JP2007292019A - 密閉型圧縮機 - Google Patents

Abstract

【課題】固定子と回転子の隙間寸法が安定し、信頼性が高く、高い効率を備えた密閉型圧縮機を提供するものである。
【解決手段】シリンダブロック１２５にすべり軸受け１６０を設け、シャフト１４０の主軸部１５４を軸支し、副軸部１５２と副軸受け保持部１６３との間にラジアル転がり軸受け１６５が嵌装され、副軸受け保持部１６３は圧縮室１２３側に押圧してシリンダブロック１２５に固定されることにより、固定子１１０と回転子１１２の隙間寸法を安定させることができるものである。
【選択図】図１

Description

本発明は、冷凍冷蔵装置等に使用される密閉型圧縮機に関するものである。

従来、効率向上を目的に転がり軸受けを採用した密閉型圧縮機において、ラジアル転がり軸受けを軸受けの上下端に配したものがある（例えば、特許文献１参照）。

以下、図面を参照しながら上記従来の密閉型圧縮機を説明する。

図５は、特許文献１に記載された従来の密閉型圧縮機を示す断面図、図６は、要部拡大図である。

図５、図６において、密閉容器１は、鉄板の絞り成型によって形成された上容器３と下容器５から形成されている。

密閉容器１は、巻線７を保有する固定子１０と回転子１２からなる電動要素１４と、電動要素１４によって駆動される圧縮要素１６を収容し、冷媒ガス（図示せず）が密閉容器１内に封入され、オイル２０が密閉容器１底部に貯溜されている。

次に圧縮要素１６について説明する。

圧縮要素１６は、主軸部２２と偏芯軸部２３とを有するシャフト２５と、固定子１０の下方に固定され、圧縮室３５を形成するシリンダブロック３８と、シリンダブロック３８に設けられシャフト２５を支持する軸受け４４と、軸受け４４の上下端に取り付けられたラジアル転がり軸受け５０、５１と、内輪５３、５４と、外輪５６、５７と転動体５９、６０とシリンダブロック３８内で往復運動するピストン６２と、ピストン６２と偏芯軸部２３とを連結する連結手段６５を備え、レシプロ式の圧縮機構を形成している。

以上のように構成された密閉型圧縮機について、以下その動作を説明する。

固定子１０の巻線７に外部電源より通電がされると、回転子１２はシャフト２５と共に回転する。これに伴い偏芯軸部２３の偏芯運動は連結手段６５を介してピストン６２を圧縮室３５内で往復運動させ、吸入ガスを圧縮する所定の圧縮動作を行う。
特開昭６３−５１８６号公報

しかしながら、上記従来の構成では、ラジアル転がり軸受け５０、５１は、内輪５３、５４、外輪５６、５７と転動体５９、６０との間の遊び量であるラジアル隙間を持ち、そのラジアル隙間のため、固定子１０と回転子１２の隙間寸法に偏りが生じるので、回転子１２への磁気吸引力のアンバランスにより圧縮動作の反作用である荷重が増加し、電動要素の入力が増加するという課題を有していた。

またピストン６２の圧縮方向に対し片側の軸支持である片持ち構造となるため、モーメントの作用により、圧縮動作の反作用である荷重より大きな荷重がラジアル転がり軸受け５０、５１にかかるため、ラジアル転がり軸受け５０、５１の寿命低下を招き、信頼性を確保することが難しいという課題を有していた。

本発明は、上記従来の課題を解決するもので、高効率で高い信頼性を備えた密閉型圧縮機を提供することを目的とする。

上記従来の課題を解決するために、本発明の密閉型圧縮機は、シリンダブロックにすべり軸受けを設け、主軸部を軸支するとともに、シリンダブロックに副軸部を軸支する副軸受け保持部を設け、前記副軸受け保持部と前記副軸部との間にラジアル転がり軸受けを嵌装したもので、固定子と回転子の所定の隙間寸法を均一に確保できるという作用、および圧縮動作の反作用である荷重を主軸部と副軸部で分散して受けるという作用を有する。

本発明の密閉型圧縮機は、固定子と回転子の所定の隙間寸法を均一に確保し、また圧縮動作の反作用である荷重をシャフトの主軸部と副軸部へ分散して受けるので、高効率で高い信頼性を備えた密閉型圧縮機を実現できる。

請求項１に記載の発明は、密閉容器内に固定子と回転子とを備えた電動要素と、前記電動要素によって駆動される圧縮要素を収容し、前記圧縮要素は、偏芯軸部と前記偏芯軸部を挟んで上下に同軸状に設けた副軸部および主軸部とを有したシャフトと、圧縮室を形成するシリンダブロックと、前記圧縮室内に摺動自在に挿入されたピストンと、前記ピストンと前記偏芯軸部とを連結する連結手段を備え、前記シリンダブロックにすべり軸受けを設け、前記主軸部を軸支するとともに、前記シリンダブロックに前記副軸部を軸支する副軸受け保持部を設け、前記副軸受け保持部と前記副軸部との間にラジアル転がり軸受けを嵌装したもので、固定子と回転子の所定の隙間寸法を均一に確保し、また圧縮動作の反作用である荷重をシャフトの主軸部と副軸部へ分散して受けるので、高効率で高い信頼性を備えた密閉型圧縮機を実現できる。

請求項２に記載の発明は、請求項１に記載の発明において副軸受け保持部を圧縮室側に押圧してシリンダブロックに固定したもので、圧縮作用の反作用である荷重をシャフトの主軸部と副軸部でより分散して受けるため、シャフトの主軸部と副軸部への偏荷重を抑えるので、請求項１に記載の発明の効果に加えてさらに信頼性を高めることができる。

請求項３に記載の発明は、請求項１に記載の発明においてシャフトの主軸部のすべり軸受けに軸支される部位に少なくとも１つ以上の細径部を設けたもので、シャフトの主軸部の摺動損失が減少するので、入力を減らすことができるため、請求項１に記載の発明の効果に加えてさらに効率を高くすることができる。

請求項４に記載の発明は、請求項１に記載の発明においてシャフトの偏芯軸部と主軸部の間にツバ部を形成するとともに、前記ツバ部とすべり軸受け上端面の間にスラスト転がり軸受けを配設したもので、シャフトの主軸部のスラスト面の摺動損失が減少するので、入力を減らすことができるため、請求項１に記載の発明の効果に加えてさらに効率を高くすることができる。

請求項５に記載の発明は、請求項１に記載の発明においてシャフトに給油装置を形成し、前記給油装置に連通するとともに副軸受け保持部上端面より上方の位置に開口するオイル吐出孔を副軸部に設けたもので、シリンダブロックに固定された副軸受け保持部及びシャフトの副軸部の間に嵌装されたラジアル転がり軸受けには、直接的なオイル供給がなされないため、給油量は微量となり、オイル抵抗が小さくなり、入力を減らすことができるため、請求項１に記載の発明の効果に加えてさらに効率を高くすることができる。

以下、本発明の実施の形態について、図面を参照しながら説明する。なお、この実施の形態によってこの発明が限定されるものではない。

（実施の形態１）
図１は、本発明の実施の形態１における密閉型圧縮機の断面図、図２は、同実施の形態における要部拡大図である。

図１、図２において、密閉容器１０１は、鉄板の絞り成型によって形成された上容器１０３と下容器１０５から形成されている。

密閉容器１０１は、巻線１０７を保有する固定子１１０と回転子１１２からなる電動要素１１４と、電動要素１１４によって駆動される圧縮要素１１６を収容し、冷媒ガス（図示せず）が密閉容器１０１内に封入され、オイル１２０が密閉容器１０１底部に貯溜されている。

次に圧縮要素１１６について説明する。

圧縮要素１１６は、略円筒形の圧縮室１２３を形成するシリンダブロック１２５と、シリンダブロック１２５内を往復摺動自在に挿入されるピストン１２７と、圧縮室１２３の開口端部に取り付けられた吸入リード、吐出リード（図示せず）を備えたバルブプレート１３２と、バルブプレート１３２を覆うシリンダヘッド１３４とを備えている。

ピストン１２７は、連結手段１３６によりシャフト１４０と連結されている。

バルブプレート１３２は、圧縮室１２３の開口端面を封止し、吸入リードの開閉により圧縮室１２３と連通する吸入孔１４３を備えている。

シリンダヘッド１３４は、高圧室１４５を形成し、バルブプレート１３２を介して圧縮室１２３の反対側に吸入孔１４３に連通するマフラー１４７と共に固定されている。

シャフト１４０は、偏芯軸部１５０と偏芯軸部１５０を挟んで上下に同軸状に設けた副軸部１５２および主軸部１５４とを有している。

シリンダブロック１２５は、すべり軸受け１６０を備え、主軸部１５４を軸支する。副軸受け保持部１６３は、副軸部１５２を軸支し、シリンダブロック１２５に固定され、副軸受け保持部１６３と副軸部１５２との間にラジアル転がり軸受け１６５が嵌装されている。

ここで本実施の形態においては、主軸部１５４とすべり軸受け１６０との隙間寸法は１０〜１５μｍである。また、ラジアル転がり軸受け１６５の持つ内輪１６６、外輪１６７と転動体１６８との間のラジアル方向の遊び量であるラジアル隙間の寸法は１４〜２８μｍである。

副軸受け保持部１６３は圧縮室１２３側の方向へ副軸部１５２に押圧してシリンダブロック１２５に固定されている。その結果、ピストン１２７の圧縮負荷側のラジアル隙間はほぼゼロとなり、ピストン１２７の圧縮方向に対し偏芯軸部１５０を中心にした両持ち構造が形成されている。

またシャフト１４０は、主軸部１５４のすべり軸受け１６０に軸支される部位に少なくとも１つ以上の細径部１６９を設け、細径部１６９はすべり軸受け１６０に軸支される部位と部位に挟まれる位置に配しており、摺動部は細径部１６９を挟んですべり軸受け１６０の上端側と下端側に形成されている。偏芯軸部１５０と主軸部１５４の間にはすべり軸受け１６０の上端面と摺動するツバ部１７０を形成する。

さらにシャフト１４０は給油装置１７６を形成し、給油装置１７６に連通するとともに副軸受け保持部上端面１７８より上方の位置に開口するオイル吐出孔１８０を副軸部１５２に設ける。

以上のように構成された密閉型圧縮機について、以下その動作を説明する。

固定子１１０の巻線１０７に外部電源より通電がされると、回転子１１２はシャフト１４０と共に回転する。それにより偏芯軸部１５０の偏芯運動は連結手段１３６を介してピストン１２７を圧縮室１２３内で往復運動させる。

それに伴いマフラー１４７からバルブプレート１３２の吸入孔１４３を通り、吸入リードの開閉により圧縮室１２３に吸入された密閉容器１０１内の冷媒ガスは、圧縮され、バルブプレート１３２の吐出リードの開閉により、シリンダヘッド１３４の高圧室１４５へと吐出される所定の圧縮動作を行う。

圧縮動作を行う際、ピストン１２７から偏芯軸部１５０にかかる荷重の反力はすべり軸受け１６０およびラジアル転がり軸受け１６５にほぼ均等にかかり、副軸部１５２側の荷重は摺動抵抗の小さなラジアル転がり軸受け１６５が受けるので、副軸部１５２の摺動損失が減少するため、入力が減少する。よって効率を高くする効果を得ることができる。

また、すべり軸受け１６０と主軸部１５４の隙間寸法は、ラジアル転がり軸受け１６５の内輪１６６、外輪１６７と転動体１６８との間の遊び量であるラジアル隙間よりも狭小に設定できるため、固定子１１０と回転子１１２の所定の隙間寸法を均一に確保できる。そのため、固定子１１０と回転子１１２の隙間寸法が狭い方で強まる磁気吸引力によって生ずる、すべり軸受け１６０とラジアル転がり軸受け１６５への反圧縮方向への荷重の増加を防ぐ。よって摺動損失の増加を防ぎ、その結果入力が減少することで密閉型圧縮機の効率を高くする効果を得ることができる。

また、副軸受け保持部１６３は圧縮室１２３側の方向へ副軸部１５２に押圧してシリンダブロック１２５に固定されている。その結果、ピストン１２７の圧縮負荷側のラジアル隙間はほぼゼロとなり、ピストン１２７の圧縮方向に対し偏芯軸部１５０を中心にした両持ち構造が形成されているので、圧縮動作を行う際、ピストン１２７から偏芯軸部１５０にかかる荷重の反力はすべり軸受け１６０およびラジアル転がり軸受け１６５にほぼ均等にかかるため、従来の片持ち構造の荷重よりラジアル転がり軸受け１６５にかかる荷重を低減できる。その結果すべり軸受け１６０とラジアル転がり軸受け１６５の寿命を高め、よって信頼性を高めることができる。

また、シャフト１４０の主軸部１５４のすべり軸受け１６０に軸支される部分に、すべり軸受け１６０と摺動しない細径部１６９が設けられているので、主軸部１５４とすべり軸受け１６０との摺動損失が減少し、密閉型圧縮機の効率を高くする効果が得られる。

さらに細径部１６９はすべり軸受け１６０に軸支される部位と部位に挟まれる位置に配しており、摺動部は細径部１６９を挟んですべり軸受け１６０の上端側と下端側に形成されているので、摺動部の基線長を長く取ることになり、シャフト１４０が主軸部１５４とすべり軸受け１６０との隙間によって傾く角度を小さく抑えることができる。その結果、すべり軸受け１６０の局所への荷重が集中することによるすべり軸受け１６０の局所部摩耗を減らすことができ、高い信頼性を得ることができる。

また、シャフト１４０の回転に伴い、密閉容器１０１内のオイル１２０はシャフト１４０の給油装置１７６を通り、オイル吐出孔１８０から排出される。この際、オイル吐出孔１８０は副軸受け保持部上端面１７８より上方の位置に開口し、シャフト１４０の回転運動による遠心力でオイル１２０は水平方向に吐出されるので、吐出されたオイル１２０は直接的にラジアル転がり軸受け１６５へ供給されることが無い。ラジアル転がり軸受け１６５へのオイル供給はオイル吐出孔１８０から遠心力で放散され、密閉容器１０１内の冷媒ガス雰囲気中でミスト状となったオイル１２０がラジアル転がり軸受け１６５へ付着することでなされる。その結果ラジアル転がり軸受け１６５の回転運動のオイル抵抗が小さくなり、入力が減少することで、密閉型圧縮機の効率を高くすることができる。

なお、本実施の形態において、ラジアル転がり軸受け１６５はラジアルボール軸受けとしたが、ラジアル転がり軸受け１６５はラジアルころ軸受けとしてもよい。

ラジアル転がり軸受け１６５をラジアルころ軸受けとすると大きな荷重に耐えられ、圧縮荷重の大きな使用条件でも高い信頼が得られる。

（実施の形態２）
図３は、本発明の実施の形態２における密閉型圧縮機の断面図、図４は、同実施の形態における要部拡大図である。

図３、図４において、密閉容器２０１は、鉄板の絞り成型によって形成された上容器２０３と下容器２０５から形成されている。

密閉容器２０１は、巻線２０７を保有する固定子２１０と回転子２１２からなる電動要素２１４と、電動要素２１４によって駆動される圧縮要素２１６を収容し、冷媒ガス（図示せず）が密閉容器２０１内に封入され、オイル２２０が密閉容器２０１底部に貯溜されている。

次に圧縮要素２１６について説明する。

圧縮要素２１６は、略円筒形の圧縮室２２３を形成するシリンダブロック２２５と、シリンダブロック２２５内を往復摺動自在に挿入されるピストン２２７と、圧縮室２２３の開口端部に取り付けられた吸入リード、吐出リード（図示せず）を備えたバルブプレート２３２と、バルブプレート２３２を覆うシリンダヘッド２３４とを備えている。

ピストン２２７は、連結手段２３６によりシャフト２４０と連結されている。

バルブプレート２３２は、圧縮室２２３の開口端面を封止し、吸入リードの開閉により圧縮室２２３と連通する吸入孔２４３を備えている。

シリンダヘッド２３４は、高圧室２４５を形成し、バルブプレート２３２を介して圧縮室２２３の反対側に吸入孔２４３に連通するマフラー２４７と共に固定されている。

シャフト２４０は、偏芯軸部２５０と偏芯軸部２５０を挟んで上下に同軸状に設けた副軸部２５２および主軸部２５４とを有している。

シリンダブロック２２５は、すべり軸受け２６０を備え、主軸部２５４を軸支する。副軸受け保持部２６３は、副軸部２５２を軸支し、シリンダブロック２２５に固定され、副軸受け保持部２６３と副軸部２５２との間にラジアル転がり軸受け２６５が嵌装されている。

ここで本実施の形態においては、主軸部２５４とすべり軸受け２６０との隙間寸法は１０〜１５μｍである。また、ラジアル転がり軸受け２６５の持つ内輪２６６、外輪２６７と転動体２６８との間のラジアル方向の遊び量であるラジアル隙間の寸法は１４〜２８μｍである。

副軸受け保持部２６３は圧縮室２２３側の方向へ副軸部２５２に押圧してシリンダブロック２２５に固定されている。その結果、ピストン２２７の圧縮負荷側のラジアル隙間はほぼゼロとなり、ピストン２２７の圧縮方向に対し偏芯軸部２５０を中心にした両持ち構造が形成されている。

またシャフト２４０は、主軸部２５４のすべり軸受け２６０に軸支される部位に少なくとも１つ以上の細径部２６９を設け、細径部２６９はすべり軸受け２６０に軸支される部位と部位に挟まれる位置に配しており、摺動部は細径部２６９を挟んですべり軸受け２６０の上端側と下端側に形成される。

偏芯軸部２５０と主軸部２５４の間にはツバ部２７０を形成するとともに、ツバ部２７０とすべり軸受け上端面２７２の間にスラスト転がり軸受け２７４を配設する。

さらにシャフト２４０は給油装置２７６を形成し、給油装置２７６に連通するとともに副軸受け保持部上端面２７８より上方の位置に開口するオイル吐出孔２８０を副軸部２５２に設ける。

以上のように構成された密閉型圧縮機について、以下その動作を説明する。

固定子２１０の巻線２０７に外部電源より通電がされると、回転子２１２はシャフト２４０と共に回転する。それにより偏芯軸部２５０の偏芯運動は連結手段２３６を介してピストン２２７をシリンダブロック２２５内で往復運動させる。それに伴いマフラー２４７からバルブプレート２３２の吸入孔２４３を通り、吸入リードの開閉により圧縮室２２３に吸入された密閉容器２０１内の冷媒ガスは、圧縮され、バルブプレート２３２の吐出リードの開閉により、シリンダヘッド２３４の高圧室２４５へと吐出される所定の圧縮動作を行う。

圧縮動作を行う際、ピストン２２７から偏芯軸部２５０にかかる荷重の反力はすべり軸受け２６０およびラジアル転がり軸受け２６５にほぼ均等にかかり、副軸部２５２側の荷重は摺動抵抗の小さなラジアル転がり軸受け２６５が受けるので、副軸部２５２の摺動損失が減少するため、入力が減少する。よって効率を高くする効果を得ることができる。

また、すべり軸受け２６０と主軸部２５４の隙間寸法は、ラジアル転がり軸受け２６５の内輪２６６、外輪２６７と転動体２６８との間の遊び量であるラジアル隙間よりも狭小に設定できるため、固定子２１０と回転子２１２の所定の隙間寸法を均一に確保できる。そのため、固定子２１０と回転子２１２の隙間寸法が狭い方で強まる磁気吸引力によって生ずる、すべり軸受け２６０とラジアル転がり軸受け２６５への反圧縮方向への荷重の増加を防ぐ。よって摺動損失の増加を防ぎ、その結果入力が減少することで密閉型圧縮機の効率を高くする効果を得ることができる。

また、副軸受け保持部２６３は圧縮室２２３側の方向へ副軸部２５２に押圧してシリンダブロック２２５に固定されている。その結果、ピストン２２７の圧縮負荷側のラジアル隙間はほぼゼロとなり、ピストン２２７の圧縮方向に対し偏芯軸部２５０を中心にした両持ち構造が形成されているので、圧縮動作を行う際、ピストン２２７から偏芯軸部２５０にかかる荷重の反力はすべり軸受け２６０およびラジアル転がり軸受け２６５にほぼ均等にかかるため、従来の片持ち構造の荷重よりラジアル転がり軸受け２６５にかかる荷重を低減できる。その結果すべり軸受け２６０とラジアル転がり軸受け２６５の寿命を高め、よって信頼性を高めることができる。

また、シャフト２４０の主軸部２５４のすべり軸受け２６０に軸支される部分に、すべり軸受け２６０と摺動しない細径部２６９が設けられているので、主軸部２５４とすべり軸受け２６０との摺動損失が減少し、密閉型圧縮機の効率を高くする効果が得られる。

さらに細径部２６９はすべり軸受け２６０に軸支される部位と部位に挟まれる位置に配しており、摺動部は細径部２６９を挟んですべり軸受け２６０の上端側と下端側に形成されているので、摺動部の基線長を長く取ることになり、シャフト２４０が主軸部２５４とすべり軸受け２６０との隙間によって傾く角度を小さく抑えることができる。その結果、すべり軸受け２６０の局所への荷重が集中することによるすべり軸受け２６０の局所部摩耗を減らすことができ、高い信頼性を得ることができる。

また、スラスト転がり軸受け２７４には、回転子２１２とシャフト２４０の自重による垂直荷重が常時発生するため、密閉型圧縮機が運転している間も回転子２１２とシャフト２４０の自重による垂直方向の荷重を常に受けることになり、従来の滑り軸受では極めて大きな摺動ロスが発生する。本実施の形態によれば上記スラスト荷重に対し転がり軸受けが受けることで摺動抵抗が減り、密閉型圧縮機の効率を大きく向上させることができる。

一方、前述したようにシャフト２４０が主軸部２５４とすべり軸受け２６０との隙間によって傾く角度を小さく抑えることができるので、主軸部２５４に対するツバ部２７０およびすべり軸受け上端面２７２の直角度が高い精度で得られるため、スラスト転がり軸受け２７４の転動体の転がり面に対する片当りを防ぐことができ、高い信頼性を得ることができる。

さらに、シャフト２４０の回転に伴い、密閉容器２０１内のオイル２２０はシャフト２４０の給油装置２７６を通り、オイル吐出孔２８０から排出される。この際、オイル吐出孔２８０は副軸受け保持部上端面２７８より上方の位置に開口し、シャフト２４０の回転運動による遠心力でオイル２２０は水平方向に吐出されるので、吐出されたオイル２２０は直接的にラジアル転がり軸受け２６５へ供給されることが無い。ラジアル転がり軸受け２６５へのオイル供給はオイル吐出孔２８０から遠心力で放散され、密閉容器２０１内の冷媒ガス雰囲気中でミスト状となったオイル２２０がラジアル転がり軸受け２６５へ付着することでなされる。その結果ラジアル転がり軸受け２６５の回転運動のオイル抵抗が小さくなり、入力が減少することで、密閉型圧縮機の効率を高くすることができる。

なお、本実施の形態において、ラジアル転がり軸受け２６５はラジアルボール軸受けとしたが、ラジアル転がり軸受け２６５はラジアルころ軸受けとしてもよい。

ラジアル転がり軸受け２６５をラジアルころ軸受けとすると大きな荷重に耐えられ、圧縮荷重の大きな使用条件でも高い信頼が得られる。

以上のように、本発明にかかる密閉型圧縮機は、高効率および信頼性の高いものを備えることが可能となるので、エアーコンディショナー、冷凍冷蔵装置等に用いられる密閉型圧縮機にも適用できる。

本発明の実施の形態１における密閉型圧縮機の断面図 同実施の形態における密閉型圧縮機の要部拡大図 本発明の実施の形態２における密閉型圧縮機の断面図 同実施の形態における密閉型圧縮機の要部拡大図 従来の密閉型圧縮機における断面図 従来の密閉型圧縮機における要部拡大図

符号の説明

１０１，２０１ 密閉容器
１１０，２１０ 固定子
１１２，２１２ 回転子
１１４，２１４ 電動要素
１１６，２１６ 圧縮要素
１２３，２２３ 圧縮室
１２５，２２５ シリンダブロック
１２７，２２７ ピストン
１３６，２３６ 連結手段
１４０，２４０ シャフト
１５０，２５０ 偏芯軸部
１５２，２５２ 副軸部
１５４，２５４ 主軸部
１６０，２６０ すべり軸受け
１６３，２６３ 副軸受け保持部
１６５，２６５ ラジアル転がり軸受け
１６９，２６９ 細径部
１７０，２７０ ツバ部
１７６，２７６ 給油装置
１７８，２７８ 副軸受け保持部上端面
１８０，２８０ オイル吐出孔
２７２ すべり軸受け上端面
２７４ スラスト転がり軸受け

Claims (5)

1. 密閉容器内に固定子と回転子とを備えた電動要素と、前記電動要素によって駆動される圧縮要素を収容し、前記圧縮要素は、偏芯軸部と前記偏芯軸部を挟んで上下に同軸状に設けた副軸部および主軸部とを有したシャフトと、圧縮室を形成するシリンダブロックと、前記圧縮室内に摺動自在に挿入されたピストンと、前記ピストンと前記偏芯軸部とを連結する連結手段を備え、前記シリンダブロックにすべり軸受けを設け、前記主軸部を軸支するとともに、前記シリンダブロックに前記副軸部を軸支する副軸受け保持部を設け、前記副軸受け保持部と前記副軸部との間にラジアル転がり軸受けを嵌装した密閉型圧縮機。
2. 副軸受け保持部を圧縮室側に押圧してシリンダブロックに固定した請求項１に記載の密閉型圧縮機。
3. シャフトの主軸部のすべり軸受けに軸支される部位に少なくとも１つ以上の細径部を設けた請求項１に記載の密閉型圧縮機。
4. シャフトの偏芯軸部と主軸部の間にツバ部を形成するとともに、前記ツバ部とすべり軸受け上端面の間にスラスト転がり軸受けを配設した請求項１に記載の密閉型圧縮機。
5. シャフトに給油装置を形成し、前記給油装置に連通するとともに副軸受け保持部上端面より上方の位置に開口するオイル吐出孔を副軸部に設けた請求項１に記載の密閉型圧縮機。

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