向的反方向(90度的方向)為基準(zhǔn)，正壓力16具有向軸1的旋轉(zhuǎn)方向的相反方向稍旋轉(zhuǎn)了的作用方向。270 360度的范圍的上滑動(dòng)部10有助于負(fù)壓力15的產(chǎn)生。以上軸頸部7的偏心方向O70度的方向) 為基準(zhǔn)，負(fù)壓力15具有向軸1的旋轉(zhuǎn)方向稍旋轉(zhuǎn)了的作用方向。因此，在270 360度的范圍內(nèi)形成上凹部四的情況下，能夠更加充分地得到削減滑動(dòng)損失的效果。另外，如參照?qǐng)D3及5A而在第一實(shí)施方式中說明的那樣，上凹部四的一部分在軸向上與中間去除部9重疊。根據(jù)該結(jié)構(gòu)，上凹部四內(nèi)的潤(rùn)滑油的壓力與中間去除部9內(nèi)的潤(rùn)滑油的壓力相等。中間去除部9內(nèi)的潤(rùn)滑油的壓力與密閉容器17內(nèi)的壓力大致相等，且比參照?qǐng)D4A進(jìn)行了說明的負(fù)壓力15高。即，若上凹部四位于從基準(zhǔn)位置觀察時(shí)軸1的旋轉(zhuǎn)方向上的270 360度的范圍內(nèi)，且上凹部四與中間去除部9重疊，則負(fù)壓力15被抑制。如圖7A所示，正壓力16與負(fù)壓力15的合力為上軸頸部7處的上軸承保持力13。 在本實(shí)施方式中，由于負(fù)壓力15被抑制，因此負(fù)壓力15比正壓力16小。因此，上軸承保持力13的作用方向接近偏心方向的反方向。上軸承保持力13的作用方向越接近偏心方向的反方向，將上軸頸部7從上滑動(dòng)部10拉開的方向的分量越大，因此上滑動(dòng)部10支承上軸頸部7的能力越高。即，根據(jù)本實(shí)施方式，不僅減少滑動(dòng)損失，而且上滑動(dòng)部10支承上軸頸部 7的能力也提高。同樣的理論也適合于下凹部30。如圖7B所示，由于下軸頸部8向90度的方向偏心，因此比0度大且比90度小的范圍的下滑動(dòng)部11有助于正壓力32的產(chǎn)生。以偏心方向的反方向O70度的方向)為基準(zhǔn)，正壓力32具有向軸1的旋轉(zhuǎn)方向的相反方向稍旋轉(zhuǎn)了的作用方向。90 180度的范圍的下滑動(dòng)部11有助于負(fù)壓力31的產(chǎn)生。以下軸頸部8的偏心方向(90度的方向)為基準(zhǔn)，負(fù)壓力31具有向軸1的旋轉(zhuǎn)方向稍旋轉(zhuǎn)了的作用方向。 因此，在90 180度的范圍內(nèi)形成有下凹部30的情況下，能夠更加充分地得到削減滑動(dòng)損失的效果。另外，如參照?qǐng)D3及5A而在第一實(shí)施方式中說明的那樣，下凹部30的一部分在軸向上與中間去除部9重疊?；谠摻Y(jié)構(gòu)，根據(jù)與上凹部四的情況同樣的理由，負(fù)壓力31被抑制。如圖7B所示，正壓力32與負(fù)壓力31的合力成為下軸頸部8處的下軸承保持力 14。在本實(shí)施方式中，由于負(fù)壓力31被抑制，因此負(fù)壓力31比正壓力32小。因此，下軸承保持力14的作用方向接近偏心方向的反方向。下軸承保持力14的作用方向越接近偏心方向的反方向，則將下軸頸部8從下滑動(dòng)部11拉開的方向的分量越大，因此下滑動(dòng)部11支承下軸頸部8的能力越高。即，根據(jù)本實(shí)施方式，不僅減少滑動(dòng)損失，而且下滑動(dòng)部11支承下軸頸部8的能力也提高。需要說明的是，即可以僅使上凹部四與中間去除部9重疊，也可僅使下凹部30與中間去除部9重疊。根據(jù)先前說明的式(4)及式(5)，上軸承保持力13的作用方向與載荷12的作用方向相反，下軸承保持力14的作用方向與載荷12的作用方向相同，結(jié)果是能夠維持力和力矩的分別平衡。即，為了維持力和力矩的分別平衡，需要使上軸承保持力13的作用方向?yàn)?0度方向，使下軸承保持力14的作用方向?yàn)?80度方向。在本實(shí)施方式中，如參照?qǐng)D7A及圖7B而進(jìn)行說明的那樣，在能夠抑制負(fù)壓力15 及31的位置上設(shè)置上凹部四及下凹部30。由此，上軸承保持力13及下軸承保持力14的作用方向朝向?qū)S1的支承有利的方向變化。具體而言，上軸承保持力13具有從0度的方向沿著軸1的旋轉(zhuǎn)方向稍旋轉(zhuǎn)了的作用方向。下軸承保持力14具有從180度的方向沿著軸1的旋轉(zhuǎn)方向稍旋轉(zhuǎn)了的作用方向。因此，乍一看會(huì)覺得力和力矩的分別平衡被打破。
但是，在軸1的整體中，上軸承保持力13的90度的方向的分量與下軸承保持力14 的270度的方向的分量彼此相抵，且上軸承保持力13的0度的方向的分量和下軸承保持力 14的180度的方向的分量被相互調(diào)節(jié)。其結(jié)果是，滿足式( 及式(3)。因此，根據(jù)本實(shí)施方式，能夠維持力和力矩的分別平衡，同時(shí)提高上滑動(dòng)部10支承上軸頸部7的能力及下滑動(dòng)部11支承下軸頸部8的能力。(第三實(shí)施方式)在第三實(shí)施方式中，考慮連桿振擺回轉(zhuǎn)角度β而規(guī)定上凹部四及下凹部30的位置。具體而言，上凹部四位于從基準(zhǔn)位置觀察時(shí)軸1的旋轉(zhuǎn)方向上的287 343度的范圍內(nèi)。下凹部30位于從基準(zhǔn)位置觀察時(shí)軸1的旋轉(zhuǎn)方向上的107 163度的范圍內(nèi)。與第二實(shí)施方式同樣，上凹部四及下凹部30分別在軸向上與中間去除部9重疊。由于其它的結(jié)構(gòu)與第一實(shí)施方式同樣，因此省略說明。如參照?qǐng)D2進(jìn)行說明的那樣，壓縮制冷劑產(chǎn)生的載荷12經(jīng)由連桿6向軸1傳遞。 使用連桿振擺回轉(zhuǎn)角度β表示時(shí)，載荷12對(duì)軸1的作用方向?yàn)?180-β)度的方向。由于連桿振擺回轉(zhuǎn)角度β隨著軸1的旋轉(zhuǎn)角度θ而變化，因此載荷12的作用方向也隨著軸1 的旋轉(zhuǎn)角度θ而變化。如參照?qǐng)D3進(jìn)行說明的那樣，為了使軸1維持力和力矩的分別平衡而進(jìn)行旋轉(zhuǎn)，需要使上軸承保持力13的作用方向與載荷12的作用方向相反，使下軸承保持力14的作用方向與載荷12的作用方向相同。在山本等提出的在先文獻(xiàn)中也示出了軸1的偏心方向、正壓力及負(fù)壓力的產(chǎn)生機(jī)構(gòu)、以及軸承保持力的作用方向的相互關(guān)系的普遍性?；谠撓嗷リP(guān)系，對(duì)上軸頸部7向任意的Vu度的方向偏心的情況下的、正壓力16及負(fù)壓力15的產(chǎn)生機(jī)構(gòu)以及上軸承保持力 13的作用方向進(jìn)行說明。并且，對(duì)下軸頸部8向任意的F1度的方向偏心的情況下的、正壓力32及負(fù)壓力31的產(chǎn)生機(jī)構(gòu)以及下軸承保持力14的作用方向進(jìn)行說明。角度11^及F1 分別表示由軸1距基準(zhǔn)位置(0度)的旋轉(zhuǎn)角度確定的方向。如圖4Α所示那樣，在上軸頸部7向11^度的方向偏心的情況下，在比(Vu-90)度大且比Vu度小的范圍內(nèi)，上軸頸部7與上滑動(dòng)部10之間的潤(rùn)滑油被向間隙變窄的方向卷入而成為高壓。因此，比(￥u"90)度大且比11^度小的范圍的上滑動(dòng)部10有助于正壓力16 的產(chǎn)生。并且，在Vu (Vu+90)度的范圍內(nèi)，上軸頸部7與上滑動(dòng)部10之間的潤(rùn)滑油被向間隙擴(kuò)大的方向放出而成為低壓。因此，Vu (Vu+90)度的范圍的上滑動(dòng)部10有助于負(fù)壓力15的產(chǎn)生。另外，上軸承保持力13沿(^度的方向((K= ￥u+90)作用。如圖4B所示那樣，在下軸頸部8向1^度的方向偏心的情況下，在比(11^-90)度大且比Ψ i度小的范圍內(nèi)，下軸頸部8與下滑動(dòng)部11之間的潤(rùn)滑油被向間隙變窄的方向卷入而成為高壓。因此，比(Ψχ-90)度大且比V1度小的范圍的下滑動(dòng)部11有助于正壓力32 的產(chǎn)生。并且，在ι^ (11^+90)度的范圍內(nèi)，下軸頸部8與下滑動(dòng)部11之間的潤(rùn)滑油被向間隙擴(kuò)大的方向放出而成為低壓。因此，F(xiàn)1 (…+卯)度的范圍的下滑動(dòng)部11有助于負(fù)壓力31的產(chǎn)生。另外，下軸承保持力14沿Ct1度的方向((^1 = Ψι+90)作用。如第一實(shí)施方式中說明的那樣，在Vu = 270度時(shí)，270 360度及0 180度的范圍的上滑動(dòng)部10理論上與正壓力16的產(chǎn)生無關(guān)，對(duì)上軸頸部7的支承的貢獻(xiàn)非常小。 在F1 = 90度時(shí)，90 360度的范圍的下滑動(dòng)部11理論上與正壓力32的產(chǎn)生無關(guān)，對(duì)下軸頸部8的支承的貢獻(xiàn)非常小。另一方面，當(dāng)考慮到連桿振擺回轉(zhuǎn)角度β時(shí)，載荷12的作用方向、上軸承保持力 13的作用方向、下軸承保持力14的作用方向、上軸頸部7的偏心方向、下軸頸部8的偏心方向、與負(fù)壓力15的產(chǎn)生相關(guān)的上滑動(dòng)部10的范圍以及與負(fù)壓力31的產(chǎn)生相關(guān)的下滑動(dòng)部 11的范圍彼此關(guān)聯(lián)而變化。在圖8中示出它們的關(guān)系。需要說明的是，根據(jù)川平睦義著的《密封型制冷機(jī)》日本制冷協(xié)會(huì)1981年P(guān). 47，往復(fù)式壓縮機(jī)中的lc/S的典型的范圍為1.75 3. 5。lc/S越小，連桿振擺回轉(zhuǎn)角度β能夠取得的范圍越大。即，在lc/S = 1.75時(shí)，連桿振擺回轉(zhuǎn)角度β能夠取得的范圍最大。當(dāng)將lc/S = 1.75代入先前示出的式(1)時(shí)，由于-1 ^ sine ( 1，因此β能夠取得的范圍大致為-17 17度。在θ = ο 180度的范圍內(nèi)β取正值，在θ = 180 360度的范圍內(nèi)β取負(fù)值。在軸1的旋轉(zhuǎn)角度θ為0度時(shí)，連桿振擺回轉(zhuǎn)角度β為0度，載荷12的作用方向?yàn)?80度方向，上軸承保持力13的作用方向?yàn)?度方向，下軸承保持力14的作用方向?yàn)?180度方向，上軸頸部7的偏心方向?yàn)?70度方向，下軸頸部8的偏心方向?yàn)?0度方向。與負(fù)壓力15的產(chǎn)生相關(guān)的上滑動(dòng)部10的范圍為270 360度，與負(fù)壓力31的產(chǎn)生相關(guān)的下滑動(dòng)部11的范圍為90 180度。在軸1的旋轉(zhuǎn)角度θ為90度時(shí)，連桿振擺回轉(zhuǎn)角度β為最大值即17度，載荷12 的作用方向?yàn)?63度方向，上軸承保持力13的作用方向?yàn)?43度方向，下軸承保持力14的作用方向?yàn)?63度方向，上軸頸部7的偏心方向?yàn)?53度方向，下軸頸部8的偏心方向?yàn)?3 度方向。與負(fù)壓力15的產(chǎn)生相關(guān)的上滑動(dòng)部10的范圍為253 343度(參照?qǐng)D9Α)，與負(fù)壓力31的產(chǎn)生相關(guān)的下滑動(dòng)部11的范圍為73 163度(參照?qǐng)D9Β)。在θ =90度時(shí)，與負(fù)壓力15的產(chǎn)生相關(guān)的上滑動(dòng)部10的范圍選取最小的結(jié)束角度(343度)。與負(fù)壓力31的產(chǎn)生相關(guān)的下滑動(dòng)部11的范圍也選取最小的結(jié)束角度(163 度)。在軸1的旋轉(zhuǎn)角度θ為180度時(shí)，連桿振擺回轉(zhuǎn)角度β為0度，載荷12的作用方向?yàn)?80度方向，上軸承保持力13的作用方向?yàn)?度方向，下軸承保持力14的作用方向?yàn)?80度方向，上軸頸部7的偏心方向?yàn)?70度方向，下軸頸部8的偏心方向?yàn)?0度方向。 與負(fù)壓力15的產(chǎn)生相關(guān)的上滑動(dòng)部10的范圍為270 360度，與負(fù)壓力31的產(chǎn)生相關(guān)的下滑動(dòng)部11的范圍為90 180度。軸1的旋轉(zhuǎn)角度θ為270度時(shí)，連桿振擺回轉(zhuǎn)角度β為最小值即-17度，載荷12 的作用方向?yàn)?97度方向，上軸承保持力13的作用方向?yàn)?7度方向，下軸承保持力14的作用方向?yàn)?97度方向，上軸頸部7的偏心方向?yàn)?87度方向，下軸頸部8的偏心方向?yàn)?07 度方向。與負(fù)壓力15的產(chǎn)生相關(guān)的上滑動(dòng)部10的范圍為觀7 360度及0 17度(參照?qǐng)D10Α)，與負(fù)壓力31的產(chǎn)生相關(guān)的下滑動(dòng)部11的范圍為107 197度(參照?qǐng)D10Β)。在θ = 270度時(shí)，與負(fù)壓力15的產(chǎn)生相關(guān)的上滑動(dòng)部10的范圍選取最大的開始角度087度)。與負(fù)壓力31的產(chǎn)生相關(guān)的下滑動(dòng)部11的范圍也選取最大的開始角度(107 度)。由于上軸頸部7的偏心方向在253 287度的范圍內(nèi)變化，下軸頸部8的偏心方向在73 107度的范圍內(nèi)變化，因此軸1恰好在擺動(dòng)的同時(shí)進(jìn)行旋轉(zhuǎn)。上滑動(dòng)部10的287
14343度的范圍及下滑動(dòng)部11的107 163度的范圍不論軸1的旋轉(zhuǎn)角度θ如何，都分別有助于負(fù)壓力15及31的產(chǎn)生。因此，如圖9Α及IOA所示，從基準(zhǔn)位置觀察時(shí)，若在軸1的旋轉(zhuǎn)方向上的觀7 343度的范圍內(nèi)設(shè)置上凹部四，則滑動(dòng)損失的減少及支承軸1的能力的提高更加有效。根據(jù)同樣的理由，如圖9Β及IOB所示，可以在107 163度的范圍內(nèi)設(shè)置下凹部30。在連桿振擺回轉(zhuǎn)角度β的最大值及最小值的絕對(duì)值為i3abs時(shí)，上凹部四及下凹部30的位置通常能夠如下這樣。即，上凹部四位于從基準(zhǔn)位置觀察時(shí)軸1的旋轉(zhuǎn)方向上的(270+i3abs) (360-i3abs)度的范圍內(nèi)，下凹部30位于從基準(zhǔn)位置觀察時(shí)軸1的旋轉(zhuǎn)方向上的(90+^abs) (180-^abs)度的范圍內(nèi)即可。(變形例)如圖IlA所示，中間去除部9也可以形成在軸承2上。可以以將軸承2分為比中間去除部9靠近連桿6的上滑動(dòng)部10和比中間去除部9遠(yuǎn)離連桿6的下滑動(dòng)部11的方式在軸承2上形成中間去除部9。形成有中間去除部9的部分的軸承2的內(nèi)徑比未形成中間去除部9的部分的軸承2的內(nèi)徑大。另外，中間去除部9還可以形成在軸1及軸承2這兩方上。然而，在將軸1的軸向上的位置定義為“高度位置”時(shí)，在形成有中間去除部9的高度位置上，軸1與軸承2之間的間隙(軸承間隙)的寬度除了形成有供油槽的部分以外， 在軸1的周向上固定。與此相對(duì)，在形成有上凹部四及下凹部30的高度位置上，軸承間隙的寬度在軸1的周向上不固定。另外，各實(shí)施方式中說明的上凹部四設(shè)置在支承上軸頸部 7的上滑動(dòng)部10上這一點(diǎn)與中間去除部9不同。同樣，下凹部30設(shè)置在支承下軸頸部8的下滑動(dòng)部11上這一點(diǎn)與中間去除部9不同。該差異依據(jù)于在對(duì)軸1的支承的貢獻(xiàn)小的部分上選擇地形成上凹部四及下凹部30。另外，如圖IlB所示，可以在各實(shí)施方式中適用不具有中間去除部的軸1。在圖IlB 的例子中，在軸承2上也不形成中間去除部?？梢砸云叫杏谳S1的旋轉(zhuǎn)軸的方向上的軸頸部觀的中點(diǎn)M為基準(zhǔn)而將接近連桿6側(cè)的部分定義為第一軸頸部7，以中點(diǎn)M為基準(zhǔn)而將遠(yuǎn)離連桿6側(cè)的部分定義為第二軸頸部8。與軸頸部觀有關(guān)的該定義無論有無中間去除部都能夠適用于軸1。中間去除部對(duì)上軸承保持力13及下軸承保持力14的各產(chǎn)生方向不帶來影響。同樣，中間去除部對(duì)上軸頸部7及下軸頸部8的各偏心方向不帶來影響。因此，在各實(shí)施方式中說明的效果無論有無中間去除部都能夠得到。另外，如圖IlC所示，作為支承下軸頸部8的部分，軸承2可以具有滑動(dòng)軸承以外的結(jié)構(gòu)、例如滾動(dòng)軸承部Ilk。在該情況下，在上滑動(dòng)部10上形成的上凹部四也能夠發(fā)揮減少滑動(dòng)損失的效果。另外，優(yōu)選上凹部四僅形成在各實(shí)施方式中說明的范圍內(nèi)。例如，上凹部四位于從基準(zhǔn)位置觀察時(shí)軸1的旋轉(zhuǎn)方向上的270 360度的范圍內(nèi)。此時(shí)，優(yōu)選占有與上凹部四相同的高度位置的剩余的部分(比0度大且比270度小的角度范圍的部分)在該部分與軸1之間形成固定寬度的軸承間隙。根據(jù)該結(jié)構(gòu)，能夠在不導(dǎo)致軸承保持力的降低的情況下僅有效地削減滑動(dòng)損失。并且，可以在各實(shí)施方式中說明的角度范圍內(nèi)形成多個(gè)上凹部四。上述情況對(duì)于下凹部30也同樣。
權(quán)利要求
1.一種往復(fù)式壓縮機(jī)，其具備 氣缸；活塞，其在所述氣缸內(nèi)配置成能夠往復(fù)運(yùn)動(dòng)； 連桿，其與所述活塞連接；軸，其具有與所述活塞的往復(fù)運(yùn)動(dòng)方向正交的旋轉(zhuǎn)軸，且與所述連桿連接而將自身的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)換為所述活塞的直線運(yùn)動(dòng)； 軸承，其支承所述軸，所述軸具有作為被所述軸承覆蓋的部分的軸頸部，所述軸頸部包括以與所述旋轉(zhuǎn)軸平行的方向上的該軸頸部的中點(diǎn)為基準(zhǔn)而位于靠近所述連桿側(cè)的第一軸頸部、以所述中點(diǎn)為基準(zhǔn)而位于遠(yuǎn)離所述連桿側(cè)的第二軸頸部，所述軸承具有支承所述第一軸頸部的第一滑動(dòng)部和支承所述第二軸頸部的第二滑動(dòng)部，在將與所述活塞的往復(fù)運(yùn)動(dòng)方向平行且包含所述軸的旋轉(zhuǎn)軸的平面和所述軸承的內(nèi)周面相交的兩個(gè)位置中靠近所述活塞側(cè)的位置定義為基準(zhǔn)位置時(shí)，所述第一滑動(dòng)部具有第一凹部，所述第一凹部形成在從所述基準(zhǔn)位置觀察時(shí)所述軸的旋轉(zhuǎn)方向上的從0 180度的范圍及270 360度的范圍中選擇的至少一個(gè)范圍內(nèi)，且形成比其它范圍的部分寬的軸承間隙。
2.根據(jù)權(quán)利要求1所述的往復(fù)式壓縮機(jī)，其中，所述第二滑動(dòng)部具有第二凹部，所述第二凹部形成在從所述基準(zhǔn)位置觀察時(shí)所述軸的旋轉(zhuǎn)方向上的90 360度的范圍內(nèi)，且形成比其它范圍的部分寬的軸承間隙。
3.根據(jù)權(quán)利要求2所述的往復(fù)式壓縮機(jī)，其中，所述第一凹部位于從所述基準(zhǔn)位置觀察時(shí)所述軸的旋轉(zhuǎn)方向上的270 360度的范圍內(nèi)，所述第二凹部位于從所述基準(zhǔn)位置觀察時(shí)所述軸的旋轉(zhuǎn)方向上的90 180度的范圍內(nèi)。
4.根據(jù)權(quán)利要求3所述的往復(fù)式壓縮機(jī)，其中，在所述連桿的振擺回轉(zhuǎn)角度的最大值及最小值的絕對(duì)值為^abs時(shí)， 所述第一凹部位于從所述基準(zhǔn)位置觀察時(shí)所述軸的旋轉(zhuǎn)方向上的(270+i3abs) (360-^abs)度的范圍內(nèi)，所述第二凹部位于從所述基準(zhǔn)位置觀察時(shí)所述軸的旋轉(zhuǎn)方向上的(90+i3abs) (180-^abs)度的范圍內(nèi)。
5.根據(jù)權(quán)利要求3所述的往復(fù)式壓縮機(jī)，其中，所述第一凹部位于從所述基準(zhǔn)位置觀察時(shí)所述軸的旋轉(zhuǎn)方向上的287 343度的范圍內(nèi)，所述第二凹部位于從所述基準(zhǔn)位置觀察時(shí)所述軸的旋轉(zhuǎn)方向上的107 163度的范圍內(nèi)。
6.根據(jù)權(quán)利要求2 5中任一項(xiàng)所述的往復(fù)式壓縮機(jī)，其中， 所述軸還具有比所述軸頸部小的外徑的中間去除部，所述中間去除部在所述軸承內(nèi)將所述軸頸部沿著所述旋轉(zhuǎn)軸分為所述第一軸頸部和所述第二軸頸部，所述第一凹部的一部分及所述第二凹部的一部分分別在所述軸的軸向上與所述中間去除部重疊。
7.根據(jù)權(quán)利要求2 6中任一項(xiàng)所述的往復(fù)式壓縮機(jī)，其中，在所述軸的軸向上，所述第二凹部的下端位于比所述軸承的下端靠上方的位置。
8.根據(jù)權(quán)利要求2 7中任一項(xiàng)所述的往復(fù)式壓縮機(jī)，其中，在所述軸的與所述旋轉(zhuǎn)軸正交的截面中，所述第一凹部及所述第二凹部分別具有圓弧狀的表面輪廓。
9.根據(jù)權(quán)利要求1 8中任一項(xiàng)所述的往復(fù)式壓縮機(jī)，其中，在所述第一軸頸部的半徑為R1,未形成所述第一凹部的位置上的所述第一滑動(dòng)部的內(nèi)周半徑為D1，從所述軸的所述旋轉(zhuǎn)軸到所述第一凹部的最深部的距離為Cl1時(shí)，滿足 D1-R1彡Cl1-D1的關(guān)系。
10.根據(jù)權(quán)利要求2 8中任一項(xiàng)所述的往復(fù)式壓縮機(jī)，其中，在所述第二軸頸部的半徑為R2,未形成所述第二凹部的位置上的所述第二滑動(dòng)部的內(nèi)周半徑為D2，從所述軸的所述旋轉(zhuǎn)軸到所述第二凹部的最深部的距離為d2時(shí)，滿足 D2-R2彡Cl2-D2的關(guān)系。
全文摘要
本發(fā)明提供一種能夠在不降低支承軸的能力的情況下減少軸與軸承的滑動(dòng)損失的結(jié)構(gòu)的往復(fù)式壓縮機(jī)。往復(fù)式壓縮機(jī)(100)具備氣缸(5)、活塞(4)、連桿(6)、軸(1)及軸承(2)。軸(1)具有作為被軸承(2)覆蓋的部分的軸頸部(28)。軸頸部(28)包括以與旋轉(zhuǎn)軸平行的方向上的該軸頸部(28)的中點(diǎn)(M)為基準(zhǔn)而位于靠近連桿(6)側(cè)的第一軸頸部(7)；以中點(diǎn)(M)為基準(zhǔn)而位于遠(yuǎn)離連桿(6)側(cè)的第二軸頸部(8)。軸承(2)具有支承第一軸頸部(7)的第一滑動(dòng)部(10)和支承第二軸頸部(8)的第二滑動(dòng)部(11)。第一滑動(dòng)部(10)在從基準(zhǔn)位置觀察時(shí)軸(1)的旋轉(zhuǎn)方向上的從0～180度的范圍及270～360度的范圍中選擇的至少一個(gè)范圍內(nèi)具有第一凹部(29)。
文檔編號(hào)F04B39/00GK102362070SQ20108001295
公開日2012年2月22日 申請(qǐng)日期2010年3月24日 優(yōu)先權(quán)日2009年3月24日
發(fā)明者中野明, 咲間文順, 松井大, 稻垣耕, 菅本葉子 申請(qǐng)人:松下電器產(chǎn)業(yè)株式會(huì)社