JP5626041B2 - 往復式圧縮機 - Google Patents

Description

本発明は、冷蔵庫などの冷凍サイクル装置や空気圧縮機等に使用される往復式圧縮機に関するものである。

近年、地球環境保護のため、省エネルギー化への要求はますます強まってきており、冷蔵庫やその他の冷凍サイクル装置に用いられる往復式圧縮機や、工業分野などに使用される空気用往復式圧縮機等においても、高効率化が強く要望されている。

従来、この種の往復式圧縮機としては、シリンダ内を往復運動するピストンへの効果的な給油により、ピストンとシリンダ間で発生する摺動損失を低減し、往復式圧縮機の効率を改善したものが知られている（例えば、特許文献１、特許文献２参照）。

図１０は、特許文献１に記載された従来の往復式圧縮機の断面図、図１１は、特許文献１に記載された従来の往復式圧縮機のシリンダ部の拡大図である。
図１０、図１１に示すように、従来の往復式圧縮機は、容器１０１内において、底部にオイル１０２を貯留するとともに作動流体１０３が充填され、さらに圧縮機本体１０４が収納されている。圧縮機本体１０４は、サスペンションスプリング１０５によって、容器１０１内に弾性的に支持されている。

圧縮機本体１０４は、電動要素１０６と、この電動要素１０６により回転駆動される圧縮要素１０９とから構成されている。圧縮要素１０９は、電動要素１０６の上方に配設され、電動要素１０６は、固定子１０７および回転子１０８を有している。

圧縮要素１０９は、偏心軸１１０と主軸１１１を備えたクランクシャフト１１２と、圧縮室１１３を形成するシリンダ１１４と主軸１１１を支持する軸受部１２３を備えたブロック１１５と、シリンダ１１４の内部を往復運動するピストン１１６と、シリンダ１１４の端面を封止するバルブプレート１１７と、バルブプレート１１７に備えられ、圧縮室１１３の内外を連通する吸入孔（図示せず）および吐出孔１１９をそれぞれ開閉する吸入バルブ１２０と吐出バルブ（図示せず）と、偏心軸１１０とピストン１１６を連結する連結手段１２２を備えている。

また、シリンダ１１４は、上部に切欠部１２９が形成され、シリンダ１１４の内周面には、図１１に示すように、ピストン１１６の外周面に対向する給油溝１２４が形成されている。

クランクシャフト１１２の主軸１１１は、ブロック１１５の軸受部１２３に回転自在に軸支されるとともに、回転子１０８が固定されている。

往復式圧縮機は、固定子１０７に電流を流して磁界を発生させ、主軸１１１に固定された回転子１０８を回転させることで、クランクシャフト１１２が回転し、偏心軸１１０に取り付けられた連結手段１２２を介して、ピストン１１６がシリンダ１１４内を往復運動し、吸入、圧縮、吐出行程の一連のサイクルを繰り返す。

次に、潤滑油の経路について説明する。

容器１０１の下部に貯留されたオイル１０２は、クランクシャフト１１２の下部から、
シャフト１１２の回転により発生する遠心力によってシャフト１１２内部を上昇し、シャフト１１２に形成されたオイル溝１２５へ供給され、軸受部１２３を潤滑する。

そして、オイル溝１２５を通過したオイルは、偏心軸１１０の内部に形成された孔１２６に流入し、その一部は、偏心軸１１０に形成された孔１２６から連結手段１２２の大端１２７と偏心軸１１０の間のクリアランスに供給され、残りは、偏心軸１１０内部の孔１２６から上部へ上昇し、偏心軸１１０の上端部からシャフト１１２の回転による遠心力で四方に振り撒かれる。

ピストン１１６が下死点近傍にあり、ピストン１１６の外周面の一部がシリンダ１１４から容器１０１の空間に露出しているとき、偏心軸１１０の上端部から振り撒かれたオイル１０２の一部は、シリンダ１１４の切欠部１２９に一旦付着し、切欠部１２９から滴下して給油溝１２４を経由し、ピストン１１６の外周部に供給される。そして、そのオイル１０２は、ピストン１１６がシリンダ１１４を往復運動することにより、ピストン１１６とシリンダ１１４の間のクリアランスに供給される。

その結果、ピストン１１６とシリンダ１１４の間のクリアランスに十分にオイル１０２が供給され、ピストン１１６が往復運動することにより発生するピストン１１６とシリンダ１１４との摺動損失を低減することで、往復式圧縮機の入力を低減することができ、機械効率を改善することができる。

図１２は、特許文献２に記載された従来の往復式圧縮機の断面図、図１３は、特許文献２に記載された従来の往復式圧縮機のシリンダ部の拡大図である。特許文献１と同一または相当する構成要素には、同一の符号を付して説明する。

図１２、図１３に示すように、特許文献２に記載された従来の往復式圧縮機の圧縮機本体は、電動要素１０６と、この電動要素１０６により回転駆動される圧縮要素１０９とから構成されている。圧縮要素１０９は、電動要素１０６の下方に配設され、電動要素１０６は、固定子１０７および回転子１０８を有している。

圧縮要素１０９は、偏心軸１１０と主軸１１１を備えたクランクシャフト１１２と、圧縮室１１３を形成するシリンダ１１４と主軸１１１を支持する軸受部１２３を形成したブロック１１５と、シリンダ１１４内部を往復運動するピストン１１６と、シリンダ１１４の端面を封止するバルブプレート１１７と、偏心軸１１０とピストン１１６を連結するコンロッド１３０とピストンピン１３１を備えている。

図１３に示すように、シャフト１１２の偏心部１１０には、オイル供給路１１０ａと給油孔１１０ｂが、また、コンロッド１３０の内部には、連通路１３０ａが、さらに、ピストンピン１３１の内部には、給油路１３１ａがそれぞれ設けられ、これらによって一つのオイル経路１３４を形成し、ピストン１１６とシリンダ１１４の摺動部にオイル１０２を供給している。

また、シリンダ１１４の上部には、切欠き１３３が設けられ、往復式圧縮機運転中の非圧縮時、すなわち、ピストン１１６が、上死点から下死点に移動するときに、容器内１３２とピストンピン１３１に形成された給油路１３１ａが連通する構成となっている。

その結果、非圧縮時には、ピストンピン１３１内部の給油路１３１ａと、容器内１３２と、ピストン１１６と、シリンダ１１４の間のクリアランスの圧力差が無くなり、オイル１０２は、容易にピストン１１６の外周部に供給され、ピストン１１６とシリンダ１１４の摺動損失を低減することができ、往復式圧縮機の機械効率を改善することができる。

特開２０１０−５３７２７号公報 特開２０００−３４５９６５号公報

しかしながら、上記特許文献１の構成は、シャフト１１２の偏心軸１１０の上部から振り撒かれる高温のオイル１０２が、ピストン１１６の外周部だけでなく、容器１０１内全体に振り撒かれるため、容器１０１内の作動冷媒と混ざり合いその結果、冷媒は、温度が上昇した状態で吸入マフラー（図示せず）から圧縮室内に流入する。

また、振り撒かれたオイルは、高温になる周囲のシリンダ１１４、吐出ライン１２８に降り掛かることにより、さらに熱せられ、容器１０１内の作動流体の温度を上昇させてしまう。その結果、体積効率が低下し、往復式圧縮機の効率が低下するとういう課題を有していた。

さらに、上記特許文献２の構成は、ピストン１１６とシリンダ１１４の間に供給されるオイル１０２が、偏心軸１１０の給油孔１１０ｂからピストン１１６側に流入した後、一つのオイル経路１３４を辿り、ピストン１１６外周部に到達する構成となっている。これにより、容器１０１の下部にオイル１０２と共に堆積した軸受などの摺動部において発生した金属の摩耗粉や、配管のろう付けなどにより配管内面に付着した固形酸化物が、オイル１０２と共にコンロッド１３０の連通路１３０ａに流入し、ここからピストン１１６の外周面に到達してピストン１１６とシリンダ１１４の間に供給され、ピストン１１６外周面およびシリンダ１１４内表面を傷付けることがある。その結果、信頼性を低下させ、摺動損失の増加により入力が増加する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、容器内の作動冷媒とオイルとの混ざり合いを無くし、作動冷媒のオイル濃度を低下させることで、作動冷媒の温度の上昇を抑制して体積効率を上げ、また、ピストンとシリンダの間へ効果的にオイルを供給することで、摺動損失の低減をはかり、入力を低減することで圧縮機の効率を高めることを目的とする。また、金属粉等のごみのピストンへ供給されるオイルへの混入を抑制することで、往復式圧縮機の信頼性を高めることを目的とする。

上記従来の課題を解決するために、本発明の往復式圧縮機は、シャフトを構成する偏心軸に、該偏心軸の内部に形成された給油経路と、該偏心軸の外周部を連通する給油孔を設けることにより、前記給油経路を前記給油孔のみと連通する構成とし、コンロッドの内部に、前記偏心軸に設けられた前記給油孔と連通する連通路を設け、さらに、ピストンピンに、前記コンロッドに設けられた前記連通路とピストンの外周部を連通する連通路を設け、さらに、前記コンロッドに設けられた前記連通路に、容器内に連通する連通孔を設けたものである。

上記構成によれば、ピストンとシリンダ間のオイルの給油を確保した上で、偏心軸に形成された給油経路を流れるオイルは、給油孔を介して前記コンロッドの連通路へと流れるため、偏心軸から密閉容器内へ振り撒かれることがない。

その結果、容器内の作動流体におけるオイルの混入増加、および、温度上昇を防ぐことができ、往復式圧縮機の体積効率を向上させることができる。

また、前記ピストンとシリンダ間へ効果的にオイルを供給することで摺動損失を低減させることができ、往復式圧縮機の入力を低減することができる。

さらに、前記コンロッドに、容器内と連通する連通路を設けたことにより、オイルに混入した金属粉等のごみを容器内に排出することができる。その結果、ごみがピストンとシリンダ間に流入することを防ぎ、前記ピストンやシリンダの表面の傷付きを防止し、往復式圧縮機の信頼性を向上することができる。

本発明の往復式圧縮機は、偏心軸の給油経路を流れるオイルの容器内への振り撒きを無くし、容器内の作動流体におけるオイルの混入増加、および、温度上昇を防ぐことで、体積効率を向上させることができる。また、ピストンとシリンダ間へ効果的にオイルを供給することで摺動損失を低減させ、往復式圧縮機の入力を低減して効率を向上させることができる。さらに、ピストンとシリンダ間への金属粉等のごみの流入を防ぐことで、往復式圧縮機の信頼性を向上させることができる。

本発明の実施の形態１における往復式圧縮機の縦断面図 同実施の形態１における往復式圧縮機のピストンが下死点にあるピストン周辺の拡大断面図 同実施の形態１における往復式圧縮機の図２に示すＡ―Ａ線によるピストン周辺の横断面図 同実施の形態１における往復式圧縮機のオイルの流れを説明する模式図 同実施の形態１における往復式圧縮機の動作を説明する模式図 本発明の実施の形態２における往復式圧縮機のピストンが下死点にあるピストン周辺の拡大断面図 同実施の形態２における往復式圧縮機の図６に示すＢ―Ｂ線によるピストン周辺の横断面図 本発明の実施の形態３における往復式圧縮機のピストンが下死点にあるピストン周辺の拡大断面図 同実施の形態３における往復式圧縮機の図８に示すＣ―Ｃ線によるピストン周辺の横断面図 従来例を示す往復式圧縮機の断面図 同往復式圧縮機におけるシリンダ部の拡大図 異なる従来例を示す往復式圧縮機の断面図 同往復式圧縮機における圧縮機構部の拡大図断面図

請求項１に記載の発明は、オイルを貯留した容器内に、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納し、前記圧縮要素を、軸受部と圧縮室を具備するシリンダブロックと、前記圧縮室内を往復運動するピストンと、前記電動要素の回転子が固定された主軸と偏心軸を有し、かつ前記軸受部で回転自在に軸支されたシャフトと、前記ピストンに設けられたピストンピン孔に挿入されたピストンピンと、前記ピストンと前記偏心軸とを前記ピストンピンを介して連結するコンロッドを備える構成とし、前記シャフトの主軸に、前記オイルを該シャフトの摺動部へ供給する給油機構を設け、また、前記偏心軸に、該偏心軸の内部に形成され、かつ一端が前記給油機構に連通し、他端が前記偏心軸の外周部に開口する給油通路を設け、前記コンロッドの内部に、前記偏心軸に設けられた給油孔と連通する連通路を設け、さらに、前記ピストンピンに、該ピストンピンの軸方向に延出し、かつ両端が前記ピストンの外周面に開口した給油路と、前記コンロッドに設けられた
前記連通路と前記ピストンピンの前記給油路を連通する給油口を設け、また、前記コンロッドに設けられた前記連通路に、前記容器内に連通する連通孔を設けたものである。

かかる構成とすることにより、ピストンとシリンダ間のオイルの給油を確保した上で、偏心軸に形成された給油通路を流れるオイルは、前記給油通路が閉塞されていることから、給油孔を介して前記コンロッドの連通路へと流れる。そのため、給油通路を流れるオイルは、偏心軸から密閉容器内へ振り撒かれることがない。その結果、オイルの振り撒きに伴う容器内の作動流体におけるオイルの混入増加、および、温度上昇を防ぐことができ、往復式圧縮機の体積効率を向上させることができる。また、前記ピストンとシリンダの間へ効果的にオイルを供給することで摺動損失を低減させることができ、往復式圧縮機の入力を低減することができる。さらに、前記コンロッドに、前記容器内と連通する連通路を設けたことにより、オイルに混入した金属粉等のごみを前記容器内に排出することができ、ごみのピストンとシリンダ間への流入に伴うピストンやシリンダの表面の傷付きを防止し、往復式圧縮機の信頼性を高めることができる。

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、前記偏心軸の外周の全周に、該偏心軸に設けた前記給油孔と連通する給油溝を設けたものである。

かかる構成とすることにより、前記コンロッドに設けた連通路と前記偏心軸の給油孔を常時連通させることができる。その結果、往復式圧縮機の運転動作中のどの行程においても、前記ピストンと前記シリンダの間へのオイル供給を連続して行うことができる。

したがって、安定したオイルの供給が可能となり、これに伴って前記ピストンと前記シリンダ間のオイル膜を安定して形成することができ、摺動損失の低減、および往復式圧縮機の入力を低減することができる。

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、前記偏心軸の外周の一部に、少なくとも前記ピストンが吸入行程の範囲に位置する間、前記コンロッドに設けた連通路と連通する給油溝を設けたものである。

かかる構成とすることにより、少なくとも吸入行程時は、前記コンロッドに設けた連通路を介して、前記偏心軸からのオイルを前記ピストンピンの給油路へ供給し、ここから前記ピストンとシリンダの間へ供給することができるため、ピストンとシリンダによる摺動損失を低減することができる。

また、前記シャフトの回転が進み、前記偏心軸に設けた給油溝と前記連通路が遮断された時は、前記偏心軸に設けた給油通路が閉塞され、前記シャフトに設けた給油機構を流れるオイルを、シャフトの摺動部へ潤沢に供給することができるため、シャフトと主軸受の摺動損失を抑制することができる。

さらに、前記偏心軸に設けた給油溝と前記連通路が遮断された状態は、ピストンが圧縮行程に入り、その圧縮に伴う応力が偏心軸およびシャフトに作用し、前記偏心軸とコンロッドの摺動圧力、およびシリンダブロックの軸受部とシャフトの摺動圧力が大きくなっている。しかしながら、前記偏心軸は、給油溝を形成していない面でその圧力を受けるため、給油溝の摩耗を促進させることがない。その結果、給油溝による給油作用を長期に亘って安定させることができ、給油作用の信頼性を維持することができる。

請求項４に記載の発明は、請求項３に記載の発明において、前記給油溝の両端を、前記シャフトの回転方向において溝の深さが徐々に浅くなる傾斜面としたものである。

かかる構成とすることにより、コンロッドに設けられた連通路と偏心軸の給油孔が連通する際、連通する前後において、連通路の急激な面積の変化を低減することができる。その結果、供給オイルの急激な圧力変化を抑制し、オイル中に溶解した作動冷媒の急激な圧力変動に起因する発泡を低減して、ピストンとシリンダ間へオイルを安定的に供給することができる。

したがって、前記ピストンとシリンダ間のオイル膜が安定して形成されるため、摺動損失を低減することができ、これにより、往復式圧縮機の入力を低減し、往復式圧縮機の効率を向上することができる。

請求項５に記載の発明は、請求項１から４のいずれか一項において、前記ピストンピンの外周に、前記コンロッドに設けた連通路と連通孔を連通する油溝を設けたものである。

かかる構成とすることにより、前記コンロッドに設けた連通路を流れるオイルに混入した金属粉等のごみを、前記油溝を通して容器内に排出することができ、ごみのピストンとシリンダの間への流入に伴うピストンやシリンダの表面の傷付きを防止し、往復式圧縮機の信頼性を維持することができる。しかも、前記ピストンピンの外周を流れる際に、オイルには遠心力が作用し、これに伴い、オイルに混入された金属粉等のごみがオイルと分離されるため、ごみの排出性を向上することができる。

請求項６に記載の発明は、請求項５に記載の発明において、前記ピストンピンに設けた油溝の位置を、該ピストンピンに設けた給油口と連通する位置としたものである。

かかる構成とすることにより、油溝に、給油作用と金属粉等のごみの排出作用を持たせることができ、構成の簡素化をはかることができる。

請求項７に記載の発明は、請求項３から６のいずれか一項に記載の発明において、前記コンロッドに設けた連通路の途中に、前記容器内に開口する排出孔を設けたものである。

かかる構成とすることにより、前記コンロッドの連通路を流れるオイルの一部を排出孔から排出することができる。この排出孔から排出されたオイルは、コンロッドの往復動作に伴い、所定の範囲に振り撒かれ、軸受部の潤滑にも供される。その結果、シャフトと軸受部との摺動損失低減の効果が期待できる。

さらに、前記オイルの排出に伴い、オイルに混入した金属粉等のごみも同時にこの排出孔から排出することができ、ピストン、およびシリンダの傷付きを防止することができる。

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本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における往復式圧縮機の縦断面図である。図２は、同実施の形態１における往復式圧縮機のピストンが下死点にあるピストン周辺の拡大断面図である。図３は、同実施の形態１における往復式圧縮機の図２に示すＡ−Ａ線によるピストン周辺の横断面図である。図４は、同実施の形態１における往復式圧縮機のオイルの流れを説明する模式図で、（ａ）は、吸入行程または圧縮行程の途中の状態を、（ｂ）は、ピストンが下死点近傍にある状態をそれぞれ示している。図５は、同実施の形態１における往復式圧縮機の動作を説明する模式図で、（ａ）は、ピストンが下死点近傍にある状態を、（ｂ）は、吸入行程または圧縮行程の途中の状態を、（ｃ）は、ピストンが上死点近傍
にある状態をそれぞれ示している。

図１から図３において、往復式圧縮機は、容器１内の底部にオイル２を貯留し、さらに作動流体３として、例えばＲ６００ａのような地球温暖化係数の低い炭化水素系の冷媒が封入されている。

容器１は、鉄板の絞り成型によって形成され、さらに、一端が容器１内に連通し、他端が冷凍サイクルの低圧側（図示せず）に接続される吸入管５０、および、一端が容器１を貫通して吐出マフラー（図示せず）と連通し、他端が冷凍サイクルの高圧側（図示せず）に接続される吐出管５７を備えている。

また、容器１内には、圧縮要素９と、この圧縮要素９を駆動する電動要素６を備えた圧縮機本体４が収納されている。圧縮機本体４は、サスペンションスプリング５によって、容器１に対して弾性的に支持されている。

圧縮要素９は、シャフト１２、シリンダブロック１５、ピストン１６、コンロッド２２、ピストンピン２３等で構成されている。シャフト１２は、偏心軸１０と主軸１１で構成され、また、主軸１１の表面には、螺旋状の溝等からなる給油機構５１が設けられている。

電動要素６は、シリンダブロック１５の下方にボルト（図示せず）によって螺子固定された固定子７と、固定子７の内側に配置され、主軸１１に焼き嵌め固定された回転子８を具備している。

シリンダブロック１５は、互いに一定の位置に配置固定された略円筒形のシリンダ１４と軸受部２４を有している。シリンダ１４と軸受部２４は、それぞれの軸心が略直角に交差するように形成され、シリンダ１４には、ピストン１６が往復動可能に挿入されている。そして、シリンダブロック１５には、主軸受（本発明の軸受部に相当）６０が設けられており、主軸受６０の上端に、シャフト１２を構成する偏心軸１０の下端が当接し、シャフト１２の主軸１１が、主軸受６０に支持されることによって、図２に示すように、スラスト軸受（本発明の軸受部に相当）６１形態の片持ち軸受を形成している。

コンロッド２２の一端である大径端には、大径孔２２ａが設けられ、また、コンロッド２２の他端である小径端には、小径孔２２ｂが設けられている。そして、大径孔２２ａを偏心軸１０が貫通し、また、小径孔２２ｂをピストンピン２３が貫通している。また、ピストンピン２３は、図２に示す如く、ピストン１６に設けられたピストンピン孔１６ａに挿入されている。したがって、偏心軸１０の旋回運動が、コンロッド２２によって往復運動に変換され、その往復運動がピストン１６に伝達される構成となっている。

さらに、シャフト１２の内部や外周面には、周知の如く給油機構５１が設けられ、この給油機構５１の一端は、偏心軸１０の内部において軸心方向に延びるように形成された給油通路１０ａと連通している。

この給油通路１０ａは、偏心軸１０の上端６２からエンドミル、ボール盤等の装置によって掘削加工形成されるもので、上端６２が開口状態にあるが、本実施の形態１においては、上端６２の開口を、ネジ固定、あるいは溶接固定等の固定手段を用いて固定した封止具２５によって完全に封止している。

さらに、主軸１１の下端は、給油機構５１の他端がオイル２内へ所定の深さで浸漬するように延出している。

シリンダ１４の端面には、圧縮室１３の内外を連通する吸入孔１８と吐出孔１９を備えたバルブプレート１７と、吸入孔１８を開閉する吸入バルブ（図示せず）と、バルブプレート１７を覆うシリンダヘッド５２が、共にヘッドボルト５３によって、シリンダ１４の端面を封止するように固定されている。さらに、バルブプレート１７とシリンダヘッド５２の間には、吸入マフラー５４が挟持されて固定されている。また、バルブプレート１７におけるシリンダヘッド５２と対向する面には、吐出孔１９を開閉する吐出バルブ（図示せず）が固定され、これによってバルブプレート１７とシリンダヘッド５２は、ヘッド空間５６を形成している。

また、シリンダ１４の内面は、図３に示すように、上死点側から所定の長さＬの区間だけ軸方向において内径寸法Ｄｓを一定とするストレート部１４Ｓと、下死点側に向かって、内径寸法がＤｓからＤｔ（＞Ｄｓ）に増加するテーパ部１４Ｔとから形成されている。そして、シリンダ１４の上部には、図２に示す切欠き２６が形成され、ピストン１６が下死点の位置に到達した状態では、この切欠き２６からピストンピン２３が容器１の空間に露出している。

さらに、偏心軸１０には、内部に形成された、給油通路１０ａから偏心軸１０の外周面に開口する給油孔１０ｂが設けられている。また、偏心軸１０の外周には、全周に亘って一様の深さの給油溝１０ｃが形成され、この給油溝１０ｃ内に給油孔１０ｂが開口している。

また、コンロッド２２には、小径端の外周から軸方向に延出し、かつ小径孔２２ｂと大径孔２２ａを連通する連通路２２ｃが設けられている。この連通路２２ｃは、大径孔２２ａに開口することにより、偏心軸１０に設けた給油溝１０ｃと連通している。さらに、連通路２２ｃの形成に伴い、小径端の外周に開口する連通孔２２ｄは、図３に示すピストン１６の内部空間１６ｂと連通している。

ピストンピン２３は、内部に、軸方向に延出し、両端が開口した給油路２３ａを設け、さらに、直径方向において一端が給油路２３ａに開口し、他端がピストンピン２３の表面に開口した給油口２３ｂが形成され、さらに、ピストンピン２３の外周面には、全周に亘って油溝２３ｃが設けられている。この油溝２３は、コンロッド２２に形成された連通路２２ｃとピストンピン２３の給油口２３ｂに連通している。

以上のように構成された往復式圧縮機について、以下にその動作を説明する。

電動要素６への通電により、電動要素６の回転子８は、シャフト１２を回転させ、これに伴って偏心軸１０の偏心回転（旋回）運動が、図３の矢印ｘ方向に行われる。この偏心軸１０の回転運動が、コンロッド２２を介して往復運動に変換され、ピストン１６に伝えられる。これによって、ピストン１６は、シリンダ１４内を往復運動する。このピストン１６の往復運動により、冷却システム（図示せず）から吸入した作動流体３が、圧縮室１３内へ吸入され、圧縮された後、再び冷却システムに吐出される。

以下、この動作の繰り返しにより、作動流体３の冷却システムへの循環が行われ、周知の冷凍サイクルが形成される。

また、容器１の底部に貯留されたオイル２は、シャフト１２の回転により、遠心力を利用したポンプ作用を行う給油機構５１によって上方に汲み上げられ、偏心軸１０に設けられた給油通路１０ａから、給油孔１０ｂを介して、コンロッド２２に設けられた連通路２２ｃに給油される。

図４（ａ）に示すように、コンロッド２２に設けられた連通路２２ｃからのオイル２は、二方向に分かれ、一方は、矢印ａで示すように、ピストンピン２３の外周に設けられた油溝２３ｃから給油口２３ｂを経由して給油路２３ａに給油される流れとなり、他方は、矢印ｂで示すように、ピストンピン２３に設けられた油溝２３ｃを経由して、コンロッド２２のピストン１６側の端部に設けられた連通孔２２ｄから、ピストン１６の内部空間１６ｂへ流出する流れとなる。

そして、ピストンピン２３の給油口２３ｂを経由し、給油路２３ａに流入したオイル２は、矢印ｃで示すように、ピストンピン２３（給油路２３ａ）の上下両端からピストン１６の外周面に流出し、一部がピストン１６とシリンダ１４の間に形成されるクリアランスに流入してピストン１６の摺動部の潤滑を行い、残りは、ピストン１６のシャフト１２方向へ流出し、容器１内の空間に飛散する。この時、飛散したオイル２の一部は、図４（ａ）に示すように、シャフト１２の偏心軸１０の下部とシリンダブロック１５で構成されるスラスト軸受６１に供給され、スラスト軸受６１の摺動部を潤滑する。

また、ピストン１６の内部空間１６ｂへ流れたオイル２は、コンロッド２２とピストン１６の隙間を通り、シャフト１２の方向へ飛散する。この時、飛散したオイル２の一部が、シャフト１２の偏心軸１０の下部とシリンダブロック１５で構成されるスラスト軸受６１に供給され、上述と同様にスラスト軸受６１の摺動部を潤滑する。

次に、給油口２３ｂを経由し、給油路２３ａに流入したオイル２の作用について、図５を参照しながら説明する。

図５に示すように、ピストン１６が、図５（ａ）に示す下死点位置から、作動流体３を圧縮する圧縮行程に移行し、図５（ｃ）に示す上死点側に移動する途中の図５（ｂ）に示す圧縮初期の状態では、圧縮室１３内の圧力の上昇が小さいため、シリンダ１４に形成したテーパ部１４Ｔとピストン１６の外周面とのクリアランスが比較的大きくても、ピストン１６の外周面に供給される潤沢なオイル２によるシール効果により、圧縮室１３内の作動流体３の容器１内への漏出は発生し難い。また、クリアランスが広いことで、ピストン１６の外周とシリンダ１４の内周間の摺動抵抗も小さい状態にある。

さらに、図５（ｂ）の状態は、テーパ部１４Ｔに位置するピストン１６の外周のクリアランスが広いことから、ピストン１６は、ピストンピン２３を軸にして回転し易く、シリンダ１４の内壁面へ当接し易い状態にある。ところが、ピストン１６の外周面とシリンダ１４のテーパ部１４Ｔの間には、潤沢にオイル２が供給され、ピストン１６の外周面にオイル２の油膜が均一に形成されている。そのため、ピストン１６がシリンダ１４の内壁に圧接する等の、所謂ピストン１６とシリンダ１４の干渉による摺動損失の増大や、音の発生が抑制される状態にある。

そして、圧縮行程が進み、圧縮室１３内の作動流体３の圧力が次第に上昇して、ピストン１６が、図５（ｃ）に示す上死点の近傍位置に達する直前では、圧縮室１３内の圧力もさらに上昇する。ところが、図５（ｃ）の状態は、ピストン１６の外周部に供給されたオイル２により、上死点側におけるピストン１６の外周面とシリンダ１４との狭くなった隙間をシールしているため、圧縮室１３内にある作動流体３の容器１内への漏れを低減することができる。この時、シリンダ１４に形成したストレート部１４Ｓは、所定の吐出圧力まで増大した作動流体３の漏れを、テーパ部１４Ｔよりも低減するように作用する。

換言すると、図５（ｂ）に示すように、ピストン１６が下死点から圧縮初期に位置する状態では、ピストンピン２３の給油路２３ａからピストン１６の外周面へ直接、潤沢なオ
イル２が供給されるため、ピストン１６とシリンダ１４のテーパ部１４Ｔの間のクリアランスには、オイル２の油膜が安定して形成されており、作動流体３の漏れを低減すると共に、ピストンピン２３を軸とするピストン１６の回転も抑制される。

かかるオイル２の潤滑作用は、ピストン１６とシリンダ１４の内周壁との擦れに起因する摺動損失を低減し、また音の抑制にも効果的であり、さらにピストン１６が圧縮行程後半に位置する状態においても、ピストン１６とシリンダ１４のストレート部１４Ｓ間のクリアランスに十分なオイル２を保持させることができ、その結果、摺動損失を低減し、作動流体３の漏れも低減できる。

次に、連通孔２２ｄを通り、ピストン１６の内部空間１６ｂを通って排出されるオイル２の作用について、図３、図４を参照しながら説明する。

図３および図４において、連通路２２ｃに供給されるオイル２には、軸受部２４（主軸受６０）等の各摺動部で発生した摩耗粉等のごみが混入している。オイル２の流れは、所定の流速で直線状の連通路２２ｃを流れ、ピストンピン２３に設けた油溝２３ｃに到達してから回転方向に変換される。この時、オイル２に対して比重の大きい金属粉等のごみは、その比重の差から遠心分離され、油溝２３ｃの外周、すなわち、コンロッド２２の小径孔２２ｂの壁面側に集められる。

一方、給油口２３ｂは、油溝２３ｃを流れるオイル２の流れに対して（略）直角に設けられているため、遠心分離された比重の大きい金属粉等のごみは、給油口２３ｂへ流入し難く、金属粉等を給油通路２３ａからピストン１６の外周側へ供給することが抑制される。

さらに、遠心分離された金属粉等のごみは、油溝２３ｃがコンロッド２２に設けた連通孔２２ｄと連通していることから、この連通孔２２ｄから排出されるオイル２とともにピストン１６の内部空間１６ｂへ排出され、この内部空間１６ｂを経由して容器１内に排出される。

上述の如く、本実施の形態１の構成は、オイル２に混入した金属粉等のごみを、油溝２３ｃから給油口２３ｂに流入する際に遠心力によって分離する構成であるため、ピストン１６とシリンダ１４の摺動部には流入し難くなり、ごみの混入の少ないオイル２による潤滑作用に伴って往復式圧縮機の信頼性および効率を確保することができる。

また、往復式圧縮機の起動運転時等においては、その起動に伴い、停止中においてオイル２に溶け込んでいた作動流体３がオイル２の圧力変化によって分離され、発泡状態で連通路２２ｃに充満することがあるが、本実施の形態１の構成によれば、この作動流体３を、コンロッド２２の先端に設けられた連通孔２２ｄから、オイル２とともにピストン１６の内部空間１６ｂを経て容器１内に排出するため、ピストン１６の外周面とシリンダ１４の内周面で形成される隙間へのオイル２の供給を安定させることができる。

その結果、ピストン１６とシリンダ１４の間の隙間に、オイル２を潤沢に供給することができる。したがって、ピストン１６とシリンダ１４の間に介在するオイル２のシール効果により、圧縮室１３からの作動流体３の漏れを低減することができ、また、摺動損失を低減し、機械効率および体積効率を向上することができる。

さらに、ピストン１６の外周部にオイル２による油膜が安定的に形成されるため、ピストン１６がシリンダ１４の内壁面に接触することによって生じる音や、部分的摺動による耐久性の低下を低減することができる。

また、ピストンピン２３に形成された給油口２３ｂの径を調節することにより、ピストン１６の外周部へのオイル２の供給量をコントロールすることができる。したがって、異なるピストン外径の往復式圧縮機であっても適切な給油量を確保することができ、同様に、ピストン１６の外周部における摺動損失の低減に起因して機械効率の低下を抑制することができるとともに、圧縮室１３内へのオイル２の流入過多を低減することができる。

なお、本実施の形態１においては、スラスト軸受６１をすべり軸受としたが、これに限るものではなく、スラストボールベアリングを介したころ軸受でも同様の作用、効果が期待できる。

また、本実施の形態１においては、シリンダ１４の内壁面を、ストレート部１４Ｓとテーパ部１４Ｔによって形成した場合について説明したが、シリンダ１４の内壁面を全長に亘ってストレート、すなわち、内径寸法Ｄｓ＝内径寸法Ｄｔとした構成であっても、同様の作用、効果が期待できる。

さらに、本実施の形態１においては、偏心軸１０に設けた給油孔１０ｂを、ピストン１６が下死点にある状態において、反ピストン側に位置するように形成したが、この給油孔１０ｂは、偏心軸１０の回転軸に対してどのような角度に形成しても、同様の作用、効果が期待できる。

（実施の形態２）
図６は、本発明の実施の形態２における往復式圧縮機のピストンが下死点にあるピストン周辺の拡大断面図である。図７は、同実施の形態２における往復式圧縮機の図６に示すＢ−Ｂ線によるピストン周辺の横断面図である。

本実施の形態２における往復式圧縮機の基本構成は、先の実施の形態１と略同じであるため、基本構成の説明を割愛し、ここでは、実施の形態１と相違する部分を主体に説明する。また、実施の形態１と同一または相当する構成要素には、同一の符号を付して説明する。

図６、図７に示すように、本発明の実施の形態２における往復式圧縮機のシャフト３０は、実施の形態１と同様に、主軸３１内部から外周にかけて給油通路３２を設け、その給油先側の先端は、主軸３１において、主軸受６０と面する位置で、かつ全周に亘って形成された保油溝３３ｃに開口している。この保油溝３３ｃは、主軸３１の直径を若干小さくなるように切削することによって形成されている。

また、シャフト３０を構成する偏心軸３３には、外周の一部に給油溝３３ａが設けられ、さらに、この給油溝３３ａと主軸３１に形成された給油通路３２もしくは保油溝３３ｃとを連通するように、給油路３３ｂが設けられている。この給油路３３ｂは、エンドミル、あるいはボール盤等の装置によって、給油溝３３ａから給油通路３２、もしくは保油溝３３ｃと連通するように偏心軸３３を貫通して形成されている。

コンロッド３４は、実施の形態１と同様に、小径端から、軸方向に延出し、小径孔２２ｂと大径孔２２ａを連通する連通路３４ａが設けられている。この連通路３４ａは、大径孔２２ａの開口において、偏心軸３３に設けた給油溝３３ａと連通する位置に設けられている。さらに、連通路３４ａを形成するための始端である小径端の連通孔３４ｃは、図７に示すように、ピストン１６の内部空間１６ｂと連通している。

ここで、偏心軸３３に設けられた給油溝３３ａは、図７に示すように、偏心軸３３の全
周ではなく、例えば、往復式圧縮機運転時の吸入行程から圧縮行程途中にあるシャフト３０の回転角度範囲内においてのみ、コンロッド３４の内部に形成された連通路３４ａと連通するように形成され、また、給油溝３３ａの始端３３ｄおよび終端３３ｅは、徐々に流路断面積が小さくなるように角度をもって徐々に浅く形成されている。

さらに、コンロッド３４の連通路３４ａの中間位置には、連通路３４ａ内と容器１の内部空間が連通するように、排出孔３４ｂがスラスト軸受６１側（重力が作用する側）の壁面に形成されている。

上記構成のシャフト３０と、コンロッド３４は、実施の形態１で説明した往復式圧縮機のシャフト１２とコンロッド２２に代わって用いられるもので、本実施の形態２における往復式圧縮機の基本構成、基本動作等の説明については、符号を含めて先の実施の形態１の説明を援用するものとし、ここでは実施の形態１と相違する吸入行程時におけるピストン１６の周辺部の給油内容、および、圧縮行程時におけるピストン１６の周辺部の給油内容を主体に説明する。

シャフト３０の回転に伴い、偏心軸３３が図７の矢印ｘで示す方向に旋回運動を始める吸入行程では、ピストン１６が上死点から、下死点へ向かい、図７に示すように、偏心軸３３に形成された給油溝３３ａとコンロッド３４に形成された連通路３４ａが連通する。これにより、給油路３３ｂより送られてくるオイル２は、所定の流速で直線状の連通路３４ａを流れ、その大半は、ピストンピン２３の油溝２３ｃに給油され、給油口２３ｂから給油路２３ａへ流入し、実施の形態１で説明したように、ピストン１４の外周とシリンダ１４の内周壁の間等の潤滑を行う。

このオイル２の流れにおいて、連通路３４ａからピストンピン２３の油溝２３ｃを流れるオイル２に混入した金属粉等のごみは、実施の形態１で説明したように、油溝２３ｃを流れる間の遠心力によってオイル２と分離され、連通孔３４ｃから排出される。

また、ピストンピン２３へ到達しないオイル２は、コンロッド３４の連通路３４ａに設けた排出孔３４ｂから容器１の空間内へ放出される。放出されたオイル２は、シャフト３０の偏心軸３３の下部と主軸受６０の上部に設けられたスラスト軸受６１に供給され、スラスト軸受６１の摺動部を潤滑する。

このとき、オイル２に混入している金属粉等のごみも、重力が作用する側に設けた排出孔３４ｂよりオイル２とともに排出することができる。

シャフト３０の回転がさらに進み、圧縮行程に移行すると、コンロッド３４との関係において、図７の状態から給油溝３３ａがさらに左回転方向に移動し、この移動に伴って給油溝３３ａと対向する偏心軸３３の外周壁がコンロッド３４に設けた連通路３４ａを塞ぐように位置関係が形成される。

そして、さらにシャフト３０の回転が進むと、偏心軸３３の外周壁が連通路３４ａを塞ぎ、給油溝３３ａは封止される。その結果シャフト３０に形成された給油通路３２を経由して送られてくるオイル２は、給油路３３ｂには流れず、保油溝３３ｃに滞留し、ここからシリンダブロック１５の主軸受６０の上部に設けられたスラスト軸受６１の隙間を通り、スラスト軸受６１の摺動面を潤滑して容器１内に流出する。

さらにシャフト３０の回転が進むと、ピストン１６は、上死点から下死点へ向かう動きとなり、偏心軸３３も旋回角度が進み、偏心軸３３の給油溝３３ａとコンロッド３４に設けた連通路３４ａが連通し、上述の吸入行程で説明したオイル２の流れとなる。

このように、実施の形態２の構成は、ピストンピン２３側を主体とする給油とスラスト軸受６１側を主体とする給油を交互に行う構成となっている。

したがって、吸入行程時に行われるピストンピン２３側を主体とする給油は、偏心軸３３に設けた給油路３３ｂとコンロッド３４に設けた連通路３４ａが連通し、しかも、圧縮室１３の内部の圧力が、吸入圧力、すなわち、容器１内の圧力よりも低い状態にあることから、その差圧によってピストン１６の外周とシリンダ１４の内壁の間への給油を効果的に行うことができる。

また、圧縮行程時に行われるスラスト軸受６１を主体とする給油は、シャフト３０の給油通路３２のオイル２を、給油路３３ｂへは流さずにスラスト軸受６１側へ積極的に供給するため、実施の形態１よりも効果的にスラスト軸受６１の潤滑を行うことができる。

特に、スラスト軸受６１側を主体とする給油動作は、圧縮行程時であり、この圧縮行程時は、偏心軸３３がコンロッド３４により反圧縮室１３側に向かって力を受ける状態にある。このとき、偏心軸３３の外周面において、コンロッド３４から押圧負荷を受ける部分には、給油溝３３ａが形成されていないため、受圧面積が大きく確保されている。これにより、圧縮室１３側からの応力による偏心軸３３の局部的な摩耗（給油溝３３ａの縁の摩耗）を抑制し、偏心軸３３の外周部の耐久性と偏心軸３３の信頼性を向上することができる。

さらに、偏心軸３３の所定範囲（回転方向における所定角度）に亘って設けられた給油溝３３ａの始端３３ｄと終端３３ｅは、流路断面積が徐々に小さくなるように形成されているため、連通路３４ａを流れるオイル２の急激な圧力変動が低減され、ピストンピン２３側への給油を、比較的安定して行うことができる。その結果、ピストン１６の外周部へのオイル２の供給量が安定し、ピストン１６の外周面の油膜を安定して形成することができる。

また、圧縮機の起動時等のように、急激な圧力変動が生じると、オイル２に溶け込んだ作動流体３がオイル２から発泡し、給油経路内に流出することがある。

かかる状態においても、本実施の形態２の構成であれば、コンロッド３４に設けた排出孔３４ｂからガス状の作動流体３を排出することができる。その結果、オイル２に混入した作動流体３の泡によってオイル２の供給が阻害されることもなく、ピストンピン２３側へ安定したオイル２の供給が可能となり、ピストン１６を含む各摺動部の信頼性の低下を抑制することができる。

また、コンロッド３４に設けた連通孔３４ｃ、および排出孔３４ｂより金属粉等のごみをオイル２とともに排出するため、ピストン１６の外周部におけるごみの噛み込みに起因した信頼性の低下を抑制することができる。

さらに、偏心軸３３に形成した給油路３３ｂは、偏心軸３３の上端ではなく、給油溝３３ａの近傍から給油通路３２に連通するように形成しているため、実施の形態１における偏心軸１０に設けた封止具２５が不要となり、往復式圧縮機の効率および信頼性を低下させることなく、組立作業性および生産性を向上させることができる。

なお、本実施の形態２においては、スラスト軸受６１を、すべり軸受としたが、これに限るものではなく、実施の形態１と同様に、軸受部にスラストボールベアリングを介したころ軸受でも同様の効果が期待できるものである。

また、本実施の形態２においては、シリンダ１４の内壁面を、ストレート部１４Ｓとテーパ部１４Ｔによって形成した場合について説明したが、実施の形態１で説明したように、シリンダ１４の内壁面の径を全長に亘って一様に形成した構成であっても、同様の作用、効果が期待できる。

さらに、本実施の形態２においては、排出孔３４ｂを、連通路３４ａにおいて、重力が作用する側に設けた構成としたが、この排出孔３４ｂの設ける位置は、任意とすることができる。

また、偏心軸３３に設けた給油溝３３ａに連通する給油路３３ｂの構成を、実施の形態１で説明した給油通路１０ａと給油孔１０ｃより構成することも可能であるが、上述の組立作業性の効果は期待できない。

（実施の形態３）
図８は、本発明の実施の形態３における往復式圧縮機のピストンが下死点にあるピストン周辺の拡大図である。図９は、同実施の形態３における往復式圧縮機の図８に示すＣ−Ｃ線によるピストン周辺の横断面図である。

本実施の形態３における往復式圧縮機の基本構成は、先の実施の形態１と略同じであるため、基本構成の説明を割愛し、ここでは、実施の形態１、実施の形態２と相違する部分を主体に説明する。また、実施の形態１、実施の形態２と同一または相当する構成要素には、同一の符号を付して説明する。

図８および図９において、本実施の形態３における往復式圧縮機のシャフト３０は、実施の形態１におけるシャフト１２に代わって用いられるもので、先の実施の形態２のシャフト３０と構成を同じにしている。したがって、シャフト３０を構成する主軸３１は、給油通路３２と保油溝３３ｃを備えた構成である。また、シャフト３０を構成する偏心軸３３は、その外周の一部（往復式圧縮機運転時の吸入行程にあるシャフト３０の回転角度範囲内）に給油溝３３ａを設け、さらに、この給油溝３３ａを貫通し、給油通路３２、もしくは保油溝３３ｃと連通する給油路３３ｂを設けている。

そして、シャフト３０は、主軸３１がシリンダブロック１５を構成する主軸受６０に軸支されることにより、主軸受６０の上端面と当接してスラスト軸受６１を構成し、回転自在となっている。

また、本実施の形態３におけるコンロッド２２は、先の実施の形態１のコンロッド２２と構成を同じにしている。したがって、コンロッド２２は、小径孔２２ｂと大径孔２２ａを連通する連通路２２ｃと、この連通路２２ｃの加工始端となる連通孔２２ｄを設けている。

そして、コンロッド２２の大径孔２２ａを偏心軸３３が貫通し、小径孔２２ｂをピストンピン２３が貫通することにより、コンロッド２２の連通路２２ｃと偏心軸３３の給油溝３３ａの断続的な連通を可能にし、さらに、実施の形態１で説明した偏心軸３３の回転（旋回）運動をピストン１６へ伝達する構成が得られる。

なお、ピストン部分については、実施の形態１と同じ構成であり、ピストン１６は、ピストンピン２３を挿入したピストンピン孔１６ａと、内部空間１６ｂを有し、ピストンピン２３は、両端が開口した給油路２３ａと、ピストンピン２３の外周（全周）に設けられ、かつコンロッド２２の連通路２２ｃと連通した油溝２３ｃと、給油路２３ａと油溝２３
ｃを連通する給油口２３ｂを設けた構成である。

また、シリンダ１４についても、実施の形態１と同じ構成であり、圧縮室１３の内壁面は、ストレート部１４Ｓと、このストレート部１４Ｓに連続したテーパ部１４Ｔより形成されている。

上記構成のシャフト３０とコンロッド２２を具備した往復式圧縮機の基本構成、基本動作等の説明については、符号を含めて先の実施の形態１の説明を援用するものとし、ここでは実施の形態１と相違する吸入行程時におけるピストン１６の周辺部の給油内容、および、圧縮行程時におけるピストン１６の周辺部の給油内容を主体に説明する。

シャフト３０の回転に伴い、偏心軸３３が図７の矢印ｘで示す方向に旋回運動を始める吸入行程では、ピストン１６が上死点から、下死点へ向かい、図７に示すように、偏心軸３３に形成された給油溝３３ａとコンロッド２２に形成された連通路２２ｃが連通する。これにより、給油路３３ｂより送られてくるオイル２は、所定の流速で直線状の連通路２２ｃを流れ、ピストンピン２３の油溝２３ｃに給油され、給油口２３ｂから給油路２３ａへ流入し、実施の形態１で説明したように、ピストン１６の外周とシリンダ１４の内周壁の間等の潤滑を行う。

このオイル２の流れにおいて、連通路２２ｃから油溝２３ｃを流れるオイル２に混入した金属粉等のごみは、実施の形態１で説明したように、油溝２３ｃを流れる間の遠心力によってオイル２と分離され、連通孔２２ｄから排出される。

そして、連通孔２２ｄから放出されたオイル２は、ピストン１４の内部空間１６ｂを通り、ピストン１６の往復動作に伴ってクランクシャフト３０の偏心軸３３の下部とシリンダブロック１５の主軸受６０上部に設けられたスラスト軸受６１に供給され、スラスト軸受６１の摺動部を潤滑する。

このとき、オイル２に混入している金属粉等のごみも、オイル２とともに連通孔２２ｄから排出することができる。

シャフト３０の回転がさらに進み、圧縮行程に移行すると、コンロッド２２との関係において、図７の状態から給油溝３３ａがさらに左回転方向に移動し、この移動に伴って給油溝３３ａと対向する偏心軸３３の外周壁がコンロッド２２に設けた連通路２２ｃを塞ぐように位置関係が形成される。

そして、さらにシャフト３０の回転が進むと、偏心軸３３の外周壁が連通路２２ｃを塞ぎ、給油溝３３ａは封止される。その結果シャフト３０に形成された給油通路３２を経由して送られてくるオイル２は、給油路３３ｂには流れず、保油溝３３ｃに滞留し、ここからシリンダブロック１５の主軸受６０の上部に設けられたスラスト軸受６１の隙間を通り、スラスト軸受６１の摺動面を潤滑して容器１内に流出する。

さらにシャフト３０の回転が進むと、ピストン１６は、上死点から下死点へ向かう動きとなり、偏心軸３３も旋回角度が進み、偏心軸３３の給油溝３３ａとコンロッド２２に設けた連通路２２ｃが連通し、上述の吸入行程で説明したオイル２の流れとなる。

このように、実施の形態３の構成は、実施の形態２と同様に、ピストンピン２３側を主体とする給油とスラスト軸受６１側を主体とする給油を交互に行う構成となっている。

したがって、吸入行程時に行われるピストンピン２３側を主体とする給油は、偏心軸３
３に設けた給油路３３ｂとコンロッド２２に設けた連通路２２ｃが連通し、しかも、圧縮室１３の内部の圧力が、吸入圧力、すなわち、容器１内の圧力よりも低い状態にあることから、その差圧によってピストン１６の外周とシリンダ１４の内壁の間への給油を効果的に行うことができる。

また、圧縮行程時に行われるスラスト軸受６１を主体とする給油は、シャフト３０の給油通路３２のオイル２を、給油路３３ｂへは流さずにスラスト軸受６１側へ積極的に供給するため、実施の形態１よりも効果的にスラスト軸受６１の潤滑を行うことができる。

特に、スラスト軸受６１側を主体とする給油動作は、圧縮行程時であり、この圧縮行程時は、偏心軸３３がコンロッド２２により反圧縮室１３側に向かって力を受ける状態にある。このとき、偏心軸３３の外周面において、コンロッド２２から押圧負荷を受ける部分には、給油溝３３ａが形成されていないため、受圧面積が大きく確保されている。これにより、圧縮室１３側からの応力による偏心軸３３の局部的な摩耗（給油溝３３ａの縁の摩耗）を抑制し、偏心軸３３の外周部の耐久性と偏心軸３３の信頼性を向上することができる。

さらに、偏心軸３３の所定範囲（回転方向における所定角度）に亘って設けられた給油溝３３ａの始端３３ｄと終端３３ｅは、実施の形態２で説明したように、流路断面積が徐々に小さくなるように形成されているため、連通路２２ｃを流れるオイル２の急激な圧力変動が低減され、ピストンピン２３側への給油を、比較的安定して行うことができる。その結果、ピストン１６の外周部へのオイル２の供給量が安定し、ピストン１６の外周面の油膜を安定して形成することができる。

また、圧縮機の起動時等のように、急激な圧力変動が生じると、オイル２に溶け込んだ作動流体３がオイル２から発泡し、給油経路内に流出することがある。

かかる状態においても、本実施の形態３の構成であれば、実施の形態１で説明したように、コンロッド２２の先端に設けた連通孔２２ｄを通してピストン１６の内部空間１６ｂへガス状の作動流体３を排出することができる。その結果、オイル２に混入した作動流体３の泡によってオイル２の供給が阻害されることもなく、ピストンピン２３側へ安定したオイル２の供給が可能となり、ピストン１６を含む各摺動部の信頼性の低下を抑制することができる。

また、本実施の形態３の構成は、実施の形態１で説明したように、コンロッド２２に設けた連通孔２２ｄより、金属粉等のごみをオイル２とともに排出するため、ピストン１６の外周部におけるごみの噛み込みに起因した信頼性の低下を抑制することができる。

さらに、偏心軸３３に形成した給油路３３ｂは、偏心軸３３の上端ではなく、給油溝３３ａの近傍から給油通路３２に連通するように形成しているため、実施の形態１における偏心軸１０に設けた封止具２５が不要となり、往復式圧縮機の効率および信頼性を低下させることなく、組立作業性および生産性を向上させることができる。

なお、本実施の形態３においては、スラスト軸受６１を、すべり軸受としたが、これには限るものではなく、実施の形態１と同様に、軸受部にスラストボールベアリングを介したころ軸受でも同様の効果が期待できるものである。

また、本実施の形態３においては、シリンダ１４の内壁面を、ストレート部１４Ｓとテーパ部１４Ｔによって形成した場合について説明したが、実施の形態１で説明したように、シリンダ１４の内壁面の径を全長に亘って一様に形成した構成であっても、同様の作用
、効果が期待できる。

さらに、ピストンピン２３に形成された給油口２３ｂの径を調節することにより、ピストン１６の外周部へのオイル２の供給量をコントロールすることができる。したがって、異なるピストン外径の往復式圧縮機であっても適切な給油量を確保することができ、同様に、ピストン１６の外周部における摺動損失の低減に起因して機械効率の向上をはかることができるとともに、圧縮室１３内へのオイル２の流入過多を低減することができる。

また、偏心軸３３に設けた給油溝３３ａに連通する給油路３３ｂの構成を、実施の形態１で説明した給油通路１０ａと給油孔１０ｃより構成することも可能であるが、上述の組立作業性の効果は期待できない。

以上のように、本発明にかかる往復式圧縮機は、効率、および信頼性を高めることができるため、家庭用電気冷蔵庫に限らず、エアーコンディショナー、自動販売機やその他の冷凍装置、さらに空気用往復式圧縮機等の工業用往復式圧縮機として広く適用することができる。

１ 容器
６ 電動要素
７ 固定子
８ 回転子
９ 圧縮要素
１０、３３ 偏心軸
１０ａ、３３ｂ 給油通路
１０ｃ、３３ａ 給油溝
１１、３１ 主軸
１２、３０ シャフト
１３ 圧縮室
１５ シリンダブロック
１６ ピストン
１６ａ ピストンピン孔
２２、３４ コンロッド
２２ｃ、３４ａ 連通路
２２ｄ、３４ｃ 連通孔
２３ ピストンピン
２３ａ 給油路
２３ｂ 給油口
２３ｃ 油溝
５１ 給油機構
６０ 主軸受（軸受部）
６１ スラスト軸受（軸受部）

Claims (7)

1. オイルを貯留した容器内に、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納し、前記圧縮要素を、軸受部と圧縮室を具備するシリンダブロックと、前記圧縮室内を往復運動するピストンと、前記電動要素の回転子が固定された主軸と偏心軸を有し、かつ前記軸受部で回転自在に軸支されたシャフトと、前記ピストンに設けられたピストンピン孔に挿入されたピストンピンと、前記ピストンと前記偏心軸とを前記ピストンピンを介して連結するコンロッドを備える構成とし、前記シャフトの主軸に、前記オイルを該シャフトの摺動部へ供給する給油機構を設け、また、前記偏心軸に、該偏心軸の内部に形成され、かつ一端が前記給油機構に連通し、他端が前記偏心軸の外周部に開口する給油通路を設け、前記コンロッドの内部に、前記偏心軸に設けられた給油孔と連通する連通路を設け、さらに、前記ピストンピンに、該ピストンピンの軸方向に延出し、かつ両端が前記ピストンの外周面に開口した給油路と、前記コンロッドに設けられた前記連通路と前記ピストンピンの前記給油路を連通する給油口を設け、また、前記コンロッドに設けられた前記連通路に、前記容器内に連通する連通孔を設けた往復式圧縮機。
2. 前記偏心軸の外周の全周に、該偏心軸に設けた前記給油孔と連通する給油溝を設けた請求項１に記載の往復式圧縮機。
3. 前記偏心軸の外周の一部に、少なくとも前記ピストンが吸入行程の範囲に位置する間、前記コンロッドに設けた連通路と連通する給油溝を設けた請求項１に記載の往復式圧縮機。
4. 前記給油溝の両端を、前記シャフトの回転方向において溝の深さが徐々に浅くなる傾斜面とした請求項３に記載の往復式圧縮機。
5. 前記ピストンピンの外周に、前記コンロッドに設けた連通路と連通孔を連通する油溝を設けた請求項１から４のいずれか一項に記載の往復式圧縮機。
6. 前記ピストンピンに設けた油溝の位置を、該ピストンピンに設けた給油口と連通する位置とした請求項５に記載の往復式圧縮機。
7. 前記コンロッドに設けた連通路の途中に、前記容器内に開口する排出孔を設けた請求項３から６のいずれか一項に記載の往復式圧縮機。