密闭型压缩机及使用该密闭型压缩机的冷冻设备的制作方法

专利名称：密闭型压缩机及使用该密闭型压缩机的冷冻设备的制作方法技术领域：本发明涉及一种在冷柜冰箱等的制冷循环中使 用的密闭型压缩机，以及使用该密 闭型压缩机的冷冻和冷藏设备。背景技术：近来，要求用于冷柜冰箱及其它冷冻和冷藏设备的密闭型压缩机提高效率以降低 功耗，并且降低噪声和提高可靠性。在这类常规的密闭型压缩机当中，有一些通过更改对连 杆和活塞之间的连接处的供油方法而提高了效率和稳定性(参见，例如，PTL1)。以下参照附图对该常规密闭型压缩机的实例进行说明。图20是专利文献1中公 开的常规密闭型压缩机的纵截面图。图21是图20的主要部分的放大截面图。图22是图 20的主要部分的截面图。如图20和图21中所示，密闭容器1容纳具有定子2和转子3的电机驱动元件4， 以及由电机驱动元件4驱动的压缩元件5。润滑油6存储在密闭容器1的底部。轴10具有 主轴部11，以及在主轴部11的一端偏心地形成为与主轴部11整体运动的偏心轴部12。主 轴部11固定于转子3的轴心。缸体14具有被布置成相互固定在特定位置的近似圆筒形的压缩室15和轴承部 20。在压缩室15中，可往复运动地插入活塞23。活塞23具有被配合成与偏心轴部12平行的活塞销25。轴承部20通过支撑轴10 的主轴部11中的偏心轴部12侧的端部而形成悬臂轴承。连杆26由大端孔部28、小端孔部29和杆部30构成。大端孔部28紧密配合到偏 心轴部12上，并且小端孔部29连接于活塞销25。因此，偏心轴部12和活塞23连接在一 起。小端孔部29的内壁具有凸面状的球面部31，以便当活塞销25与小端孔部29在小端孔 部29的轴向中心附近彼此接触时，在小端孔部29的轴向上的两端形成间隙。供油通路35设置在轴10的内部，并且洒油管36配合到供油通路35的偏心轴部 12侧的端部。主轴部11的偏心轴部12的相反侧端部，即下端部40伸出，使得润滑油6可 浸入供油通路35中至规定深度。在具有该配置的密闭型压缩机中，其操作说明如下。电机驱动元件4的转子3旋 转轴10。因此，偏心轴部12的旋转运动通过连杆26传递至活塞23。由此，活塞23在压缩 室15中往复运动。通过活塞23的往复运动，制冷剂气体被从冷却系统(未示出)吸入到 压缩室15中，并被压缩且再次排出到冷却系统中。供油通路35的下端部被设计成通过轴10的旋转起到泵的作用。通过该泵作用，密 闭容器1底部的润滑油6通过供油通路35被向上抽吸。到达供油通路35上部的润滑油6， 如箭头X所示，从洒油管36的上部通过离心力在密闭容器1中的整个周向上水平地喷洒。 喷洒的润滑油6的一部分被供应以润滑活塞销25、活塞23等。由于小端孔部29的内壁具有凸面状的球面部31，因此如果产生上下撬动连杆26 的力，则由于球面部31的接触部分偏离，可以防止活塞销25和小端孔部29的局部撬动。另外，大量润滑油6可被供应至活塞销25和小端孔部29的滑动部，由此获得高可靠性和高效率。然而，在该常规的密闭型压缩机中，不足以防止当压缩制冷剂气体的压缩负荷起 作用时产生的在活塞23与压缩室15的内壁15a之间的撬动。参照图22中的主要部分的截面图，对活塞23与压缩室15的内壁15a之间的撬动 的产生进行说明。如图22中所示，在制冷剂气体的压缩行程中于活塞23上产生的压缩负荷F通过 连杆26作用于偏心轴部12上。由于在主轴部11与轴承部20之间存在间隙，因此当压缩 负荷F作用于偏心轴部12上时，轴10位于轴承部20的轴心20A，并且主轴部11在轴承部 20内倾斜至角度c的最大程度。因此，偏心轴部12也从主轴部11的轴心(即，基于平行于 主轴部11的轴心的偏心轴部12的轴心12A)倾斜角度dc，并且压缩室15与轴承部20之间 的轴心的相对角度也发生改变。因此，活塞23如图22中所示，倾斜其轴中心。在该常规的密闭型压缩机中，通过在小端孔部29的内壁上形成凸面形状，可以抑 制活塞23的倾斜，但是不能防止活塞23与压缩室15的内壁15a之间的撬动的产生。由于在活塞23与压缩室15的内壁15a之间产生的撬动，因此在活塞23与压缩室 15的内壁15a滑动的滑动面的一部分，S卩，在图中由P所示的上端面的边缘的一部分，表面 压力局部地增大。因此，即使在小端孔部29中具有凸面状内壁的常规的密闭型压缩机中， 仍然存在诸如活塞23的早期磨损、磨损量增加以及滑动损失增加的问题。引用列表专利文献PTL 1 专利文献1 日本特开平09-317644号公报 发明内容本发明的开发是为了解决以上问题，因此其目的是提供一种能够防止活塞与压缩 室之间的撬动、抑制活塞的磨损、降低滑动损失并进一步提高可靠性和效率的密闭型压缩 机。本发明提供了一种在密闭容器中容纳有电机驱动元件以及由该电机驱动元件驱 动的压缩元件的密闭型压缩机，其中压缩元件包括轴，其具有由电机驱动元件旋转并驱动 的主轴部，以及形成在主轴部的一端与主轴部整体地运动的偏心轴部；轴承部，其通过支撑 轴的主轴部而形成悬臂轴承；缸体，其被布置成固定在轴承部中的特定位置，并且形成圆筒 形的压缩室；被插入成能够在压缩室内往复运动的活塞；以及用于连接偏心轴部和活塞的 连杆，并且，轴承部和压缩室被布置成使得轴承部的轴心或平行于轴承部的轴心的线可以 与压缩室的轴心彼此相交，由轴承部的轴心或平行于轴承部的轴心的线与压缩室的轴心形 成的角度al(rad)以及预定角度bl (rad)满足公式(1)，并且通过与基于轴承部和主轴部之 间的间隙的、轴相对于轴承部的倾斜角度的绝对值cl (rad)相关联来设定角度bl。al = 3i/2+bl(rad)(1)本发明还提供了一种在密闭容器中容纳有电机驱动元件以及由该电机驱动元件 驱动的压缩元件的密闭型压缩机，其中压缩元件包括轴，其具有由电机驱动元件旋转并驱 动的主轴部，以及形成在主轴部的一端与主轴部整体地运动的偏心轴部；轴承部，其通过支 撑轴的主轴部而形成悬臂轴承；缸体，其被布置成固定在轴承部中的特定位置，并且形成圆筒形的压缩室；被插入成能够在压缩室内往复运动并具有销孔的活塞；被插入并固定在销 孔中的活塞销；以及用于连接偏心轴部和活塞、并在一端具有大端孔部且在另一端具有小 端孔部的连杆，由活塞的轴心和销孔的轴心形成的角度a2(rad)以及预定角度b2(rad)满 足公式(2)，并且通过与基于轴承部和主轴部之间的间隙的、轴相对于轴承部的倾斜角度的 绝对值c2 (rad)相关联来设定角度b2。<formula>formula see original document page 7</formula>(2)本发明还提供了一种在密闭容器中容纳有电机驱动元件以及由该电机驱动元件 驱动的压缩元件的密闭型压缩机，其中压缩元件包括轴，其具有由电机驱动元件旋转并驱 动的主轴部，以及形成在主轴部的一端与主轴部整体地运动的偏心轴部；轴承部，其通过支 撑轴的主轴部而形成悬臂轴承；缸体，其被布置成固定在轴承部中的特定位置，并且形成圆 筒形的压缩室；被插入成能够在压缩室内往复运动并具有销孔的活塞；被插入并固定在销 孔中的活塞销；以及用于连接偏心轴部和活塞销、并在一端具有大端孔部且在另一端具有 小端孔部的连杆，由大端孔部的轴心和小端孔部的轴心形成的角度a3(rad)被构成为基于 轴承部和主轴部之间的间隙的、轴相对于轴承部的倾斜角度的绝对值C3(rad)的0. 5倍以 上至3. 3倍以下。在该配置中，能够防止活塞和压缩室之间的撬动。因此，活塞磨损减少且可靠性提 高，并且滑动损失减少且获得了高效率。图1是本发明的优选实施例1中的密闭型压缩机的纵截面图。图2是在同一优选实施例中当压缩负荷未起作用时的主要部分的放大截面图。图3是在同一优选实施例中当压缩负荷起作用时的主要部分的放大截面图。图4是示出同一优选实施例中的轴承部与压缩室的相对位置的主要部分的截面 图。图5是示出基于同一优选实施例的实验的结果的特性图。图6是示出同一优选实施例中的轴承部与压缩室的相对位置的上表面的截面图。图7是本发明的优选实施例2中的压缩室附近的主要部分的截面图。图8是同一优选实施例中的压缩室附近的主要部分的截面图。图9是示出基于同一优选实施例的实验的结果的特性图。图10是本发明的优选实施例3中的密闭型压缩机的纵截面图。图11是在同一优选实施例中当压缩负荷未起作用时的主要部分的放大截面图。图12是在同一优选实施例中当压缩负荷起作用时的主要部分的放大截面图。图13是示出同一优选实施例中的活塞与销孔的相对位置的主要部分的截面图。图14是示出基于同一优选实施例的实验的结果的特性图。图15是在本发明的优选实施例4中当压缩负荷未起作用时的主要部分的放大截 面图。图16是在同一优选实施例中当压缩负荷起作用时的主要部分的放大截面图。图17是示出同一优选实施例中的连杆的大端孔部与小端孔部的相对位置的主要部分的截面图。图18是示出基于同一优选实施例的实验的结果的特性图。图19是本发明的优选实施例5中的冷柜冰箱的示意性配置图。图20是常规密闭型压缩机的纵截面图。图21是图20中的主要部分的放大截面图。图22是图20中的主要部分的截面图。具体实施例方式以下参照附图具体说明本发明的优选实施例。然而，必须注意的是，本发明并非仅 限于这些优选实施例。实例 1图1是本发明的优选实施例1中的密闭型压缩机的纵截面图。图2是在同一优选 实施例中当压缩负荷未起作用时的主要部分的放大截面图。图3是在同一优选实施例中当 压缩负荷起作用时的主要部分的放大截面图。图4是示出同一优选实施例中的轴承部与压 缩室的相对位置的主要部分的截面图。图5是示出基于同一优选实施例的实验的结果的特 性图。在图1至图3中，密闭容器101容纳具有定子102和转子103的电机驱动元件104， 以及由电机驱动元件104驱动的压缩元件105。在密闭容器101的底部包含有润滑油106。轴110具有主轴部111，以及在主轴部111的一端偏心地形成为与该主轴部111整 体运动的偏心轴部112。主轴部111固定于转子103的轴心。供油通路113形成在轴110 的内部和外部。轴110的下端部延伸成使得润滑油106可浸入供油通路113中至规定深度。缸体114具有被布置成相互固定在特定位置的圆筒形(或近似圆筒形)的压缩室 115和轴承部120。轴承部120通过支撑轴110的主轴部111中的偏心轴部112侧的端部 而形成悬臂轴承。活塞123可往复运动地插入压缩室115中。活塞123具有平行于偏心轴部112的 活塞销125，如图2和图3中所示。阀板150装配于缸体114的端面。在缸体114中形成圆筒形孔部116，以便与活塞 123和阀板150 —起形成压缩室115。如图2和图3中所示，连杆126由大端孔部128、小端孔部129和杆部130构成。 大端孔部128配合到偏心轴部112上，并且小端孔部129通过活塞销125连接于活塞123。 偏心轴部112和活塞123通过连杆126及活塞销125连接在一起。在本优选实施例中，当压缩制冷剂气体的压缩负荷起作用时，与常规例中相同，活 塞123的轴心C由于轴110的倾斜而倾斜。然而，在本优选实施例中，通过与活塞123的倾 斜对应地倾斜压缩室115的轴心D而形成压缩室115。S卩，在本优选实施例中，当压缩负荷未起作用时，如图2中的放大截面图所示，活 塞123的轴心C不向通过倾斜轴心D而形成的压缩室115倾斜。另一方面，当压缩负荷起 作用时，如图3中的放大截面图所示，活塞123倾斜成使得压缩室115的轴心D与活塞123 的轴心C可相互重合。通过参照图4来说明压缩室115的倾斜。轴承部120和压缩室115被布置成使得 示出轴承部120的轴心的第一中心线141与示出压缩室115的轴心的第二中心线142可以彼此相交。在第一中心线141和第二中心线142之间形成的角度al在常规密闭型压缩机中为η/2，然而在本优选实施例中，角度al与预定角度bl—起满足公式(1)。在具有该配置的密闭型压缩机中，其操作和作用说明如下。在图1中，电机驱动元 件104的转子103使轴110旋转。伴随轴110的旋转，偏心轴部112的旋转运动通过连杆 126传递至活塞123。因此，活塞123在压缩室115中作往复运动。通过活塞123的往复运 动，将制冷剂气体从具有制冷循环的未示出的冷却系统吸入到压缩室115中。制冷剂气体 在压缩室115中被压缩一次，然后被再次排出到冷却系统中。供油通路113的下端部通过轴110的旋转起类似泵的作用。通过该泵作用，密闭 容器101底部的润滑油106通过供油通路113并被向上抽吸，且在密闭容器101中在整个 周向上水平地喷洒。喷洒的润滑油106被供应以润滑活塞销125和活塞123。在悬臂轴承中，仅在轴110的偏心轴部112上的主轴部111的一侧支撑压缩制冷 剂气体的压缩负荷。因此，轴Iio在主轴部111和轴承部120之间的间隙内倾斜。由此，在 轴承部120的间隙内倾斜的轴110的主轴部111的轴心144与示出压缩室115的轴心的第 二中心线142之间的角度al小于π /2。为了防止由此轴110的倾斜引起的活塞123对于压缩室115的撬动，在本优选实 施例中，将示出轴承部120的轴心的第一中心线141与示出压缩室115的轴心的第二中心 线之间的角度al设定为稍大于π/2。在图4中，示出轴承部120的轴心的第一中心线141与示出压缩室115的轴心的 第二中心线142的交点假定为0。基于轴承部120与主轴部111的间隙的、轴110相对于轴 承部120的倾斜角度的绝对值假定为Cl。预定角度的值为角度bl。此时，将压缩室115形 成为使得由示出轴承部120的轴心的第一中心线141与示出压缩室115的轴心的第二中心 线142所形成的角度al可以满足公式⑴和公式(3)。bl = f(cl) ；f为关于独立变量cl的函数(3)可采用实验值作为将角度bl与轴110的倾斜角度的绝对值Cl相关联的具体值。 图5示出了密闭型压缩机的效率的测量结果，其中准备了压缩室115的轴心的角度不同的 四种缸体114，并且组装了这些缸体114。在图5中，横坐标轴表示示出压缩室115的轴心的 第二中心线142相对于示出轴承部120的轴心的第一中心线141的、从π /2起的扩展(在 图5中记载为压缩室相对于轴承的角度bl)。纵坐标轴表示关于角度bl的效率COP (性能 系数)。即，图5是关于角度bl的效率COP的测量值的二次近似特性图。这里，线Pl表示角度bl为0(rad)，并且此时的效率示出常规密闭型压缩机的 平均值。在该实验中，由间隙引起的轴110的倾斜角度的绝对值Cl，如线Ql所示为大约 3. 7XlOH由图5可知，当角度bl在大约3. 7至10X10_4(rad)的范围(A)内时，效 率很高。类似地，当角度bl在大约2至12X10_4(rad)的范围(B)内时，效率高于常规密闭 型压缩机中的效率。使用轴110的倾斜角度的绝对值cl来表示该角度bl的范围，并且当角度bl在 1. Ocl至2. 7cl的范围内时，效率非常高，特别是在0. 5cl至3. 3d的范围内时，效率高于常 规密闭型压缩机中的效率。因此，当用公式(1)表示由示出轴承部120的轴心的第一中心线141与示出压缩 室115的轴心的第二中心线142所形成的角度al时，期望角度bl和角度的绝对值cl满足公式⑷的关系。0. 5cl 彡 bl 彡 3. 3d(4)更优选地，期望角度bl和角度的绝对值cl满足公式(5)的关系。1. Ocl 彡 bl 彡 2. 7cl(5)因此，通过将由公式(1)表示的角度al限定为压缩室115的轴心的角度的设计 值，并且通过与轴110相对于轴承部120的倾斜角度的绝对值cl相关联而将预定角度bl 设定为更接近实际值，可以更确定地防止活塞123与压缩室115之间的撬动。另外，为了提高效率，可将配置确定为避免示出压缩室115的轴心的第二中心线142与示出轴承部120的第一中心线141之间的交叉。下面通过参照示出本优选实施例中的轴承部和压缩室的相对位置的图6中的上表面的截面图，更具体地说明该配置。相对于示出压缩室115的轴心的第二中心线142，示出轴承部120的第一中心线 141(图6中为一点)平行地偏移了尺寸“e”，其一般称为偏移。在图6中，平行于示出轴承部120的轴心的第一中心线141 (图6中为一点)的第 三中心线143(图6中为一点)，即，平行于轴承部120的轴心的线，与示出压缩室115的轴 心的第二中心线142彼此相交。根据实验，只要尺寸“e”在3mm以内，则在该配置中也获得 了与图5中所示结果相同的结果。因此，只要压缩室115相对于轴承部120的偏移(尺寸“e”)在3mm以内，即可获 得与上述相同的效果。即，当轴承部120和压缩室115被布置成使得示出压缩室115的轴 心的第二中心线142与平行于示出轴承部120的轴心的第一中心线141的第三中心线143 可彼此相交时，可得知以下情况。用公式(6)表示在第三中心线143和第二中心线142之 间形成的角度al’(rad)，并且此时优选地，角度bl和角度的绝对值cl可满足公式(4)的 关系。更优选地，角度bl和角度的绝对值cl应满足公式(5)的关系。al，= 3i/2+bl(rad)(6)在本优选实施例的悬臂轴承中，当活塞123位于下死点处时，配置成使得活塞123 的至少一部分可从缸体114中露出。具体地，形成为使得活塞123的总体长度的至少1/3 或更多可沿轴向露出。在吸入行程的后半阶段或者在压缩行程的初期阶段，当由制冷剂气体的压力引起 的压缩负荷在活塞123的端面123a上的作用不是很大时，轴110保持在主轴部111与轴承 部120的间隙内，并且不会倾斜很多。因此，通过将示出轴承部120的轴心的第一中心线141 与示出压缩室115的轴心的第二中心线142的相对角度设定为稍大于Ji /2，活塞123与压 缩室115之间的撬动增加，并且滑动损失恐怕会增加。然而，在本优选实施例中，当活塞123位于下死点处时，设计成使得活塞123的轴 向上的总体长度的至少1/3或更多可露出。即，以短尺寸形成引起撬动的活塞123的轴向 长度，并且可以抑制活塞123与压缩室115之间的撬动。因此，如果活塞123位于下死点附近，则可防止活塞123与压缩室115之间的撬 动。因此，通过减少活塞123的磨损可以实现更高的可靠性，并且通过降低滑动损失可以实 现更高的效率。实例210在优选实施例1中，通过与活塞123的倾斜对应地倾斜压缩室115的轴心D而形成压缩室115。然而，在本优选实施例中，除了优选实施例1的配置以外，还在圆筒形孔部116中形成用于形成压缩室115的锥形部。因此，在本优选实施例中，省略关于与优选实施例1中相同的配置的说明，而主要说明与优选实施例1不同的配置。图1至图4也可适用于本优选实施例。图7是本优选实施例中的压缩室附近的主要部分的截面图，示出了活塞位于下死点处的状态。图8是同一优选实施例中的压缩室附近的主要部分的截面图，示出了活塞沿锥形部滑动的状态。图9是示出基于同一优选实施例的实验的结果的特性图。在本优选实施例中，与在优选实施例1中相同，在缸体114中形成圆筒形孔部116，以便与活塞123和阀板150 —起形成压缩室115。如图7中所示，圆筒形孔部116具有从活塞123位于上死点的一侧向位于下死点的一侧，内径从Dt增加至Db( > Dt)的锥形部117。圆筒形孔部116在与到达上死点的活塞123的压缩室115侧的端部对应的位置，还具有在轴向上长度L的区段内内径不变的笔直部118。在整个总体长度的范围内以相同的外径形成活塞123。缸体114具有在圆筒形孔部116的周壁的一部分中，即，在上壁部119中切出的槽口，以便如图7中所示，当活塞123位于下死点处时露出活塞123的反压缩室115侧。在本优选实施例的该配置中，通过与在压缩制冷剂气体的压缩负荷起作用时轴110的倾斜所引起的活塞123的倾斜相对应地倾斜压缩室115的轴心D而形成压缩室115，并且还在圆筒形孔部116中形成用于形成压缩室115的锥形部117。对通过倾斜压缩室的轴心D而形成压缩室的配置进行具体说明。如在优选实施例1中的图4中所说明，轴承部120和压缩室115被布置成使得示出轴承部120的轴心的第一中心线141与示出压缩室115的轴心的第二中心线142可以彼此相交。在第一中心线141与第二中心线142之间形成的角度当中，在第一中心线141下方的轴承部120侧与第二中心线142的压缩室115侧之间的角度假定为al。在常规密闭型压缩机中，如在优选实施例1中所述，角度al为π/2。在本优选实施例中，与在优选实施例1中相同，假定预定值的角度为bl，角度al和角度bl满足公式(1)。以下是对形成压缩室115的圆筒形孔部116的锥形部117和笔直部118的配置的具体说明。如图7和图8中所示，当活塞123的外周沿锥形部117滑动时的活塞123的轴心与示出压缩室115的轴心的第二中心线142之间形成的角度假定为dl。此时，由图7和图8可知，在锥形部117与示出压缩室115的轴心的第二中心线142之间形成的角度对应于dl。在具有该配置的密闭型压缩机中，操作和作用与在优选实施例1中所述的基本相同。因此，轴Iio在主轴部111与轴承部120之间的间隙内倾斜。因而，在轴承部120的间隙内倾斜的轴110的主轴部111的轴心144与示出压缩室115的轴心的第二中心线142之间的角度al小于π/2。为了防止由该轴110的倾斜引起的活塞123对于压缩室115的撬动，在本优选实施例中，将示出轴承部120的轴心的第一中心线141与示出压缩室115的轴心的第二中心线142之间的角度al设定为稍大于π /2。在图4中，与在优选实施例1中相同，示出轴承部120的轴心的第一中心线141与示出压缩室115的轴心的第二中心线142的交点假定为0。基于轴承部120与主轴部111 的间隙的、轴110相对于轴承部120的倾斜角度的绝对值假定为cl。将预定角度的值假定 为角度bl，在本优选实施例中，与在优选实施例1中相同，将压缩室115形成为使得由示出 轴承部120的轴心的第一中心线141与示出压缩室115的轴心的第二中心线142所形成的 角度al可以满足公式⑴和公式(3)。如上所述，在本优选实施例中，防止了由于轴110的倾斜引起的活塞123对于压缩 室115的撬动。同时，还在压缩行程中，直到向上死点侧移动的中间点，将滑动损失抑制得 较低，并且当活塞123接近上死点位置时，防止了由于制冷剂气体的压力增加引起的气体 泄漏的发生。因此，在本优选实施例中，如图7和图8中所示，形成压缩室115的圆筒形孔 部116具有在轴向上内径不变的笔直部118，其形成在与活塞123位于上死点时活塞123的 压缩室115侧的上端部对应的位置。另外，圆筒形孔部116具有邻近笔直部118形成的锥 形部117，其内径从活塞123位于上死点的一侧向位于下死点的一侧增加。另外，通过与角度cl相关联来设定将预定角度bl加到在活塞123的外周沿锥形 部117滑动时的活塞123的轴心C与示出压缩室115的轴心的第二中心线142之间形成的角度dl上而得到的值。即，将压缩室115形成为使得角度bl与角度dl的和可以满足公式 ⑵。(bl+dl) = f，(cl) ；f，为关于独立变量cl的函数 (7)因此，在本优选实施例中，作为预定角度bl的值，或者将角度bl与锥形部117的 设定角度dl相加而得到的值，可采用实验值作为与轴110的倾斜角度的绝对值cl相关联 的具体值。图9示出了本优选实施例中的密闭型压缩机的效率的测量结果，其中准备了示 出压缩室115的轴心的第二中心线142的角度不同的几种缸体114，并且组装了这些缸体 114。即，将示出压缩室115的轴心的第二中心线142相对于示出轴承部120的轴心的 第一中心线141的、从Ji/2起的展开角度bl与锥形部117的角度dl之和(bl+dl)除以轴 110的倾斜角度的绝对值cl，并且在横坐标轴上绘出所获得的无量纲数。在纵坐标轴上表 示与横坐标轴上的各角度对应的效率COP。S卩，图9是在(bl+dl)/cl处的效率的各测量值 的二次近似特性图。这里，在横坐标轴上的0值处的效率表示在常规密闭型压缩机中的没有锥形部 117的配置中的平均值。在本实验中的间隙中的轴110的倾斜角度的绝对值cl为大约 3. 7 X 10_4 (rad)。因此，在图9中，这些值由线P2和线Q2表示。由图9可知，当(bl+dl)/cl的值在大约1至3. 2的范围㈧内时，效率很高。还 可知当(bl+dl)/cl的值在大约0.3至4的范围(B)内时，效率高于常规密闭型压缩机。因此，当用公式(1)表示示出压缩室115的轴心的第二中心线142相对于示出轴 承部120的轴心的第一中心线141的角度al时，角度bl和角度cl应优选地满足公式(8) 的关系。0 < bl ≤2. 5cl (8)同时，通过将角度bl设定为不包括0(rad)的正值，特别是在压缩行程中，可以有 效地防止当轴110在主轴部111与轴承部120的间隙内很大程度地倾斜时的笔直部118与 活塞123之间的撬动。另外，通过将角度bl设定为2. 5cl或更小，在吸入行程的后半阶段或在压缩行程的初期阶段，当轴Iio在主轴部111与轴承部120的间隙内没有倾斜很多时， 可以有效地防止在活塞123与压缩室115之间产生撬动。同时，由当活塞123的外周沿锥形部117滑动时的活塞123的轴心C与示出压缩 室115的轴心的第二中心线142所形成的角度dl优选地满足与角度bl、角度cl和角度dl 相关的公式(9)。0. 3cl ^ (bl+dl) ^ 4cl(9)更优选地，角度bl、角度dl和角度cl应当具有满足公式(10)的关系。cl 彡(bl+dl)彡 3. 2cl(10)这里，说明将压缩室115的轴心142相对于轴承部120的轴心141的角度设定为 大于η /2的效果，以及在压缩室115的连杆126侧形成锥形部117的效果。首先，将示出压缩室115的轴心的第二中心线142相对于示出轴承部120的轴心 的第一中心线141的角度设定为大于π/2的效果与在优选实施例1中所说明的相同。艮口， 可以有效地防止在由悬臂轴承压缩制冷剂气体时的压缩负荷所引起的轴110在轴承部120 的间隙内的倾斜所导致的活塞123对于压缩室115的撬动。然而，当活塞123在压缩室115中往复运动时，由于活塞123的外周与压缩室115 的内周壁之间的滑动，滑动损失变得相对较大。为了减少活塞123的外周与压缩室115的内周壁之间的滑动损失，在本优选实施 例中，在压缩室115的上死点侧设置有在轴向上内径不变的笔直部118，并且还在压缩室 115的连杆126侧形成有设置成从上死点侧向下死点侧内径增加的锥形部117。因此，在压缩行程中直到向上死点侧移动的中间状态，几乎不产生漏气(即，在压 缩室115中压缩的制冷剂从活塞123的外周与压缩室115的内壁之间的间隙中泄漏的现 象)。另外，活塞123的滑动阻力(滑动损失)变得更小。此外，在压缩行程一直进行到活 塞123接近上死点的状态中，与在整个长度上形成锥形部117的情况相比，可以减少由气压 增加引起的制冷剂气体的气体泄漏的产生。这里，在压缩行程中，可以考虑的是活塞123的外周可沿锥形部117滑动。如图8 中的压缩室附近的主要部分的截面图中所示，当活塞123的外周沿锥形部117在重力方向 上向下滑动时，活塞123的轴心C相对于示出轴承部120的轴心的第一中心线141的倾斜 比η/2大(bl+dl)。因此，在不仅考虑角度bl而且考虑锥形部117的角度dl的情况下，可 以考虑通过与基于轴承部120和主轴部111之间的间隙的、轴110相对于轴承部120的倾 斜角度的绝对值cl的关系来进行优化。作为替换，在仅考虑锥形部117的角度dl的情况下，如果通过与基于轴承部120 和主轴部111之间的间隙的、轴110相对于轴承部120的倾斜角度的绝对值Cl的关系来进 行设计，如果在压缩室115的上死点侧设置沿轴向内径不变的笔直部118，则对于在笔直部 118与活塞123之间滑动的情况，不能够防止由轴110对于轴承部120的倾斜引起的活塞 123与压缩室115之间的撬动。在将活塞123的轴心C对于示出轴承部120的轴心的第一中心线141的倾斜与在 常规密闭型压缩机中同样地保持在η/2时，在与基于轴承部120和主轴部111的间隙的、 轴110相对于轴承部120的倾斜角度的绝对值cl相关地设计锥形部117的角度dl的情况下，如果锥形部117的角度dl较大，则活塞123在压缩室115中的行为不稳定，并且噪音可能会增大。同时，活塞123与压缩室115之间的润滑油106的保持变得不充分，并且制冷剂 气体的泄漏可能会增大。相反地，如果锥形部117的角度值dl较小，则降低活塞123的外周与压缩室115 的内周壁之间的滑动损失的效果被减弱。因此，可以防止由轴110对于轴承部120的倾斜引起的活塞123与压缩室115之 间的撬动。同时，还可有效地减少在压缩行程中直到向上死点侧移动的中间状态的活塞123 的滑动阻力(滑动损失)。另外，在压缩行程一直进行到活塞123接近上死点位置的状态 中，减少了由气压增加引起的制冷剂气体的气体泄漏的产生。为了满足这些要求，将压缩室 115的轴心相对于轴承部120的轴心的角度设定为大于π /2，同时在压缩室115的连杆126 侧设置锥形部117，使得可获得协同效果。然而，仅通过将压缩室115的轴心相对于轴承部120的轴心的角度设定为大于 η/2并且在压缩室115的连杆126侧设置锥形部117，不能互补彼此的问题。S卩，在考虑压 缩室115的轴心相对于轴承部120的轴心的角度al以及锥形部117的角度dl两者的情况 下，角度bl、角度dl和角度cl可被限定为满足公式(9)或公式(10)的关系，并可通过与基 于轴承部120和主轴部111之间的间隙的、轴110对于轴承部120的倾斜角度的绝对值cl 相关联而被设定为更接近实际值，且实现以上效果。此时，另外地，当角度bl和角度dl满足公式(11)的关系时，根据实验结果，效果 进一步提高，并且可靠性和效率比常规密闭型压缩机中高得多。0. 5bl ^ dl ^ 1. 5bl(11)如果锥形部117的角度dl小于角度bl的0. 5倍，则降低活塞123的外周与压缩 室115的内周壁之间的滑动损失的效果减弱，相反地，如果锥形部117的角度dl大于角度 bl的1. 5倍，则由于活塞123在压缩室115内的行为不稳定而导致噪音增加，并且这里意在 从两种特性的角度进行优化。在本优选实施例中，同样地，与在优选实施例1中相同，为了获得更高效率，部件 可被布置成使得示出压缩室115的轴心的第二中心线142可以不与示出轴承部120的轴心 的第一中心线141相交。在这种情况下，同样在本优选实施例中，与通过参照图6在优选实 施例1中所述相同，角度al’和角度bl可被限定为满足公式(6)。同样在本优选实施例中，当活塞123位于下死点处时，至少活塞123的一部分被形 成为从缸体114中露出。更具体地，活塞123的总体长度的1/3以上沿其轴向露出。因此， 与在优选实施例1中所述相同，在本优选实施例中，同样地，可以防止当活塞123位于下死 点附近时的活塞123与压缩室115之间的撬动。在本优选实施例中，同时，在与当活塞123位于上死点时活塞123的压缩室115侧 的上端部对应的压缩室115的内周壁上，形成沿轴向内径不变的笔直部118。然而，在不形 成笔直部118的情况下，只要设置有锥形部117本发明即可适用。即，如果仅形成锥形部 117，尽管从压缩室115的制冷剂气体的泄漏增加并且效率倾向于下降，然而可以借助通过 与基于轴承部120和主轴部111之间的间隙的、轴110对于轴承部120的倾斜的绝对值cl 相关联而将角度dl设定为更接近实际值的设计来解决这些问题。实例3在优选实施例1和2中，通过与活塞123的倾斜对应地倾斜压缩室115的轴心而形成压缩室115。然而，在本优选实施例中，通过与在压缩制冷剂气体的压缩负荷起作用时 由轴110的倾斜引起倾斜的连杆的倾斜对应地倾斜销孔的轴心而形成销孔。图10是本优选实施例中的密闭型压缩机的纵截面图。图11是在同一优选实施例中当压缩负荷未起作用时的主要部分的放大截面图。图12是在同一优选实施例中当压缩 负荷起作用时的主要部分的放大截面图。图13是示出同一优选实施例中的活塞与销孔的 相对位置的主要部分的截面图。图14是示出基于同一优选实施例的实验的结果的特性图。 本优选实施例的密闭型压缩机的基本配置与优选实施例1和2中相同，不过将再次进行说 明。在图10至图12中，密闭容器101容纳具有定子102和转子103的电机驱动元件 104，以及由电机驱动元件104驱动的压缩元件105。在密闭容器101的底部包含有润滑油 106。轴110具有主轴部111，以及在主轴部111的一端偏心地形成为与该主轴部111整 体运动的偏心轴部112。主轴部111固定于转子103的轴心。供油通路113形成在轴110 的内部和外部。轴110的下端部延伸成使得润滑油106可浸入供油通路113中至规定深度。缸体114具有被布置成相互固定在特定位置的近似圆筒形的压缩室115和轴承部 120。轴承部120通过支撑轴110的主轴部111中的偏心轴部112侧的端部而形成悬臂轴 承。活塞123可往复运动地插入压缩室115中。活塞123具有销孔124，且活塞销125 插入并固定在销孔124中。如图11和图12中所示，连杆126由大端孔部128、小端孔部129和杆部130构成。 大端孔部128配合到偏心轴部112上。小端孔部129通过活塞销125连接于活塞123。偏 心轴部112和活塞123通过连杆126及活塞销125连接在一起。在本优选实施例中，当压缩制冷剂气体的压缩负荷起作用时，连杆126也由于轴 110的倾斜而倾斜。然而，通过与连杆126的倾斜对应地倾斜销孔124的轴心而形成销孔 124。参照图11和图12来说明该倾斜的状态。在图11中，压缩负荷未起作用，并且该 图示出通过相对于压缩室115的轴心D倾斜销孔124的轴心而形成的活塞123的轴心C的 状态的放大截面图。在图12中，压缩负荷起作用，并且该图示出使得压缩室115的轴心D 可与活塞123的轴心C重合的活塞123的状态的放大截面图。在图13中示出了销孔124的倾斜，其中，在示出活塞123的轴心C的第一中心线 141与示出销孔124的轴心的第二中心线142之间形成的角度a2，在常规密闭型压缩机中 为π/2，但在本优选实施例中被限定成与预定角度b2—起满足公式(2)。在具有该配置的密闭型压缩机中，其操作和作用说明如下。电机驱动元件104的 转子103使轴110旋转。伴随轴110的旋转，偏心轴部112的旋转运动通过连杆126传递 至活塞123。因此，活塞123在压缩室115中往复运动。通过活塞123的往复运动，制冷剂 气体被从未示出的冷却系统吸入到压缩室115中，并被压缩一次，且被再次排出到冷却系 统中。供油通路113的下端部通过轴110的旋转起类似泵的作用。通过该泵作用，密闭 容器101底部的润滑油106通过供油通路113并被向上抽吸，且在密闭容器101中在整个周向上水平地喷洒。喷洒的润滑油106被供应以润滑活塞销125和活塞123。在悬臂轴承中，仅在轴110的偏心轴部112上的主轴部111的一侧支撑压缩制冷 剂气体的压缩负荷。因此，轴Iio在主轴部111与轴承部120之间的间隙内倾斜。因而，在 轴承部120的间隙内倾斜的轴110的主轴部111的轴心144与压缩室115的轴心D之间的 相对角度小于η/2。为了防止由该轴110的倾斜引起的活塞123对于压缩室115的撬动，在本优选实施例中，将示出活塞123的轴心的第一中心线141与示出销孔124的轴心的第二中心线142 之间的相对角度设定为稍大于η/2。在图12和图13中，示出活塞123的轴心C的第一中心线141与示出销孔124的 轴心的第二中心线142的交点假定为0。基于轴承部120与主轴部111的间隙的、主轴部 111的轴心144相对于轴承部120的轴心的倾斜角度的绝对值假定为c2。预定角度的值为 角度b2，并且销孔124被形成为使得由示出活塞123的轴心C的第一中心线141与示出销 孔124的轴心的第二中心线142所形成的角度a2可以满足公式(2)和公式(12)。b2 = f(c2) ；f为关于独立变量c2的函数 (12)可采用实验值作为将预定角度b2与轴110的倾斜角度的绝对值c2相关联的具体 值。图14示出了密闭型压缩机的效率的测量结果，其中准备了销孔124的轴心的角度不同 的活塞123，并且组装了这些活塞123。即，横坐标轴表示示出销孔124的轴心的第二中心 线142相对于示出活塞123的轴心的第一中心线141的、从π /2起的展开(在图14中记 载为销孔轴心相对于活塞轴心的角度b2)。纵坐标轴表示相对于角度b2的效率COP。艮口， 图14是关于角度b2的效率COP的测量值的二次近似特性图。这里，在由线P3示出角度b2为0处的效率示出常规密闭型压缩机的平均值。在 该实验中，由间隙引起的轴110的倾斜角度的绝对值C2为大约3.7X10—4。由图14可知， 当角度b2在大约3. 7至IOX 10_4的范围㈧内时，效率很高。类似地，当角度b2在大约2 至12X10—4的范围(B)内时，效率高于常规密闭型压缩机中的效率。使用轴110的倾斜角度的绝对值c2来表示该角度b2的范围，并且当角度b2在 1. 0c2至2. 7c2的范围内时，效率非常高，特别是在0. 5c2至3. 3c2的范围内时，效率高于常 规密闭型压缩机中的效率。因此，当用公式⑵表示由示出活塞123的轴心的第一中心线141与示出销孔124 的轴心的第二中心线142所形成的角度a2时，期望角度b2和角度的绝对值c2满足公式 (13)的关系。0. 5c2 ^ b2 ^ 3. 3c2(13)更优选地，期望角度b2和角度c2满足公式(14)的关系。1. 0c2 ^ b2 ^ 2. 7c2(14)因此，在本优选实施例中，通过将由公式(2)表示的角度a2限定为销孔124的轴 心的角度的设计值，并且通过与轴Iio相对于轴承部120的倾斜角度的绝对值C2相关联而 将预定角度b2设定为更接近实际值，可以防止活塞123与压缩室115之间的撬动。另外，在本优选实施例的悬臂轴承中，当活塞123位于下死点处时，设计成使得活 塞123的至少一部分可从缸体114中露出。更具体地，活塞123的轴向上的总体长度的1/3 以上可以露出。在吸入行程的后半阶段或者在压缩行程的初期阶段，当由制冷剂气体的压力引起 的压缩负荷在活塞123的端面123a上的作用不是很大时，轴110保持在主轴部111与轴承 部120的间隙内，并且不会倾斜很多。因此，通过将示出活塞123的轴心的第一中心线141 与示出销孔124的轴心的第二中心线142的相对角度设定为稍大于π /2，活塞123与压缩 室115之间的撬动增加，并且滑动损失恐怕会增加。然而，在本优选实施例中，当活塞123位于下死点处时，设计成使得活塞123的轴 向上的总体长度的至少1/3或更多可以露出。即，以短尺寸形成引起撬动的活塞123的轴 向长度，并且可以抑制活塞123与压缩室115之间的撬动。因此，如果活塞123位于下死点附近，则可防止活塞123与压缩室115之间的撬 动。因此，通过减少活塞123的磨损可以实现更高的可靠性，并且通过降低滑动损失可以实 现更高的效率。在本优选实施例中，活塞123在竖直方向上是非对称的，使得在组装过程中可以 容易地区分上下。具体地，在活塞123的上部形成有判断孔146a。通过组装成使得该判断 孔146a可处于上侧，不会上下颠倒地组装活塞123。因此，可以确定地获得活塞123与压缩 室115之间的防止撬动的效果。在本优选实施例中同样地，与在优选实施例2中所述相同，通过在圆筒形孔部116 中形成用于形成压缩室115的锥形部117，获得了与优选实施例2中相同的效果。即，除了 在图10至图13中说明的配置以外，通过应用图7和图8中所示的配置，获得了如图9中所 示的特性。在图7至图9中，用相同的附图标记标识与优选实施例2中相同的部件，并且用 与优选实施例2中相同的标记说明角度。在本优选实施例中，通过与角度c2相关联来设定 将预定角度b2加到在活塞123的外周沿锥形部117滑动时的活塞123的轴心C与示出压 缩室115的轴心的第二中心线142之间形成的角度d2上所得的和。将压缩室115形成为 使得角度b2与角度d2的和可以满足公式(15)。(b2+d2) = f” (c2) ；f”为关于独立变量c2的函数 (15)在本优选实施例中，同样地，作为预定角度b2或者角度b2与锥形部117的预定角 度d2之和，可采用实验值作为与轴110的倾斜角度的绝对值c2相关联的具体数值。通过 与优选实施例2中相同的实验，获得了与图9中相同的测量结果。因此，在本优选实施例中，同样地，在活塞123的外周沿锥形部117滑动时的活塞 123的轴心C与示出压缩室115的轴心的第二中心线142之间形成的角度d2优选地满足关 于角度b2、角度c2和角度d2的公式(16)的关系。0. 3c2 ^ (b2+d2) ^ 4c2(16)另外，角度b2、角度d2和角度c2应当优选地满足公式(17)的关系。c2 彡(b2+d2)彡 3. 2c2(17)此外，当角度b2和角度d2满足公式(18)时，获得与优选实施例2中相同的效果， 并且可靠性和效率比常规密闭型压缩机中高得多。0. 5b2 ^ d2 ^ 1. 5b2(18)实例4在优选实施例1和2中，通过与活塞123的倾斜对应地倾斜压缩室115的轴心而 形成压缩室115。在优选实施例3中，通过与在压缩制冷剂气体的压缩负荷起作用时由轴110的倾斜引起倾斜的连杆126的倾斜对应地倾斜销孔124的轴心而形成销孔124。然而， 在本优选实施例中，与压缩制冷剂气体的压缩负荷起作用时的轴110的倾斜对应地相对于 大端孔部128的轴心倾斜小端孔部129的轴心。本优选实施例的密闭型压缩机的基本配置与在图10中说明的优选实施例3中的 基本配置相同。图15是在本优选实施例中当压缩负荷未起作用时的主要部分的放大截面 图。图16是在同一优选实施例中当压缩负荷起作用时的主要部分的放大截面图。图17是 示出同一优选实施例中的连杆的大端孔部与小端孔部的相对位置的主要部分的截面图。图 18是示出基于同一优选实施例的实验的结果的特性图。参照图10、图15和图16对本优选实施例的总体配置的说明与优选实施例3中相 同，且因此省略。在本优选实施例中，如上所述，与压缩制冷剂气体的压缩负荷起作用时的 轴110的倾斜相对应，相对于大端孔部128的轴心倾斜小端孔部129的轴心。参照图15和图16来说明该倾斜的状态。图15示出了当压缩负荷未起作用时活 塞123的轴心C相对于压缩室115的轴心D的状态的放大截面图。图16示出了使得在压缩 负荷起作用时压缩室115的轴心D与活塞123的轴心C可相互重合的活塞123和连杆126 的状态的放大截面图。在图17中示出了大端孔部128的轴心与小端孔部129的轴心的倾斜关系。如图 17中所示，在示出大端孔部128的轴心的第一中心线141与示出小端孔部129的轴心的第 二中心线142之间形成的角度当中，在第一中心线141上方的偏心轴部112侧(反主轴部 111侧)与第二中心线142或线143上方的偏心轴部112侧(反主轴部111侧)之间形成 的角度假定为a3。基于轴承部120与主轴部111之间的间隙的、轴110相对于轴承部120 的倾斜角度的绝对值假定为c3。在常规密闭型压缩机中，角度a3为0。在本优选实施例中， 角度a3由公式(19)限定。0. 5c3 ^ a3 ^ 3. 3c3(19)S卩，大端孔部128的轴心和小端孔部129的轴心随着从偏心轴部112侧(上方) 向主轴部111侧(下方)的行进，沿靠近的方向稍稍倾斜。在具有该配置的密闭型压缩机中，基本操作和作用与在优选实施例3中相同，且 省略其说明。在本优选实施例中，同样地，在悬臂轴承中，压缩制冷剂气体时的压缩负荷仅 由轴110的偏心轴部112的一侧上的主轴部111来支撑。因而，轴110在主轴部111与轴 承部120的间隙内倾斜。因此，在轴承部120的间隙内倾斜的轴110的主轴部111的轴心144与压缩室115 的轴心D的相对角度小于Ji /2。为了防止由该轴110的倾斜引起的活塞123对于压缩室115的撬动，在本优选实 施例中，将示出大端孔部128的轴心的第一中心线141与示出小端孔部129的轴心的第二 中心线142之间的相对角度设定为稍大于0。在图16和图17中，大端孔部128和小端孔部129被形成为使得示出大端孔部128 的轴心的第一中心线141与示出小端孔部129的轴心的第二中心线142之间的角度a3，以 及基于轴承部120与主轴部111的间隙的、主轴部111的轴心144相对于轴承部120的轴心 的倾斜角度的绝对值c3可以满足公式(15)。在图17中，为了易于理解角度a3，标示出与 示出小端孔部129的轴心的第二中心线142平行的线143，并且用角度a3来表示该线14318与示出大端孔部128的轴心的第一中心线141之间的角度。可采用实验值作为将角度a3与轴110的倾斜角度的绝对值c3相关联的具体值。 图18示出了密闭型压缩机的效率COP的测量结果，其中准备了大端孔部128的轴心与小端 孔部129的轴心之间的相对角度a3变化的连杆126，并且组装了这些连杆126。S卩，在横坐 标轴上绘出示出大端孔部128的轴心的第一中心线141与示出小端孔部129的轴心的第 二中心线142之间的角度(在图18中为连杆的大端孔部的轴心与小端孔部的轴心的角度 a3)。在纵坐标轴上绘出对于各角度a3值的效率COP。S卩，图18是在各角度a3值的效率 COP的各测量值的二次近似特性图。这里，在由线P4示出角度a3为0处的效率示出常规密闭型压缩机的平均值。由 线Q4示出的由本实验中的间隙引起的轴110的倾斜角度的绝对值c3为大约3. 7X10—4。由 图18可知，当角度a3在大约3.7至10X10_4的范围(A)内时，效率很高。类似地，当角度 a3在大约2至12X10—4的范围(B)内时，效率高于常规密闭型压缩机中的效率。使用轴110的倾斜角度的绝对值c3来表示该角度a3的范围，并且当角度a3在 1. 0c3至2. 7c3的范围内时，效率非常高，特别是在0. 5c3至3. 3c3的范围内时，效率高于常 规密闭型压缩机中的效率。因此，由示出大端孔部128的轴心的第一中心线141与示出小端孔部129的轴心 的第二中心线142形成的角度a3以及角度c3应当优选地满足公式(19)的关系。更优选 地，期望角度a3和角度c3满足公式(20)的关系.1. 0c3 彡 a3 彡 2. 7c3(20)然而，如果角度a3对于角度c3设定得过小，特别是在压缩行程中，则不能防止当 轴110在主轴部111与轴承部120的间隙内倾斜很多时笔直部118与活塞123之间的撬动， 或者相反地，如果角度a3对于角度c3设定得过大，则在吸入行程的后半阶段或者在压缩行 程的初期阶段，当轴110在主轴部111与轴承部120的间隙内没有倾斜很多时，不能防止活 塞123与压缩室115之间的撬动。因此，在本优选实施例中，通过与轴110相对于轴承部120的倾斜角度的绝对值c3 相关联地将大端孔部128的轴心与小端孔部129的轴心的角度a3限定为更接近实际值，可 以防止活塞123与压缩室115之间的撬动。另外，在本优选实施例的悬臂轴承中，当活塞123位于下死点处时，设计成使得活 塞123的至少一部分可从缸体114中露出。更具体地，活塞123的轴向上的总体长度的1/3 以上可以露出。在本优选实施例中，与在优选实施例3中相同，在吸入行程的后半阶段或者在压 缩行程的初期阶段，通过将示出大端孔部128的轴心的第一中心线141与示出小端孔部129 的轴心的第二中心线142的相对角度设定为稍大于0，活塞123与压缩室115之间的撬动增 加，并且滑动损失恐怕会增加。然而，在本优选实施例中，当活塞123位于下死点处时，设计成使得活塞123的轴 向上的总体长度的至少1/3或更多可以露出。即，以短尺寸形成引起撬动的活塞123的轴 向长度，并且可以抑制活塞123与压缩室115之间的撬动。因此，如果活塞123位于下死点附近，则可防止活塞123与压缩室115之间的撬 动。因此，通过减少活塞123的磨损可以实现更高的可靠性，并且通过降低滑动损失可以实现更高的效率。在本优选实施例中，连杆126在竖直方向上是非对称的，使得在组装过程中可以 容易地区分上下。具体地，在连杆126的上部形成有判断凸起146b。通过组装成使得该判 断凸起146b可处于上侧，不会上下颠倒地组装连杆126。因此，可以确定地获得活塞123与 压缩室115之间的防止撬动的效果。为了更高的效率，部件可被布置成使得示出压缩室115的轴心的中心线可以不与 轴承部120的轴心相交。在该情况下，同样地，与在优选实施例1中相同，只要压缩室115 从轴承部120的偏移在3mm以内，即可获得与本优选实施例中相同的效果。在本优选实施例中，同样地，与在优选实施例2和3中所述相同，通过在圆筒形孔 部116中形成用于形成压缩室115的锥形部117，获得了与优选实施例2和3中相同的效^ o因此，在本优选实施例中，同样地，当活塞123的外周沿锥形部117滑动时在活塞 123的轴心C与示出压缩室115的轴心的第二中心线142之间形成的角度d3优选地满足关 于预定角度b3、角度c3和角度d3的公式(21)的关系。0. 3c3 ^ (b3+d3) ^ 4c3(21)另外，角度b3、角度d3和角度c3应当优选地满足公式(22)的关系。c3 彡(b3+d3)彡 3. 2c3(22)此外，当角度b3和角度d3满足公式(23)时，获得与优选实施例2中相同的效果， 并且可靠性和效率比常规密闭型压缩机中高得多。0. 5b3 彡 d3 彡 1. 5b3(23)实例5图19是使用优选实施例1至4中说明的任何一种密闭型压缩机的、本发明的优选 实施例5中的冷柜冰箱的示意性配置图。在图19中，本优选实施例的冷柜冰箱200包括设 置在箱体201的正面的多个储藏室202，以及设置在背面的机械室203。机械室203容纳如 优选实施例1至4中所述的密闭型压缩机204。密闭型压缩机204通过管206连接于诸如 冷凝器的制冷循环组成元件205。密闭型压缩机204由控制装置207控制，并且运行适当的 制冷循环。因此，根据本优选实施例，获得了高可靠性和高效率的冷柜冰箱。工业适用性如文中所述，本发明的密闭型压缩机能够实现高可靠性和高效率，因此适用于例 如空调器或自动售货机的运行制冷循环的冷冻和冷藏设备。附图标记列表101密闭容器102 定子103 转子104电机驱动元件105压缩元件106润滑油110 轴111主轴部112偏心轴部113供油通路114 缸体115压缩室116圆筒形孔部 117锥形部118笔直部120轴承部123 活塞123a 端面124 销孔125活塞销126 连杆128大端孔部129小端孔部130 杆部141第一中心线142第二中心线143第三中心线144主轴部的轴心146a 判断孔146b判断凸起150 阀板200冷柜冰箱201 箱体202储藏室203机械室204密封型压缩机205制冷循环组成元件206 管207控制装置权利要求一种密闭型压缩机，包括容纳在密闭容器中的电机驱动元件和由所述电机驱动元件驱动的压缩元件，其中，所述压缩元件包括轴，其具有由所述电机驱动元件旋转并驱动的主轴部，以及形成在所述主轴部的一端与所述主轴部整体地运动的偏心轴部；轴承部，其通过支撑所述轴的所述主轴部而形成悬臂轴承；缸体，其被布置成固定在所述轴承部中的特定位置，并且形成圆筒形的压缩室；被插入成能够在所述压缩室内往复运动的活塞；以及用于连接所述偏心轴部和所述活塞的连杆，并且，所述轴承部和所述压缩室被布置成使得示出所述轴承部的轴心的第一中心线或平行于所述第一中心线的第三中心线可以与示出所述压缩室的轴心的第二中心线彼此相交，由所述第一中心线或所述第三中心线与所述第二中心线形成的角度a1(rad)以及预定角度b1(rad)满足公式(1)，并且通过与基于所述轴承部和所述主轴部之间的间隙的、所述轴相对于所述轴承部的倾斜角度的绝对值c1(rad)相关联来设定所述角度b1。a1＝π/2+b1(rad) (1)2.如权利要求1所述的密闭型压缩机，其中所述角度bl被设定为所述角度的绝对值cl的0. 5倍以上至3. 3倍以下。3.如权利要求1所述的密闭型压缩机，其中所述角度bl被设定为所述角度的绝对值cl的1. 0倍以上至2. 7倍以下。4.如权利要求1所述的密闭型压缩机，其中所述角度bl被设定为所述角度的绝对值cl的2. 5倍以下的不包括0 (rad)的正 值，并且所述压缩室具有被形成为从所述活塞位于上死点的一侧向位于下死点的一侧内径 增加的锥形部，并且当所述活塞的外周沿所述锥形部滑动时在所述活塞的轴心与所述压缩 室的轴心之间形成的角度dl以及所述角度bl之和被设定为所述角度的绝对值cl的0. 3 倍以上至4倍以下。5.如权利要求4所述的密闭型压缩机，其中所述角度bl与所述角度dl之和被设定为所述角度的绝对值cl的1. 0倍以上至 3. 2倍以下。6.如权利要求5所述的密闭型压缩机，其中所述角度dl被设定为所述角度bl的0. 5倍以上至1. 5倍以下。7.如权利要求4所述的密闭型压缩机，还包括在与所述活塞位于上死点时所述活塞的所述压缩室侧的上端部对应的位置、相 邻于所述锥形部形成的笔直部。8.如权利要求1所述的密闭型压缩机，其中当所述活塞位于下死点时，所述活塞的至少一部分从所述缸体中露出。9.一种密闭型压缩机，包括容纳在密闭容器中的电机驱动元件和由所述电机驱动元件驱动的压缩元件，其中，所述压缩元件包括轴，其具有由所述电机驱动元件旋转并驱动的主轴部，以及 形成在所述主轴部的一端与所述主轴部整体地运动的偏心轴部；轴承部，其通过支撑所述 轴的所述主轴部而形成悬臂轴承；缸体，其被布置成固定在所述轴承部中的特定位置，并且 形成圆筒形的压缩室；被插入成能够在所述压缩室内往复运动并具有销孔的活塞；被插入并固定在所述销孔中的活塞销；以及连杆，其用于连接所述偏心轴部和所述活塞，并且在一 端具有大端孔部并在另一端具有小端孔部，由示出所述活塞的轴心的第一中心线与示出所述销孔的轴心的第二中心线形成的角 度a2(rad)以及预定角度b2(rad)满足公式(2)，并且通过与基于所述轴承部和所述主轴部 之间的间隙的、所述轴相对于所述轴承部的倾斜角度的绝对值c2(rad)相关联来设定角度 b2。a2 = 3i /2+b2 (rad)(2)10.如权利要求9所述的密闭型压缩机，其中所述角度b2被设定为所述角度的绝对值c2的0. 5倍以上至3. 3倍以下。11.如权利要求9所述的密闭型压缩机，其中所述角度b2被设定为所述角度的绝对值c2的1. 0倍以上至2. 7倍以下。12.如权利要求9所述的密闭型压缩机，其中所述角度b2被设定为所述角度的绝对值c2的2. 5倍以下的不包括0 (rad)的正 值，所述压缩室具有被形成为使得从所述活塞位于上死点的一侧向位于下死点的一侧内径 可增加的锥形部，并且当所述活塞的外周沿所述锥形部滑动时在所述活塞的轴心与所述压 缩室的轴心之间形成的角度d2以及所述角度b2之和被设定为所述角度的绝对值c2的0. 3 倍以上至4倍以下。13.如权利要求12所述的密闭型压缩机，其中所述角度b2与所述角度d2之和被设定为所述角度的绝对值c2的1. 0倍以上至 3. 2倍以下。14.如权利要求13所述的密闭型压缩机，其中所述角度d2被设定为所述角度b2的0. 5倍以上至1. 5倍以下。15.如权利要求9所述的密闭型压缩机，还具有在与所述活塞位于上死点时所述活塞的所述压缩室侧的上端部对应的位置、相 邻于所述锥形部形成的笔直部。16.如权利要求9所述的密闭型压缩机，其中当所述活塞位于下死点时，所述活塞的至少一部分从所述缸体中露出。17.如权利要求9所述的密闭型压缩机，其中在竖直方向上不对称地形成所述活塞。18.一种密闭型压缩机，包括容纳在密闭容器中的电机驱动元件和由所述电机驱动元件驱动的压缩元件，其中，所述压缩元件包括轴，其具有由所述电机驱动元件旋转并驱动的主轴部，以及 形成在所述主轴部的一端与所述主轴部整体地运动的偏心轴部；轴承部，其通过支撑所述 轴的所述主轴部而形成悬臂轴承；缸体，其被布置成固定在所述轴承部中的特定位置，并且 形成圆筒形的压缩室；被插入成能够在所述压缩室内往复运动并具有销孔的活塞；被插入 并固定在所述销孔中的活塞销；以及连杆，其用于连接所述偏心轴部和所述活塞销，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轴心的第一中心线与示出所述小端孔部的轴心的第二中心线 形成的角度a3被设定为基于所述轴承部与所述主轴部之间的间隙的、所述轴相对于所述轴承部的倾斜角度的绝对值c3的0. 5倍以上至3. 3倍以下。19.如权利要求18所述的密闭型压缩机，其中所述角度a3被设定为所述角度的绝对值c3的1. 0倍以上至2. 7倍以下。20.如权利要求18所述的密闭型压缩机，其中所述角度b3被设定为所述角度的绝对值c3的2. 5倍以下的不包括0(rad)的正 值，所述压缩室具有被形成为使得从所述活塞位于上死点的一侧向位于下死点的一侧内径 可增加的锥形部，并且当所述活塞的外周沿所述锥形部滑动时在所述活塞的轴心与所述压 缩室的轴心之间形成的角度d3以及预定角度b3之和被设定为所述角度的绝对值c3的0. 3 倍以上至4倍以下。21.如权利要求20所述的密闭型压缩机，其中所述角度b3与所述角度d3之和被设定为所述角度的绝对值c3的1. 0倍以上至 3. 2倍以下。22.如权利要求21所述的密闭型压缩机，其中所述角度d3被设定为所述角度b3的0. 5倍以上至1. 5倍以下。23.如权利要求18所述的密闭型压缩机，还具有在与所述活塞位于上死点时所述活塞的所述压缩室侧的上端部对应的位置、相 邻于所述锥形部形成的笔直部。24.如权利要求13所述的密闭型压缩机，其中当所述活塞位于下死点时，所述活塞的至少一部分从所述缸体中露出。25.如权利要求13所述的密闭型压缩机，其中在竖直方向上不对称地形成所述连杆。26. 一种安装有如权利要求1至25中的任何一项所述的密闭型压缩机的冷冻和冷藏设全文摘要轴承部(120)和压缩室(115)被布置成使得示出轴承部(120)的轴心的第一中心线(141)与示出压缩室(115)的轴心的第二中心线(142)可以彼此相交，在第一中心线(141)与第二中心线(142)之间形成的角度a1以及预定角度b1可以满足公式1的关系，并且通过与基于轴承部(120)和主轴部(111)的间隙的、轴(110)相对于轴承部(120)的倾斜角度的绝对值c1相关联来设定角度b1，从而可以防止活塞与压缩室(115)之间的撬动。文档编号F04B39/02GK101802404SQ20098010046公开日2010年8月11日 申请日期2009年5月11日 优先权日2008年5月12日发明者取枡宏树, 小林正则, 明石浩业, 森田一郎 申请人:松下电器产业株式会社