专利名称：密闭型压缩机以及冷冻循环装置的制作方法
技术领域：
本实用新型的实施方式涉及一种密闭型压缩机以及装入有该密闭型压缩机的冷冻循环(cycle)装置，所述密闭型压缩机对支撑旋转轴的轴承的结构进行了改良，能够实现效率的提高。
背景技术：
冷冻机或空调等的冷冻循环装置中所用的密闭型压缩机在密闭容器内收容有电动机部和经由旋转轴而连结于该电动机部的压缩机构部。并且，旋转轴由设在压缩机构部的上部的主轴承和设在下部的副轴承进行支撑。而且，经上述压缩机构部压缩而高压化的冷却剂气体从喷出口暂时喷出至密闭容器内，进而被导引至电动机部中所设的气体通路，并从连接于密闭容器的喷出管喷出至外部机器。此时，在经压缩而高压化的冷却剂气体的压力差的作用下，压缩负荷作用于旋转轴。因此会产生以下现象，即伴随着旋转轴的旋转带来的离心力，旋转轴发生弯曲变形且相对于所述主轴承的中心轴而倾斜，从而对主轴承产生大的面压。因此，为了抑制旋转轴的弯曲，提出有一种密闭型压缩机，其在电动机部的上部设有支撑旋转轴的上端附近的上部轴承构件(第3轴承)(例如，参照专利文献1)。根据此种密闭型压缩机，能够减少旋转轴的弯曲，从而使作用于主轴承的面压减小。[现有技术文献][专利文献][专利文献1]日本专利特开2004-3406号公报但是，在如上所述的密闭型压缩机中，并未考虑既能减少旋转轴的弯曲以维持可靠性，又能实现效率提高的设计值。
实用新型内容本实用新型是有鉴于此种问题而创作，其目的在于提供一种密闭型压缩机以及使用该密闭型压缩机的冷冻循环装置，所述密闭型压缩机能够减少旋转轴的弯曲以维持可靠性，并且能够减少损失而实现效率的提高，且可实现小型化。本实用新型的实施方式的密闭型压缩机是在密闭容器内的上部收容电动机部，并且在所述密闭容器的下部收容经由旋转轴而由所述电动机部来驱动的压缩机构部，所述压缩机构部包括主轴承、副轴承以及两个气缸，所述主轴承设在靠近所述电动机部的位置且支撑所述旋转轴，所述副轴承设在远离所述电动机部的位置且支撑所述旋转轴，所述两个气缸设在所述主轴承与副轴承之间，在所述密闭容器的上部与所述电动机部之间，设有上部轴承构件，该上部轴承构件具有与所述旋转轴卡合的滚动轴承和保持该滚动轴承的轴承架，此密闭型压缩机的特征在于，当设所述气缸的内部所收容的旋转自如的辊的外径尺寸为Dr，辊的高度尺寸为Hr，主轴承的内径尺寸为Dm，主轴承的全长尺寸为Lm时，满足以下的公式，[0011](DrXHr)/(DmXLm) = 1 1. 5。本实用新型的实施方式的冷冻循环装置，包括根据上述的密闭型压缩机、冷凝器、 膨胀装置以及蒸发器。(实用新型的效果)根据本实用新型的实施方式，可提供一种密闭型压缩机以及使用该密闭型压缩机的冷冻循环装置，所述密闭型压缩机能够维持可靠性，并且能减少损失而实现效率的提高， 且可实现小型化。
图1是表示本实用新型的实施方式的密闭型压缩机以及使用该密闭型压缩机的冷冻循环装置的结构图。图2是示意性地表示压缩负荷作用于旋转轴时的旋转轴的变形状态的说明图。图3(a)、图3(b)是平面表示压缩机构部的动作说明图。图4(a)、图4(b)是同样地平面表示压缩机构部的动作说明图。图5(a)、图5(b)是同样地平面表示压缩机构部的动作说明图。图6是示意性地表示在设有上部轴承构件的结构中，压缩负荷作用于旋转轴时的旋转轴的变形状态的说明图。图7是表示规定的指标(DrXHr/DmXLm)与主轴承的平均面压的关系的图表。图8是表示规定的指标(DrXHr/DmXLm)与主轴承的摩擦损失率的关系的图表。图9是表示规定的指标(VXL3/I)与旋转轴的弯曲角度的关系的图表。图10是表示规定的指标(VXL3/I)与轴承的摩擦损失率的关系的图表。[符号的説明]1 冷冻循环装置2 冷凝器3 膨胀装置4 :蒸发器5 储液器6:旋转轴7 上部轴承构件8:叶片8A:叶片槽10 密闭型压缩机11 密闭容器12 喷出管13:电源端子20 电动机部21 集中绕组定子22:转子30 压缩机构部[0043]30A 第1压缩机构部[0044]30B 第2压缩机构部[0045]31A 第1气缸[0046]31B 第2气缸[0047]32 中间分隔板[0048]33A 主轴承[0049]33B 副轴承[0050]34,35 阀盖[0051]35a 内盖[0052]36 螺栓[0053]37A、37B 偏心部[0054]38A、38B -M[0055]39A 第1气缸室[0056]39B 第2气缸室[0057]71 滚动轴[0058]72 轴承架[0059]Dl 转子22的外径[0060]D2 转子22的内径[0061]Dm 主轴承的内径尺寸[0062]Dr 辊的外径尺寸[0063]DS 旋转轴6的外径[0064]H:高压侧[0065]Hr 辊的高度尺寸[0066]L :低压侧[0067]Lm 主轴承33A的全长尺寸[0068]in 抽吸口[0069]out 喷出用切口
具体实施方式
以下，参照图1至图8来说明本实用新型的实施方式的密闭型压缩机以及冷冻循环装置。图1是表示密闭型旋转式压缩机的截面结构与具备该密闭型旋转式压缩机的冷冻循环(cycle)装置的结构图。在图1中，冷冻循环装置1具备对冷却剂进行冷凝的冷凝器2 ；连接于该冷凝器2 的膨胀装置3 ；连接于该膨胀装置3且将冷却剂气化的蒸发器4 ；以及连接于该蒸发器4的出口侧的密闭型旋转式压缩机10。而且，在蒸发器4与密闭型旋转式压缩机10之间，连接着储液器(accumulator) 5。密闭型旋转式压缩机10是双气缸(cylinder)型的旋转式压缩机，具有密闭容器 11。在密闭容器11内的上部侧收容有电动机部20，在下部侧收容有压缩机构部30。电动机部20与压缩机构部30经由旋转轴6而连结着。密闭型旋转式压缩机10是旋转轴6沿铅垂方向而设的纵置型压缩机。在密闭容器11的上部中央部，突出至密闭容器11内而设有喷出管12，而在该密闭容器11的周边侧设有电源端子13。电动机部20例如使用无刷(brushless)直流(Direct Current, DC)马达 (motor)，且具备集中绕组定子21，固定在密闭容器11的内面；以及转子22，在该集中绕组定子21的内侧隔开规定间隙而配置着，且嵌接于旋转轴6。再者，定子也可以采用分布绕组。电动机部20经由电源端子13而连接于外部的电源供给部(省略图示)，以接受电力的供给。压缩机构部30具备第1压缩机构部30A和第2压缩机构部30B这两组压缩机构。 第1压缩机构部30A形成在上部侧，且具备第1气缸(cylinder) 31A。第2压缩机构部30B 隔着中间分隔板32而形成在第1压缩机构部30A的下部侧，且具备第2气缸31B。在第1压缩机构部30A的上表面部，配设有主轴承33A以作为第1轴承，而在第2压缩机构部30B的下表面部，配设有副轴承33B以作为第2轴承。因此，第1气缸 (cylinder) 3IA以及第2气缸3IB这两个气缸配设在主轴承33A与副轴承3 之间。所述主轴承33A以及副轴承3 是与设在主轴承33A侧的阀盖(valve cover) 34 和设在副轴承3 侧的阀盖35—同利用螺栓(bolt)36而螺固着。再者，在阀盖35的内侧， 配设有金属制的内盖35a。所述主轴承33A以及副轴承3 分别旋转自如地支撑旋转轴6。在密闭容器11的上部与电动机部20之间，设有上部轴承构件7以作为第3轴承构件。该上部轴承构件7具备滚动轴承71，卡合于旋转轴6以支撑旋转轴6 ；以及轴承架 (frame) 72，保持该滚动轴承71。该滚动轴承71例如为滚珠轴承，且支撑旋转轴6的前端附近。在旋转轴6上，与各压缩机构部30A及30B对应地，具备180°的相位差而形成着一对偏心部37A及37B。该偏心部37A及37B呈彼此相同的直径，且位于各气缸31A及31B 的内径部。而且，在偏心部37A及37B的外周，嵌合着辊(roller) 38A及38B。第1气缸31A及第2气缸31B由主轴承33A、中间分隔板32及副轴承3 而上下划分，且在各自的内部形成着偏心转动自如地收容着各辊38A及38B的第1气缸室39A和第2气缸室39B。 在该第1气缸室39A与第2气缸室39B内，通过各辊38A及38B的偏心转动动作与抵接于各辊38A及38B的后述的叶片(blade)的往复动作而将气缸室39A、39B划分为抽吸室侧(低压侧L)与压缩室侧(高压侧H)，以进行压缩动作。如此般构成的冷冻循环装置1以下述方式进行运转。即，当对电动机部20供给电力而旋转轴6受到旋转驱动时，压缩机构部30 —体地受到驱动。在压缩机构部30中，辊 38A及38B在气缸室39A及39B内进行偏心旋转，由此，被导至气缸室39A及39B内的冷却剂气体逐渐受到压缩。旋转轴6继续旋转，气缸室39A及39B内的压缩室的容量进一步减少而冷却剂气体受到压缩，在上升至规定压力为止时，使喷出阀开放。高压气体经由阀盖34 而喷出并充满密闭容器11内，继而从密闭容器11喷出。从密闭容器11喷出的高压气体被导至冷凝器2而冷凝液化，且在膨胀装置3中隔热膨胀，然后在蒸发器4中从热交换空气夺走蒸发潜热而起到冷却(冷房)作用。蒸发后的冷却剂经由储液器5而被抽吸至气缸室39A及39B，从而在上述路径中循环。而且，如果设置四向切换阀来切换冷却剂气体的流路，则也能够如众所周知般起到保温作用。接下来，参照图2至图6来说明作为第3轴承构件的上部轴承构件7的功能。再者，对于与上述说明相同或相当的部分标注相同符号，并省略重复的说明。首先，根据图2至图5(a)、图5(b)来说明未设置第3轴承构件的情况。图2以线段来示意性地表示因冷却剂气体的压力而有压缩负荷(径向(radial)负荷)作用于旋转轴6时的与旋转轴6的旋转角度相应的变形状态。图3 (a)、图3 (b)是平面表示压缩机构部 30的说明图，图3(a)表示第1压缩机构部30A，图3 (b)表示第2压缩机构部30B。如图3 (a)中代表性地说明的，在第1气缸室39A内，偏心地且可转动地配设着辊 38A。辊38A的外周壁的一部分沿着轴向并经由油膜密封(seal)而呈线状地接触气缸室 39A的内周壁。因此，随着旋转轴6的旋转，辊38A的外周壁接触气缸室39A的内周壁的位置沿周方向移动。在第1气缸31A内，形成有使叶片8可进行往复运动的叶片槽8A。叶片8构成为， 在压缩弹簧的作用下被弹性地赋予背压，以使其前端部始终突出至气缸室39A内，并对应于与辊38A的外周壁的接触位置的变化而进行往复动作。因此，叶片8始终将气缸室39A 内一分为二。在主轴承33A上，设有具有喷出阀机构的喷出口，在第1气缸31A上，在与所述主轴承33A的喷出口相向的位置，设有喷出用切口 out。该喷出用切口 out配置在叶片槽8A 附近。而且，在气缸31A中设有抽吸口 in。该抽吸口 in贯穿气缸31A，并经由冷却剂管而连接于储液器5。再者，旋转轴6的旋转角度θ即辊38Α的旋转角度θ是以辊38Α(旋转轴6的偏心部37Α的偏心方向)与叶片槽8Α—致的位置为基准而设为0°，且朝旋转方向变大。在此种结构中，从抽吸口 in抽吸至气缸室39A的低压侧L的冷却剂气体随着辊 38A的偏心旋转而受到压缩，并从高压侧H达到高温高压而从喷出口喷出。图3(a)表示第1压缩机构部30A中的辊38A的旋转角度θ为0°的状态，气缸室39Α的大致整个区域成为低压侧L。另一方面，图3 (b)表示形成有偏心部37B的第2压缩机构部30B，该偏心部37B与第1压缩机构部30A的偏心部37A具有180°的相位差。因此，当第1压缩机构部30A中的辊38A的旋转角度θ为0°时，第2压缩机构部30Β的辊 38Β的旋转角度θ为180°，此时，在图示上，气缸室39Β的右侧形成为高压侧H，左侧形成为低压侧L。此种状态的冷却剂气体的压缩负荷作为径向负荷而作用于旋转轴6。S卩，在第1压缩机构部30Α中，大致整个区域成为低压侧L，因此不会产生基于压力差的压缩负荷，但在第2压缩机构部30Β中，有基于低压侧L与高压侧H的压力差的压缩负荷作为径向负荷而起作用。于是，如图2(1)的线段所示，旋转轴6呈弯曲变形而倾斜的状态。再者，图2中的角度(0°、120° ,240° )表示第1压缩机构部30Α中的辊38Α的旋转角度θ。在因压缩负荷造成旋转轴6弯曲变形而导致的倾斜时，靠近所述主轴承33Α的第 1压缩机构部30Α的压缩负荷较远离所述主轴承33Α的第2压缩机构部30Β的压缩负荷产生更大的影响。因此，在第1压缩机构部30Α中的辊38Α的旋转角度为0°时，第1压缩机构部30Α中的压缩负荷不会产生，因此如图2(1)的线段所示，旋转轴6的倾斜极小。[0095]图4(a)表示第1压缩机构部30A中的辊38A的旋转角度θ为120°的状态。此时，在图示上，气缸室39Α成为右侧的高压侧H的区域较多而左侧的低压侧L的区域较少的状态。而且，此时，图4(b)所示的第2压缩机构部30Β成为辊38Β的旋转角度θ为300° 的状态，此时，气缸室39Β的大部分区域形成为低压侧L。第1压缩机构部30Α的高压侧H的压力处于并非太高的状态，因此可认为基于第1 压缩机构部30Α的低压侧L与高压侧H的压力差的压缩负荷较小，如图2(2)的线段所示， 旋转轴6表现为弯曲变形相对较少。图5(a)表示第1压缩机构部30Α中的辊38Α的旋转角度θ为对0°的状态。此时，在图示上，气缸室39Α成为左侧的低压侧L的区域较多而右侧的高压侧H的区域较少的状态。图5(b)所示的第2压缩机构部30Β成为辊38Β的旋转角度θ为60°的状态，此时， 气缸室39Β成为右侧的高压侧H的区域较多而左侧的低压侧L的区域较少的状态。基于第1压缩机构部30Α的低压侧L与高压侧H的压力差的压缩负荷较大，如图 2(3)的线段所示，旋转轴6发生弯曲变形而倾斜的程度变大。如上所述，在未设置第3轴承构件的情况下，随着旋转轴的旋转带来的离心力，根据旋转轴6的旋转角度θ，旋转轴6发生弯曲变形而倾斜，从而产生旋转轴前端部的晃动。 而且，此时，伴随所述晃动而作用于旋转轴6的径向负荷主要由主轴承33Α的上部的部位所负担。为了抑制该旋转轴6的弯曲变形，如图6所示，设置上部轴承构件7以作为第3轴承构件。图6是与图2同样地以线段来示意性地表示因冷却剂气体的压力而有压缩负荷 (径向(radial)负荷)作用于旋转轴6时的与旋转轴6 (第1压缩机构部30A中的辊38A) 的旋转角度相应的变形状态。通过利用该上部轴承构件7来支撑旋转轴6的前端附近，由上部轴承构件7来负担旋转轴6的前端的径向负荷，从而能够抑制旋转轴6的弯曲变形而有效地抑制旋转轴6 前端部的晃动。而且，能够减轻作用于主轴承33A的径向负荷的负担而确保可靠性。而且，本发明人进行了实验，以求出在如上所述的设置该上部轴承构件7来作为第3轴承构件的密闭型旋转式压缩机10中，用于减少其运转中的损失以提高效率的最佳设计值。作为评价基准，选定运转中的最大曲柄(crank)负荷(辊38A、38B所承受的负荷) 以及用于支承该最大曲柄负荷的主轴承33A的大小。最大曲柄负荷是与由辊38A(38B)的外径所形成的截面积(包括辊38A(38B)以及设在辊的内周的偏心部37A(37B)的截面积)大致成比例，因而可予以代替。因此，当设辊 38A(38B)的外径尺寸为Dr，辊38A(38B)的高度尺寸为Hr时，辊38A(38B)的截面积可表示为 DrXHr。而且，当设主轴承33A的内径尺寸为Dm，主轴承33A的全长尺寸为Lm时，主轴承 33A的大小可表示为DmXLm。进而，为了将这些评价基准相关联，将两者的比Rt即Rt = (DrXHr)/(DmXLm)作为指标。并且，对该比Rt与由旋转轴6作用于主轴承33A的平均面压P(Pa)的关系进行调查。作为测定试料，准备(a)比较例(未设置第3轴承构件的密闭型旋转式压缩机)与(b)本实例(设有第3轴承构件的密闭型旋转式压缩机)，例如设辊38A(38B)的截面积DrXHr 为固定，使主轴承33A的大小DmXLm发生变化，从而测定与此对应的平均面压P(Pa)。其结果如图7所示。图中，横轴表示该比Rt = (DrXHr)/(DmXLm)，纵轴表示平均面压P(Pa)。如图所示，(a)比较例、(b)本实例均存在随着该比Rt的增加而平均面压 P(Pa)上升的倾向，由正斜率的直线状的线(line)来表示。而且，在(b)本实例中，平均面压P (Pa)低于(a)比较例，斜率也小于(a)比较例。 这是因为，在(b)本实例中设有第3轴承构件，因此抑制了旋转轴6的弯曲变形，从而抑制了因离心力造成的旋转轴6前端部的晃动。此处，(a)比较例中的作用于主轴承33A的平均面压P(Pa)的实效范围为 Pl(Pa) P2(Pa)。此时，与Pl (Pa) P2 (Pa)对应的比Rt < 1，为约0.7 0.9。因而，当平均面压为P2(Pa)以上时，成为辊与气缸室间发生油膜断离的状态。另一方面，在(b)本实例中，如果与(a)比较例同样地设平均面压P(Pa)为 Pl(Pa) 卩2 0^)，则与？1( 3) P2(Pa)对应的比Rt彡1，为约1 1. 5。因此，根据(b) 本实例，在平均面压为Pl(Pa) P2(Pa)时，该比Rt表示为(Dr XHr)/(Dm XLm) = 1 1. 5。接下来，与上述同样地测定基于该比Rt的主轴承33A的摩擦损失，即，主轴承33A 与旋转轴6的旋转造成的摩擦损失。测定试料为(a)比较例以及(b)本实例。其结果如图8所示。图中，横轴表示该比Rt= (DrXHr)/(DmXLm)，纵轴表示主轴承33A的摩擦损失率W(%)。该摩擦损失率W(%)是通过(摩擦损失)/(总输入)而算出。如图所示，(a)比较例、(b)本实例均存在随着该比Rt的增加而摩擦损失率)下降的倾向，由负斜率的曲线状的线来表示。而且，在(b)本实例中，摩擦损失率)小于(a)比较例，斜率也小于(a)比较例。与上述同样地，这是因为在(b)本实例中设有第3轴承构件。此处，在(a)比较例中，上述平均面压P(Pa)的实效范围内的比Rt为约0. 7 0. 9， 与该比Rt对应的摩擦损失率)为W1 W2。另一方面，(b)本实例中的比Rt为1 1.5，与该比Rt对应的摩擦损失率) 为W3 W4。因此，根据(b)本实例，相对于(a)比较例，可减少主轴承33A的摩擦损失，提
高效率。如上所述，在设有第3轴承构件的密闭型旋转式压缩机10中，通过采用满足以下公式的设计值，能够维持可靠性，并且能够减少损失而实现效率的提高，且可实现小型化。(Dr XHr)/(Dm XLm) = 1 1. 5如果最大曲柄负荷相同，则该公式意味着与(a)比较例相比，(b)本实例能够更为缩小主轴承33A，而且，如果主轴承33A为同等大小，则该公式意味着与(a)比较例相比，(b) 本实例能够将最大曲柄负荷设计得更大。因而，与(a)比较例相比，(b)本实例能够相对地缩小主轴承33A，从而能够减少摩擦损失而降低电力消耗。而且，主轴承33A的内径尺寸Dm越小，则能使偏心部37A及37B 的直径、辊38A及38B的直径或气缸31A及31B的内径越小，从而可减小压缩机构部30而在径向上实现密闭型旋转式压缩机10的小型化。其次，本发明人在设置上部轴承构件7来作为第3轴承构件的密闭型旋转式压缩机10中，根据转子22的大小或旋转轴6的截面二维力矩(moment)等，求出用于减少其运转中的损失以提高效率的设计值。其结果，获得下述见解，即，采用满足以下公式的设计值。8 X IO7 (mm2)彡 VXL3/I 彡 3. 6 X IO7 (mm2). . ·(公式 1)V为转子22的体积，当设D1为转子22的外径，D2为内径，H为高度尺寸时，以V = π/4X (D/-D/) XH来表示。而且，I为旋转轴6的截面二维力矩，当设旋转轴6的外径为 Ds时，以I =( π /64) XDs4来表示。L为从主轴承33Α下端到转子22的重心为止的距离。进而，公式1中的V XL3/I是如下所述般导出。首先，在未设置第3轴承构件的密闭型旋转式压缩机中，伴随着运转中的转子22带来的离心力F而产生的旋转轴6的弯曲角度Φ大致以下述公式表示。Φ = FXLVOXEXI). ·.(公式 2)E为旋转轴6的杨氏模量。继而，转子22带来的离心力F以下述公式表示。F = M δ ω2 oc VXL. ··(公式 3)此处，M为转子22的重量，当设转子22的密度为P时，以M = P XV来表示。δ 为旋转轴6的中心距离转子22的重心的偏心量，ω为转子22的角速度。再者，δ主要是由于旋转轴6的一次弯曲(因伴随冷却剂气体的压缩而引起的压力差所产生的弯曲)而引起，因此大致有下述公式成立。δ oc L···(公式4)因此，对所述(公式1)至(公式4)进行整理可导出下述公式。cpoc VxL3/I...(公式 5)由该公式5可知的是，右边越大，则旋转轴6的弯曲角度Φ就越大。若根据以上所述来调查VXL3/I与旋转轴6的弯曲角度Φ的关系，则成为如图9 所示的结果。图中，横轴表示VXL3/I(X107mm2)，纵轴表示弯曲角度Φ。而且，与上述同样地，作为试料，使用(a)比较例以及(b)本实例。如图所示，(a)比较例、(b)本实例均存在 WVXLVI的增加而弯曲角度Φ上升的倾向。此处，(a)比较例中的弯曲角度Φ的实效范围为Ct1 Φ2。此时，与(^ 小2对应的￥\1^/1为约0.8 3.5。因而，当弯曲角度为Φ2以上时，成为辊与气缸室间发生油膜断离的状态。因此，由图9可知的是，如果VXL3/I为8X107(mm2)以下，则可使旋转轴6的弯曲角度Φ处于不会发生油膜断离的上限即弯曲角度Φ2以下。继而，基于VXL3/I的主轴承33A的摩擦损失如图10所示。图中，横轴表示VX L3/ 1(\107讓2)，纵轴表示主轴承33六的摩擦损失率1(%)。如图所示，(a)比较例、(b)本实例均存在随着VXL3/I的增加而摩擦损失率)下降的倾向。在(a)比较例中，与上述弯曲角度Φ的实效范围对应的摩擦损失率为Α W20另一方面，可确认的是，要将(b)本实例中的摩擦损失率W(%)设为比(a)比较例的W1 更小的规定值Wtl以下，较为理想的是将VX L3/I设为3. 6以上。如上所述，通过采用满足所述公式1的设计值，能够维持可靠性，并且能够减少损失以实现效率的提高，且可实现小型化。公式1主要意味着，相对于转子22的体积V或从主轴承33A下端到转子22的重心为止的距离L，旋转轴6的截面二维力矩I相对变小。艮口，公式1意味着，旋转轴6的外径Ds变小，摩擦损失变小。因而，与(a)比较例相比，(b)本实例能够相对地缩小旋转轴6的外径，从而能够减少摩擦损失以降低电力消耗，并且能够缩小压缩机构部30而在径向上实现密闭型旋转式压缩机10的小型化。再者，本实用新型并不限定于上述各实施方式的结构，在不脱离实用新型的主旨的范围内可实施各种变形。而且，上述实施方式是作为一例而提示，并不意图限定实用新型的范围。
权利要求1.一种密闭型压缩机，其在密闭容器内的上部收容电动机部，并且在所述密闭容器的下部收容经由旋转轴而由所述电动机部来驱动的压缩机构部，所述压缩机构部包括主轴承、副轴承以及两个气缸，所述主轴承设在靠近所述电动机部的位置且支撑所述旋转轴，所述副轴承设在远离所述电动机部的位置且支撑所述旋转轴，所述两个气缸设在所述主轴承与副轴承之间，在所述密闭容器的上部与所述电动机部之间，设有上部轴承构件，该上部轴承构件具有与所述旋转轴卡合的滚动轴承和保持该滚动轴承的轴承架，此密闭型压缩机的特征在于，当设所述气缸的内部所收容的旋转自如的辊的外径尺寸为Dr，辊的高度尺寸为Hr，主轴承的内径尺寸为Dm，主轴承的全长尺寸为Lm时，满足以下的公式，(DrXHr)/(DmXLm) = 1 1. 5。
2.—种冷冻循环装置，其特征在于包括根据权利要求1所述的密闭型压缩机、冷凝器、 膨胀装置以及蒸发器。
专利摘要本实用新型是一种密闭型压缩机，压缩机构部包括主轴承、副轴承以及设在主轴承与副轴承之间的两个气缸，主轴承设在靠近电动机部的位置且支撑着旋转轴，副轴承设在远离电动机部的位置且支撑着旋转轴，在密闭容器的上部与电动机部之间，设有上部轴承构件，该上部轴承构件具有与旋转轴卡合的滚动轴承和保持该滚动轴承的轴承架，此密闭型压缩机的特征在于，当设气缸、的内部所收容的旋转自如的辊的外径尺寸为Dr，辊的高度尺寸为Hr，主轴承的内径尺寸为Dm，主轴承的全长尺寸为Lm时，满足以下的公式，(Dr×Hr)/(Dm×Lm)＝1～1.5。
文档编号F04C18/356GK202326240SQ201120449408
公开日2012年7月11日 申请日期2011年11月14日 优先权日2011年11月14日
发明者高岛和 申请人:东芝开利株式会社