JP3357832B2 - ヘリカルブレード式コンプレッサ - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【発明の属する技術分野】本発明は、圧縮機構部にヘリ
カルブレードを採用したヘリカルブレード式コンプレッ
サに係り、特にヘリカルブレード式コンプレッサの給油
構造の改良に関する。

【０００２】

【従来の技術】室内冷暖房用空気調和機や冷蔵庫等の冷
凍サイクルには、冷媒を圧縮するコンプレッサが備えら
れる。この種のコンプレッサの中には、既存のレシプロ
タイプのコンプレッサやロータリタイプのコンプレッサ
の他に、モータ駆動の圧縮機構部にヘリカルブレードを
採用したヘリカルブレード式コンプレッサが開発されつ
つある。

【０００３】従来のヘリカルブレード式コンプレッサ
は、密閉ケース内に電動機部とこの電動機部の回転駆動
力が回転シャフトを介して伝達されるヘリカルブレード
式圧縮機構部とが収容されており、この圧縮機構部の作
動により冷凍サイクル内を循環する冷媒を連続的に圧縮
し、高圧化させて吐出するようになっている。

【０００４】ヘリカルブレード式コンプレッサはコンプ
レッサの運転を円滑かつスムーズに行なうため、主軸受
や副軸受、クランク部等の各潤滑部（給油部）に給油孔
を設けて給油ポンプから潤滑油を供給し、油潤滑をして
いる。給油ポンプは回転シャフトの一端側（先端側）に
設けられ、この給油ポンプから吐出された潤滑油を回転
シャフトの軸孔として給油通路を介して各給油孔から供
給しており、この潤滑油で各潤滑部が油潤滑されるよう
になっている。

【０００５】

【発明が解決しようとする課題】従来のヘリカルブレー
ド式コンプレッサは、回転シャフトに形成される各給油
孔は全て同じ孔径に形成されていると共に、主軸受と副
軸受の間にヘリカルブレードを収容した圧縮室が回転シ
ャフトの軸方向に複数形成され、主軸受と副軸受の軸受
間距離が長いため、給油ポンプから一番離れた高い位置
にある主軸に供給される給油量が、クランク部や副軸へ
の給油量に比べて少なく、主軸側潤滑部の潤滑不良が生
じる虞があった。

【０００６】また、回転シャフトはコンプレッサ運転に
伴う回転により、ヘリカルブレードと協働してスラスト
力を受けスラスト方向に浮揚し、シフトしようとする
が、このシフト規制は格別に考慮されていなかった。し
たがって、回転シャフトがスラスト力を受けてスラスト
方向に浮き上がると、給油ポンプのローラピンが倒れる
虞があり、ローラピンが大きく傾斜したり、倒れるとロ
ーラピンの周端部がポンプ室周辺をかじり、損傷させる
虞があった。

【０００７】本発明は、上述した事情を考慮してなされ
たもので、ヘリカルブレード式圧縮機構部の各潤滑部に
最適量の潤滑油を給油し、各潤滑部を円滑かつスムーズ
に油潤滑し、給油効率を向上させてコンプレッサ運転の
信頼性を向上させたヘリカルブレード式コンプレッサを
提供するにある。

【０００８】本発明の他の目的は、ヘリカルブレード式
圧縮機構部の各潤滑部に最適量の潤滑油を振り分けて供
給し、各潤滑部の油潤滑を円滑かつスムーズに行なって
各潤滑部の摩耗や損耗を有効的かつ未然に防止したヘリ
カルブレード式コンプレッサを提供するにある。

【０００９】本発明の別の目的は、回転シャフトのスラ
スト方向の浮き上がりを防止し、ポンプ室内壁の損傷を
防ぎ、給油ポンプを円滑かつスムーズに作動させ、信頼
性を向上させたヘリカルブレード式コンプレッサを提供
するにある。

【００１０】

【課題を解決するための手段】本発明に係るヘリカルブ
レード式コンプレッサは、上述した課題を解決するため
に、請求項１に記載したように、電動機部とこの電動機
部の回転駆動力が回転シャフトを介して伝達されるヘリ
カルブレード式圧縮機構部とを密閉ケース内に収容した
ヘリカルブレード式コンプレッサにおいて、前記回転シ
ャフトの先端部に給油ポンプを備え、この給油ポンプか
らの吐出油を回転シャフト内を軸方向に延びる給油通路
に案内させる一方、上記給油通路から各潤滑部に複数の
給油孔をそれぞれ分岐させて連通させ、上記給油孔は給
油ポンプから離れた位置から給油ポンプ側に向って開口
面積が順次小さくなるようにしたものである。

【００１１】また、上述した課題を解決するために、本
発明に係るヘリカルブレード式コンプレッサは、請求項
２に記載したように、回転シャフトの主軸、クランク部
および副軸に給油通路から半径方向外方に延びる給油孔
がそれぞれ形成され、各給油孔の孔径は主軸側給油孔＞
クランク部側給油孔＞副軸側給油孔の関係に設定したも
のである。

【００１２】またさらに、上述した課題を解決するため
に、本発明に係るヘリカルブレード式コンプレッサは、
請求項３に記載したように、給油ポンプは、回転シャフ
ト先端部と副軸受内径とスラストプレートとで形成され
るポンプ室にローラピンが介装された容積型ポンプで構
成され、上記ローラピンの対角線長さをＬ、回転シャフ
トのポンプ部長さをｌ、回転シャフト端面とスラストプ
レート面との最大間隙をΔδとしたとき、Ｌ＞ｌ＋Δδ
の関係が成立するものである。

【００１３】

【００１４】

【発明の実施の形態】以下、本発明に係るヘリカルブレ
ード式コンプレッサの一実施形態について添付図面を参
照して説明する。

【００１５】図１は、本発明に係るヘリカルブレード式
コンプレッサの第１実施形態を示す縦断面図である。こ
のコンプレッサ１０は、縦置き型タイプのもので筒状の
密閉ケース１１内にヘリカルブレード式圧縮機構部１２
と電動機部１３とが収容される。圧縮機構部１２は電動
機部１３からの回転駆動力が回転シャフト１６を介して
伝達される。回転シャフト１６は主軸１６ａ、クランク
部１７および副軸１６ｂから構成される。

【００１６】電動機部１３は密閉ケース１１に圧入固定
されるモータステータ１４とこのモータステータ１４内
に回転自在に収容されるモータロータ１５とから構成さ
れ、モータロータ１５は出力シャフトである回転シャフ
ト１６に回転一体に軸装される。

【００１７】一方、ヘリカルブレード式圧縮機構部１２
は密閉ケース１１に固定されるシリンダ１８と、このシ
リンダ１８内に偏心して配置される回転体としてのロー
ラ２０と、このローラ２０とシリンダ１８との間に介装
される螺旋状のブレード（ヘリカルブレード）２２とを
有する。ヘリカルブレード２２は、ローラ２０の外周部
に形成される螺旋状のブレード溝（ヘルカル溝）２１に
出し入れ自在に収容されるが、シリンダ１８の内周部に
ヘリカル溝を形成し、このヘリカル溝に螺旋状のブレー
ド（ヘリカルブレード）２２を出し入れ自在に介装して
もよい。このヘリカルブレード２２によりシリンダ１８
とローラ１９との間に複数の圧縮室２３がローラ２０の
軸方向に沿ってラジアル状に区画形成される。ブレード
溝２１の溝ピッチやヘリカルブレード２２のブレードピ
ッチはシリンダ軸方向に漸次小さくなるように形成され
る。

【００１８】ヘリカルブレード２２は弾性材料、プラス
チック材料またはテフロン等の油含浸させたフッ素樹脂
もしくはフッ素プラスチック材料で成形される。ヘリカ
ルブレード２２はシリンダ１８の内周壁に気密に当接さ
れる一方、ローラ２０の外周面に形成される横断面矩形
のヘリカル溝２１に相対的に出し入れスライド自在に収
容される。

【００１９】ヘリカルブレード式圧縮機構部１２のロー
ラ２０は回転シャフト１６のクランク部１７に軸装さ
れ、シリンダ１８内に偏心して内接される。回転シャフ
ト１６の回転によりローラ２０はシリンダ１８内を偏心
回転するようになっている。その際、ヘリカルブレード
２２の摩耗を考慮して、一般的なオルダム機構２４等の
回転防止機構によりローラ２０が回転せず、公転だけす
るように構成されている。ヘリカルブレード２２の摩耗
の問題が解決されれば、オルダム機構を廃止して、ロー
ラ２０は公転しつつ自転するように構成してもよい。

【００２０】回転シャフト１６はシリンダ１８の軸方向
両端を閉塞する主軸受２５と副軸受２６で回転自在に支
持される。回転シャフト１６は電動機部１３への通電に
より、モータロータ１４が回転駆動されると回転し、こ
の回転シャフト１６のクランク部１７のクランク作用に
より、ヘリカルブレード式圧縮機構部１２のローラ２０
はシリンダ１８内を公転するようになっている。ローラ
２０の公転により、ヘリカルブレード２２と協働し、吸
込パイプ２８から吸い込まれた被圧縮冷媒ガスとしての
冷媒を連続的に圧縮するようになっている。吸込パイプ
２８は冷媒流路パイプとして密閉ケース１１内に突出
し、ヘリカルブレード式圧縮機構部１２のパイプ取付箇
所２９に取り付けられる。

【００２１】パイプ取付箇所２９はシリンダ１８の副軸
受側の外周に突出して設けられるボス状突出部で形成さ
れ、この突出部２９のパイプ取付孔に吸込パイプ２８の
パイプ先端部が焼き嵌めや冷し嵌めによる圧入あるいは
打込みにより嵌入されて固定される。符号３０は吐出パ
イプである。

【００２２】また、シリンダ１８の副軸受２６側に内周
段部３１が周方向に形成され、この内周段部３１にロー
ラ２０の外周フランジ３２が係合し、ローラ２０の軸方
向移動が規制され、ストッパ機構が構成される。ローラ
２０の外周フランジ３２をシリンダ１８の内周段部３１
の少なくとも一部に係合させることにより、ヘリカルブ
レード２２のブレード作用に伴うローラ２０の軸方向移
動を規制することができる。

【００２３】一方、ヘリカルブレード式コンプレッサ１
０に備えられる回転シャフト１６の先端部（副軸１６
ｂ）に給油ポンプ３３が設けられる。この給油ポンプ３
３は容積型ポンプとしてのロータリポンプであり、図２
および図３に示すように回転シャフト１６の先端部（副
軸１６ｂ）と副軸受２６内径の偏心部（ポンプ部）とス
ラストプレート３４とにより弧状のポンプ室（シリンダ
室）３５が形成され、このポンプ室３５にポンプ作用を
行なうローラピン３６が収容されて構成される。ローラ
ピン３６は摺動ガイド溝３７に出し入れ自在に収容さ
れ、この摺動ガイド溝３７は回転シャフト１６の副軸１
６ｂ外周部を切り欠くことにより形成される。

【００２４】摺動ガイド溝３７は半径方向外方に開口し
て内部にローラピン３６を出し入れ摺動自在に収容し、
回転シャフト１６の回転に伴う遠心力作用で、ポンプ室
３５の内周壁側に押し付けられ、この内周壁の壁面沿い
に転動するようになっている。このポンプ室３５は、副
軸受２６の偏心した内径（内周壁）により外周側が画成
され、この副軸受２６の内周壁面と回転シャフト副軸１
６ｂの外周面とによりポンプ室３５が弧状に形成され
る。

【００２５】また、スラストプレート３４は回転シャフ
ト１６の端面を塞ぐように副軸受２６にボルト締めある
いはねじ締め等で固定される。スラストプレート３４は
密閉ケース１１内底部に貯溜された潤滑油３９内に浸漬
される一方、上記スラストプレート３４には給油ポンプ
３３のポンプ室３５に連通するオイル吸込ポート４０が
形成される。この吸込ポート４０は、給油ポンプ３３の
ポンプ室３５に連通され、ポンプ室３５に潤滑油３９が
吸い込まれるようになっている。なお、符号３８ａ，３
８ｂは回転シャフト１６に取り付けられたバランサウェ
イトであり、このバランサウェイト３８ａ，３８ｂによ
り回転シャフト１６を回転バランスさせるようになって
いる。

【００２６】一方、給油ポンプ３３の吐出ポート４１は
回転シャフト１６の副軸１６ｂに形成され、ポンプ室３
５から半径方向内方に延びて給油通路４３に連通され
る。給油通路４３は回転シャフト１６の軸孔で形成さ
れ、回転シャフト１６の内部を軸方向に延設される。給
油通路４３は回転シャフト１６のスラストプレート３４
側端面からクランク部１７を通って主軸１６ａ内に延び
て終端している。

【００２７】回転シャフト１６に形成された給油通路４
３から複数の給油孔４５，４６，４７が順次分岐され
る。各給油孔４５，４６，４７は半径方向外方に延びて
ヘリカルブレード式圧縮機構部１２の各潤滑部に連通さ
れ、各潤滑部に給油ポンプ３３から吐出された潤滑油３
９を供給して油潤滑している。給油通路４３から分岐さ
れた各給油孔４５，４６，４７は、少なくとも回転シャ
フト主軸１６ａの潤滑部、クランク部１７の潤滑部およ
び副軸１６ｂの潤滑部にそれぞれ連通される。

【００２８】その際、ヘリカルブレード式コンプレッサ
１０では、主軸受２５と副軸受２６との間にヘリカルブ
レード２２が納められて複数の圧縮室２３がシャフト軸
方向に形成される。このため、主軸受２５と副軸受２６
の軸受間距離が長く、給油ポンプ３３から遠い主軸側潤
滑部は給油量を確保しにくい。

【００２９】このヘリカルブレード式コンプレッサ１０
では、主軸側潤滑部に通じる給油孔４７の孔径を一番大
きくし、以下、クランク部潤滑部への給油孔４６および
副軸側潤滑部の給油孔４５の順に孔径を順次小さくなる
ように形成して、給油ポンプから吐出される潤滑油を各
々最適となるように分配し、給油効率を向上させてい
る。すなわち、各給油孔４５，４６，４７は給油ポンプ
３３から離れるに従って孔径が大きくなるように設定さ
れる。

【００３０】給油ポンプ３３から一番遠い主軸側給油孔
４７の孔径を一番大径とし、給油ポンプ３３に近付くに
連れて給油孔４７の孔径を漸次小さくする。すなわち、
各給油孔４５，４６，４７の孔径に、主軸側給油孔＞ク
ランク部側給油孔＞副軸側給油孔の大小関係を持たせ
る。

【００３１】この結果、給油ポンプ３３から吐出される
潤滑油が主軸１６ａ、クランク部１７および副軸１６ｂ
の各潤滑部に必要な最適油量に振り分けることが可能と
なり、給油効率を改善することができる。

【００３２】なお、各給油孔４５，４６，４７の孔径を
変える代りに、同一孔径の給油孔を用い、主軸側給油孔
の本数を最も多くし、以下、クランク部側給油孔、副軸
側給油孔の本数を順次少なくすることにより、結果的に
主軸側給油孔の開口面積を大きくしてもよい。

【００３３】一方、給油ポンプ３３は、図４に示すよう
に、ポンプ室３５に収納されるローラピン３６の対角線
長さをＬ、回転シャフト１６のポンプ部の長さをｌ、回
転シャフト端面とスラストプレート３４のプレート面と
の最大間隙をΔδとすると、

【数１】Ｌ ＞ ｌ＋Δδ ……（１） の関係が成立するように組み立てられる。

【００３４】上記の（１）式が成立すると、回転シャフ
ト１６の回転に伴って図３（Ａ）〜（Ｄ）に示すように
給油ポンプ３３がポンプ作用するとき、回転シャフト１
６がヘリカルブレード２２のブレード作用で浮き上が
り、回転シャフト１６端面とスラストプレート３４との
間の隙間が形成されてもローラピン３６ｔが大きく傾い
たり、倒れることを防止できる。（１）式が成立する
と、間隙Δδが図４に示すように最大の状態でローラピ
ン３６が倒れようとしても、ローラピン３６の両端が回
転シャフト１６とスラストプレート３４に当接するた
め、それ以上ローラピン３６が倒れるのを防止すること
ができ、給油ポンプ３３のポンプ作用を阻害したり、ポ
ンプ室３５の周壁面をかじったり、損傷を与えることを
未然にかつ有効的に防止できる。

【００３５】仮に、（１）式に代って、ローラピン３６
の対角線長さＬと、回転シャフト１６のポンプ部長さｌ
と、最大間隙Δδとの間に、次式が成立すると、

【数２】Ｌ ＜ ｌ＋Δδ ……（２） ローラピン３６が傾いてピン下端がスラストプレート３
４に当接しても、図５に示すように、ローラピン３６の
ピン上端は回転シャフト１６のポンプ部上面から離れて
おり、隙間ｄが存在するので、ローラピン３６はポンプ
室３５の最大偏心位置でさらに倒れ、図６に示すように
なる。

【００３６】図６に示された状態では、ローラピン３６
の上部および下部周縁部が回転シャフト１６のポンプ部
上面および外周面、スラストプレート３４のプレート面
および副軸受２６の内径（ポンプ部周壁面）に４箇所
ａ，ｂ，ｃ，ｄで当接し、タイト状態となる。このロー
ラピン３６がタイト状態で回転シャフト１６を回転させ
ると、ローラピン３６が摺動ガイド溝３７内に円滑に戻
ることができず、ポンプ室３５を構成する回転シャフト
１６のポンプ部やスラストプレート３４、副軸受２６の
ポンプ部内径に大きなダメージを与え、ポンプ室３５の
側壁を損傷させ、ローラピン３６の摩耗や損耗が大きく
なる虞がある。

【００３７】しかし、このヘリカルブレード式コンプレ
ッサ１０においては、給油ポンプ３３のローラピン３６
の対角線長さＬと回転シャフト１６のポンプ部長さｌと
最大間隙Δδとの間に（１）式が成立するので、ローラ
ピン３６をポンプ室３５内で円滑かつスムーズに転動あ
るいは摺動させることができ、給油ポンプ３３のポンプ
効率を阻害することなく、ポンプの信頼性向上を図るこ
とができる。

【００３８】次に、ヘリカルブレード式コンプレッサ１
０の作用を説明する。

【００３９】ヘリカルブレード式コンプレッサ１０は空
気調和機や冷蔵庫、冷凍ショーケース等の冷凍サイクル
に組み込まれて使用される。このコンプレッサ１０は電
動機部１３への通電により起動され、モータロータ１５
が回転駆動せしめられる。このモータロータ１５の回転
駆動力は回転シャフト１６のクランク部１７に伝達さ
れ、ローラ２０を公転（偏心回転）させる。

【００４０】このローラ２０の公転により、シリンダ１
８の他側に形成される低圧側圧縮室２３に吸込パイプ２
８から被圧縮流体である冷媒が吸い込まれる。低圧側圧
縮室２３に流入した冷媒はローラ２０の公転により、シ
リンダ１８とローラ２０とヘリカルブレード２２とで形
成される圧縮室２３をシリンダ軸方向に沿ってヘリカル
状（螺旋状）に順次移動され、その間に圧縮室２３の容
積が順次縮小されて連続的に圧縮せしめられる。圧縮さ
れた冷媒は高圧側圧縮室２３から吐出口４９を経て密閉
ケース１１内に吐出され、続いて密閉ケース１１とモー
タステータ１４との間やモータステータ１４とモータロ
ータ１５との間などに形成される隙間などを通って、吐
出パイプ３０から密閉ケース１１外に吐出されるように
なっている。

【００４１】このヘリカルブレード式コンプレッサ１０
においては、ヘリカルブレード式圧縮機構部１２のシリ
ンダ１８外周側に少なくとも３箇所の取付固定部５０を
ケース周方向にほぼ等間隔に設け、少なくとも３箇所の
取付固定部５０で密閉ケース１１に固定させたので、ヘ
リカルブレード式圧縮機構部１２を密閉ケース１１内に
安定的に固定支持させることができる。

【００４２】また、ヘリカルブレード式コンプレッサ１
０の運転に伴って回転シャフト１６が回転駆動せしめら
れると、この回転シャフト１６の回転に伴ってロータリ
型の給油ポンプ３３がポンプ作用する。給油ポンプ３３
のポンプ作用により、オイル吸込ポート４０からポンプ
室３５に吸い込まれた潤滑油３９は、ローラピン３６の
転動により圧縮され、オイル吐出ポート４１から給油通
路４３内に吐出される。

【００４３】給油通路４３に吐出された潤滑油は続いて
各給油孔４５，４６，４７を通ってヘリカルブレード式
圧縮機構部１２の各潤滑部、例えば主軸側潤滑部、クラ
ンク部側潤滑部、副軸側潤滑部に給油され、各潤滑部を
オイル潤滑させる。

【００４４】その際、各給油孔４５，４６，４７は、主
軸側給油孔４７からクランク部側給油孔４６、および副
軸側給油孔４５に向かい、給油ポンプ３３に近付くに連
れて孔径あるいは開口面積が順次小さくなるように形成
したので、各潤滑部に最適量の潤滑油をそれぞれ給油さ
せることができる。このため、ヘリカルブレード式圧縮
機構部１２の各潤滑部を円滑かつスムーズに効率よく潤
滑し、焼付きやかじり等を効果的に防止できる。

【００４５】図７は、本発明に係るヘリカルブレード式
コンプレッサの第２実施形態を示す下部の縦断面図であ
る。

【００４６】この実施形態に示されたヘリカルブレード
式コンプレッサ１０Ａは、回転シャフト１６をスラスト
プレート３４側にばね付勢するばね手段５５を設けた構
成が第１実施形態に示されたコンプレッサ１０と基本的
に相違し、他の構成は実質的に異ならないので同一符号
を付して説明を省略する。

【００４７】ばね手段５５は例えばコイルばね、皿ば
ね、板ばねで構成され、主軸受２５のクランク部１７側
に設けられる。ばね手段５５は回転シャフト１６を副軸
受２６側に押圧し、回転シャフト１６の浮き上がりを防
止している。

【００４８】ばね手段５５は、ヘリカルブレード２２の
ブレード作用に伴うスラスト力に打ち勝つように、回転
シャフト１６をスラストプレート３４側に常時押圧し、
回転シャフト１６のスラスト方向の動きを規制し、回転
シャフト１６端面とスラストプレート３４との間に隙間
が生じないようにばね付勢している。このばね手段５５
を主軸受２５と回転シャフト１６との間に介装させるこ
とで、回転シャフト１６の端面とスラストプレート３４
との間に隙間が生じるのを未然に防止でき、給油ポンプ
３３のローラピン３６がポンプ室３５内で倒れるのを確
実に防止できる。このため、ポンプ室３５周壁の損傷を
未然にかつ有効的に防ぐことができ、ポンプ作用を円滑
かつスムーズに行なうことができる。したがって、給油
ポンプ３３の信頼性を向上させることができる。

【００４９】このヘリカルブレード式コンプレッサにお
いても、図１にコンプレッサと同等の作用効果を奏する
ことができる。

【００５０】

【発明の効果】以上に述べたように本発明に係るヘリカ
ルブレード式コンプレッサにおいては、給油ポンプから
供給される給油量が、ヘリカルブレード式圧縮機構部の
各潤滑部をオイル潤滑するのに最適量となるように振り
分ける（分配する）ことができるので、潤滑油不足が生
じることなく、各潤滑部をオイル潤滑させることがで
き、ヘリカルブレード式圧縮機構部を円滑かつスムーズ
に作動させてコンプレッサ性能や信頼性を向上させるこ
とができる。

【００５１】請求項１に係る発明では、給油通路からの
複数の給油孔は、給油ポンプから離れるに従って給油孔
の開口面積を大きくしたので、各潤滑部に給油される給
油量が最適となるように振り分けることができ、潤滑油
不足による焼損や破損を有効的に防止でき、コンプレッ
サ性能を向上させ、信頼性を向上させることができる。

【００５２】請求項２に係る発明では、給油通路か分岐
される各給油孔の孔径を、 主軸側給油孔＞クランク部側給油孔＞副軸側給油孔 の関係に設定したので、潤滑油が供給されにくい主軸側
をも円滑かつスムーズにオイル潤滑させることができ、
コンプレッサ作動の信頼性を向上させることができる。

【００５３】請求項３に係る発明では、容積型給油ポン
プの寸法関係を、ローラピンの対角線長さＬ、回転シャ
フトのポンプ部長さｌ、回転シャフト端面とスラストプ
レート面との最大間隙Δδとの間に

【数３】Ｌ ＞ ｌ＋Δδ ……（３） の関係を持たせたので、給油ポンプの作動時に、ポンプ
室内でローラピンが大きく傾いたり、倒れるのを有効的
に防止でき、ローラピンによるポンプ作動が円滑かつス
ムーズに行なわれるので、給油効率を向上させることが
でき、さらにポンプ部各部の摩耗や損耗を有効的に防止
し、ポンプ機能を効率よく発揮させることができる。

【００５４】

【図面の簡単な説明】

【図１】本発明に係るヘリカルブレード式コンプレッサ
の第１実施形態を示す縦断面図。

【図２】図１に示されたヘリカルブレード式コンプレッ
サを拡大して示す下部の縦断面図。

【図３】（Ａ），（Ｂ），（Ｃ）および（Ｄ）は上記ヘ
リカルブレード式コンプレッサに備えられるロータリ型
給油ポンプのポンプ作動を順に説明する図。

【図４】給油ポンプの寸法関係において、ローラピンの
対角線長さＬと回転シャフトポンプ部の長さｌと回転シ
ャフト端面およびスラストプレートの最大間隙Δδとの
間にＬ＞ｌ＋Δδの関係が成立されるときのローラピン
の傾きを説明する図。

【図５】給油ポンプの寸法関係にＬ＜ｌ＋Δδの関係が
成立する場合のローラピンの傾きを説明する図。

【図６】図５の寸法関係が成立するとき、ローラピンの
タイト状態を説明する図。

【図７】本発明に係るヘリカルブレード式コンプレッサ
の第２実施形態を示す下部の縦断面図。

【符号の説明】

１０，１０Ａ ヘリカルブレード式コンプレッサ １１ 密閉ケース １２ ヘリカルブレード式圧縮機構部 １３ 電動機部 １４ モータステータ １５ モータロータ １６ 回転シャフト １６ａ 主軸 １６ｂ 副軸 １７ クランク部 １８ シリンダ ２０ ローラ ２１ ブレード溝（ヘリカル溝） ２２ ヘリカルブレード ２３ 圧縮室 ２４ オルダム機構 ２５ 主軸受 ２６ 副軸受 ２８ 吸込パイプ ２９ パイプ取付箇所 ３０ 吐出パイプ ３１ 内周段部 ３２ 外周フランジ ３３ 給油ポンプ ３４ スラストプレート ３５ ポンプ室（シリンダ室） ３６ ローラピン ３７ 摺動ガイド溝 ３９ 潤滑油 ４０ オイル吸込ポート ４１ 吐出ポート ４３ 給油通路 ４５，４６，４７ 給油孔 ５５ ばね手段

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者 矢嶋 寿也 神奈川県川崎市幸区柳町70番地 株式会 社東芝 柳町工場内 (56)参考文献 特開 平４−58086（ＪＰ，Ａ) 特開 平６−272683（ＪＰ，Ａ) 実開 昭56−13574（ＪＰ，Ｕ) 実開 平２−114781（ＪＰ，Ｕ) (58)調査した分野(Int.Cl.⁷，ＤＢ名) F04C 18/344 F04C 29/02

Claims (3)

(57)【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】 電動機部とこの電動機部の回転駆動力が
   回転シャフトを介して伝達されるヘリカルブレード式圧
   縮機構部とを密閉ケース内に収容したヘリカルブレード
   式コンプレッサにおいて、前記回転シャフトの先端部に
   給油ポンプを備え、この給油ポンプからの吐出油を回転
   シャフト内を軸方向に延びる給油通路に案内させる一
   方、上記給油通路から各潤滑部に複数の給油孔をそれぞ
   れ分岐させて連通させ、上記給油孔は給油ポンプから離
   れた位置から給油ポンプ側に向って開口面積が順次小さ
   くなるようにしたことを特徴とするヘリカルブレード式
   コンプレッサ。
2. 【請求項２】 回転シャフトの主軸、クランク部および
   副軸に給油通路から半径方向外方に延びる給油孔がそれ
   ぞれ形成され、各給油孔の孔径は主軸側給油孔＞クラン
   ク部側給油孔＞副軸側給油孔の関係に設定した請求項１
   記載のヘリカルブレード式コンプレッサ。
3. 【請求項３】 給油ポンプは、回転シャフト先端部と副
   軸受内径とスラストプレートとで形成されるポンプ室に
   ローラピンが介装された容積型ポンプで構成され、上記
   ローラピンの対角線長さをＬ、回転シャフトのポンプ部
   長さをｌ、回転シャフト端面とスラストプレート面との
   最大間隙をΔδとしたとき、Ｌ＞ｌ＋Δδの関係が成立
   する請求項１記載のヘリカルブレード式コンプレッサ。