JP2016017476A - 回転式圧縮機 - Google Patents

Abstract

【課題】副軸受の面圧を低減できる回転式圧縮機を提供する。
【解決手段】駆動軸（30）は、第１軸部（34）の外径をｄ１、第２軸部（39）の外径をｄ２、第１ヘッド部材（52）におけるシリンダ（51）の対向面（71）から主軸受（42）におけるシリンダ（51）側の端部までの距離をＬ１、第２ヘッド部材（53）におけるシリンダ（51）の対向面（72）から副軸受（43）におけるシリンダ（51）側の端部までの距離をＬ２とすると、ｄ２がｄ１より小さく、且つＬ２がＬ１より大きくなるように構成されている。
【選択図】図４

Description

本発明は、流体を圧縮する回転式圧縮機に関し、特に駆動軸の副軸受の信頼性の向上対策に係るものである。

従来より、流体を圧縮する圧縮機構を備えた回転式圧縮機が知られている。例えば特許文献１に記載の回転式圧縮機は、電動機と、電動機に回転駆動される駆動軸と、駆動軸に連結するロータリ式の圧縮機構とを備えている。この回転式圧縮機の駆動軸では、上側から下側に向かって順に、主軸と、クランク軸と、副軸とが一体に形成されている。主軸の所定部位（第１軸部という）は主軸受に回転可能に支持され、副軸部の所定部位（第２軸部という）は副軸受に回転可能に支持される。クランク軸は、シリンダの内部に収容される環状のピストンに内嵌する。駆動軸の回転に伴いピストンが偏心回転すると、シリンダ内の高圧室や低圧室の容積が変化し、流体が圧縮される。

また、特許文献１に記載の回転式圧縮機の駆動軸では、主軸の外径が副軸の外径より小さく構成されている。これにより、クランク軸を小径に形成したとしても、ピストンを副軸側から挿入することができる。この結果、クランク軸の小径化に起因してピストンの摺動損失の低減、シリンダ室の容積の拡大が図られている。

特開２０１０−１５６２１８号公報

ところで、特許文献１に記載のように、副軸を主軸よりも小径化すると、上記第２軸部を支持する副軸受の面圧が、上記第１軸部を支持する主軸受の面圧よりも大きくなってしまう。この結果、駆動軸では、主軸受よりも副軸受における摺動抵抗が大きくなり、第２軸部、あるいは副軸受での摩耗が大きくなるという問題が生じる。この問題は、特に電動機が比較的高速回転される回転式圧縮機において、顕著となる。

本発明は、かかる点に鑑みてなされたものであり、その目的は、副軸受の面圧を低減できる回転式圧縮機を提供することである。

第１の発明は、電動機（20）と、主軸（31）と、副軸（37）と、該主軸（31）と副軸（37）との間に配置されるクランク軸（36）とを有し、上記電動機（20）に回転駆動されるように構成される駆動軸（30）と、シリンダ（51）と、該シリンダ（51）の内部に配置され、上記クランク軸（36）が内嵌するピストン（60）と、上記シリンダ（51）の軸方向一端部に積層され、上記主軸（31）の第１軸部（34）を回転可能に支持する主軸受（42）を有する第１ヘッド部材（52）と、上記シリンダ（51）の軸方向他端部に積層され、上記副軸（37）の第２軸部（39）を回転可能に支持する副軸受（43）を有する第２ヘッド部材（53）とを有し、流体を圧縮するように構成される圧縮機構（50）とを備えた回転式圧縮機を対象とし、上記駆動軸（30）は、上記第１軸部（34）の外径をｄ１、上記第２軸部（39）の外径をｄ２、上記第１ヘッド部材（52）における上記シリンダ（51）の対向面（71）から上記主軸受（42）における上記シリンダ（51）側の端部までの距離をＬ１、上記第２ヘッド部材（53）における上記シリンダ（51）の対向面（72）から上記副軸受（43）における上記シリンダ（51）側の端部までの距離をＬ２とすると、ｄ２がｄ１より小さく、且つＬ２がＬ１より大きくなるように構成されていることを特徴とする。

ここで、「副軸受（43）におけるシリンダ（51）側の端部」とは、副軸受（43）のうち第２軸部（39）と摺接し、実質的に軸受として機能する部分におけるシリンダ（51）側の端部を意味する。同様に、「主軸受（42）におけるシリンダ（51）側の端部」とは、主軸受（42）のうち第１軸部（34）と摺接し実質的に軸受として機能する部分におけるシリンダ（51）側の端部を意味する。

第１の発明では、駆動軸（30）の主軸（31）と副軸（37）との間にクランク軸（36）が設けられる。主軸（31）の第１軸部（34）は主軸受（42）に、副軸（37）の第２軸部（39）は副軸受（43）に回転可能に支持される。電動機（20）が駆動軸（30）を回転駆動すると、クランク軸（36）とともにピストン（60）が偏心回転し、圧縮機構（50）で流体が圧縮される。

本発明の駆動軸（30）では、副軸（37）の第２軸部（39）の外径ｄ２が、主軸（31）の第１軸部（34）の外径ｄ１よりも小さい。これにより、ピストン（60）を外径の小さい副軸（37）側からクランク軸（36）へ嵌め込むことができる。

更に、本発明の駆動軸（30）では、第２ヘッド部材（53）におけるシリンダ（51）の対向面（以下、第２対向面（72）ともいう）から副軸受（43）におけるシリンダ（51）側の端部までの距離Ｌ２が、第１ヘッド部材（52）におけるシリンダ（51）の対向面（以下、第１対向面（71）ともいう）から主軸受（42）におけるシリンダ（51）側の端部までの距離Ｌ１より大きい。こうすると、シリンダ（51）の内部でクランク軸（36）に作用するピストン荷重の作用点から副軸受（43）までの距離が、該ピストン荷重の作用点から主軸受（42）までの距離と比較して、相対的に大きくなる。この結果、駆動軸（30）では、副軸受（43）の軸受反力が、主軸受（42）の軸受反力と比較して相対的に小さくなり、ひいては副軸受（43）に作用する面圧を低減できる。

第２の発明は、第１の発明において、上記駆動軸（30）は、上記シリンダ（51）の軸方向長さをＨとすると、Ｌ２＝（Ｌ１＋Ｈ／２）×（ｄ１／ｄ２）−（Ｈ／２）の関係を満たすように構成されていることを特徴とする。

第２の発明の駆動軸（30）は、Ｌ２＝（Ｌ１＋Ｈ／２）×（ｄ１／ｄ２）−（Ｈ／２）の関係を満たしている。ここで、ｄ１は第１軸部（34）の外径、ｄ２は第２軸部（39）の外径、Ｌ１は、第１対向面（71）から主軸受（42）のシリンダ（51）側の端部までの距離、Ｌ２は、第２対向面（72）から副軸受（43）のシリンダ（51）側の端部までの距離、Ｈは、シリンダ（51）の軸方向長さである。本発明では、駆動軸（30）が上記の関係式を満たすことで、主軸受（42）と副軸受（43）の面圧が概ね等しくなる。

第３の発明は、第１又は第２の発明において、上記駆動軸（30）は、主軸受（42）の軸方向長さｈ１と副軸受（43）の軸方向長さｈ２とが等しくなるように構成されていることを特徴とする。

第３の発明の駆動軸（30）では、主軸受（42）の軸方向長さｈ１と副軸受（43）の軸方向長さｈ２とが等しい。副軸受（43）の面圧を低減する手段としては、副軸受（43）の軸方向長さｈ２を主軸受（42）の軸方向長さｈ１に対して相対的に大きくすることも考えられる。しかし、このようにしても、第２軸部（39）が撓むような高負荷時（駆動軸（30）の高速回転時）には、第２軸部（39）と副軸受（43）との間に片当たりが生じ、両者の実質的な接触面積を大きくできず、面圧の低減に寄与しない。加えて、第２軸部（39）が撓まないような低負荷時（駆動軸（30）の低速回転時）には、第２軸部（39）と副軸受（43）との間の接触面積に増大に起因して、摺動損失が増加してしまう虞がある。

これに対し、本発明では、副軸受（43）の軸方向長さｈ２と主軸受（42）の軸方向長さｈ１とを等しくしたため、第２軸部（39）の撓みに適応した実質的な接触面積を確保しつつ、低負荷時における摺動損失の増大を抑制できる。

本発明によれば、第２対向面（72）から副軸受（43）におけるシリンダ（51）側の端部までの距離Ｌ２を第１対向面（71）から主軸受（42）におけるシリンダ（51）側の端部までの距離Ｌ１より大きくしたため、副軸受（43）の軸受反力を主軸受（42）の軸受反力と比較して相対的に小さくできる。従って、副軸受（43）を主軸受（42）に対して小径に構成しても、副軸受（43）の面圧を低減できる。この結果、副軸受（43）の摺動抵抗を低減でき、副軸受（43）や第２軸部（39）の摩耗を防止できる。これにより、電動機（20）を比較的高速回転させたとしても、副軸受（43）の信頼性を確保できる。

第２の発明によれば、主軸受（42）と副軸受（43）の面圧を概ね等しくでき、各々の軸受（42,43）での摩耗を防止できる。

第３の発明によれば、副軸受（43）の軸方向長さｈ２を主軸受（42）の軸方向長さｈ１と等しくしたため、第２軸部（39）が撓んだ際に必要な実質的な接触面積を確保しつつ、低負荷時における摺動損失の増大を防止できる。

図１は、実施形態に係る回転式圧縮機の縦断面図である。 図２は、実施形態に係る圧縮機構、及び駆動軸の要部を拡大した縦断面図である。 図３は、図２のＸ−Ｘ断面図である。 図４は、圧縮機構の要部を拡大した縦断面図であり、各寸法及び力の関係を表したものである。

以下、本発明の実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。なお、以下の実施形態は、本質的に好ましい例示であって、本発明、その適用物、あるいはその用途の範囲を制限することを意図するものではない。

〈圧縮機の全体構成〉
図１は、本実施形態に係る圧縮機（10）の縦断面図である。本実施形態に係る圧縮機（10）は、全密閉型の回転式圧縮機である。圧縮機（10）は、冷媒が充填された冷媒回路（図示省略）に接続されている。冷媒回路では、蒸気圧縮式の冷凍サイクルが行われる。つまり、冷媒回路では、圧縮機（10）で圧縮された冷媒が、凝縮器で凝縮し、膨張弁で減圧された後、蒸発器で蒸発し、圧縮機（10）に吸入される。

圧縮機（10）は、ケーシング（11）と、ケーシング（11）の内部に収容される電動機（20）と、電動機（20）と連結する駆動軸（30）と、該駆動軸（30）によって駆動される圧縮機構（50）とを備えている。

〈ケーシング〉
ケーシング（11）は、縦長の円筒状の密閉容器で構成される。ケーシング（11）は、胴部（12）、下部鏡板（13）、及び上部鏡板（14）を有している。胴部（12）は、上下に延びる円筒状に形成され、軸方向の両端が開口している。下部鏡板（13）は、胴部（12）の下端に固定されている。上部鏡板（14）は、胴部（12）の上端に固定されている。

胴部（12）の下部には、吸入管（15）が貫通して固定されている。上部鏡板（14）には、吐出管（16）が貫通して固定されている。上部鏡板（14）には、電動機（20）へ電力を供給するためのターミナル（17）が取り付けられている。

ケーシング（11）の底部には、油貯留部（18）が形成されている。油貯留部（18）は、下部鏡板（13）及び胴部（12）の下部の内壁によって構成される。油貯留部（18）には、圧縮機構（50）や駆動軸（30）の摺動部を潤滑するための潤滑油（冷凍機油）が貯留される。

ケーシング（11）の内部は、圧縮機構（50）で圧縮された高圧冷媒で満たされる。つまり、圧縮機（10）は、ケーシング（11）の内圧が高圧冷媒の圧力と実質的に等しい、いわゆる高圧ドーム型に構成されている。

〈電動機〉
電動機（20）は、圧縮機構（50）の上方に配置されている。電動機（20）は、固定子（21）と回転子（22）とを有している。固定子（21）は、ケーシング（11）の胴部（12）の内周面に固定されている。回転子（22）は、固定子（21）の内部を上下方向に貫通している。回転子（22）の軸心内部には、駆動軸（30）が固定される。電動機（20）が通電されると、回転子（22）とともに駆動軸（30）が回転駆動される。

〈駆動軸〉
駆動軸（30）は、ケーシング（11）の胴部（12）の軸心（図１の一点鎖線Ｃ１）上に位置している。駆動軸（30）は、圧縮機構（50）の各軸受（41,42,43）（詳細は後述する）に回転可能に支持されている。駆動軸（30）の下端には、給油ポンプ（30a）が取り付けられている。給油ポンプ（30a）は、油貯留部（18）に貯留された潤滑油を搬送する。搬送された潤滑油は、駆動軸（30）の内部の油通路（図示省略）を通じて、圧縮機構（50）や駆動軸（30）の摺動部へ供給される。

駆動軸（30）は、上側から下側に向かって順に、主軸（31）、クランク軸（36）、及び副軸（37）を有している。主軸（31）の上部は、電動機（20）の回転子（22）に固定される。クランク軸（36）は、主軸（31）の下端に連結している。副軸（37）は、クランク軸（36）の下端に連結している。主軸（31）と副軸（37）の軸心（図１のＣ１）は一致している。クランク軸（36）の軸心Ｃ２は、主軸（31）及び副軸（37）の軸心Ｃ１に対して所定量だけ偏心している。クランク軸（36）の外径は、主軸（31）及び副軸（37）の外径よりも大きい。また、副軸（37）の外径は主軸（31）の外径よりも小さい。

図１及び図２に示すように、主軸（31）は、上側から下側に向かって順に、上部主軸部（32）と、中間主軸部（33）と、下部主軸部（34）と、給油用主軸部（35）とが一体となって構成されている。上部主軸部（32）の上側略半分は、電動機（20）の回転子（22）に固定される。上部主軸部（32）の下部と、中間主軸部（33）と下部主軸部（34）と給油用主軸部（35）は、フロントヘッド（52）の主軸側貫通口（52c）の内部に位置している。上部主軸部（32）の下部は、圧縮機構（50）の上部主軸受（41）に回転可能に支持されている。中間主軸部（33）とフロントヘッド（52）の筒状突出部（52b）との間には、僅かな隙間が形成される。下部主軸部（34）は、圧縮機構（50）の下部主軸受（42）（主軸受）に回転可能に支持されている。給油用主軸部（35）は、下部主軸部（34）とクランク軸（36）との間に設けられている。給油用主軸部（35）には、上述した油通路を流れる潤滑油が流出する給油孔（35a）が形成される。

図２に示すように、主軸（31）では、上部主軸部（32）と下部主軸部（34）の外径が概ね等しく、中間主軸部（33）と給油用主軸部（35）の外径が概ね等しい。中間主軸部（33）及び給油用主軸部（35）の外径は、上部主軸部（32）及び下部主軸部（34）の外径より小さい。

副軸（37）は、下側から上側に向かって順に、下部副軸部（38）と、上部副軸部（39）と、給油用副軸部（40）とが一体になって構成される。下部副軸部（38）の下端には、上述した給油ポンプ（30a）が取り付けられる。上部副軸部（39）は、圧縮機構（50）の副軸受（43）に回転可能に支持されている。給油用副軸部（40）は、上部副軸部（39）とクランク軸（36）との間に設けられている。給油用副軸部（40）には、上述した油通路を流れる潤滑油が流出する給油孔（40a）が形成される。

図２に示すように、副軸（37）では、下部副軸部（38）と給油用副軸部（40）の外径が概ね等しい。下部副軸部（38）と給油用副軸部（40）の外径は、上部副軸部（39）の外径より小さい。

駆動軸（30）では、下部主軸部（34）が第１軸部を構成し、上部副軸部（39）が第２軸部を構成している。

〈圧縮機構〉
図１及び図２に示すように、圧縮機構（50）は、電動機（20）の下方に配置されている。圧縮機構（50）は、シリンダ（51）と、フロントヘッド（52）と、リアヘッド（53）とを備えている。圧縮機構（50）では、シリンダ（51）の上端部（軸方向一端部）にフロントヘッド（52）が積層され、シリンダ（51）の下端部（軸方向他端部）にリアヘッド（53）が積層される。シリンダ（51）、フロントヘッド（52）、及びリアヘッド（53）は、締結部材（54）を介して一体化されている。フロントヘッド（52）は、第１ヘッド部材を構成し、リアヘッド（53）は、第２ヘッド部材を構成している。

シリンダ（51）は、ケーシング（11）の胴部（12）の下部の内周面に固定されている。シリンダ（51）は、扁平な略環状に形成され、中央部に円柱状のシリンダ室（55）が形成されている。図１及び図３に示すように、シリンダ（51）には、径方向に延びる吸入ポート（56）が形成されている。吸入ポート（56）の流出端は、シリンダ室（55）（低圧室（55a））と連通し、吸入ポート（56）の流入端には、吸入管（15）が接続されている。

フロントヘッド（52）は、シリンダ（51）の内部空間を覆うようにシリンダ（51）の上方に配置されている。フロントヘッド（52）は、シリンダ（51）に積層する扁平な環状プレート部（52a）と、該環状プレート部（52a）の径方向中央部から上方に突出する筒状突出部（52b）とを有している。フロントヘッド（52）には、環状プレート部（52a）を軸方向に貫通する吐出ポート（57）が形成されている（図３を参照）。吐出ポート（57）の流入端は、シリンダ室（55）（高圧室（55b））と連通している。吐出ポート（57）の流出端には、リード弁（図示省略）が設けられている。

フロントヘッド（52）では、環状プレート部（52a）及び筒状突出部（52b）の中央部に、主軸（31）が貫通する主軸側貫通口（52c）が形成されている。主軸側貫通口（52c）の上端部の内周面には、上部主軸部（32）に対応する高さ位置に上部主軸受（41）が形成される。主軸側貫通口（52c）の下部には、下部主軸部（34）に対応する高さ位置に下部主軸受（42）が形成される。

リアヘッド（53）は、シリンダ（51）の内部空間を覆うようにシリンダ（51）の下方に配置されている。リアヘッド（53）は、シリンダ（51）に積層する扁平な環状プレート部（53a）と、該環状プレート部（53a）の径方向中央部から下方に突出する筒状突出部（53b）とを有している。リアヘッド（53）では、環状プレート部（53a）及び筒状突出部（53b）の中央部に、副軸（37）が貫通する副軸側貫通口（53c）が形成されている。副軸側貫通口（53c）の内周面には、上部副軸部（39）に対応する高さ位置に副軸受（43）が形成される。

上部主軸受（41）、下部主軸受（42）、及び副軸受（43）、それぞれ対応する軸部（32,34,39）と油膜を介して摺接するすべり軸受を構成している。本実施形態では、各軸受（41,42,43）の硬度が、駆動軸（30）の硬度よりも小さい。

図３に示すように、圧縮機構（50）は、ピストン（60）、ブッシュ（61）、及びブレード（62）を備えている。ピストン（60）は、シリンダ室（55）に収容されている。本実施形態のピストン（60）は、真円形の環状に形成され、その内部に円柱状のクランク軸（36）が内嵌している。

シリンダ（51）には、シリンダ室（55）と隣接する位置に略円形のブッシュ溝（63）が形成される。このブッシュ溝（63）には、略半円形の一対のブッシュ（61,61）が嵌め込まれている。一対のブッシュ（61,61）は、各々の平坦な面が互いに対向するようにブッシュ溝（63）に配置される。一対のブッシュ（61,61）は、ブッシュ溝（63）の軸心を中心として揺動運動するように構成されている。

ブレード（62）は、径方向外方に延びる直方体状ないし板状に形成される。ブレード（62）の基端は、ピストン（60）の外周面に連結している。ブレード（62）は、一対のブッシュ（61,61）の間に形成されるブレード溝（64）に進退可能に収容される。

ブレード（62）は、シリンダ室（55）を低圧室（55a）と高圧室（55b）とに区画している。低圧室（55a）は、図３におけるブレード（62）の右側の空間であり、吸入ポート（56）と連通している。高圧室（55b）は、図３におけるブレード（62）の左側の空間であり、吐出ポート（57）と連通している。

〈駆動軸及び圧縮機構の寸法関係について〉
図２に示すように、本実施形態の駆動軸（30）では、副軸（37）の上部副軸部（39）の外径ｄ２が、主軸（31）の下部主軸部（34）の外径ｄ１よりも小さい。換言すると、圧縮機構（50）では、副軸受（43）の内径が下部主軸受（42）の内径よりも小さい。

また、駆動軸（30）では、リアヘッド（53）におけるシリンダ（51）側の第２対向面（72）から副軸受（43）におけるシリンダ側の端部（上端部）までの距離Ｌ２が、フロントヘッド（52）におけるシリンダ（51）側の第１対向面（71）から下部主軸受（42）におけるシリンダ（51）側の端部（下端部）までの距離Ｌ１よりも大きい。ここで、「副軸受（43）におけるシリンダ（51）側の端部」とは、副軸受（43）のうち上部副軸部（39）と摺接し、実質的に軸受として機能する部分におけるシリンダ（51）側の端部を意味する。同様に、「下部主軸受（42）におけるシリンダ（51）側の端部」とは、下部主軸受（42）のうち下部主軸部（34）と摺接し実質的に軸受として機能する部分におけるシリンダ（51）側の端部を意味する。

本実施形態の駆動軸（30）は、以下の（１）式を満たすように構成される。

Ｌ２＝（Ｌ１＋Ｈ／２）×（ｄ１／ｄ２）−（Ｈ／２）・・・（１）
ここで、図４に示すように、Ｌ１は、第１対向面（71）から下部主軸受（42）におけるシリンダ（51）側の端部までの距離を、Ｌ２は、第２対向面（72）から副軸受（43）におけるシリンダ（51）側の端部までの距離を、Ｈは、シリンダ（51）の軸方向長さ（高さ）を、ｄ１は、下部主軸部（34）の外径を、ｄ２は、上部副軸部（39）の外径をそれぞれ示している。

これにより、本実施形態の圧縮機（10）では、副軸受（43）に作用する面圧と、下部主軸受（42）に作用する面圧とが概ね等しくなる。この点についての詳細は後述する。

また、本実施形態では、副軸受（43）の軸方向長さｈ２と下部主軸受（42）の軸方向長ｈ１とが概ね等しくなっている（図４を参照）。

−圧縮機の運転動作−
圧縮機（10）の基本的な運転動作について図１〜図３を参照しながら説明する。ターミナル（17）から電動機（20）へ電力が供給されると、電動機（20）が作動し、駆動軸（30）が回転駆動される。すると、駆動軸（30）のクランク軸（36）が偏心回転し、これに伴いピストン（60）も偏心回転する。

圧縮機構（50）では、ピストン（60）の外周面が、シリンダ室（55）の内周面と油膜を介して線接触し、シール部を形成する。ピストン（60）がシリンダ室（55）の内部で偏心回転すると、ピストン（60）とシリンダ（51）との間のシール部が、シリンダ室（55）の内周面に沿って変位し、低圧室（55a）と高圧室（55b）の容積が変化する。この際、ブレード（62）は、ピストン（60）の偏心回転に伴いブレード溝（64）の内部を進退し、且つブッシュ溝（63）の軸心を中心として揺動する。

ピストン（60）の偏心回転に伴い低圧室（55a）の容積が徐々に大きくなると、吸入管（15）を流れる流体（冷媒）が吸入ポート（56）から低圧室（55a）へ吸入されていく。次いで、この低圧室（55a）が吸入ポート（56）から遮断されると、遮断された空間が高圧室（55b）を構成する。次いで、この高圧室（55b）の容積が徐々に小さくなると、高圧室（55b）の内圧が上昇していく。高圧室（55b）の内圧が所定の圧力を超えると、吐出ポート（57）のリード弁が開放され、高圧室（55b）の冷媒が吐出ポート（57）を通じて、圧縮機構（50）の外部へ流出する。この高圧冷媒は、ケーシング（11）の内部空間を上方へ流れ、電動機（20）のコアカット（図示省略）等を通過する。電動機（20）の上方に流出した高圧冷媒は、吐出管（16）より冷媒回路へ送られる。

−副軸受及び主軸受の面圧について−
本実施形態では、副軸受（43）の外径ｄ２が下部主軸受（42）の外径ｄ１より小さく、且つ副軸受（43）の軸受長さｈ２と下部主軸受（42）の軸受長さｈ１とが概ね等しい。このため、副軸受（43）の内周面の面積は、下部主軸受（42）の内周面の面積よりも小さくなり、副軸受（43）の面圧が大きくなり易くなる。この結果、副軸受（43）では、摺動抵抗の増大、副軸受（43）の摩耗、焼き付きが生じ、副軸受（43）の信頼性が損なわれてしまう可能性がある。

そこで、本実施形態では、図４に示すように、距離Ｌ２を距離Ｌ１よりも大きくしている。つまり、同図に示すように、駆動軸（30）では、クランク軸（36）の中間高さ位置（Ｈ／２）にピストン荷重Ｗが作用するのに対し、この作用点ａから副軸受（43）までの距離が、該作用点ａから下部主軸受（42）までの距離よりも大きくなっている。これにより、副軸受（43）の軸受反力Ｒ２が小さくなり、ひいては副軸受（43）の面圧が小さくなる。この結果、副軸受（43）での摩耗を防止でき、副軸受（43）の信頼性を向上できる。

更に、本実施形態の駆動軸（30）は、上述した（１）式を満たすように構成される。

Ｌ２＝（Ｌ１＋Ｈ／２）×（ｄ１／ｄ２）−（Ｈ／２）・・・（１）
この（１）式は、副軸受（43）の面圧と下部主軸受（42）の面圧とを等しくするための関係式であり、以下のようにして得ることができる。

まず、副軸受（43）の軸受反力Ｒ２の作用点ｂを基準として下部主軸受（42）の軸受反力Ｒ１と、ピストン荷重Ｗのモーメントの釣り合いを考えると、下部主軸受（42）の軸受反力Ｒ１は、以下の（２）式で求められる。

Ｒ１＝Ｗ×（Ｌ２＋Ｈ／２）／（Ｌ２＋Ｈ＋Ｌ１）・・・（２）
また、下部主軸受（42）の軸受反力Ｒ１の作用点ｃを基準として副軸受（43）の軸受反力Ｒ２と、ピストン荷重Ｗのモーメントの釣り合いを考えると、副軸受（43）の軸受反力Ｒ２は、以下の（３）式で求められる。

Ｒ２＝Ｗ×（Ｌ１＋Ｈ／２）／（Ｌ１＋Ｈ＋Ｌ２）・・・（３）
下部主軸受（42）において、下部主軸部（34）が下部主軸受（42）と接触長さΔＬで実質的に摺接すると考えると、下部主軸受（42）の面圧Ｐ１は以下の（４）式で求められる。

Ｐ１＝Ｒ１／（π×ｄ１×ΔＬ）・・・（４）
同様に、副軸受（43）において、上部副軸部（39）が副軸受（43）と接触長さΔＬで実質的に摺接すると考えると、副軸受（43）の面圧Ｐ２は（５）式となる。

Ｐ２＝Ｒ２／（π×ｄ２×ΔＬ）・・・（５）
従って、下部主軸受（42）の面圧Ｐ１と副軸受（43）の面圧Ｐ２を等しくするために、Ｐ１＝Ｐ２を満たすようにすると、（２）〜（５）の式より上述した（１）式を得ることができる。

以上のように、本実施形態の駆動軸（30）は、上記（１）式を満たすように構成されているため、下部主軸受（42）の面圧Ｐ１と副軸受（43）の面圧Ｐ２とを概ね等しくすることができ、双方の軸受（42,43）での摩耗を確実に防止できる。

−実施形態の効果−
上記実施形態によれば、第２対向面（72）から副軸受（43）におけるシリンダ（51）側の端部までの距離Ｌ２を第１対向面（71）から下部主軸受（42）におけるシリンダ（51）側の端部までの距離Ｌ１より大きくしたため、副軸受（43）の軸受反力Ｒ２を下部主軸受（42）の軸受反力Ｒ１と比較して相対的に小さくできる。従って、副軸受（43）を下部主軸受（42）に対して小径に構成しても、副軸受（43）の面圧Ｐ２を低減できる。この結果、副軸受（43）の摺動抵抗を低減でき、副軸受（43）や上部副軸部（39）の摩耗を防止できる。これにより、電動機（20）を比較的高速回転させたとしても、副軸受（43）の信頼性を確保できる。

また、上記実施形態によれば、上記（１）式の関係を満たすように駆動軸（30）を構成したため、下部主軸受（42）と副軸受（43）の面圧Ｐ１、Ｐ２を概ね等しくできる。この結果、各々の軸受（42,43）での摩耗を防止でき、両者の軸受（42,43）の信頼性を確保できる。

また、上記実施形態では、副軸受（43）の軸方向長さｈ２と下部主軸受（42）の軸方向長さｈ１とが等しくなっている。副軸受（43）の面圧を低減する手段としては、副軸受（43）の軸方向長さｈ２を下部主軸受（42）の軸方向長さｈ１に対して相対的に大きくすることも考えられる。しかし、このようにしても、上部副軸部（39）が撓むような高負荷時（駆動軸（30）の高速回転時）には、上部副軸部（39）と副軸受（43）との間に片当たりが生じ、両者の実質的な接触面積を大きくできず、面圧の低減に寄与しない。加えて、上部副軸部（39）が撓まないような低負荷時（駆動軸（30）の低速回転時）には、上部副軸部（39）と副軸受（43）との間の接触面積に増大に起因して、摺動損失が増加してしまう虞がある。

これに対し、本実施形態では、副軸受（43）の軸方向長さｈ２と下部主軸受（42）の軸方向長さｈ１とを等しくしたため、上部副軸部（39）の撓みに適応した実質的な接触面積を確保しつつ、低負荷時における摺動損失の増大を抑制できる。

《その他の実施形態》
上記実施形態については、以下のような構成としてもよい。

上述した実施形態に係る回転式圧縮機（10）は、ピストン（60）にブレード（62）が連結され、ブレード（62）がブレード溝（64）の間で揺動及び進退しながらピストン（60）が偏心回転運動を行う、いわゆる揺動ピストン型（スイング型）に構成されている。しかし、回転式圧縮機（10）は、例えば棒状ないし板状のベーンの先端部がピストン（60）の外周面に摺接し、ピストン（60）がクランク軸（36）の外側で自転しながら偏心回転運動を行う、ロータリベーン型に構成されていてもよい。

また、上記実施形態に係る回転式圧縮機（10）は、ピストン（60）の外周面及びシリンダ室（55）の内周面が真円形状に形成された真円形型に構成されている。しかし、回転式圧縮機（10）は、ピストン（60）の外周面及びシリンダ室（55）の内周面が非円形状に形成された非円形型に構成されていてもよい。例えば非円形型の回転式圧縮機（10）のピストン（60）の外周面の形状は、略半分の部位が半円形で残りの部位が径方向外方に膨出した形状や、楕円形状等が挙げられる。これに対し、シリンダ室（55）の内周面は、回転運動中のピストン（60）の外周面の包絡線に基づいて形成されている。

以上説明したように、本発明は、流体を圧縮する回転式圧縮機に関し、特に駆動軸の副軸受の信頼性の向上対策について有用である。

10 圧縮機（回転式圧縮機）
20 電動機
30 駆動軸
31 主軸
34 下部主軸部（第１軸部）
36 クランク軸
37 副軸
39 上部副軸部（第２軸部）
42 下部主軸受（主軸受）
43 副軸受
50 圧縮機構
51 シリンダ
52 フロントヘッド（第１ヘッド部材）
53 リアヘッド（第２ヘッド部材）
60 ピストン
71 第１対向面
72 第２対向面

Claims (3)

1. 電動機（20）と、主軸（31）と、副軸（37）と、該主軸（31）と副軸（37）との間に配置されるクランク軸（36）とを有し、上記電動機（20）に回転駆動されるように構成される駆動軸（30）と、シリンダ（51）と、該シリンダ（51）の内部に配置され、上記クランク軸（36）が内嵌するピストン（60）と、上記シリンダ（51）の軸方向一端部に積層され、上記主軸（31）の第１軸部（34）を回転可能に支持する主軸受（42）を有する第１ヘッド部材（52）と、上記シリンダ（51）の軸方向他端部に積層され、上記副軸（37）の第２軸部（39）を回転可能に支持する副軸受（43）を有する第２ヘッド部材（53）とを有し、流体を圧縮するように構成される圧縮機構（50）とを備えた回転式圧縮機であって、
   上記駆動軸（30）は、上記第１軸部（34）の外径をｄ１、上記第２軸部（39）の外径をｄ２、上記第１ヘッド部材（52）における上記シリンダ（51）の対向面（71）から上記主軸受（42）における上記シリンダ（51）側の端部までの距離をＬ１、上記第２ヘッド部材（53）における上記シリンダ（51）の対向面（72）から上記副軸受（43）における上記シリンダ（51）側の端部までの距離をＬ２とすると、ｄ２がｄ１より小さく、且つＬ２がＬ１より大きくなるように構成されていることを特徴とする回転式圧縮機。
2. 請求項１において、
   上記駆動軸（30）は、上記シリンダ（51）の軸方向長さをＨとすると、
   Ｌ２＝（Ｌ１＋Ｈ／２）×（ｄ１／ｄ２）−（Ｈ／２）の関係を満たすように構成されていることを特徴とする回転式圧縮機。
3. 請求項１又は２において、
   上記駆動軸（30）は、主軸受（42）の軸方向長さｈ１と副軸受（43）の軸方向長さｈ２とが等しくなるように構成されていることを特徴とする回転式圧縮機。

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