CN113330215B - 滑动轴承构造及涡旋压缩机 - Google Patents

Abstract

本发明的目的在于得到一种在涡旋压缩机的旋转轴与滑动轴承的间隙中有效地使油膜压力增大并抑制旋转轴及滑动轴承的烧结的滑动轴承构造。本发明的滑动轴承构造(50)及涡旋压缩机(100)具备驱动涡旋压缩机的摆动涡旋件的旋转轴(6)和支承旋转轴的径向载荷的滑动轴承(15)。旋转轴(6)在与滑动轴承(15)相对的外周面具备在轴向上延伸的槽(20)，槽(20)形成为产生泵送作用，旋转轴(6)的外周面具备在外周面上在周向上的预定的角度范围设定的区域P和区域P以外的外周面的区域Q。区域P中的槽(20)相对于外周面的面积占据的比例大于区域Q中的所述槽(20)相对于所述外周面的面积占据的比例。

Description

滑动轴承构造及涡旋压缩机

技术领域

本发明涉及支承旋转轴的滑动轴承构造及具备该滑动轴承构造的涡旋压缩机，所述旋转轴驱动涡旋压缩机的涡旋部。

背景技术

以往，涡旋压缩机具备用于驱动摆动涡旋件的旋转轴，为了支承作用于旋转轴的径向变动载荷而具备滑动轴承。涡旋压缩机的滑动轴承利用冷冻机油等流体润滑，在滑动轴承与旋转轴的间隙中形成有被称为油膜的流体膜。在涡旋压缩机的运转期间，旋转轴的轴中心利用施加于旋转轴的径向载荷，相对于滑动轴承的轴承中心偏心地进行旋转运动。因此，在旋转轴与滑动轴承的间隙中，形成有趋向旋转方向而周向的间隙逐渐减小的被称为楔油膜部的区域。由于伴随着旋转轴的旋转而冷冻机油被引入狭窄的空间，所以该区域产生由油膜导致的压力(油膜压力)而能够支承施加于旋转轴的径向载荷。将这种情况称为楔效应。

在涡旋压缩机的旋转轴的转速足够高的情况下，在滑动轴承与旋转轴之间的间隙的楔油膜部，产生较高的油膜压力。因此，旋转轴与滑动轴承由足够的厚度的油膜隔开，不直接接触。另一方面，当旋转轴的转速下降时，楔油膜部的油膜压力下降，旋转轴与滑动轴承的间隙容易成为油膜消失的状态。因此，旋转轴与滑动轴承接触(固体接触)，产生摩擦及磨损，有时会导致滑动轴承烧结。

近年来，在空调设备中使用的涡旋压缩机由于建筑物的高隔热化等而经常要求低负荷、低转速区域中的运转。另外，在低外部空气温度时，有时也需要低负荷下的制冷运转。因此，涡旋压缩机的滑动轴承在低转速时也需要确保足够的油膜压力来抑制烧结的发生。

以往的涡旋压缩机的滑动轴承构造为了避免油膜消失的状态并抑制由与旋转轴的接触导致的烧结，遍及旋转轴的滑动部的整个面，均匀地分布并具备多个“く”字形的在轴向上延伸的槽。并且，滑动轴承构造具备如下结构：通过沿着槽引入冷冻机油的泵送作用，产生压力(动压)(例如专利文献1)。

在先技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开平4-370388号公报

发明内容

发明要解决的课题

在专利文献1公开的涡旋压缩机的滑动轴承构造中，遍及旋转轴的外周面的整周，均匀地形成有槽。因此，通过泵送作用产生的动压在旋转轴的整周产生。因此，存在如下课题：由外周面的整周的各个槽产生的压力产生效果相互抵消，难以得到使旋转轴与滑动轴承的间隙的油膜压力增大的效果，无法抑制烧结。

本发明想要解决上述那样的课题，其目的在于得到一种在涡旋压缩机的旋转轴与滑动轴承的间隙中有效地使油膜压力增大并抑制旋转轴及滑动轴承的烧结的滑动轴承构造及涡旋压缩机。

用于解决课题的技术方案

本发明的滑动轴承构造具备：旋转轴，所述旋转轴驱动涡旋压缩机的摆动涡旋件；以及滑动轴承，所述滑动轴承支承所述旋转轴的径向载荷，所述旋转轴在与所述滑动轴承相对的外周面具备在轴向上延伸的槽，所述槽形成为产生泵送作用，所述旋转轴的所述外周面具备在所述外周面上在周向上的预定的角度范围设定的区域P和所述区域P以外的所述外周面的区域Q，所述区域P中的所述槽相对于所述外周面的面积占据的比例大于所述区域Q中的所述槽相对于所述外周面的面积占据的比例。

本发明的涡旋压缩机具备上述滑动轴承构造。

发明的效果

根据本发明，通过由设置在会产生由楔效应导致的油膜压力的区域中的槽产生的泵送作用而产生动压，成为相对于旋转轴的径向变动载荷的附加阻力，旋转轴与滑动轴承之间的油膜厚度增大。而且，由于能够在油膜厚度较大的区域中使轴向槽以进一步减小每单位面积的轴向槽的数量或设为零的方式分布，所以能够消除由泵送作用产生的动压产生效果相互抵消这样的课题。其结果是，滑动轴承构造及涡旋压缩机起到如下效果：与以往相比油膜压力增大，能够更有效地抑制烧结。

附图说明

图1是实施方式1的涡旋压缩机100的截面构造的说明图。

图2是实施方式1的涡旋压缩机100的滑动轴承构造50周边的剖视图。

图3是实施方式1的涡旋压缩机100的滑动轴承构造50的截面的说明图。

图4是说明实施方式1的涡旋压缩机100的滑动轴承构造50的示意图。

图5是图4的滑动轴承构造50的与轴向垂直的截面构造的说明图。

图6是在实施方式1的滑动轴承构造50中使配置有槽20的区域P和槽20的形状变动的情况下的流体润滑分析结果。

图7示出在图6的分析结果中使用的分析条件。

图8是示出在实施方式1的滑动轴承构造50的旋转轴6的外周面上形成的槽20的变形例的图。

图9是示出在实施方式1的滑动轴承构造50的旋转轴6的外周面上形成的槽20的变形例的图。

图10是示出在实施方式1的滑动轴承构造50的旋转轴6的外周面上形成的槽20的变形例的图。

图11是将实施方式1的旋转轴6的外周展开的状态的剖视图。

图12是将实施方式1的旋转轴6的外周展开的状态的剖视图。

图13是说明实施方式2的涡旋压缩机100的滑动轴承构造250的示意图。

图14是说明实施方式3的涡旋压缩机100的滑动轴承构造350的示意图。

具体实施方式

以下，说明涡旋压缩机的滑动轴承构造的实施方式。此外，附图的形态为一例，并不限定本发明。另外，在各图中，标注相同附图标记的部分是相同或与之相当的部分，这点在说明书的全文中是共通的。另外，说明书全文所表达的构成要素的形态仅为例示，本发明不仅仅限定于说明书内的记载。特别是构成要素的组合不限定于各实施方式中的组合，而是能够将其他实施方式所记载的构成要素应用于其他别的实施方式。对于利用下标进行区分等的多个同种设备等，在无需特别进行区分、确定的情况下，有时省略下标来记载。在附图中，各构成构件的大小关系有时与实际不同。

实施方式1.

图1是实施方式1的涡旋压缩机100的截面构造的说明图。如图1所示，涡旋压缩机100具备涡旋压缩机构60，所述涡旋压缩机构60通过将在台板1a的下表面设置旋涡状的突起的固定涡旋件1和在台板2a的上表面设置旋涡状的突起的摆动涡旋件2组合而形成。将固定涡旋件1的旋涡突起与摆动涡旋件2的旋涡突起相互组合而形成压缩室5。

固定涡旋件1及摆动涡旋件2配置在压力容器11内的上部。压力容器11在底部具有油积存部12，在侧壁连接有制冷剂吸入管13及制冷剂排出管14。制冷剂吸入管13的一端与压力容器11内的吸入口3连通，制冷剂排出管14的一端与压力容器11内的排出口4连通。来自制冷剂回路的制冷剂从制冷剂吸入管13经由吸入口3流入涡旋压缩机构60内的压缩室5，被压缩并从排出口4排出，再从制冷剂排出管14排出到制冷剂回路。

在摆动涡旋件2的台板2a的下表面设置有偏心孔2b，供旋转轴6嵌合。旋转轴6与设置于压力容器11的高度方向上的中央部的电动机9连接，将电动机9的驱动力传递给摆动涡旋件2。电动机9配置在构成壳体8的上部壳体8a与下部壳体8b之间。电动机9由转子9a和定子9b构成。转子9a固定于主轴6a的外周面。定子9b固定于压力容器12的内周面，具有预定的间隙地包围转子9a。

旋转轴6在主轴6a的上端具备偏心轴6b。偏心轴6b相对于主轴6a的中心偏心地设置。支承主轴6a的主轴承15a设置于上部壳体8a，所述上部壳体8a固定在压力容器11的侧壁面内。主轴承15a旋转自如地支承主轴6a。另外，上部壳体8a在其上端部固定有固定涡旋件1。摆动涡旋件2位于固定涡旋件1与上部壳体8a之间。在摆动涡旋件2与上部壳体8a之间设置有欧式环(Oldham ring)10。欧式环10阻止摆动涡旋件2的自转，并且使摆动涡旋件2旋转。

在固定在压力容器11的侧壁面内的下部壳体8b设置有副轴承16。副轴承16在电动机9的下方旋转自如地支承主轴6a。即，旋转轴6的主轴6a在电动机9的上方由上部壳体8a旋转自如地支承，在电动机9的下方由下部壳体8b支承。

图2是实施方式1的涡旋压缩机100的滑动轴承构造50周边的剖视图。在实施方式1中，涡旋压缩机100具备滑动轴承构造50a和滑动轴承构造50b，所述滑动轴承构造50a形成在上部壳体8a支承旋转轴6的部分，所述滑动轴承构造50b形成在摆动涡旋件2与旋转轴6连接的部分。在滑动轴承构造50a中，固定在上部壳体8a的中央的孔中的主轴承15a与旋转轴6的主轴6a嵌合。在滑动轴承构造50b中，固定在摆动涡旋件2的偏心孔2b中的摆动轴承15b与旋转轴6的偏心轴6b嵌合。此外，在以下的说明中，有时将主轴承15a和摆动轴承15b统称为滑动轴承15。

主轴承15a压入固定于形成在上部壳体8a的中央部的孔中，滑动自如地支承主轴6a。但是，主轴承15a的构造并不仅限定于图1所示的形态，例如，也可以将上部壳体8a的孔本身作为主轴承15a，即使主轴承15a与上部壳体8a分体，也可以用压入固定以外的方法进行固定。

摆动轴承15b压入固定于设置在摆动涡旋件2的偏心孔2b内，与偏心轴6b滑动自如地连接。但是，摆动轴承15b的构造并不仅限定于图1所示的形态，例如，也可以将偏心孔2b本身作为摆动轴承15b，即使摆动轴承15b与偏心孔2b分体，也可以用压入固定以外的方法进行固定。

旋转轴6形成有在轴向上贯通的轴向供油孔7a。旋转轴6的下端在电动机9的下方与泵7b嵌合。泵7b的下端开口7e浸渍在压力容器11的下部的油积存部12的冷冻机油中。在旋转轴6的轴向上贯通的轴向供油孔7a与径向供油出口7c连接，所述径向供油出口7c在与主轴承15a相对的主轴6a的表面开口。另外，轴向供油孔7a与在旋转轴6的上端面开口的供油出口7d连接。利用泵7b从油积存部12汲取的冷冻机油通过轴向供油孔7a，分流到径向供油出口7c、供油出口7d，并供给到滑动轴承构造50a、50b。即，轴向供油孔7a、泵7b、径向供油出口7c、供油出口7d构成向涡旋压缩机100的滑动轴承15供油的供油机构。

(涡旋压缩机100的动作)

接着，说明涡旋压缩机100的动作。当驱动电动机9时，旋转轴6与转子9a一起旋转。电动机9的驱动力利用旋转轴6传递给摆动涡旋件2。摆动涡旋件2一边由欧式环10阻止自转一边进行回旋运动。由此，利用摆动涡旋件2和固定涡旋件1各自的旋涡状突起的组合形成的压缩室5一边逐渐减小容积一边向中心侧移动。经由制冷剂吸入管13从吸入口3吸入到压缩室5的制冷剂逐渐提高其压力，经由排出口4从制冷剂排出管14向涡旋压缩机100外的制冷剂配管压送。

在以上的一系列动作中，由制冷剂气体的压缩作用产生的气体载荷和由摆动涡旋件2的回旋运动产生的离心力主要作用于旋转轴6。气体载荷与离心力的合力成为与旋转轴6的旋转同步旋转的径向变动载荷W。

(实施方式1的滑动轴承构造50的作用)

图3是实施方式1的涡旋压缩机100的滑动轴承构造50的截面的说明图。在图3中，省略形成于滑动轴承构造50的槽20。也就是说，图3示出在与滑动轴承15相对的旋转轴6的外周面没有形成槽20的滑动轴承构造50。在径向变动载荷W作用于旋转轴6时，由于径向变动载荷W，旋转轴6在使其轴心从滑动轴承15的轴心偏心的状态下旋转。由旋转轴6和滑动轴承15夹着的区域由通过径向供油出口7c或供油出口7d供给到滑动轴承15的冷冻机油充满，形成油膜18。在此，将由于旋转轴6的偏心，趋向旋转方向而周向上的流路呈楔形逐渐变窄的区域称为楔区域18a。另外，将与楔区域18a相反地趋向旋转方向而周向上的流路呈倒楔形逐渐扩展的区域称为倒楔区域18b。在楔区域18a中，由于冷冻机油通过旋转轴6的旋转而被引入狭窄的区域，所以产生油膜压力19。当产生与径向变动载荷W平衡的油膜压力19时，旋转轴6与滑动轴承15由油膜18隔开，在不直接接触的状态下旋转。

作用在涡旋压缩机100的旋转轴6上的径向变动载荷W的方向与旋转轴6的表面的某周向位置维持预定的相位差。在此，将以旋转轴6的轴中心为起点的径向变动载荷的作用线L0与旋转轴6的外周面交叉的周向位置定义为旋转轴的外周面的周向角度位置的原点。另外，关于角度θ的方向，将与旋转轴的旋转方向相反的方向定义为正，将原点定义为0°。因此，θ取0°以上且360°以下的范围内的值。

图4是说明实施方式1的涡旋压缩机100的滑动轴承构造50的示意图。图5是图4的滑动轴承构造50的与轴向垂直的截面构造的说明图。实施方式1的涡旋压缩机100的滑动轴承构造50在与滑动轴承15相对的旋转轴6的表面具有多个在轴向上延伸的槽20。

在实施方式1中，在旋转轴6的外周面的从0°到θ的周向角度范围内，在轴向上延伸的槽20占据表面积的比例大于旋转轴6的外周面的除此以外的部分中的槽20占据表面积的比例。将旋转轴6的外周面的从0°到θ的周向角度范围的区域称为区域P。另外，将旋转轴6的外周面的区域P以外的区域称为区域Q。作为一例，图4示出在旋转轴6的外周面的区域Q中将槽20占据表面积的比例设为0的情况。即，在图4中，旋转轴6的外周面成为如下结构：仅在区域P设置有槽20，在区域P以外的区域Q没有设置槽20。另外，作为一例，图5示出设θ＝90°，在0°≤θ≤90°的周向角度范围以外的外周面中将槽20占据表面积的比例设为0的滑动轴承构造50的例子。

如图4所示，在轴向上延伸的槽20设为在旋转轴6的外周面上弯曲的形状。即，槽20由两个流路构成，并构成为两个流路在弯曲部21合流，所述两个流路随着从与滑动轴承15相对的旋转轴6的外周面的轴向两端部趋向中央部，周向位置向与旋转方向相反的方向后退。换句话说，槽20形成为旋转轴6的旋转方向侧打开的V字形。通过将在轴向上延伸的槽20设为弯曲的形状，从而伴随着旋转轴6的旋转，产生沿着槽20的内部的壁面从槽20的轴向两端部趋向弯曲部21的冷冻机油的流动。进一步而言，滑动轴承构造50在与滑动轴承15相对的旋转轴6的表面产生从轴向两端部趋向中央部的冷冻机油的流动。该冷冻机油的流动在槽20的弯曲部21合流，在弯曲部21产生由冷冻机油的压缩导致的压力(动压)。该动压产生的现象称为由动压槽产生的泵送效果。

如图4及图5所示，旋转轴6在中心部具备在轴向上贯通的轴向供油孔7a。如图5所示，轴向供油孔7a和旋转轴6的外周面设为具有从轴中心在径向上贯通的径向供油出口7c的结构。旋转轴6的外周面上的径向供油出口7c的开口位置优选设置于旋转轴6的外周面的从0°到θ的周向角度范围以外的区域即区域Q。或者，如滑动轴承构造50b，优选在偏心轴6b的轴向端部设置供油出口7d并向摆动轴承15b与偏心轴6b的间隙供给冷冻机油的构造。

根据实施方式1的滑动轴承构造50，能够以如下方式配置槽20：在油膜18的楔区域18a中槽20占据旋转轴6的外周面的比例较大，在楔区域18a以外的区域中槽20占据旋转轴6的外周面的比例较小。由此，在油膜厚度变小的楔区域18a中产生由槽20的泵送作用产生的动压，由旋转轴6的旋转产生的油膜压力加上由泵送作用产生的动压，成为相对于径向变动载荷W的阻力。并且，由于楔区域18a的油膜厚度增大，所以滑动轴承构造50抑制了烧结。

另一方面，在现有技术中，遍及旋转轴6的外周面的整个区域地配置有槽20，遍及油膜18的整个区域地产生由槽20的泵送作用产生的动压。因此，在油膜18的楔区域18a中通过槽20的泵送作用产生的动压由在楔区域18a以外的区域中通过槽20的泵送作用产生的动压抵消。因此，在如现有技术那样遍及旋转轴6的外周面的整个区域地配置槽20的情况下，在楔区域18a中仅由旋转轴6的旋转产生的油膜压力19成为相对于径向变动载荷W的阻力，与实施方式1的滑动轴承构造50相比，无法得到使油膜厚度增大的效果。

相对于此，在实施方式1的滑动轴承构造50中，由于除了油膜压力19之外，通过泵送作用产生的动压也发挥作用，所以楔区域18a的油膜厚度增大，可以说抑制烧结的效果较高。即，实施方式1的滑动轴承构造50能够在油膜18中油膜厚度比较大的区域中，槽20占据旋转轴6的外周面的比例较少，或将槽20占据旋转轴6的外周面的比例设为0。也就是说，滑动轴承构造50在油膜18的楔区域18a以外的区域中抑制基于泵送作用的动压的产生，在楔区域18a中使基于泵送作用的动压产生。因此，滑动轴承构造50能够使在楔区域18a中产生的基于泵送作用的动压不抵消地成为相对于径向变动载荷W的阻力，能够更有效地使油膜厚度增大，并抑制烧结。

图6是在实施方式1的滑动轴承构造50中使配置有槽20的区域P和槽20的形状变动的情况下的流体润滑分析结果。在图6中，将角度θ和角度β设为参数，所述角度θ是设置槽20的区域P的周向角度范围的上限值，所述角度β是槽20的流路相对于周向形成的角度的锐角成分。并且，图6示出角度θ在0～360°变化的情况及角度β在0°～90°变化的情况中的每一个情况下的角度θ与角度β的组合的最小油膜厚度。在此，将滑动轴承15与旋转轴6的最小间隙定义为最小油膜厚度。并且，图6所示的最小油膜厚度的数值表示为相对于在旋转轴6上完全没有设置槽20的情况下的滑动轴承中的最小油膜厚度的比(最小油膜厚度比)。在此，作为槽20相对于周向形成的角度的锐角成分的角度β是图4中所示的β，示出构成槽20的流路相对于与旋转轴6的中心轴平行的假想线L1的倾斜角度。

图7示出在图6的分析结果中使用的分析条件。图6的分析结果是对于滑动轴承构造50的各部分的尺寸，将滑动轴承15的内径设为30mm，将滑动轴承15的轴向长度设为30mm，将滑动轴承15与旋转轴6的半径间隙设为30μm，将槽20距旋转轴6的外周面的深度设为30μm并进行分析而得到的结果。另外，从旋转轴6施加的径向变动载荷W成为5000N，将旋转轴6的转速设为3000rpm。图6的分析结果表示：在用阴影线示出的区域内的角度θ与角度β的组合中，最小油膜厚度比超过1。即，图6的用阴影线示出的区域示出在实施方式1的滑动轴承构造50的结构中超过以往的滑动轴承的最小油膜厚度的θ与β的组合。也就是说，示出滑动轴承构造50能够得到比以往的滑动轴承大的油膜压力的θ与β的组合。

如图6所示，当用角度范围的组合示出时，在实施方式1的滑动轴承构造50的结构中超过以往的滑动轴承的最小油膜厚度的θ与β的组合存在的区域成为40°<θ<270°与40°<β<65°的组合、30°<θ<250°与25°<β<60°的组合或70°<θ<220°与15°<β<65°的组合。θ和β能够从以上所示的角度范围内任意选择。

此外，θ＝360°的条件对应于在旋转轴的整周上均匀地形成槽20的情况。这示出作为在先技术文献的日本特开平4-370388号公报公开的结构。如图6所示，可知，由于在θ＝360°的情况下，相对于全部的角度β，最小油膜厚度比小于1，所以与在旋转轴6上没有设置槽20的结构相比，没有使油膜厚度增大的效果，反而使油膜厚度减少。即，实施方式1的滑动轴承构造50通过在区域P设置槽20，并使该区域P的周向角度范围变动，从而与在整周上设置槽20的情况相比，能够使油膜厚度增大，且能够抑制烧结。

此外，以上，说明了在旋转轴6的外周面上仅在区域P设置槽20并在除此以外的区域Q不设置槽20的形态，但也能够在区域Q设置槽20。但是，当对于区域P及区域Q各自的外周面以相同比例设置槽20时，成为与在先技术文献记载的结构相同的结构，使在楔区域18a中由槽20的泵送作用产生的油膜压力增加的效果被抵消。因此，当在区域Q设置槽20的情况下，优选与区域P相比使槽20相对于外周面的面积占据的比例减少。由此，滑动轴承构造50在楔区域18a中通过槽20的泵送作用而使油膜压力增加，与在整周以均匀的比例设置槽20的情况相比，能够使油膜厚度增大，且能够抑制烧结。

(槽20的变形例)

在以上的说明中，作为在旋转轴6的轴向上延伸的槽20的形状，示出使直线状且宽度均匀的两个流路相对于滑动轴承15的轴向长度的中心对称地配置并配置成在弯曲部21合流的例子。但是，槽20的形状并不仅限定于该形态，构成为夹着弯曲部21的流路相对于旋转轴6的旋转方向从轴向两端起沿周向后退即可。

图8～10是示出在实施方式1的滑动轴承构造50的旋转轴6的外周面上形成的槽20的变形例的图。作为槽20的变形例，如图8所示的槽20a那样，有使弯曲部21a的位置在旋转轴6的轴向上偏移地设置的槽。即，槽20a在旋转轴6的轴向上成为不对称的V字形。

图9所示的槽20b成为从轴向上的两端延伸的流路的宽度成为随着趋向弯曲部21c而变窄的非等宽的V字形。另外，图10所示的槽20c的从旋转轴6的轴向上的两端延伸的流路弯曲并成为U字形。由于以上所示的槽20a～20c均能够产生基于泵送作用的动压，所以如应用槽20的滑动轴承构造50那样，通过设置槽20a～20c中的任一个，能够使油膜压力增加，并抑制烧结。

图11及图12是将实施方式1的旋转轴6的外周展开的状态的剖视图。如图11所示，实施方式1的滑动轴承构造50的槽20的截面形状例如形成为矩形。但是，槽20的截面形状只要是在作为在旋转轴6的旋转方向上位于后侧的槽20的端部的后侧端部25处通过旋转轴6与滑动轴承15的间隙的减少而能够产生油膜压力的形状即可，并不限定于矩形。

图12所示的槽20d是图11所示的在周向上具有矩形截面形状的槽20的变形例。槽20d也可以是V字形的截面形状。而且，槽20d不限定于在图12的截面中关于通过旋转轴6的中心的假想线对称的形状，例如如图12所示，也可以是不对称的V字形。根据槽20d，在从作为在旋转轴6的旋转方向上位于前侧的槽20d的端部的前侧端部22开始的坡度较小的斜面23处，通过旋转轴6的旋转，容易沿着斜面23产生冷冻机油的流动。因此，槽20d容易得到将冷冻机油引入槽20d内的效果。另外，由于在作为在旋转轴6的旋转方向上位于后侧的槽20d的端部的后侧端部25处槽20d具备坡度较大的斜面24，所以旋转轴6与滑动轴承15的间隙急剧减小。因此，容易得到使较大的油膜压力产生的效果。此外，斜面24的角度可以相对于外周面的切线垂直。另外，由于槽20d容易产生沿着斜面23的冷冻机油的流动，所以在斜面24处使冷冻机油的流动急剧减少，所以能够得到容易使油膜压力进一步增加的效果。此外，斜面23及斜面24的角度能够适当变更。另外，槽20也可以构成为：变更图11所示的槽20的底面26的角度，使槽20的深度随着趋向与旋转轴6的旋转方向相反的方向而变深。而且，斜面23、斜面24及底面26既可以是平面，也可以是曲面。此外，斜面23称为第一斜面，斜面24称为第二斜面。

实施方式2.

实施方式2的涡旋压缩机100的滑动轴承构造250相对于实施方式1的滑动轴承构造50，在旋转轴6的轴向上的两端部追加了周向供油槽30。在实施方式2中，以相对于实施方式1的变更点为中心进行说明。

图13是说明实施方式2的涡旋压缩机100的滑动轴承构造250的示意图。如图13所示，旋转轴6在区域P设置有槽20，在槽20的轴向两端部设置有在旋转轴6的周向上延伸的周向供油槽30。周向供油槽30成为不与旋转轴6的滑动轴承15相对并从滑动轴承15超出的状态。另外，周向供油槽30与在旋转轴6的轴向上延伸的槽20的轴向端部连接。周向供油槽30能够使冷冻机油从周向供油槽30向槽20流入。根据这样的结构，由于用周向供油槽30保持的冷冻机油供给到滑动轴承15与旋转轴6的间隙，所以能够抑制滑动轴承构造250中的冷冻机油的枯竭。

周向供油槽30与在旋转轴6的轴向上延伸的槽20连接。因此，周向供油槽30保持的冷冻机油向槽20流入，与实施方式1相比，向槽20引入冷冻机油的量增大。因此，设置有槽20的区域的油膜18能够得到较高的油膜压力。

由于周向供油槽30设置成其底面不与滑动轴承15相对，所以不会使滑动轴承15能够支承的旋转轴6的外周面的面积减少。因此，即使是设置有与槽20连通的周向供油槽30的情况下，滑动轴承15受到的载荷也不会下降。此外，周向供油槽30的底面可以通过径向供油出口7c与轴向供油孔7a连接。通过周向供油槽30与径向供油出口7c连通，从而从径向供油出口7c供给的冷冻机油供给到在轴向上延伸的槽20，因此能够进一步抑制滑动轴承构造250中的冷冻机油的枯竭。

通过以上的结构，能够使通过轴向供油孔7a从泵7b供给的冷冻机油直接流入周向供油槽30。因此，能够使利用周向供油槽30保持的冷冻机油的油量更有效地增大。另外，径向供油出口7c的周向供油槽30的底面上的开口位置优选设置于流入旋转轴6与滑动轴承15的间隙中的冷冻机油的油量变多的周向位置。例如，如果在θ成为0°的位置设置径向供油出口7c的开口部，则由于槽20和径向供油出口7c接近，所以从轴向供油孔7a通过径向供油出口7c供给到周向供油槽30的冷冻机油能够以最短的路径供给到槽20。因此，能够最有效地向滑动轴承构造250供给冷冻机油。

实施方式3.

实施方式3的涡旋压缩机100的滑动轴承构造350相对于实施方式2的滑动轴承构造250，在旋转轴6的外周面的区域Q追加了轴向供油槽40。在实施方式3中，以相对于实施方式1及实施方式2的变更点为中心进行说明。

图14是说明实施方式3的涡旋压缩机100的滑动轴承构造350的示意图。实施方式3的滑动轴承构造350在如下方面与实施方式1及实施方式2相同：在旋转轴6设置有在轴向上延伸的槽20；在旋转轴6的外周面的周向角度范围为0°到θ的范围设置槽20，另外，在除此以外的角度范围将槽20占据表面积的比例设为0；将槽20构成为具有弯曲部的动压槽。另外，滑动轴承构造350在设置有与槽20连接的周向供油槽30这一点与实施方式2相同。

实施方式3的旋转轴6设置有径向供油出口7c，所述径向供油出口7c设置于与滑动轴承15相对的表面。另外，在没有设置槽20的旋转轴6的外周面的区域Q设置有轴向供油槽40。轴向供油槽40在底面开设有径向供油出口7c，并与轴向供油孔7a连通。而且，轴向供油槽40的轴向上的两端与周向供油槽30连接，成为能够产生从轴向供油孔7a经由径向供油出口7c、轴向供油槽40到达周向供油槽30的冷冻机油的流动的结构。并且，流入到周向供油槽30的冷冻机油向连接的在轴向上延伸的槽20流入。

在实施方式2中，由于在不与滑动轴承15相对的周向供油槽30上开设有径向供油出口7c，所以成为无法避免供给的冷冻机油从与滑动轴承15相对的旋转轴6的外周面向外部流出的结构。但是，根据滑动轴承构造350的结构，由于径向供油出口7c在与滑动轴承15相对的旋转轴6的外周面开口，所以利用泵7b通过轴向供油孔7a、径向供油出口7c供给的冷冻机油的全部量供给到滑动轴承15与旋转轴6的间隙内。因此，能够增大向滑动轴承15与旋转轴6的间隙的冷冻机油的供给。

另外，通过径向供油出口7c与轴向供油槽40连接，从而能够用轴向供油槽40保持冷冻机油。因此，滑动轴承构造能够更有效地防止冷冻机油的枯竭。而且，由于轴向供油槽40与周向供油槽30连接，所以与实施方式2同样地，在周向供油槽30中也能够保持冷冻机油，并且能够增大利用周向供油槽30的向槽20的冷冻机油的供给。

另外，轴向供油槽40由两个流路构成，并构成为两个流路在弯曲部41交叉，所述两个流路随着从轴向两端部趋向中央部，周向位置向与旋转方向相同的方向前进。即，轴向供油槽40成为向与旋转轴6的旋转方向相反的方向打开的V字形。并且，径向供油出口7c能够设置于弯曲部41。即，构成轴向供油槽40并从弯曲部41在轴向上延伸的流路在弯曲部41处与径向供油出口7c合流。

在实施方式1中说明的槽20的目的在于促进冷冻机油向旋转轴6与滑动轴承15的间隙的流入，并通过泵送作用有效地产生支承径向变动载荷W的方向上的动压。另一方面，在实施方式3的滑动轴承构造350中，轴向供油槽40的目的在于，产生将从轴向供油孔7a通过径向供油出口7c供给到旋转轴6与滑动轴承15的间隙的冷冻机油高效地供给到周向供油槽30的流动。也就是说，轴向供油槽40成为如下构造：具有弯曲部41，且从弯曲部41延伸的两个流路以向与旋转轴6的旋转方向相反的方向倾斜的方式延伸。由此，在轴向供油槽40中流动的冷冻机油伴随着旋转轴6的旋转而向轴向供油槽40的壁面被拖拽，并产生趋向周向供油槽30的流动。通过该流动，从轴向供油槽40向周向供油槽30供给的冷冻机油的油量增大，从周向供油槽30向槽20供给的冷冻机油的油量增大，所以能够在楔区域18a中得到较高的油膜压力。并且，滑动轴承构造350能够抑制冷冻机油的枯竭，并且使油膜厚度增大，能够抑制烧结。

附图标记的说明

1固定涡旋件，1a台板，2摆动涡旋件，2a台板，2b偏心孔，3吸入口，4排出口，5压缩室，6旋转轴，6a主轴，6b偏心轴，7a轴向供油孔，7b泵，7c径向供油出口，7d供油出口，7e下端开口，8壳体，8a上部壳体，8b下部壳体，9电动机，9a转子，9b定子，10欧式环，11压力容器，12压力容器，13制冷剂吸入管，14制冷剂排出管，15滑动轴承，15a主轴承，15b摆动轴承，16副轴承，18油膜，18a区域，18b区域，19油膜压力，20槽，20a槽，20b槽，20c槽，20d槽，21弯曲部，21a弯曲部，21c弯曲部，22前侧端部，23斜面，24斜面，25后侧端部，26底面，30周向供油槽，40轴向供油槽，41弯曲部，50滑动轴承构造，50a滑动轴承构造，50b滑动轴承构造，60涡旋压缩机构，100涡旋压缩机，250滑动轴承构造，350滑动轴承构造，L0作用线，L1假想线，P区域，Q区域，W径向变动载荷，β角度，θ角度。

Claims (13)

1.一种滑动轴承构造，其中，所述滑动轴承构造具备：

旋转轴，所述旋转轴驱动涡旋压缩机的摆动涡旋件；以及

滑动轴承，所述滑动轴承支承所述旋转轴的径向变动载荷，

所述旋转轴在与所述滑动轴承相对的外周面具备在轴向上延伸的槽，

所述槽形成为产生泵送作用，

所述旋转轴的所述外周面具备在所述外周面上在周向上的预定的角度范围设定的区域P和所述区域P以外的所述外周面的区域Q，

所述区域P中的所述槽相对于所述外周面的面积占据的比例大于所述区域Q中的所述槽相对于所述外周面的面积占据的比例，

在将以所述旋转轴的中心为起点的径向变动载荷的作用线与所述旋转轴的所述外周面交叉的周向位置设为0°位置，并在与所述旋转轴的旋转方向相反的方向上取角度θ时，

所述区域P设置于从0°到θ的角度范围，

在将设置于所述区域P的所述槽与平行于所述旋转轴的轴向的假想线L1形成的角度的锐角成分设为角度β时，

所述角度θ可取的值的范围与所述角度β可取的值的范围的组合选自

40°<θ<270°与40°<β<65°的组合、

30°<θ<250°与25°<β<60°的组合或

70°<θ<220°与15°<β<65°的组合中的任意组合。

2.根据权利要求1所述的滑动轴承构造，其中，

所述区域Q没有形成所述槽。

3.根据权利要求1或2所述的滑动轴承构造，其中，

所述槽的轴向上的两端部在所述旋转轴的周向上位于比该槽的中央部靠旋转方向侧的位置。

4.根据权利要求3所述的滑动轴承构造，其中，

所述槽是向所述旋转轴的旋转方向打开的V字形。

5.根据权利要求1或2所述的滑动轴承构造，其中，

所述槽的底面形成为趋向与所述旋转轴的旋转方向相反的方向而深度增大。

6.根据权利要求5所述的滑动轴承构造，其中，

所述槽的底面是斜面。

7.根据权利要求1或2所述的滑动轴承构造，其中，

所述槽具备：

前侧端部，所述前侧端部在所述旋转轴的旋转方向上位于前侧；

后侧端部，所述后侧端部在所述旋转轴的旋转方向上位于后侧；

第一斜面，所述第一斜面随着从所述前侧端部趋向所述后侧端部而变深；以及

第二斜面，所述第二斜面与所述第一斜面连接，并随着趋向所述后侧端部而变浅，

所述第一斜面的坡度比所述第二斜面小。

8.根据权利要求1或2所述的滑动轴承构造，其中，所述滑动轴承构造具备：

轴向供油孔，所述轴向供油孔在所述旋转轴的轴向上贯通；以及

径向供油出口，所述径向供油出口与所述轴向供油孔连接，并在所述旋转轴的所述外周面的所述区域Q开口。

9.根据权利要求1或2所述的滑动轴承构造，其中，

所述旋转轴在与所述滑动轴承相对的区域之外的所述外周面具备在周向上延伸的周向供油槽，

所述周向供油槽与所述槽的轴向两端部连接。

10.根据权利要求9所述的滑动轴承构造，其中，

所述旋转轴在所述区域Q还具备在轴向上延伸的轴向供油槽，

所述轴向供油槽在轴向两端部与所述周向供油槽连接。

11.根据权利要求10所述的滑动轴承构造，其中，所述滑动轴承构造具备：

轴向供油孔，所述轴向供油孔在所述旋转轴的轴向上贯通；以及

径向供油出口，所述径向供油出口与所述轴向供油孔连接，并在所述旋转轴的所述外周面的所述区域Q开口。

12.根据权利要求11所述的滑动轴承构造，其中，

所述轴向供油槽是向与所述旋转轴的旋转方向相反的方向打开的V字形，在轴向上的中央部具有弯曲部，

所述轴向供油槽在轴向上的中央部与所述径向供油出口连接。

13.一种涡旋压缩机，其中，

所述涡旋压缩机具备权利要求1～12中任一项所述的滑动轴承构造。

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