JP2001140773A - ロータリ圧縮機 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】 【課題】ブレードがピストンから離間しないようにスプ
リングにより付勢されるロータリ圧縮機において、シリ
ンダへッドの軸受を廃止して、フレームにのみ軸受を形
成する、いわゆる片持ち軸受構造を採用すると、フレー
ムに形成された軸受やピストンの内周面に形成された軸
受に対するガス圧縮荷重Ｆｇによる駆動軸の軸傾斜角が
増大してしまう。従って軸受の負荷容量が低下するので
油膜が形成されにくくなり、軸受の信頼性は大きく損な
われてしまう問題があった。 【解決手段】ブレード１２とピストン９を一体化すると
ともに、ブレード１２を往復且つ揺動自在に支持するガ
イド１７、シリンダ８の端面開口部を閉塞し駆動軸を回
転自在に支持するフレーム１０、他方の端面開口部を閉
塞するシリンダヘッド１１を備えるとともに、シリンダ
８を扁平化した。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【発明の属する技術分野】本発明は、冷凍空調装置に用
いる、ロータリ圧縮機に関するものである。

【０００２】

【従来の技術】図７は、例えば特開平３−２４２４９１
号公報に示された従来のロータリ圧縮機の縦断面図であ
り、図８は図７のＡ−Ａ断面図である。図７において、
従来のロータリ圧縮機は固定子２ａ及び回転子２ｂから
なる電動機部２及びこの電動機部２により駆動される圧
縮機構部１とにより構成される。これら電動機部２、及
び圧縮機構部１は密閉容器３内に潤滑油４とともに収納
されている。

【０００３】駆動軸５は主軸部５ａと偏心軸部５ｂとに
より構成されており、８ａはシリンダ室で、シリンダ
８、ピストン９、軸受１０ａが形成されたフレーム１
０、シリンダヘッド１１、ブレード１２により構成され
る。また、ブレード１２はピストン９に対してスプリン
グ１３により付勢されており、シリンダ室８ａを圧縮室
６と低圧室７とに区画している。１４は吸入管であり、
１５は吐出バルブ、１６は吐出管である。

【０００４】次にその動作原理を説明する。冷媒ガス
は、吸入管１４より導かれシリンダ８内の低圧室７に至
る。そして、冷媒ガスは電動機部２の回転に伴う駆動軸
５の偏心軸部５ｂの回転によりピストン９が公転運動し
て漸次圧縮され、吐出バルブ１５より密閉容器３内へ一
旦吐出された後、吐出管１６より吐出される。また、図
９ａに示す如く、冷媒ガスを圧縮する際に駆動軸５の偏
心軸部５ｂに作用するガス圧縮荷重Ｆｇは、フレーム１
０に形成された軸受１０ａのみにより軸受反力Ｆｂ１と
軸受反力Ｆｂ２とで支持される。

【０００５】

【発明が解決しようとする課題】図７、図８、図９ａに
示す例えば特開平３−２４２４９１号公報に示されたロ
ータリ圧縮機の構成によれば、上記のように冷媒ガスを
圧縮する際に駆動軸５の偏心軸部５ｂに作用するガス圧
縮荷重Ｆｇを支持する軸受をシリンダヘッド１１には形
成せず、フレーム１０にのみ軸受１０ａを形成する、い
わゆる片持ち軸受構造を採用しているので、圧縮機の全
長が短くなり、よりコンパクトなロータリ圧縮機を得る
ことが可能となる。（シリンダヘッド１１にも軸受を形
成する、いわゆる両持ち軸受構造を採用すると、その分
の空間が必要となるので、図９ｂにおいてΔｎ分だけ圧
縮機の全長が長くなってしまう。）

【０００６】しかしながら、図９ａに示すようにシリン
ダへッド１１の軸受を廃止して、フレーム１０にのみ軸
受１０ａを形成する、いわゆる片持ち軸受構造を採用す
ると、図９ｂに示すようなシリンダヘッド１１にも軸受
１１ａを形成する、いわゆる両持ち軸受構造と比較して
図１０に示す計算結果の如くガス圧縮荷重Ｆｇによる駆
動軸５の軸傾斜角αａ（変形）は、両持ち軸受構造より
も片持ち軸受構造の方が大きくなる。なお、図10は、ガ
ス圧縮荷重Ｆｇによる軸傾斜角αａを、有限要素法を用
いたＣＡＥ解析により計算したものである。図１１に示
すように、軸受に対する軸の傾斜角αが大きくなるほ
ど、軸受の負荷容量Ｗが低下するので油膜が形成されに
くくなり、軸受の信頼性は大きく損なわれてしまう。加
えて図９ａに示すようにフレーム１０に形成された軸受
１０ａの軸受クリアランスδ分の軸傾斜角αｂも上記の
ガス圧縮荷重Ｆｇによる軸傾斜角αａに加算されるの
で、実際の運転状態での軸傾斜角αはαａ＋αｂとなり
更に軸受の負荷容量Ｗは低下する。（図９ｂに示す両持
ち軸受構造を採用する場合には、軸受クリアランスδ分
の軸傾斜角αｂは考慮する必要がないので、ガス圧縮荷
重Ｆｇによる駆動軸５の軸傾斜角αａのみを考慮すれば
良い。）従って、フレーム１０に形成された軸受１０ａ
やピストン９の内周面に形成された軸受９ｂには、油膜
が殆ど形成されなくなり軸受の信頼性が著しく低下する
不具合が発生した。また、この不具合を解消すべくガス
圧縮荷重Ｆｇによる駆動軸５の軸傾斜角αａを小さく
し、軸受の負荷容量Ｗを増加させて油膜を形成しようと
しても、ブレード１２の側面１２ａが焼き付いたり、ピ
ストン９の外周９ａやブレード１２の先端１２ｂが異常
摩耗したりする不具合や性能が大幅に低下する問題が発
生した。以下詳細に説明する。

【０００７】ブレード１２がピストン９から離間しない
ようにスプリング１３により付勢される例えば特開平３
−２４２４９１号公報に示されたロータリ圧縮機におい
て、ガス圧縮荷重Ｆｇによる駆動軸５の軸傾斜角αａを
小さくするには、ガス圧縮荷重Ｆｇを小さくする方法
や、駆動軸５の軸径を大きくして駆動軸５の曲げ剛性を
高める方法などがある。まず、ガス圧縮荷重Ｆｇを小さ
くして駆動軸５の軸傾斜角αａを小さくした場合に発生
する不具合について以下に記す。従来のロータリ圧縮機
において、ピストン９の外径をｄｐ、シリンダ８の高さ
をｈとすると、ガス圧縮荷重Ｆｇはおよそ式（１）で表
される。 Ｆｇ∝ｄｐ×ｈ （１）従って、ガス圧縮荷重Ｆｇを小さくするには、ピ
ストン９の外径ｄｐやシリンダ８の高さｈを小さくすれ
ば良いことが判るが、ピストン９の外径ｄｐを小さくす
ると、ピストン９の端面９ｃにおけるシール長さｍが短
くなるので、図８中の矢印（Ａ）に示すように高圧雰囲
気であるピストン９の内周の軸受９ｂから低圧室７や圧
縮室６へのガス漏れが大きくなり性能が大幅に低下して
しまう。従って実際には性能確保の観点からピストン９
の外径ｄｐを小さくすることは不可能となる。故にシリ
ンダ高さｈを小さくすることによってガス圧縮荷重Ｆｇ
を小さくすることとなる。

【０００８】次に、ロータリ圧縮機のストロークボリュ
ームＶｓｔは、シリンダ８の内径をｄとすると式（２）
で表される。 Ｖｓｔ＝（π／４）×（ｄ²−ｄｐ²）×ｈ （２）ここで、冷凍空調機器に搭載される圧縮機に要求
される冷凍能力は決まっているので、つまり圧縮機のス
トロークボリュームＶｓｔを大幅に変更することはでき
ないので、ガス圧縮荷重Ｆｇを小さくするという観点か
らシリンダ８の高さｈを小さくする場合には、式（２）
より必然的にシリンダ８の内径ｄを大きくする必要があ
る。ピストン９の外径ｄｐを一定のままシリンダ８の内
径ｄを大きくすると、式（３）で表される駆動軸５の偏
心軸部の偏心量ｅが大きくなり、ブレード１２のシリン
ダ室８ａへの突出量が大きくなる。 ｅ＝（ｄ−ｄｐ）／２ （３）ブレード１２のシリンダ室８ａへの突出量が大き
くなると、図１２に示すようにシリンダ８に形成された
溝８ｂにより片持ち支持されているブレード１２の支持
反力Ｆｖが非常に大きくなるので、シリンダ８に形成さ
れた溝８ｂとブレード１２の側面１２ａの片当たり摩耗
が発生し致命的欠陥となってしまう。即ち、図12におい
て、（ａ）駆動軸の偏心量がｅの場合であり、（ｂ）駆動
軸の偏心量がｅ＋Δｅと増えた場合である。偏心量が増
えた場合の方がブレ−ド１２の支持反力が大きくなる
（Ｆ'ｖ１＞Ｆｖ１）。

【０００９】また、ピストン９とブレード１２とが一体
的に形成されていない従来のロータリ圧縮機において
は、通常ピストン９は公転運動を行い冷媒ガスを圧縮す
るが、図１３に示すように、ピストン９の内周に形成さ
れた軸受９ｂでの粘性摩擦力の影響等により、ピストン
９は駆動軸５の回転方向と同じ方向に自身の自転速度Ｖ
ｐを持つこととなり、駆動軸５の回転速度をＶｊとする
と駆動軸５の偏心軸部５ｂとピストン９の軸受９ｂとの
すべり速度はＶｊ−Ｖｐとなる。従ってピストン９の自
転速度Ｖｐ分だけすべり速度が低下してしまうので、ピ
ストン９の軸受９ｂにおける油膜の形成能力が低くなり
信頼性に問題が生じてしまう。また、ブレード１２の先
端１２ｂとピストン９の外周９ａの当接部においてすべ
りが発生し、ブレード１２の先端１２ｂとピストン９の
外周９ａが直接摺動するので、ブレード１２の先端１２
ｂやピストン９の外周９ａが摩耗する問題も前記不具合
に加えて併発する。

【００１０】加えて、特開平３−２４２４９１号公報に
示す従来のロータリ圧縮機によれば、スプリング１３に
よりブレード１２をピストン９に押圧していることに加
えて、密閉容器３内と連通しているブレード１２の運動
空間１８が高圧であるので、図１２に示すように、シリ
ンダ室８ａ（低圧〜高圧まで変化する）とブレード１２
の運動空間１８との圧力差に起因するブレード押付荷重
Ｆｎが駆動軸５の偏心軸部５ｂに作用することとなる。
従ってガス圧縮荷重Ｆｇに加えて前記ブレード押付荷重
Ｆｎも駆動軸５の偏心軸部５ｂに作用するので、さらに
駆動軸５の軸傾斜角αが増大し、該摺動部での潤滑状態
はより悪いものとなってしまう。

【００１１】また、従来のロータリ圧縮機によれば、冷
媒ガスは、吸入管１４より導かれシリンダ８内の低圧室
７（圧縮室６）に至る。そして、冷媒ガスは電動機部２
の回転に伴う駆動軸５の偏心軸部５ｂの回転によりピス
トン９が公転運動して漸次圧縮され、吐出バルブ１５よ
り密閉容器３内へ一旦吐出された後、吐出管１６より吐
出されるので、必然的に密閉容器３内は高圧雰囲気とな
る。このような構成のもとで、従来のロータリ圧縮機は
高圧雰囲気である密閉容器３内の圧力と低圧から高圧ま
で変化するシリンダ８のシリンダ室８ａとの圧力差を利
用して、高圧雰囲気に曝される給油孔１１ｂ（図７に記
載）から各軸受へ潤滑油４を供給する、いわゆる差圧給
油方式を採用しているが、差圧給油方式による各軸受へ
の給油量は、いわゆる遠心式の給油ポンプや容積型の給
油ポンプに比べてその給油量が極端に少なくなるので、
軸受の信頼性上好ましくない。従って上記の要因に加え
て更に軸受の異常摩耗を加速する要因となってしまう。

【００１２】前記の如く、密閉容器３内と連通している
ブレード１２の運動空間１８が高圧であるので、図１２
に示すように、シリンダ室８ａ（低圧〜高圧まで変化す
る）とブレード１２の運動空間１８との圧力差に起因す
るブレード押付荷重Ｆｎが駆動軸５の偏心軸部５ｂに作
用することとなり、ガス圧縮荷重Ｆｇに加えて前記ブレ
ード押付荷重Ｆｎも駆動軸５の偏心軸部５ｂに作用する
ので、更に駆動軸５の軸傾斜角αが大きくなり、該摺動
部での潤滑状態はより悪いものとなってしまうが、この
不具合を解消すべく、ブレード押付荷重Ｆｎを無くすた
めに、密閉容器３内を低圧雰囲気とした場合には、図７
に示す給油孔１１ｂは低圧雰囲気に曝されるので、低圧
から高圧まで変化するシリンダ８のシリンダ室８ａとの
圧力差を利用して潤滑油４を給油孔１１ｂより各軸受部
に供給することはできなくなる（一般的に密閉容器３内
が低圧雰囲気の場合には、上記の差圧給油は成立しな
い。）。従って、差圧給油方式を採用している従来のロ
ータリ圧縮機においては、各軸受部に全く潤滑油４が供
給されなくなるので、軸受が焼き付いたり、または軸受
が異常摩耗してしまう不具合が発生してしまう。上記の
ように、特開平３−２４２４９１号公報に示す従来のロ
ータリ圧縮機によれば、軸受負荷が両持ち軸受構造に加
えて厳しくなる片持ち軸受構造を採用しているにも関わ
らず差圧給油方式を採用しているので、各軸受部への潤
滑油４の給油量が非常に少なくなるとともに、各軸受部
の潤滑油４による冷却も殆ど期待できないので、軸受の
信頼性が著しく低下する。加えて、ブレード押付荷重Ｆ
ｎを無くして軸受負荷を軽減するために密閉容器３内を
低圧雰囲気とした果てには、潤滑油４を給油孔１１ｂよ
り各軸受部に供給不可能な状態に陥ってしまう不具合を
有する。

【００１３】次に、ガス圧縮荷重Ｆｇによる駆動軸５の
軸傾斜角αａを小さくするための別手段として、駆動軸
５の軸径を大きくし駆動軸５の曲げ剛性を高めた場合に
は、フレーム１０に形成された軸受１０ａでの摺動速度
が大きくなるので、摺動損失が増大し性能が大幅に低下
する不具合が発生してしまう。

【００１４】この発明は上記のような問題点を解消する
ためになされたもので、ブレードとピストンを一体化す
るとともに、駆動軸を支持する軸受をフレームにのみ形
成して、高い信頼性と圧縮機のコンパクト化、低振動、
低騒音を実現するものである。また、地球環境に悪影響
のない炭化水素系冷媒、及びＨＦＣ系冷媒を使用した冷
凍空調機器に搭載した場合においても、高い信頼性とオ
ゾン層の破壊回避を両立させる冷凍空調機器を得ること
を目的とする。

【００１５】

【課題を解決するための手段】上記の目的を達成させる
ために、この発明に係わる請求項１記載のロータリ圧縮
機は、 シリンダ室を有するシリンダ、前記シリン
ダ室内で偏心して公転するピストン、前記シリンダ室内
を圧縮室と低圧室とに区画するブレード、前記ピストン
の内周面にその偏心軸部が嵌入されて前記ピストンを公
転させる駆動軸等とで構成される圧縮機構部と、前記駆
動軸を回転させる電動機部と、を密閉容器内に備えたロ
ータリ圧縮機において、前記ブレードと前記ピストンを
一体化するとともに、前記シリンダに形成した円筒穴部
に回転自在に嵌入されて前記ブレードを往復且つ揺動自
在に支持するガイドと、前記シリンダ室の一方の端面開
口部を閉塞するように配置されて前記駆動軸を回転自在
に支持するフレームと、他方の端面開口部を閉塞するシ
リンダヘッドと、を具備したものである。

【００１６】また、この発明に係わる請求項２記載のロ
ータリ圧縮機は、請求項１記載の発明において、前記シ
リンダの高さｈと前記シリンダの内径ｄとの比率ｈ／ｄ
を０．８以下としたものである。

【００１７】また、この発明に係わる請求項３記載のロ
ータリ圧縮機は，請求項１または請求項２記載の発明に
おいて、前記密閉容器内を低圧雰囲気としたものであ
る。

【００１８】また、この発明に係わる請求項４記載のロ
ータリ圧縮機は、請求項１、請求項２または請求項３記
載の発明において、前記圧縮機構部及び電動機部を密閉
容器内に弾性支持部材により保持したものである。

【００１９】また、この発明に係わる請求項５記載のロ
ータリ圧縮機は、請求項１から請求項４記載の発明にお
いて、前記シリンダヘッドに形成されたボルト穴と、シ
リンダヘッド組付け時に使用するボルト外径との間隙に
より前記シリンダに対してシリンダヘッドが位置決めさ
れたものである。

【００２０】また、この発明に係わる請求項６記載のロ
ータリ圧縮機は，請求項１から請求項５記載の発明にお
いて、前記駆動軸の偏心軸部にオイルパイプを装着した
ものである。

【００２１】また、この発明に係わる請求項７記載のロ
ータリ圧縮機は、請求項５の発明において、 前記
オイルパイプを前記偏心軸部に装着し、かつ、前記シリ
ンダヘッド中心が駆動軸中心と一致する位置にある場合
の前記シリンダヘッドの内周面と前記オイルパイプとの
最短隙間が、前記ボルト穴とボルト外径との隙間より大
きくしたものである。

【００２２】また、この発明に係わる請求項８記載のロ
ータリ圧縮機は、請求項６記載の発明において、 前
記オイルパイプを前記偏心軸部の偏心方向に装着したも
のである。

【００２３】また、この発明に係わる請求項９記載のロ
ータリ圧縮機は、請求項１から請求項８の発明におい
て、使用冷媒を炭化水素系冷媒，またはＨＦＣ系冷媒と
し、前記密閉容器内に前記炭化水素系冷媒、またはＨＦ
Ｃ系冷媒と非相溶性または相溶性の小さい冷凍機油を封
入したものである。

【００２４】また、この発明に係わる請求項１０記載の
ロータリ圧縮機は、請求項１から請求項８の発明におい
て、使用冷媒を炭化水素系冷媒，またはＨＦＣ系冷媒と
し、前記密閉容器内に前記炭化水素系冷媒、またはＨＦ
Ｃ系冷媒と相溶性を有する冷凍機油を封入したものであ
る。

【００２５】

【発明の実施の形態】実施の形態１．以下、本発明の実
施の形態１について図を参考にしながら説明する。図１
は、本発明の実施の形態１を示す縦断面図、図２は図１
のＡ−Ａ断面図、図3は図1の矢視図Ｂである。図１にお
いて、ロータリ圧縮機は固定子２ａ及び回転子２ｂから
なる電動機部２、及びこの電動機部２により駆動される
圧縮機構部１により構成されており、固定子２ａは圧縮
機構部１から電動機部２に向かって軸方向に突出するフ
レーム１０の脚部１０ｂとボルト締結されている。この
ように一体的に構成された電動機部２及び圧縮機構部１
は、コイルばね等の弾性支持部材２１により密閉容器３
内に支持され、密閉容器３の内壁と電動機部２及び圧縮
機構部１の間に間隙（電動機部２及び圧縮機構部１が運
転中に振動しても密閉容器３の内壁と衝突しないような
間隙）が生じるように配置されている。図１、図２にお
いて、圧縮機構部１はガイド１７を回転自在に嵌入する
円筒穴部８ｃと、該円筒穴部８ｃの半径方向外側に形成
されて密閉容器３内に連通しているブレード１２の運動
空間１８と、吸入口８ｄに連通する低圧室７及び吐出口
８ｅに連通する圧縮室６とで構成されるシリンダ室８ａ
とを有し、高さｈと内径ｄとの比率ｈ／ｄが０．８以下
となるように形成されたシリンダ８、上記シリンダ室８
ａ内に配置されたピストン９、該ピストン９に一体的に
設けられて、シリンダ室８ａを吸入口８ｄに通じる低圧
室７と吐出口８ｅに通じる圧縮室６とに区画して、その
長さが駆動軸５の回転角度１８０゜（下死点）の位置に
おいて、ガイド１７よりもその先端が半径方向外側に突
出するように形成されたブレード１２、シリンダ８に形
成された前記円筒穴部８ｃに回転自在に嵌入され、ブレ
ード１２を往復且つ揺動自在に支持するガイド１７、駆
動軸５を回転自在に支持しシリンダ室８ａの一方の端面
開口部を閉塞するフレーム１０、シリンダ室８ａの他方
の端面開口部を閉塞するシリンダヘッド１１から構成さ
れている。また、２０はピストン９の軸受９ｂやフレー
ム１０の軸受１０ａに密閉容器３内に封入された潤滑油
４を供給するためのオイルパイプである。

【００２６】また図1、図３において、シリンダヘッド１
１は、ボルト１９によりシリンダ8に固定されるが、その
際、シリンダ室８ａの中心Ｏ１（駆動軸５の中心Ｏ１と
同じ）とシリンダヘッド１１の中心Ｏ２との最大ずれ量
ΔＬｍａｘは、シリンダヘッド１１に形成されるボルト
穴１１ｃの穴径ｄｂ２及び使用ボルト１９の外径ｄｂ１
とで規制されるようにする。即ち、ボルト穴１１ｃの穴
径ｄｂ２をボルト１９の外径ｄｂ１より所定量大きく
し、シリンダ室8ａの中心Ｏ１とシリンダヘッド１１の中
心Ｏ２が一致した時、前記穴径ｄｂ２の中心とボルト外
径ｄｂ１の中心とが一致するようにしている。そこで、
ボルト穴１１ｃの穴径ｄｂ２とボルト１９の外径ｄｂ１
で決められるボルト穴１１ｃとボルト外径との隙間であ
る（ｄｂ２−ｄｂ１）／２が、最大ずれ量となり、この
最大ずれ量ΔＬｍａｘは、式（４）で決められる。 ΔＬｍａｘ＝（ｄｂ２−ｄｂ１）／２ （４）シリンダヘッド１１とシリンダ室８ａ、偏心軸部
５ｂとの関係を、シリンダヘッド１１が上記の最大ずれ
量ΔＬｍａｘずれても、シリンダヘッド１１がシリンダ
室８ａの端面開口部を閉塞し、かつ、偏心軸部５ｂ下端
面を支持するようにしておけば、シリンダヘッド１１の
取付け時、シリンダ８に対してシリンダヘッド１１の位
置決めがボルト穴１１ｃとボルト１９で行うことがで
き、シリンダヘッド１１の取り付けが容易となる。ま
た、図4は、シリンダ室８ａの中心Ｏ１（駆動軸５の中
心Ｏ１と同じ）とシリンダヘッド１１の中心Ｏ２とが一
致した時のオイルパイプ２０付近の拡大図である。オイ
ルパイプ２０は、図4に示す様に、駆動軸５の偏心軸部５
ｂで、駆動軸５の回転軸心Ｏ１と所定量ｅ１だけ偏心し
た位置に圧入により装着されている。シリンダヘッド１
１の内径をｄｈ、シリンダヘッド１１に形成されたボル
ト穴１１ｃの穴径をｄｂ２、使用するボルト１９の外径
をｄｂ１、オイルパイプ２０の外径をｄ０とすると、シ
リンダヘッド１１の内周面とオイルパイプ２０との最短
隙間は、（ｄｈ−ｄ０）／２−ｅ１となり、この最短隙
間が、ボルト１１ｃ穴径ｄｂ２及び使用ボルト１９の外
径ｄｂ１とで規制される上記の最大ずれ量ΔＬｍａｘよ
り大きい関係にしてあるので、シリンダヘッド１１を取
付ける際に、シリンダ８に対してシリンダヘッド１１の
位置決めがボルト穴とボルトで行っても、シリンダヘッ
ド１１とオイルパイプ２０との干渉を回避することがで
き、シリンダヘッド１１の取り付けが容易となる。これ
により、オイルパイプ２０とシリンダヘッド１１との干
渉回避の為に、ズレ量を測定しながら組み立てる工程は
不必要となるので組み立て性も向上し、製造性に優れた
ロータリ圧縮機を得ることができる。

【００２７】上記のように構成されたロータリ圧縮機に
おいては、駆動軸５の回転によりピストン９はブレード
１２を介してガイド１７の回転中心位置１７ｃを支点に
揺動運動するようにシリンダ室８ａの内壁に沿って公転
運動し、この公転運動により吸入管１４から一旦密閉容
器３内に導かれた冷媒ガスは、吸入マフラ２２を経由し
て吸入口８ｄよりシリンダ室８ａに流入し圧縮されて、
吐出口８ｅから吐出管１６を経て密閉容器３内に放出さ
れることなく直接圧縮機外へ吐出される。この時、ピス
トン９は、自身の公転運動により冷媒ガスを圧縮する
が、その際主に圧縮室６と低圧室７との圧力差によるガ
ス圧縮荷重Ｆｇはピストン９の外周面９ａに作用し、こ
のガス圧縮荷重Ｆｇをフレーム１０に形成された軸受１
０ａにより支持する構成となっている。従って、シリン
ダヘッド１１には軸受を形成していないので、圧縮機の
全長が短くなりコンパクトなロータリ圧縮機を得ること
が可能となる。

【００２８】本発明の実施の形態１では、前記の式
（１）に基づき、シリンダ８の高さｈを低く設定し、ガ
ス圧縮荷重Ｆｇを小さくすることにより駆動軸５のガス
圧縮荷重Ｆｇによる軸傾斜角αａを減少させて、軸受の
負荷容量Ｗを増加させている。従ってフレーム１０の軸
受１０aやピストン９の軸受９ｂにおいて油膜が形成さ
れやすくなり、該軸受における信頼性が向上する。以下
シリンダ８の高さｈの設定について具体的に記す。前述
の如く、冷凍空調機器に搭載される圧縮機に要求される
冷凍能力は決まっているので、圧縮機のストロークボリ
ュームＶｓｔを変更することはできない。従って、駆動
軸５の偏心軸部５ｂに作用するガス圧縮荷重Ｆｇを小さ
くすべくシリンダ８の高さｈを小さくする際には必然的
にシリンダ８の内径ｄを大きくしなければならない。つ
まりシリンダ８の高さｈとシリンダ８の内径ｄとの比率
ｈ／ｄを小さくし扁平化することになる。本発明の実施
の形態１ではシリンダ８の高さｈとシリンダ８の内径ｄ
との比率ｈ／ｄを図５に示す軸受摩耗試験結果から０．
８以下の領域で設定している。これは図５に示す軸受摩
耗試験結果において、ｈ／ｄの増加につれて、軸受摩耗
量も増加するが、シリンダ８の高さｈとシリンダ８の内
径ｄとの比率ｈ／ｄがほぼ０．８以下であれば軸受摩耗
許容レベルとして耐用年数約10年が見込まれる。また、
シリンダ８の吸入口８ｄの直径を、圧縮機の性能低下要
因となる吸入圧力損失が生じない最小直径とした時、必
要肉厚等の関係よりシリンダ８の高さｈの下限値は約１
０ｍｍ程度は必要であり、また、この高さｈとバランス
上シリンダ8の内径ｄの上限は約８０ｍｍ程度となる。
この場合ｈ／ｄは０．１３となる。

【００２９】また、前記のように駆動軸５の偏心軸部５
ｂに作用するガス圧縮荷重Ｆｇを小さくすることと、圧
縮機のストロークボリュームＶｓｔを不変とすることの
両者を鑑みて、シリンダ８の高さｈとシリンダ８の内径
ｄとの比率ｈ／ｄを小さくすると、必然的に駆動軸５の
偏心軸部の偏心量ｅが増大することになる。しかしなが
ら、本発明の実施の形態１においては、図６に示すよう
にブレード１２をガイド１７とピストン９とにより両持
ち支持しているので、駆動軸５の偏心軸部５ｂの偏心量
ｅが増大しても、ブレード１２とピストン９とを一体的
に形成していない従来のロータリ圧縮機で問題となるブ
レード１２の支持反力Ｆｖの増大がブレード１２の側面
１２ａの異常摩耗を引き起こすという致命的な不具合は
起こり得ない。加えてブレード１２の一端はガイド１７
により支持されるのでブレード１２の側面１２ａとガイ
ド１７の側面１７ａが片当りしたとしても、円弧で形成
されたガイド１７の外周面１７ｂによりガイド１７がそ
の回転中心位置１７ｃまわりに自転運動するので、片当
りは解消されて、ブレード１２の側面１２ａでの摺動状
態は良好となる。従ってブレード１２とピストン９とを
一体的に形成したロータリ圧縮機であれば、片持ち軸受
構造を採用し駆動軸５の偏心軸部５ｂの偏心量ｅが増大
してもブレード１２の側面１２ａにおける摺動状態が悪
化することはなく、シリンダ８の高さｈを低く、ひいて
はシリンダ８を扁平化することによって駆動軸５の偏心
軸部５ｂに作用するガス圧縮荷重Ｆｇを小さくできるの
で、ガス圧縮荷重Ｆｇによる駆動軸５の軸傾斜角αａを
小さくすることができる。従ってフレーム１０の軸受１
０ａやピストン９の軸受９ｂにおいて十分な軸受の負荷
容量Ｗを得ることができて、油膜が形成されるので該軸
受が異常摩耗することがなく、圧縮機の信頼性が十分に
確保可能となる。

【００３０】加えて、ブレード１２の運動空間１８は前
記のように密閉容器３内と連通しているので、ブレード
１２の運動空間１８は必然的に低圧雰囲気となる。従っ
て、ブレード１２の運動空間１８が高圧雰囲気である従
来のロータリ圧縮機とは異なり、主にシリンダ室８ａ
（低圧〜高圧まで変化する）とブレード１２の運動空間
１８との圧力差に起因するブレード押付荷重Ｆｎは作用
せず、駆動軸５の偏心軸部５ｂに作用する荷重はブレー
ド１２の運動空間１８が高圧雰囲気である場合に比べて
ブレード押付荷重Ｆｎ分だけ小さくなるので、駆動軸５
の変形が押さえられて軸傾斜角αはより小さくなる。従
って更に油膜が形成されやすくなり、より軸受の信頼性
が向上する。

【００３１】更には、ピストン９とブレード１２とを一
体化したことによりピストン９の自転運動が拘束されて
ピストン９の自転速度Ｖｐが０となるので、駆動軸５の
回転速度をＶｊとすると、駆動軸５の偏心軸部５ｂとピ
ストン９の軸受９ｂとのすべり速度Ｖは駆動軸５の回転
速度と同じくＶｊとなる。故に、ピストン９の自転速度
Ｖｐ分だけすべり速度が低下してしまう従来のロータリ
圧縮機とは異なり、油膜の形成能力が十分に確保される
ので更に信頼性が向上する。また、片持ち軸受構造のた
め、ガス圧縮荷重Ｆｇにより駆動軸５の軸が両持ち軸受
け構造に比較して傾斜が増加してもピストン９の内周面
に形成された軸受の油膜形成能力が改善されるので軸受
信頼性の高いロ−タリ圧縮機が得られる。

【００３２】また、本発明の実施の形態１では、固定子
２ａは圧縮機構部１から電動機部２に向かって軸方向に
突出するフレーム１０の脚部１０ｂとボルト締結されて
いる。このように一体的に構成された電動機部２及び圧
縮機構部１は、コイルばね等の弾性支持部材２１により
密閉容器３内に支持され、密閉容器３の内壁と電動機部
２及び圧縮機構部１の間に間隙（電動機部２及び圧縮機
構部１が運転中に振動しても密閉容器３の内壁と衝突し
ないような間隙）が生じるように配置されている。従っ
て、電動機部２及び圧縮機構部１で圧縮機の運転中に生
じる振動及び騒音が外部に伝わり難く、圧縮機のより一
層の低振動、低騒音化が図れる。しかしながら、圧縮機
の輸送時には、一体的に構成された電動機部２及び圧縮
機構部１は大きく振動するため、密閉容器３の内壁と衝
突は回避不可能である。このような場合に、仮にシリン
ダ８にボルト１９により締結されているシリンダヘッド
１１が密閉容器３の内壁と衝突し、その時発生する衝突
荷重によりシリンダ８に対してシリンダヘッド１１がズ
レを生じたとしても、ずれ量は、ボルト１９とシリンダ
ヘッド１１のボルト穴１１ｂの式（４）に示す最大ずれ
量ΔＬｍａｘを越えてはずれない（ずれようとしてもシ
リンダヘッド１１はボルト１９の外径により拘束され
る）ので、シリンダヘッド１１とオイルパイプ２０とが
干渉することはなく、輸送により圧縮機に不具合、具体
的にはオイルパイプ２０とシリンダヘッド１１とが干渉
し、運転不可能となる問題は上記構成により発生し得な
い。

【００３３】また、本発明の実施の形態１では、駆動軸
５の偏心軸部５ｂに、偏心軸部５ｂのほぼ偏心方向に駆
動軸５の回転軸心と所定量ｅ１だけ偏心した位置にオイ
ルパイプ２０が圧入により装着されている。この時、オ
イルパイプ２０の他端の給油孔２０ａの中心は、駆動軸
５のほぼ回転軸心上にある。このため、油溜めの潤滑油
の流速の遅いほぼ渦中心から駆動軸５の回転によりオイ
ルパイプ２０の給油孔２０ａにより潤滑油４が吸引され
ることになり、給油効率の高い、いわゆる遠心式の給油
ポンプとなり、前記の差圧給油方式よりも多量の潤滑油
４を各軸受に供給することが可能となる。更に、オイル
パイプ２０を偏心軸部５ｂの偏心方向（図4で、駆動軸
５の軸心Ｏ１に対して図示と反対側）に装着することに
より、駆動軸５の回転軸心Ｏ１に対するオイルパイプ２
０の偏心量ｅ１を最大限大きく取ることが可能となり、
偏心量ｅ１に比例する潤滑油４の各軸受部への給油量を
更に増加させることができる（シリンダヘッド１１にも
軸受を形成する、いわゆる両持ち軸受構造を採用する
と、シリンダヘッド１１の軸受の幾何学的制約を受け
て、オイルパイプ２０の駆動軸５の回転軸心Ｏ１に対す
る偏心量ｅ１を大きくすることが不可能であるが、片持
ち軸受構造である本発明の実施の形態１においては上記
制約を受けない）。従って各軸受部において油膜形成に
必要な油量を十分に確保できるとともに、多量の潤滑油
４が各軸受部に搬送されるため、各軸受部で発生する摩
擦熱を除去する冷却効果も併せて得られるので、各軸受
部の信頼性はより一層確かなものとなる。

【００３４】実施の形態２．次に本発明の実施の形態２
について説明する。本例のロータリ圧縮機は、実施の形
態１の様に構成された圧縮機において、密閉容器３内に
封入する潤滑油４にプロパン、イソブタン等の炭化水素
系冷媒またはＨＦＣ１３４ａ等のＨＦＣ系冷媒に対し
て、非相溶性又は相溶性の小さい潤滑油４が用いられて
いる。

【００３５】このように構成されたロータリ圧縮機で
は、潤滑油４に対するプロパン、イソブタン等の炭化水
素系である可燃性冷媒の溶け込み量を小さく抑えられる
ため、潤滑油４への冷媒の溶け込み量を見越して余分な
冷媒を封入する必要が無くなり、冷凍空調機器への冷媒
封入量を減らすことが可能となる。加えて、密閉容器３
内は低圧雰囲気であるため、密閉容器３内が高圧雰囲気
の場合よりも冷凍空調機器への冷媒封入量を更に減らす
ことが可能となり封入冷媒が室内に漏洩した場合でも爆
発限界に達する可能性は極めて低くなる。

【００３６】また、潤滑油４に冷媒が溶け込むことが無
いために潤滑油４の実質の粘度が低下することなく各摺
動部に供給されることに加えて、密閉容器３内が低圧雰
囲気であるので密閉容器３内が高圧雰囲気の場合よりも
潤滑油４の温度が低く潤滑油４の粘度が高くなるので、
摺動部の異常摩耗、焼き付き等を確実に防止することが
可能となる。

【００３７】実施の形態３．次に本発明の実施の形態３
について説明する。本例のロータリ圧縮機は、実施の形
態１の様に構成された圧縮機において、密閉容器３内に
封入する潤滑油４にプロパン、イソブタン等の炭化水素
系冷媒またはＨＦＣ１３４ａ等のＨＦＣ冷媒に対して、
相溶性を有する潤滑油４が用いられている。

【００３８】このように構成されたロータリ圧縮機で
は、たとえ密閉容器内３内から冷凍サイクル中へ潤滑油
４が持ち出され、密閉容器３内の潤滑油４の量が減少し
たとしても、プロパン、イソブタン等の炭化水素系冷
媒、またはＨＦＣ１３４ａ等のＨＦＣ系冷媒と潤滑油４
とが相溶性を有しているので、冷凍サイクル中を流れる
冷媒によって再度密閉容器３内へ返油されて、密閉容器
３内の潤滑油４が枯渇することなく、各摺動部への潤滑
油４の供給が確保される。加えて、密閉容器３内が低圧
雰囲気であるので、プロパン、イソブタン等の炭化水素
系冷媒、またはＨＦＣ１３４ａ等のＨＦＣ系冷媒が潤滑
油４に溶け込む量が、密閉容器３内が高圧雰囲気である
場合よりも少なくなるので、潤滑油４の実質の粘度が低
下することなく各摺動部に供給されて、摺動部の異常摩
耗、焼き付き等を確実に防止することが可能となる。

【００３９】

【発明の効果】この発明の第１の発明に係わるロータリ
圧縮機によれば、シリンダ室を有するシリンダ、前記シ
リンダ室内で偏心して公転するピストン、前記シリンダ
室内を圧縮室と低圧室とに区画するブレード、前記ピス
トンの内周面にその偏心軸部が嵌入されて前記ピストン
を公転させる駆動軸等とで構成される圧縮機構部と、前
記駆動軸を回転させる電動機部と、を密閉容器内に備え
たロータリ圧縮機において、前記ブレードと前記ピスト
ンを一体化するとともに、前記シリンダに形成した円筒
穴部に回転自在に嵌入されて前記ブレードを往復且つ揺
動自在に支持するガイドと、前記シリンダ室の一方の端
面開口部を閉塞するように配置されて前記駆動軸を回転
自在に支持するフレームと、他方の端面開口部を閉塞す
るシリンダヘッドと、を具備したので、ピストンとブレ
ードとを一体化したことによりピストンの自転速度が零
となり、駆動軸の偏心軸部とピストンの軸受とのすべり
速度は駆動軸の回転速度と同じとなる。故に、ピストン
の自転速度分だけすべり速度が低下してしまう従来のロ
ータリ圧縮機とは異なり、片持ち軸受構造により、ガス
圧縮荷重により駆動軸の軸が傾斜してもピストンの内周
面に形成された軸受の油膜形成能力が改善されるので軸
受信頼性の高いロ−タリ圧縮機が得られる。加えてシリ
ンダヘッドには軸受を形成していないので、軸受を形成
することによって生ずる空間を無くすことができ、前記
効果に加えて軸方向にコンパクトな片持ち軸受構造のロ
ータリ圧縮機を得ることができる。

【００４０】この発明の第２の発明に係わるロータリ圧
縮機によれば、第１の発明において、シリンダの高さｈ
とシリンダの内径ｄとの比率ｈ／ｄを０．８以下とした
ので、駆動軸の偏心軸部に作用するガス圧縮荷重Ｆｇを
小さくすることが可能となり、その結果、駆動軸のガス
圧縮荷重Ｆｇによる軸傾斜角αａを減少でき、軸受の負
荷容量Wを増加させることが可能となる。従ってフレー
ムの軸受やピストンの軸受において油膜が形成されやす
くなり、該軸受における信頼性が向上するので、第１の
発明の効果に加えてより信頼性の高い片持ち軸受構造の
ロータリ圧縮機を得ることが可能となる。また、シリン
ダの高さｈとシリンダの内径ｄとの比率ｈ／ｄを小さく
すると、必然的に駆動軸の偏心軸部の偏心量ｅが増大す
るが、ブレードをガイドとピストンとにより両持ち支持
しているので、駆動軸の偏心軸部の偏心量ｅが増大して
も、ブレードとピストンとを一体的に形成していない従
来のロータリ圧縮機で問題となるブレードの支持反力Ｆ
ｖの増大がブレードの側面の異常摩耗を引き起こすとい
う致命的な不具合は起こり得ない。従ってブレードとピ
ストンとを一体的に形成したロータリ圧縮機であれば、
片持ち軸受構造を採用しガス圧縮荷重Fｇを小さくする
為にシリンダを扁平化しても、駆動軸の偏心軸部の偏心
量eが増大することによるブレードの側面の摺動状態悪
化は起こらない。

【００４１】この発明の第３の発明に係わるロータリ圧
縮機によれば、第１または第２の発明において、密閉容
器内を低圧雰囲気としたので、ブレード押付荷重Ｆｎは
発生しない。そこで駆動軸の偏心軸部に作用する荷重は
ブレードの運動空間が高圧雰囲気である従来のロ−タリ
圧縮機に比べてブレード押付荷重Fｎ分だけ小さくな
り、駆動軸の変形が押さえられて軸傾斜角αは小さくな
る。従って更に油膜が形成されやすくなり、前記効果に
加えてより軸受の信頼性の高い片持ち軸受構造のロータ
リ圧縮機を得ることが可能となる。

【００４２】この発明の第４の発明に係わるロータリ圧
縮機によれば、第１、第２または第３の発明において、
圧縮機構部及び電動機部を密閉容器内に弾性支持部材に
より保持したので、電動機部及び圧縮機構部で生じる振
動及び騒音が外部に伝わり難く、より一層の低振動、低
騒音化が図れるロータリ圧縮機を得ることができる。

【００４３】この発明の第５の発明に係わるロータリ圧
縮機によれば、第１から第４のいずれかの発明において
前記シリンダヘッドに形成されたボルト穴と、シリンダ
ヘッド組付け時に使用するボルト外径との間隙により前
記シリンダに対してシリンダヘッドが位置決めされるの
で、前記シリンダに対するシリンダヘッドの取付けが容
易となる。

【００４４】この発明の第６の発明に係わるロータリ圧
縮機によれば、第１から第５のいずれかの発明におい
て、駆動軸の偏心軸部に、オイルパイプを装着したの
で、オイルパイプは、両持ち軸受構造を採用した場合よ
りも駆動軸の回転軸心に対する偏心量を大きく取ること
が可能となる。故に、偏心量に比例する給油量を増加さ
せることができ、多量の潤滑油を各軸受部に供給するこ
とが可能となる。この構成によれば各軸受部において油
膜形成に必要な油量を十分に確保できるとともに、多量
の潤滑油が各軸受部に供給されるため、各軸受部で発生
する摩擦熱を除去する冷却効果も併せて得られるので、
各軸受部の信頼性はより一層確かなものとなる。

【００４５】この発明の第７の発明に係わるロータリ圧
縮機によれば、第５の発明において、オイルパイプを偏
心軸部に装着し、かつ、シリンダヘッド中心が駆動軸中
心と一致する位置にある場合の前記シリンダヘッドの内
周面と前記オイルパイプとの最短隙間が、前記ボルト穴
と前記ボルト外径との隙間より大きくしたので、シリン
ダに対する前記シリンダヘッドの取付け組立時、シリン
ダに対してシリンダヘッドの位置決めがボルト穴とボル
トで行っても、シリンダヘッドとオイルパイプとの干渉
を回避することができ、シリンダヘッドの取り付けが容
易となる。これにより、オイルパイプとシリンダヘッド
との干渉回避の為に、ずれ量を測定しながら組み立てる
工程は不必要となるので組み立て性も向上し、製造性に
優れたロータリ圧縮機を得ることができる。

【００４６】この発明の第８の発明に係わるロータリ圧
縮機によれば、第６の発明において、偏心軸部の偏心方
向にオイルパイプが装着されるので、駆動軸の回転軸心
に対するオイルパイプの偏心量を最大限大きく取ること
が可能となる。故に、偏心量に比例する給油量を増加さ
せることができるので、多量の潤滑油を各軸受部に供給
することが可能となる。この構成によれば、各軸受部に
おいて油膜形成に必要な油量を十分に確保できるととも
に、多量の潤滑油が各軸受部に供給されるため、各軸受
部で発生する摩擦熱を除去する冷却効果も併せて得ら
れ、各軸受部の信頼性はより一層確かなものとなる。

【００４７】この発明の第９の発明に係わるロータリ圧
縮機によれば、第１から第８のいずれかの発明におい
て、使用冷媒を炭化水素系冷媒，またはＨＦＣ系冷媒と
し、前記密閉容器内に前記炭化水素系冷媒、またはＨＦ
Ｃ系冷媒と非相溶性または相溶性の小さい冷凍機油を封
入したので、潤滑油に対するプロパン、イソブタン等の
炭化水素系である可燃性冷媒の溶け込み量を小さく抑え
られるため、潤滑油への冷媒の溶け込み量を見越して余
分な冷媒を封入する必要が無くなる。従って、冷凍空調
機器への冷媒封入量を減らすことが可能となるので封入
冷媒が室内に漏洩した場合でも爆発限界に達する可能性
は極めて低いので安全性に優れたロータリ圧縮機を得る
ことが可能となる。また、潤滑油に冷媒が溶け込むこと
が無いために潤滑油の実質の粘度が低下することなく各
摺動部に供給されるで、摺動部の異常摩耗、焼き付き等
を確実に防止することができる信頼性の高いロータリ圧
縮機を得ることができる。

【００４８】この発明の第１０の発明に係わるロータリ
圧縮機によれば、第１から第８のいずれかの発明におい
て、使用冷媒を炭化水素系冷媒，またはＨＦＣ系冷媒と
し、前記密閉容器内に前記炭化水素系冷媒、またはＨＦ
Ｃ系冷媒と相溶性を有する冷凍機油を封入したので、た
とえ密閉容器内から冷凍サイクル中へ潤滑油が持ち出さ
れ、密閉容器内の潤滑油の量が減少したとしても、プロ
パン、イソブタン等の炭化水素系冷媒、またはＨＦＣ１
３４ａ等のＨＦＣ系冷媒と潤滑油とが相溶性を有してい
るので、冷凍サイクル中を流れる冷媒によって再度密閉
容器内へ返油されて、密閉容器内の潤滑油が枯渇するこ
となく、各摺動部への潤滑油の供給が確保されるので、
摺動部の異常摩耗、焼き付き等を確実に防止することが
可能な信頼性の高いロータリ圧縮機を得ることが可能と
なる。

【図面の簡単な説明】

【図１】本発明の実施の形態１におけるロータリ圧縮機
の縦断面図

【図２】図１のＡ−Ａ断面図

【図３】図１の矢視図Ｂ

【図４】本発明の実施の形態1におけるオイルパイプ付
近の部分拡大図

【図５】本発明の実施の形態１における軸受摩耗試験結
果を示す図

【図６】本発明の実施の形態１におけるガス圧縮荷重Ｆ
ｇの支持形態説明図

【図７】従来のロータリ圧縮機を示す縦断面図

【図８】図７のＡ−Ａ断面図

【図９】ガス圧縮荷重Ｆｇの支持形態説明図

【図１０】軸受の支持形態の違いによる駆動軸の軸傾斜
角の計算結果を示す図

【図１１】駆動軸の軸傾斜角αと軸受の負荷容量Ｗとの
関係を示す図

【図１２】従来のロータリ圧縮機におけるブレードの支
持形態説明図

【図１３】従来のロータリ圧縮機におけるピストン自転
運動説明図

【符号の説明】

１圧縮機構部、２電動機部、３密閉容器、５駆動軸、５
ｂ偏心軸部、６圧縮室、７低圧室、８シリンダ、８ａシ
リンダ室、８ｃ円筒穴部、９ピストン、１０フレーム、
１１シリンダヘッド、１１ｃボルト穴、１１ｄ内周面、
１２ブレード、１７ガイド、１９ボルト、２０オイルパ
イプ、２１弾性支持部材。

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者 石井 稔 東京都千代田区丸の内二丁目２番３号 三 菱電機株式会社内 (72)発明者 渡辺 英治 東京都千代田区丸の内二丁目２番３号 三 菱電機株式会社内 (72)発明者 谷 真男 東京都千代田区丸の内二丁目２番３号 三 菱電機株式会社内 (72)発明者 山本 隆史 東京都千代田区丸の内二丁目２番３号 三 菱電機株式会社内 (72)発明者 川口 進 東京都千代田区丸の内二丁目２番３号 三 菱電機株式会社内

Claims (10)

【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】 シリンダ室を有するシリンダ、前記シリ
   ンダ室内で偏心して公転するピストン、前記シリンダ室
   内を圧縮室と低圧室とに区画するブレード、前記ピスト
   ンの内周面にその偏心軸部が嵌入されて前記ピストンを
   公転させる駆動軸等とで構成される圧縮機構部と、前記
   駆動軸を回転させる電動機部と、を密閉容器内に備えた
   ロータリ圧縮機において、前記ブレードと前記ピストン
   を一体化するとともに、前記シリンダに形成した円筒穴
   部に回転自在に嵌入されて前記ブレードを往復且つ揺動
   自在に支持するガイドと、前記シリンダ室の一方の端面
   開口部を閉塞するように配置されて前記駆動軸を回転自
   在に支持するフレームと、他方の端面開口部を閉塞する
   シリンダヘッドと、を具備したことを特徴とするロータ
   リ圧縮機。
2. 【請求項２】 前記シリンダの高さｈと前記シリンダの
   内径ｄとの比率ｈ／ｄを０．８以下としたことを特徴と
   する請求項１記載のロータリ圧縮機。
3. 【請求項３】 前記密閉容器内を低圧雰囲気としたこと
   を特徴とする請求項１または請求項２記載のロータリ圧
   縮機。
4. 【請求項４】 前記圧縮機構部及び電動機部を密閉容器
   内に弾性支持部材により保持したことを特徴とする請求
   項１、請求項２または請求項３記載のロータリ圧縮機。
5. 【請求項５】 前記シリンダヘッドに形成されたボルト
   穴と、シリンダヘッド組付け時に使用するボルト外径と
   の間隙により前記シリンダに対してシリンダヘッドが位
   置決めされることを特徴とする請求項１から請求項４の
   うちいずれか1項に記載のロータリ圧縮機。
6. 【請求項６】 前記駆動軸の偏心軸部にオイルパイプを
   装着したことを特徴とする請求項１から請求項５のうち
   いずれか1項に記載のロータリ圧縮機。
7. 【請求項７】 前記オイルパイプを前記偏心軸部に装着
   し、かつ、前記シリンダヘッド中心が駆動軸中心と一致
   する位置にある場合の前記シリンダヘッドの内周面と前
   記オイルパイプとの最短隙間が、前記ボルト穴とボルト
   外径との隙間より大きいことを特徴とする請求項５記載
   のロ−タリ圧縮機。
8. 【請求項８】 前記オイルパイプを前記偏心軸部の偏心
   方向に装着したことを特徴とする請求項６記載のロータ
   リ圧縮機。
9. 【請求項９】 使用冷媒を炭化水素系冷媒、またはＨＦ
   Ｃ系冷媒とし、前記密閉容器内に前記炭化水素系冷媒、
   またはＨＦＣ系冷媒と非相溶性または相溶性の小さい冷
   凍機油を封入したことを特徴とする請求項１から請求項
   ８のいずれか1項に記載のロータリ圧縮機。
10. 【請求項１０】 使用冷媒を炭化水素系冷媒、またはＨ
    ＦＣ系冷媒とし、前記密閉容器内に前記炭化水素系冷
    媒、またはＨＦＣ系冷媒と相溶性を有する冷凍機油を封
    入したことを特徴とする請求項１から請求項８のいずれ
    か1項に記載のロータリ圧縮機。