JP2007170402A

JP2007170402A - 圧縮機

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Publication number: JP2007170402A
Application number: JP2007029404A
Authority: JP
Inventors: Izumi Onoda; 泉小野田; Isao Kawabe; 功川邉; Hisataka Katou; 久尊加藤
Original assignee: Toshiba Carrier Corp
Current assignee: Toshiba Carrier Corp
Priority date: 2007-02-08
Filing date: 2007-02-08
Publication date: 2007-07-05
Anticipated expiration: 2019-08-11
Also published as: JP4550843B2

Abstract

【課題】圧縮機外部への潤滑油の吐出を可能な限り抑制して、常に密閉ケース内底部の油溜り部に所定量の潤滑油が溜まるようにして、安定した給油をなし信頼性の高い圧縮機を提供しようとするものである。
【解決手段】吸込み管１７ａ，１７ｂと吐出管１９が接続される密閉ケース３内に、圧縮機構部４と、この圧縮機構部を駆動するステータ８およびロータ９とから構成されるモータ部５とを収容する圧縮機において、モータ部は、ステータ鉄心３０を構成するティース部３３に絶縁部材を介して巻線する、いわゆる集中巻き方式であり、モータ部に圧縮機構部から吐出されるガスが通過するガス通路２５を設け、このガス通路の全面積に対してステータ鉄心のスロットと巻線との隙間であるスロット隙間部ｃの面積の割合を、０．３以上に設定した。
【選択図】図２

Description

本発明は、圧縮機構部で圧縮された高圧ガスに、圧縮機構部を潤滑する潤滑油が混合して吐出管を介して密閉ケースの外部へ吐出してしまうことの阻止をなす、ガス通路構造を改良した圧縮機に関する。

たとえば冷凍機や空気調和機に用いられる圧縮機は、吸込み管と吐出管が接続される密閉ケース内に、冷媒を圧縮する圧縮機構部と、この圧縮機構部を駆動するステータとロータを備えたモータ部とが収容されてなる。
上記圧縮機構部で圧縮され高圧化したガスは、この吐出ポートから一旦密閉ケース内に放出され、さらにモータ部に設けられるガス通路に導かれ、密閉ケースに接続される吐出管から外部機器へ吐出されるようになっている。

一方、密閉ケースの内底部には潤滑油を集溜する油溜り部が形成されていて、圧縮機構部の作動にともなって潤滑油が吸上げられ、各摺動部を潤滑したあと再び油溜り部に戻って循環する。

しかしながら、圧縮機構部を潤滑したあとの一部の潤滑油は油粒状（ミスト状）となって高圧ガスに混合してしまい、モータ部のガス通路に導かれてそのまま吐出管から外部機器へ吐出される虞れがある。
モータ部のガス通路を構成するものとして、ステータ外径と密閉ケース内径との隙間と、ステータ鉄心に設けられる貫通孔と、ステータにおけるステータ鉄心のスロットと巻線との隙間であるスロット隙間部と、ロータ外径とステータ内径との隙間であるエアーギャップおよびロータ鉄心に貫通して設けられるガス孔がある。

従来、このような複数の隙間の合計からなるガス通路の設計において、ガス通路間相互の関係などについては特に考慮されておらず、たとえばガス通路全面積に対するスロット隙間部の合計面積の割合（スロット隙間部合計面積／ガス通路全面積）は、０．１前後になっていた。

また、１スロットあたりのスロット隙間部面積は、圧縮された高圧ガスを一旦密閉ケース内に放出案内する吐出ポートの面積に対して極めて小さく、その比率（スロット１ヶ所あたりのスロット隙間部面積／吐出ポート面積）は、０．１程度になっていた。
しかるに、上述の構成では、スロット隙間部を通過するガスに潤滑油がミスト状になって含まれ、圧縮機から外部に吐出される潤滑油の量が多く、油溜り部の油量が確保できなくなって摺動部が損傷するなどの虞れがある。

そこで、たとえば［特許文献１］に記載されるように、エアーギャップを上昇してきた吐出ガスを上部コイルエンドに衝突させ、遠心分離作用を積極的に利用してガス中の油ミストを分離し、ステータ外周の隙間から密閉ケース内底部の油溜り部に戻す技術が開示されている。
特許第１４６８４８３号公報

ところで、近年の空気調和機における省エネ化と快適性を追求するため、圧縮機の回転数を可変できるインバータ駆動方式が主流となっている。この種の装置において、主運転回転数は室温が安定したあとの低回転であるが、始動時など循環量が増大する高回転になり、このときに上述の油回収サイクルが確実になされない。

すなわち、圧縮機構部の吐出ポートを介して密閉ケース内に吐出された高圧ガスは、ロータとステータとのエアーギャップのみならず、ステータ外径と密閉ケース内径との隙間からも上昇して、ここを自由落下しようとする潤滑油を吹き上げて密閉ケース外部へ吐出してしまう。

また、従来のモータ部においてステータはスロット数が２０を越える３の倍数（たとえば２４スロット）に設定されているので、スロット内に挿入された巻線のスペースファクタを効率向上のため高くとると、スロット内におけるガス通路がほとんど存在しなくなっており、エアーギャップの拡大もモータ部性能の確保の点から困難である。

本発明は上記事情にもとづきなされたものであり、その目的とするところは、圧縮機外部への潤滑油の漏れを可能な限り抑制し、常に密閉ケース内底部の油溜り部に所定量の潤滑油が溜るようにして、安定した給油をなし信頼性の高い圧縮機を提供しようとするものである。

上記目的を満足するため、本発明の圧縮機は、吸込み管と吐出管が接続される密閉ケース内に、圧縮機構部と、この圧縮機構部を駆動するステータおよびロータとから構成されるモータ部とを収容し、上記モータ部は、ステータ鉄心を構成するティース部に絶縁部材を介して巻線する、いわゆる集中巻き方式であり、モータ部に圧縮機構部から吐出されるガスが通過するガス通路を設け、このガス通路の全面積に対するモータ部のステータにおけるステータ鉄心のスロットと巻線との隙間であるスロット隙間部の合計面積の割合を、０．３以上に設定した。

さらに、本発明の圧縮機は、吸込み管と吐出管が接続される密閉ケース内に、圧縮機構部と、この圧縮機構部を駆動するステータおよびロータとから構成されるモータ部とを収容し、上記モータ部は、ステータ鉄心を構成するティース部に絶縁部材を介して巻線する、いわゆる集中巻き方式であり、上記モータ部に、上記圧縮機構部から吐出されるガスが通過するガス通路を設け、このガス通路の全面積Ａは、スロット隙間部の合計面積を含む内側面積Ａ１と、ステータ外周と密閉ケース内径との間の通路面積およびステータ外周近傍に孔部がある場合は、その孔部の開口面積を含む面積Ａ２との合計（Ａ＝Ａ１＋Ａ２）であり、Ａ１＞Ａ２の関係に設定するとともに、スロット隙間部の合計面積を上記ロータとステータ間の隙間であるエアーギャップの面積よりも大きくした。

本発明の圧縮機によれば、潤滑油が圧縮機外部へ吐出されることをモータ部において可能な限り抑制し、常に密閉ケース内底部の油溜り部に所定量の潤滑油が溜まるようにして、安定した給油をなし、信頼性の向上を図れるという効果を奏する。

以下、本発明の一実施の形態を、図面にもとづいて説明する。
図１に示す、１は密閉形の圧縮機であり、２はアキュームレータである。圧縮機１は、密閉ケース３内の下部に圧縮機構部４が収容され、上部にはモータ部５が収容される。これら圧縮機構部４とモータ部５とは、回転軸６を介して連結されている。

上記モータ部５は、密閉ケース３の内面に固定されたステータ８と、このステータ８の内側に所定の間隙を存して配置され、かつ上記回転軸６が介挿されるロータ９とから構成される。
そして、モータ部５の上下面に貫通して複数の隙間からなるガス通路２５が設けられていて、圧縮機構部４で圧縮され密閉ケース３内に放出される高圧ガスを導くようになっている。なお、ガス通路２５については後述する。

上記圧縮機構部４は、回転軸６の下部に仕切り板１０を介して上下に配設された２つのシリンダ１１Ａ，１１Ｂを備えている。上部シリンダ１１Ａは、その上面部が主軸受１２に取付固定される。下部シリンダ１１Ｂの下面部には副軸受１３が取付け固定される。
シリンダ１１Ａ，１１Ｂの上下面は、上記仕切り板１０および主軸受１２と副軸受１３で区画され、その内部にシリンダ室１５ａ，１５ｂが形成される。それぞれのシリンダ室１５ａ，１５ｂには、回転軸６の回転にともなってローラを偏心回転駆動するとともに、ベーンによってシリンダ室を高圧側と低圧側に仕切る、いわゆるロータリ式圧縮機構１６Ａ，１６Ｂが構成される。

また、主軸受１２と副軸受１３には、それぞれ吐出ポート１２ａ，１３ａが設けられており、これら吐出ポート１２ａ，１３ａはバルブカバー１８Ａ，１８Ｂで覆われている。これらバルブカバー１８Ａ，１８Ｂ内に吐出された高圧ガスはバルブカバー１８Ｃに導かれるようになっている。
このバルブカバー１８Ｃには、ガスを密閉ケース内に放出案内する吐出孔２０が設けられる。さらに、両シリンダ１１Ａ，１１Ｂ内のシリンダ室１５ａ，１５ｂは、それぞれ吸込み管１７ａ，１７ｂを介して上記アキュームレータ２に連通される。
このような密閉ケース３の内底部には潤滑油Ｏを集溜する油溜り部２２が形成されている。潤滑油Ｏとして、エーテル油と、エステル油およびアルキルベンゼン油の、いずれかが用いられる。

一方、上記密閉ケース３の上面部には吐出冷媒管１９が接続され、図示しない凝縮器に連通される。上記アキュームレータ２の上面部には吸込み冷媒管２１が接続され、図示しない蒸発器に連通される。上記凝縮器と上記蒸発器との間には膨張機構が接続されていて、圧縮機１−凝縮器−膨張機構−蒸発器を介して上記アキュームレータ２に順次連通する冷凍サイクルが構成され、冷媒としてＨＣＦＣ冷媒と、ＨＦＣ冷媒およびＨＣ冷媒のいずれかが用いられる。

つぎに、以上の圧縮機１における作用を説明する。
図１の矢印は、ガスの流れを示している。アキュームレータ２から吸込み管１７ａ，１７ｂを介して圧縮機１の圧縮機構部４に吸込まれた低圧のガスは、シリンダ室１５ａ，１５ｂ内で圧縮されて高圧化した状態で吐出ポート１２ａ，１３ａと、バルブカバー１８Ａ，１８Ｂを通ってバルブカバー１８Ｃに集溜され、さらに吐出孔２０から密閉ケース３内に放出される。

高圧ガスは圧縮機構部４の上部からモータ部５に流れて、ここに形成されるガス通路２５に沿って導かれ、モータ部５上方の密閉ケース３内空間に充満する。そして、密閉ケース３上端部に接続される吐出管１９から圧縮機１外部に吐出され、図示しない凝縮器に導かれて冷凍サイクルを構成する。
一方、冷媒ガスの圧縮作用にともなって密閉ケース３内底部の油溜り部２２に集溜する潤滑油Ｏが圧縮機構部４に吸上げられ、各摺動部を潤滑し、そのあと流下して再び油溜り部２２に戻る。

ほとんど大部分の潤滑油Ｏは、以上のように導かれて循環するが、一部の潤滑油Ｏは圧縮機構部４から高圧ガスと共に吹き上げられ、油粒となって高圧ガスに混合しモータ部５に設けられるガス通路２５に導かれてしまう。
このモータ部５のガス通路２５を潤滑油の油粒がそのまま通過すると、ついには高圧ガスとともに圧縮機１外部へ吐出されることが多いので、本発明においては以下に述べるようにモータ部５の特にステータ８構造と、それにともなうガス通路２５の見直し設計を行い、高圧ガスのみ円滑に流通させる反面、潤滑油油粒の通過阻止を図っている。

図４に、この圧縮機における一定運転条件下でのガス通路全面積に対するスロット隙間部合計面積の割合と、冷媒循環量に対する吐油量との変化の特性に関する実験結果を示す。
この割合が実験結果より０．３より大であれば吐油量が低く抑えられ、０．３より小さいと吐油量が増大して圧縮機構部に対する潤滑油供給量が減少し機械的損傷の虞れが大になり、かつ外部機器と接続配管に吐出した潤滑油が付着して性能の低下をきたすことが分かる。

また、図５は、ガス通路全面積に対するスロット隙間部合計面積の割合と、モータ効率との変化を表す。前記割合が大きいほど吐油量は低くできるが、モータ効率は低下する。上記割合が０．６以下であれば、モータ効率を高い状態に保持できるが、０．６以上であるとモータ部における巻線の占有率が極端に小さくなり、そのためモータ効率として低い値になり、圧縮機の性能低下をきたす。したがって、これらの結果から、上記割合は０．３〜０．６の範囲が望ましい。

図２（Ａ）は、本発明の一実施の形態における上記モータ部５の断面構造であり、図２（Ｂ）は比較例として従来構造のモータ部５Ｚを断面にして示す。ここでは、本発明のモータ部５構造から説明する。
上記ステータ８は、円環状継鉄であるヨーク部３２と、このヨーク部３２の内側に一体に設けられ、互いに所定間隔を存して放射状に設置される複数（６個）のティース部３３とから構成され、鋼板を積層してなるステータ鉄心３０を備えている。

上記ティース部３３は、図示しない絶縁部材で覆われていて、この絶縁部材を介して直接巻線３１が施される。この状態で、隣接するティース部３３，３３の巻線３１、３１相互間とステータ鉄心３０との間には所定の隙間を存するように設計されていて、上記隙間をスロット隙間部ｃと呼ぶ。

圧縮機構部４から吐出された高圧ガスを通過させるためにモータ部５に設けられたガス通路２５は、ステータ８外周に設けられた切欠と密閉ケース３内径との間の隙間ａと、ステータ８内周とロータ９外周との間の隙間であるエアーギャップｂと、先に説明したスロット隙間部ｃがある。
上記ティース部３３が６個設けられ、６スロットに形成されているので、上記スロット隙間部ｃも６個形成されることになる。なお、特にステータ鉄心３０に貫通孔が設けられず、ロータ９にはガス孔が存在しない。

実際には、ステータ８の外周切欠ａ面積の合計が２３２ｍｍ^２、ステータ鉄心３０に孔部がないので０ｍｍ^２、ロータ９とステータ８との間隙であるエアーギャップｂの面積が１５１ｍｍ^２、ロータ９にガス孔がないので０ｍｍ^２、スロット隙間部ｃの合計面積が最小値１９６ｍｍ^２に設計されている。

したがって、モータ部５に設けられるガス通路２５の全面積は５７９ｍｍ^２となり、またスロット隙間部ｃの合計面積が１９６ｍｍ^２であるので、ガス通路２５の全面積に対するスロット隙間部ｃの合計面積の割合（スロット隙間部の合計面積／ガス通路の全面積）は、約０．３４になる。

一方、図２（Ｂ）に示す比較例としての従来のモータ部５Ｚは、以下のようなガス通路２５Ｚを備えている。
ステータ外周切欠ａ’の合計面積が３３４ｍｍ^２、ステータ鉄心３０Ｚに設けられる貫通孔ｄ部の合計面積が１０１ｍｍ^２、エアーギャップｂ’の面積が１５１ｍｍ^２、ロータに貫通するガス孔ｅの合計面積が１０７ｍｍ^２、２４個あるスロット隙間部ｃ’の合計面積が１１１ｍｍ^２である。

したがって、従来構造のモータ部５Ｚにおけるガス通路２５Ｚの全面積は８０４ｍｍ^２となり、ガス通路２５Ｚの全面積に対するスロット隙間部ｃ’の合計面積の割合が、約０．１４しかない。

本発明のモータ部５構造であれば、従来のモータ部５Ｚ構造よりもスロット隙間部ｃの割合が大幅に増える（従来０．１４−本発明０．３４）ことによって、スロット隙間部ｃを通過する高圧ガスの流速Ｖが、従来のものよりも大幅に低下する。その結果、スロット隙間部ｃから上部へ吹き上げられる油量が減少する。

それでもモータ部５から吹き上げられる潤滑油は、上述の構造から再びモータ部５の下部側へ流下し易くなるため、結果として、圧縮機１から外部へ吐出される油量が少なくなり、油溜り部２２における集溜量が常に充分に確保される。圧縮機構部４の各摺動部に対して充分な量の潤滑油が常に供給されることとなり、これらの円滑な潤滑が保証されて信頼性の向上を得られる。

さらに、図２（Ａ）（Ｂ）で示すモータ部５，５Ｚを備えて運転をなし、各種の実験を行って以下のような結果を得た。
図３に、本発明の一実施の形態に係わるモータ部５を備えた圧縮機１と、従来のモータ部５Ｚを備えた圧縮機における、外部へ吐出される潤滑油の油量の比較データを示す。

従来構造のモータ部５Ｚを備えた圧縮機であると、回転数にほぼ比例して外部への吐油量が増大する。これに対して本発明のモータ部５を備えた圧縮機１であれば、回転数が上昇してもほとんど吐油量が低い状態で推移する。したがって、本発明のモータ部５を備えた圧縮機１が極めて有効である。

先に説明したように、本発明のモータ部５構造であれば、ガス通路２５の全面積に対するスロット隙間部ｃの合計面積の割合が０．３４である一方、従来のモータ部５Ｚでは０．１４なので、本発明構造では何らの不具合もないが、従来構造であると先に説明した欠点が顕著に現れる。

また、従来のモータ部５Ｚ構造では、スロット隙間部ｃ’の合計面積が１１１ｍｍ^２であり、２４スロットあるところから、１スロットのスロット隙間部面積が４．５ｍｍ^２である。一方、圧縮機構部４に備えられる吐出ポート１２ａ，１３ａの開口面積は５６ｍｍ^２（本発明と従来構造とも同一）であり、１スロットあたりのスロット隙間部面積４．５ｍｍ^２に対する吐出ポート面積５６ｍｍ^２の比は０．０８となっている。
これに対して、本発明構造のモータ部５の場合、６スロットであり、１スロットあたりのスロット隙間部面積に対する吐出ポート面積の比は０．５８となっている。

図６は、１スロットあたりのスロット隙間部ｃ面積に対する吐出ポート面積の比と、冷媒循環量に対する潤滑油の外部への吐油量の特性を示す。同図から、上記比が０から０．２５までの範囲は吐油量が多いが、０．２５以上では吐油量が顕著に少なくなり、複雑な油分離機能などが不要となる。
これは、モータ部において潤滑油を吹き上げさせないためには、潤滑油Ｏの表面張力を考慮すると、小面積の通路を多数設けることよりも、一ヶ所当たりの通路の断面積を大きくとる方が有効であることを示している。

一般的に、油溜り部２２における油面の確保と、外部機器および接続配管への潤滑油膜の付着を考慮すると、吐油量は１．５％以下が望ましいとされている。したがって、１スロットあたりのスロット隙間部面積に対する吐出ポート面積の比を０．２５以上とすることが望ましく、０．２５倍以上に設定することにより潤滑油の吹き上げ現象に対して充分な効果を得られる。

図７は、回転軸６の回転数に対する吐油量（冷媒循環量比）の特性を示す。本発明構造のモータ部５における１スロットあたりのスロット隙間部ｃ面積と吐出ポート１２ａ，１３ａの断面積の割合を０．５８とした場合の、吐油量と同じ値が０．０８である従来構造におけるモータ部５Ｚの吐油量の比較である。

このように、回転数があがるにつれて吐油量の差が大きくなり、１２０ｒｐｓにおいては従来構造のモータ部５Ｚよりも本発明構造のモータ部５がほとんど１／２０以下となって、本発明構造のモータ部５が極めて有効である。
また、先に説明したように、ステータ鉄心３０を構成するティース部３３に絶縁部材を介して巻線３１が施されているが、この絶縁部材の最外周の一部を他の部分に対して高く設定している。

一方、図１に示すように、ロータ９上端には各構成部品を固定するためのピン４０の頭部が突出している。そして、バルブカバー１８Ｃの吐出孔２０の位置を上記絶縁部材の最外周よりも内側に配置している。
さらに、モータ部５のガス通路の全面積Ａは、上記スロット隙間部ｃの合計面積を含む内側面積Ａ１と、ステータ外周切欠ａ面積およびステータ８外周近傍に孔部がある場合は、その孔部の開口面積を含む面積Ａ２との合計（Ａ＝Ａ１＋Ａ２）であり、かつＡ１＞Ａ２の関係に設定してある。

圧縮機構部４から放出される高圧ガスはモータ部５を通過するが、上述のように構成することにより、主としてロータ９の回転の影響を受け難いステータ８のスロット隙間部ｃ内を通過する。すなわち、ロータ９とステータ８との間であるエアーギャップｃを高圧ガスの主流が通過しないので、ロータ９の回転による流速変化や通過する潤滑油粒の微細化がない。

そして、ロータ９上端面の突部であるピン４０の頭部付近で発生したガスの乱れ（遠心力）により、流速の遅い上昇ガスは外周方向にも力を受け、重量の重い油粒はステータ８の外周側通路面積Ａ２であるステータ切欠ａと、ステータ８の外周近傍に孔部がある場合は、その孔部（開口面積）を通過して密閉ケース３内底部の油溜り部２２へ戻る。
したがって、潤滑油の油粒がモータ部５から円滑に油溜り部２２へ戻る。なお、ロータ９の上端部にディスク（油分離板）を設けた場合は、同等以上の効果を奏する。

図８に示すように、横置きタイプの圧縮機１Ａにも上述の構成が適用できる。圧縮機構部４Ａに設けられる吐出孔２０Ａの位置はステータ８Ａのティース部に嵌め込まれる絶縁部材の最外周よりも内側に配置してあるため、吐出ガスは油面を乱すことがなくスロット隙間部（ともに図示しない）を通過する。

横置き型であるのでモータ部５Ａの外周は密閉ケース３Ａの底部となり油溜り部２２Ａが形成されるので、潤滑油Ｏによりモータ部５Ａが冷却される。しかも、この潤滑油Ｏに浸漬する部分はガス通路２５Ａを確保しているため、油溜り部２２Ａにおける潤滑油面の安定性が得られる。特に、横置きタイプの圧縮機ではロータ９Ａと油溜り部２２Ａ油面との距離が、先に説明した縦型圧縮機よりもとりにくいため、本構造の採用は極めて有効である。

本発明の一実施の形態を示す、圧縮機の断面図。同実施の形態の、モータ部の横断平面図と、比較例としての従来構造のモータ部の横断平面図。同実施の形態の、回転数と吐油量との変化を示す特性図。同実施の形態の、スロット隙間部の面積の割合と冷媒循環量に対する吐油量との変化を示す特性図。同実施の形態の、スロット隙間部面積の割合とモータ効率との変化を示す特性図。同実施の形態の、１スロットあたりのスロット隙間部面積／吐出ポート面積と吐油量との変化を示す特性図。同実施の形態の、従来構造と本発明構造の、回転数と吐油量の変化を示す特性図。他の同実施の形態の、横置き型圧縮機の断面図。

符号の説明

１９…吐出冷媒管、３…密閉ケース、４…圧縮機構部、８…ステータ、９…ロータ、５…モータ部、２５…ガス通路、３０…ステータ鉄心、３１…巻線、ｃ…スロット隙間部、１２ａ，１３ａ…吐出ポート。

Claims

吸込み管と吐出管が接続される密閉ケース内に、圧縮機構部と、この圧縮機構部を駆動するステータおよびロータとから構成されるモータ部とを収容する圧縮機において、
上記モータ部は、ステータ鉄心を構成するティース部に絶縁部材を介して巻線する、いわゆる集中巻き方式であり、
上記モータ部に、上記圧縮機構部から吐出されるガスが通過するガス通路を設け、このガス通路の全面積に対する上記モータ部のステータにおけるステータ鉄心のスロットと巻線との隙間であるスロット隙間部の合計面積の割合を、０．３以上に設定したことを特徴とする圧縮機。
上記モータ部のガス通路全面積に対して、上記スロット隙間部の合計面積の割合が０．６以下であることを特徴とする請求項１記載の圧縮機。
吸込み管と吐出管が接続される密閉ケース内に、圧縮機構部と、この圧縮機構部を駆動するステータおよびロータとから構成されるモータ部とを収容する圧縮機において、
上記モータ部は、ステータ鉄心を構成するティース部に絶縁部材を介して巻線する、いわゆる集中巻き方式であり、
上記モータ部に、上記圧縮機構部から吐出されるガスが通過するガス通路を設け、このガス通路の全面積Ａは、上記モータ部のステータにおけるステータ鉄心のスロットと巻線との隙間であるスロット隙間部の合計面積を含む内側面積Ａ１と、ステータ外周と密閉ケース内径との間の通路面積およびステータ外周近傍に孔部がある場合は、その孔部の開口面積を含む面積Ａ２との合計（Ａ＝Ａ１＋Ａ２）であり、かつＡ１＞Ａ２の関係に設定するとともに、スロット隙間部の合計面積を上記ロータとステータ間の隙間であるエアーギャップの面積よりも大きくしたことを特徴とする圧縮機。