JP6184648B1 - 軸受ユニット及び圧縮機 - Google Patents

Abstract

軸受ユニットは、一部に円周方向外側に突出したフランジを有するすべり軸受と、内輪、外輪、及び前記内輪と前記外輪との間に配置された転動体を有し、前記内輪に前記すべり軸受が固定された転がり軸受と、前記転がり軸受の前記外輪が固定されたハウジングと、を備え、前記すべり軸受が前記ハウジングに対して傾斜した際、前記円周方向外側に突出したフランジが前記ハウジングと接触するものである。

Description

本発明は、回転軸を回転自在に支持する軸受を備えた軸受ユニット、及び該軸受ユニットを備えた圧縮機に関するものである。

回転機械には、回転軸等の回転体に作用する荷重を支持する軸受が設けられている。軸受には、転がり軸受とすべり軸受の２種類がある。すべり軸受は、回転軸と軸受との間に油膜を形成し、くさびの効果により油膜圧力を発生させて軸受荷重を支持する構造である。一般的に、油膜圧力は回転数が高い場合に発生しやすい。また、油膜圧力が発生すると、回転軸と軸受とが油膜で分離されて接触を回避できるため、回転軸と軸受の摩耗及び焼付きは発生しない。一方、回転数が小さい場合には、油膜圧力が発生しにくくなり、油膜厚さが薄くなる。このため、回転軸と軸受の接触による摩耗又は焼付きの発生が懸念される。

また、転がり軸受は、外輪と内輪との間に配された転動体が転がることで、一般的にすべり軸受よりも低摩擦である。しかしながら、転がり軸受は有限寿命である。このため、寿命を超えた転がり軸受は、外輪、内輪又は転動体の表面に剥離が発生し、軸受としての機能を果たせなくなる。転がり軸受の寿命は回転回数により規定されるため、回転数が高いほど寿命までの時間は短くなる。

そこで、従来の圧縮機には、冷媒を圧縮する圧縮機構に駆動力を伝える駆動軸（回転軸）を軸受で支持する際、すべり軸受及び転がり軸受の特性を考慮してこれらの軸受を好適な箇所に配置することにより、圧縮機の長寿命化を目指したものが提案されている（特許文献１参照）。

特開平１１−２８０６８２号公報

空気調和機に搭載される圧縮機は、空調対象となる空間（部屋）の最大空調負荷に合わせて選定されることが多い。しかしながら、実際の運転時（実運転時）においては、暖房運転時には建物の高断熱化による効果や、空調対象の空間に設置されている電気機器からの発熱等により、低負荷領域での運転が多くなる。また、冷房運転の場合、低外気温時には低能力での運転が必要になってくる。

このため、空気調和機に使用される圧縮機は、低速回転域での運転頻度が増すことになる。空調機器メーカは圧縮機の圧縮容積を小さくして、低速から従来機と同等の最大負荷に相当する超高速まで運転できるワイドレンジ駆動とし、実運転時において高効率で運転できる圧縮機開発に取り組んでいる。更に、圧縮機開発においては、低負荷領域での効率をより高めるため、従来の圧縮機における最低回転数（例えば１５Ｈｚ）よりも低い超低速回転を実現すると共に、低速回転時における軸受等の摺動部での摩擦損失の低減を図る取り組みも為されている。

しかしながら、すべり軸受を用いた従来の圧縮機では、低速で回転すると、軸受隙間内での動圧発生効果が小さくなり、これに伴い油膜厚さが薄くなって混合潤滑領域に移行し易い。このため、軸受における摩擦係数が上昇し、摩擦損失を低減できないという課題があった。また、軸受摺動部材における耐焼き付き性、耐摩耗性の向上を図る必要もあった。また、圧縮機に転がり軸受を使用した場合には、超高速回転を続けることで転がり軸受の寿命が圧縮機の製品寿命を満足しないという課題があった。

すなわち、特許文献１に記載された圧縮機は、各部に最適な軸受を配置しているが、低速から高速まで回転範囲を拡大した場合には上記の課題を解決できない。つまり、特許文献１に記載された圧縮機は、低速回転ではすべり軸受の焼付き及び異常摩耗を抑制できず、高速回転では転がり軸受の寿命を圧縮機の製品寿命まで確保できないという課題があった。

本発明は、上記課題を解決するものであり、低速から高速まで回転するワイドレンジ駆動の圧縮機において、軸受の寿命を圧縮機の製品寿命まで確保することのできる軸受ユニットを得ることを第１の目的とする。また、該軸受ユニットを備え、低速から高速まで回転するワイドレンジ駆動が可能な圧縮機を得ることを第２の目的とする。

本発明に係る軸受ユニットは、一部に円周方向外側に突出したフランジを有するすべり軸受と、内輪、外輪、及び前記内輪と前記外輪との間に配置された転動体を有し、前記内輪に前記すべり軸受が固定された転がり軸受と、前記転がり軸受の前記外輪が固定されたハウジングと、を備え、前記円周方向外側に突出したフランジは、前記すべり軸受が前記ハウジングに対して傾斜した際、前記ハウジングと接触し、前記ハウジングは、前記円周方向外側に突出したフランジと接触する位置に、弾性体を有するものである。

また、本発明に係る圧縮機は、冷媒を圧縮する圧縮機構と、電動機と、前記電動機と前記圧縮機構を接続し、前記電動機の駆動力を前記圧縮機構に伝達する駆動軸と、前記圧縮機構、前記電動機及び前記駆動軸を収納しており、潤滑油が貯留される油溜めが形成された密閉容器と、を備えた圧縮機であって、本発明に係る軸受ユニットを有し、前記駆動軸は、前記軸受ユニットの前記すべり軸受で回転自在に支持される構成であり、前記駆動軸は、前記油溜めから該駆動軸と前記すべり軸受との間に至る給油通路を有するものである。

本発明に係る軸受ユニットにおいては、低速回転時には、駆動軸とすべり軸受との間に供給される油量が少ないため、すべり軸受と駆動軸との間に油膜圧力が発生しない。このため、すべり軸受と駆動軸とが接触して相対運動せず、駆動軸は、転がり軸受で回転自在に支持されることとなり、すべり軸受の焼付き及び摩耗を抑制できる。また、本発明に係る軸受ユニットにおいては、高速回転時には駆動軸とすべり軸受との間に供給される油量が増加し、すべり速度も増加するため、すべり軸受と駆動軸との間に油膜が形成される。そして、駆動軸は、流体潤滑ですべり軸受内を摺動できるようになる。また、圧縮機では、高速回転において駆動軸の傾斜が増加する。そして、すべり軸受は駆動軸の傾斜に沿うように傾くため、高速回転時には円周方向外側に突出したフランジとハウジングとが接触し、転がり軸受の回転を停止させることができる。
したがって、本発明に係る軸受ユニットを圧縮機に用いることにより、低速から高速まで回転するワイドレンジ駆動を行う圧縮機においても、軸受の寿命を圧縮機の製品寿命まで確保することができる。

本発明の実施の形態１に係るスクロール圧縮機の構成を模式的に示す縦断面図である。 本発明の実施の形態１に係るスクロール圧縮機の副軸受に用いられている軸受ユニットを示す縦断面図である。 本発明の実施の形態１に係るスクロール圧縮機における駆動軸のたわみを説明するための説明図である。 本発明の実施の形態１に係るスクロール圧縮機において、駆動軸が高速回転しているときの軸受ユニット近傍を示す縦断面図である。 本発明の実施の形態１に係る軸受ユニットの寸法関係の一例を示す縦断面図である。 本発明の実施の形態１に係るスクロール圧縮機における、駆動軸回転数と軸受ユニットのすべり軸受及び転がり軸受の回転数との関係を示す図である。 本発明の実施の形態２に係るスクロール圧縮機の軸受ユニットを示す縦断面図である。 本発明の実施の形態２に係るスクロール圧縮機において、駆動軸が高速回転しているときの軸受ユニット近傍を示す縦断面図である。 本発明の実施の形態３に係るスクロール圧縮機の軸受ユニットを示す縦断面図である。 本発明の実施の形態４に係るスクロール圧縮機の軸受ユニットを示す縦断面図である。 本発明の実施の形態４に係るスクロール圧縮機において、駆動軸が高速回転しているときの軸受ユニット近傍を示す縦断面図である。

実施の形態１．
図１は、本発明の実施の形態１に係るスクロール圧縮機の構成を模式的に示す縦断面図である。また、図２は、このスクロール圧縮機の副軸受に用いられている軸受ユニットを示す縦断面図である。
なお、図１では、各構成を指し示す引き出し線を見やすくするため、ハッチングを省略している。

本実施の形態１に係るスクロール圧縮機１００は、圧縮機構１０１、電動機１０、駆動軸６、及びこれらを収納する密閉容器１３等を備える。

圧縮機構１０１は、冷媒を圧縮する機構であり、固定スクロール１及び揺動スクロール２を備える。固定スクロール１は、台板と、該台板の下面に設けられた渦巻歯とを有する。揺動スクロール２は、台板と、該台板の上面に設けられた渦巻歯とを有する。また、揺動スクロール２の台板には、渦巻歯が形成された面の反対面に、後述する駆動軸６の偏心軸部６ｂが挿入されるボス部２ａが設けられている。固定スクロール１の渦巻歯と揺動スクロール２の渦巻歯とが互いに組み合わされることにより、両渦巻歯間に圧縮室５が形成されている。なお、圧縮室５に冷媒を吸入するための吸入口３は、圧縮室５の外周側に形成されている。圧縮室５で圧縮された冷媒を吐出する吐出口４は、固定スクロール１の中心部に形成されている。圧縮機構１０１は、密閉容器１３内の上部に配置されている。

電動機１０は、密閉容器１３内において、上部ハウジング８ａと下部ハウジング８ｂとの間に配置されている。この電動機１０は、ロータ１０ａ及びステータ１０ｂを備える。ステータ１０ｂは、中空の略円筒形状をしており、密閉容器１３に固定されている。ロータ１０ａは、中空の略円筒形状をしており、所定のギャップを介してステータ１０ｂの内周側に配置されている。

駆動軸６は、電動機１０と圧縮機構１０１とを接続し、電動機１０の駆動力を圧縮機構１０１に伝達するものである。駆動軸６は、主軸部６ａ及び偏心軸部６ｂを備える。主軸部６ａは、電動機１０のロータ１０ａに固定されており、ロータ１０ａと共に回転するものである。この主軸部６ａは、上部が上部ハウジング８ａに設けられた主軸受１９によって回転自在に支持されており、下部が下部ハウジング８ｂに設けられた副軸受１１によって回転自在に支持されている。偏心軸部６ｂは、主軸部６ａの上端部に設けられている。偏心軸部６ｂの中心軸は、主軸部６ａの中心軸（回転軸）に対して偏心している。この偏心軸部６ｂは、揺動スクロール２のボス部２ａに圧入された揺動軸受１７に、回転自在に挿入されている。また、駆動軸６には、主軸部６ａの上部に、バランサ６ｃが設けられている。

上部ハウジング８ａは、密閉容器１３の側壁内面に固定されており、駆動軸６の主軸部６ａを回転自在に支持する主軸受１９が設けられている。この上部ハウジング８ａの上部には、固定スクロール１が固定されている。また、上部ハウジング８ａの上部にはスラスト軸受１８が設けられている。スラスト軸受１８は、揺動スクロール２を下方から摺動自在に支持するものである。また、上部ハウジング８ａの上部には、揺動スクロール２の自転を阻止するオルダム継手１２も設けられている。

下部ハウジング８ｂは、密閉容器１３の側壁内面に固定されており、駆動軸６の主軸部６ａを回転自在に支持する副軸受１１が設けられている。図１及び図２に示すように、本実施の形態１に係るスクロール圧縮機１００においては、副軸受１１として軸受ユニット２０が用いられている。この軸受ユニット２０は、すべり軸受２１、転がり軸受２２、及びハウジング２３を備える。

すべり軸受２１は、中空の略円筒形状をしており、内周側において駆動軸６の主軸部６ａを回転自在に支持するものである。このすべり軸受２１は、その一部に、円周方向外側に突出したフランジ２１ａを有している。円周方向外側に突出したフランジ２１ａは、換言すると、すべり軸受２１の外周面から半径方向に外側へ向かって突出したフランジと言うこともできる。円周方向外側に突出したフランジ２１ａは、例えばすべり軸受２１の上端部に形成されている。また、すべり軸受２１には、内周側から外周側にかけて貫通する給油孔２１ｂが形成されている。給油孔２１ｂは、後述の給油機構によってすべり軸受２１と主軸部６ａとの間に供給された潤滑油を、すべり軸受２１の外周側に設けられた転がり軸受２２側へ供給するものである。なお、本実施の形態１では、上下方向に沿って２つの転がり軸受２２が配置されている。このため、これらの転がり軸受２２に潤滑油が流れ込むように、給油孔２１ｂは、すべり軸受２１の軸心方向（つまり主軸部６ａの軸心方向）の略中央位置に形成されている。

転がり軸受２２は、内輪２２ａ、外輪２２ｂ、及び、内輪２２ａと外輪２２ｂとの間に配置された例えば球状の転動体２２ｃを有している。内輪２２ａの内周側には、すべり軸受２１が例えばしまりばめで圧入されている。つまり、内輪２２ａにすべり軸受２１が固定されている。このため、内輪２２ａとすべり軸受２１とは一体で動く。また、外輪２２ｂは、ハウジング２３の凹部２３ａに、例えばしまりばめで圧入されている。つまり、外輪２２ｂは、ハウジング２３の凹部２３ａに固定されている。このため、外輪２２ｂとハウジング２３とは一体となっている。換言すると、ハウジング２３は、下部ハウジング８ｂに固定されており、動かない。このため、ハウジング２３に固定されている外輪２２ｂも、ハウジング２３内において回転しない構成となっている。
図２に示すように、主軸部６ａが静止した状態においては、すべり軸受２１の円周方向外側に突出したフランジ２１ａの外周面とハウジング２３（より詳しくは凹部２３ａの内周面）との間には、一定の隙間δが形成されている。

上述の各構成を収納する密閉容器１３は、例えば側壁に、スクロール圧縮機１００に冷媒を吸入するための冷媒吸入管１５が設けられている。また、密閉容器１３は、例えば上部に、スクロール圧縮機１００で圧縮された冷媒を外部に吐出するための冷媒吐出管１６が設けられている。なお、本実施の形態１に係るスクロール圧縮機１００は、冷媒吸入管１５から吸入した冷媒を密閉容器１３内に一旦貯留した後、該冷媒を圧縮機構１０１で圧縮して直接吐出する構成となっている。このため、冷媒吸入管１５は、密閉容器１３の内部空間と連通するように、密閉容器１３に接続されている。また、冷媒吐出管１６は、圧縮機構１０１の吐出口４に接続されている。

また、密閉容器１３の底部には、軸受等の摺動部を潤滑する潤滑油を貯留する油溜め１４が形成されている。この油溜め１４に貯留されている潤滑油は、給油機構７により、揺動軸受１７、主軸受１９及び軸受ユニット２０のすべり軸受２１に供給される。給油機構７は、駆動軸６の主軸部６ａの下端部に取り付けられた例えば容積型のポンプ７ｂと、駆動軸６に設けられた給油通路とを備える。つまり、駆動軸６と共に油溜め１４の潤滑油中に浸漬されているポンプ７ｂも回転することにより、油溜め１４に貯留された潤滑油を該ポンプ７ｂがくみ上げ、揺動軸受１７、主軸受１９及び軸受ユニット２０のすべり軸受２１に潤滑油を供給する構成となっている。

給油通路は、図２に示すように、給油孔７ａ及び給油孔７ｃで形成されている。給油孔７ａは、主軸部６ａの軸心方向に貫通形成された貫通孔である。給油孔７ｃは、一方の端部が給油孔７ａに開口し、他方の端部が駆動軸６と各軸受との間に開口する貫通孔である。例えば、給油孔７ｃは、揺動軸受１７、主軸受１９及び軸受ユニット２０のすべり軸受２１の軸方向と直交するように形成されている。なお、図２では、給油孔７ｃの一例として、駆動軸６と軸受ユニット２０のすべり軸受２１との間に開口する給油孔７ｃを示している。ここで、駆動軸６と軸受ユニット２０のすべり軸受２１との間に開口する給油孔７ｃと、給油孔７ａが、本発明の「油溜めから駆動軸とすべり軸受との間に至る給油通路」に相当する。

このように構成されたスクロール圧縮機１００は、冷凍サイクル回路の構成の１つとして、次のように動作する。
電動機１０のロータ１０ａと共に駆動軸６が回転すると、揺動スクロール２はオルダム継手１２により自転を阻止されながら公転運動を行う。これにより、揺動スクロール２及び固定スクロール１のそれぞれの渦巻歯の組合せにより形成された圧縮室５が、次第に容積を減じながら中心側に移動する。このため、吸入口３から圧縮室５に吸入された冷媒は、次第にその圧力を高め、吐出口４及び冷媒吐出管１６を通じて冷凍サイクル回路の凝縮器へ送り出される。

このようにして密閉容器１３内の冷媒が外部へ吐出されるので、密閉容器１３内は負圧となる。このため、密閉容器１３の外部から冷媒吸入管１５を通じて密閉容器１３内に冷媒が吸入される。そして、この冷媒は、電動機１０を冷却した後、吸入口３から圧縮室５に吸入される。

また、駆動軸６が回転することにより、油溜め１４の潤滑油は、給油機構７のポンプ７ｂにより、給油孔７ａにくみ上げられる。そして、給油孔７ａにくみ上げられた潤滑油は、給油孔７ｃから、揺動軸受１７、主軸受１９及び軸受ユニット２０のすべり軸受２１と、駆動軸６との間に供給される。揺動軸受１７と駆動軸６の偏心軸部６ｂとの間に供給された潤滑油は、この間を潤滑した後、スラスト軸受１８及びオルダム継手１２に供給されて、これら摺動部を潤滑する。また、オルダム継手１２に供給された潤滑油は返油孔９を経て油溜め１４に戻される。

上述のようなスクロール圧縮機１００の運転中、副軸受１１として用いられている軸受ユニット２０は、駆動軸６の回転数に応じて、つまり電動機１０の回転数に応じて、次のような動作となる。

まず、駆動軸６が低速回転（例えば、概ね１５ｒｐｓ未満）している場合の軸受ユニット２０の動作を説明する。駆動軸６が回転することにより、油溜め１４の潤滑油は、給油機構７のポンプ７ｂにより、給油孔７ａにくみ上げられる。そして、給油孔７ａにくみ上げられた潤滑油は、給油孔７ｃから、主軸部６ａとすべり軸受２１との間に供給される。

供給される潤滑油の量は、駆動軸６つまり主軸部６ａの回転数に比例して増加する。このため、低速回転時（駆動軸６の低速回転時）には、主軸部６ａとすべり軸受２１との間に供給される油量が少なく、主軸部６ａとすべり軸受２１との間に油膜が形成されない。したがって、主軸部６ａ及びすべり軸受２１の両者が固体接触して摩擦係数が高くなり、主軸部６ａ及びすべり軸受２１は相対運動せずに一体となって回転する。つまり、主軸部６ａの回転を支持するのは転がり軸受２２となる。なお、主軸部６ａとすべり軸受２１との間に供給された潤滑油は、下方へ流れ、すべり軸受２１の下端側から排出される。また、本実施の形態１では、すべり軸受２１に給油孔２１ｂを形成しているので、主軸部６ａとすべり軸受２１との間に供給された潤滑油を、給油孔２１ｂを介して転がり軸受２２へ供給することもできる。

ここで、一般的なスクロール圧縮機も同様であるが、本実施の形態１に係るスクロール圧縮機１００は、駆動軸６の回転数の増加に伴って揺動スクロール２で発生する遠心力が大きくなるため、偏心軸部６ｂに作用する荷重が増大する。この偏心軸部６ｂに作用する荷重は主軸受１９と副軸受１１である軸受ユニット２０で支持される。つまり、駆動軸６は、上述の荷重によって以下のようにたわむこととなる。

図３は、本発明の実施の形態１に係るスクロール圧縮機における駆動軸のたわみを説明するための説明図である。なお、図３（ａ）は、駆動軸６に作用する力の位置及び方向を示している。また、図３（ｂ）は、駆動軸６のたわみ方を表している。
図３に示すように、駆動軸６の偏心軸部６ｂには、偏心軸部６ｂの偏心方向に、揺動スクロール２で発生する遠心力Ａが作用する。この遠心力Ａは、上述のように、主軸受１９と副軸受１１である軸受ユニット２０で支持される。このため、主軸部６ａにおける主軸受１９で支持されている箇所には、遠心力Ａとは反対方向の反力Ｂが作用する。また、主軸部６ａにおける軸受ユニット２０で支持されている箇所には、反力Ｂとは反対方向の反力Ｃが作用する。したがって、駆動軸６は、図３（ｂ）のようにたわむこととなる。なお、駆動軸６のたわみ量は、上記遠心力Ａに比例する。このため、駆動軸６の低回転時には、駆動軸６にたわみがほとんど発生せず、図３に示す中心軸（一点鎖線）に対してほぼ平行に駆動軸６は回転する。

次に、駆動軸６が高速回転（例えば、概ね１５ｒｐｓ以上）している場合の軸受ユニット２０の動作を説明する。

図４は、本発明の実施の形態１に係るスクロール圧縮機において、駆動軸が高速回転しているときの軸受ユニット近傍を示す縦断面図である。
駆動軸６の回転数が高速になると、ポンプ７ｂから供給される潤滑油の量が増加する。このため、給油孔７ｃから主軸部６ａとすべり軸受２１との間に供給された潤滑油に油膜圧力が発生し、主軸部６ａはすべり軸受２１内を流体潤滑で摺動できるようになる。また、揺動スクロール２の遠心力が増大して駆動軸６がたわむため、軸受ユニット２０内において主軸部６ａが傾斜する。

ここで、転がり軸受２２は、内輪２２ａと転動体２２ｃとの間、及び転動体２２ｃと外輪２２ｂとの間のそれぞれに一定の隙間が設けられるよう設計されており、その隙間分だけ機械的遊びがある。このため、転がり軸受２２の内輪２２ａに圧入されたすべり軸受２１は、転がり軸受２２のこの機械的遊びの範囲内で図４の紙面直交方向の軸まわりに回転可能であり、主軸部６ａに沿って傾斜する。したがって、傾斜したすべり軸受２１の円周方向外側に突出したフランジ２１ａの外周面がハウジング２３に接触するように、円周方向外側に突出したフランジ２１ａとハウジング２３との間の隙間δ（図２に示す）を設計する。これにより、駆動軸６の高速回転時にすべり軸受２１の円周方向外側に突出したフランジ２１ａとハウジング２３とが接触し、この接触時の摩擦力によってすべり軸受２１の回転が阻害される。したがって、ハウジング２３とすべり軸受２１とは転がり軸受２２を介して一体となり相対運動できなくなる。このため、主軸部６ａは、すべり軸受２１と相対運動するようになる。この機構により、駆動軸６の高速回転時には転がり軸受２２は停止するため、転がり軸受２２の寿命までの時間を長期化することができる。また、駆動軸６の高速回転時にはすべり軸受２１と主軸部６ａとの間に油膜が形成されるため、主軸部６ａの外周面とすべり軸受２１の内周面との摩耗を抑制することもできる。

図５は、本発明の実施の形態１に係る軸受ユニットの寸法関係の一例を示す縦断面図である。
本実施の形態１に係る軸受ユニット２０は、駆動軸６つまり主軸部６ａの静止時、図５のような寸法関係となっている。すなわち、主軸部６ａの中心軸（回転中心）からすべり軸受２１の円周方向外側に突出したフランジ２１ａの外周面までの距離を、４０ｍｍとしている。主軸部６ａの外周面とすべり軸受２１の内周面との間に、０．０３０ｍｍの隙間を設けている。内輪２２ａと転動体２２ｃとの間、及び転動体２２ｃと外輪２２ｂとの間のそれぞれに、０．０１２ｍｍの隙間を設けている。この場合、すべり軸受２１の円周方向外側に突出したフランジ２１ａの外周面とハウジング２３（より詳しくは凹部２３ａの内周面）との間の隙間を概ね０．０２６ｍｍ以上とすることにより、駆動軸６の低速回転時にはすべり軸受２１の円周方向外側に突出したフランジ２１ａとハウジング２３とが接触せず、駆動軸６の高速回転時にすべり軸受２１の円周方向外側に突出したフランジ２１ａとハウジング２３とが接触する軸受ユニット２０が得られた。

図６は、本発明の実施の形態１に係るスクロール圧縮機における、駆動軸回転数と軸受ユニットのすべり軸受及び転がり軸受の回転数との関係を示す図である。図６の横軸は駆動軸６の回転数を示し、縦軸は軸受回転数を示す。ここで、軸受回転数は、転がり軸受２２の回転数とすべり軸受２１の回転数との和であり、駆動軸６の回転数と等しい。低速回転では軸受回転数のうちすべり軸受２１の回転数がほぼゼロとなる。高速回転では軸受回転数のうち転がり軸受２２の回転数がゼロとなる。回転数領域Ｚについては後述する。
上述のように軸受ユニット２０が構成されているので、すべり軸受２１において油膜を形成できない駆動軸６の低速回転時、転がり軸受２２主体で、主軸部６ａの回転を支持することができている。このため、すべり軸受２１の内周面と主軸部６ａの外周面で固体接触して摩耗が進行することを抑制することができる。また、駆動軸６の高速回転時、すべり軸受２１主体で、主軸部６ａの回転を支持することができている。このため、駆動軸６の高速回転時に懸念される転がり軸受２２の寿命低下を抑制することができる。

以上、本実施の形態１に係る軸受ユニット２０を備えたスクロール圧縮機１００においては、低速回転時（駆動軸６の低速回転時）には主軸部６ａとすべり軸受２１との間に供給される油量が少ないため、すべり軸受２１と主軸部６ａとの間に油膜圧力が発生しない。このため、すべり軸受２１と主軸部６ａとが接触して相対運動せず、主軸部６ａは、転がり軸受２２で回転自在に支持されることとなり、すべり軸受２１の焼付き及び摩耗を抑制できる。また、本実施の形態１に係る軸受ユニット２０を備えたスクロール圧縮機１００においては、高速回転時（駆動軸６の高速回転時）には主軸部６ａとすべり軸受２１との間に供給される油量が増加し、すべり速度も増加するため、すべり軸受２１と主軸部６ａとの間に油膜が形成される。そして、主軸部６ａは、流体潤滑ですべり軸受２１内を摺動できるようになる。また、スクロール圧縮機１００では、高速回転において主軸部６ａの傾斜が増加する。そして、すべり軸受２１は主軸部６ａの傾斜に沿うように傾くため、高速回転時にはすべり軸受２１の円周方向外側に突出したフランジ２１ａとハウジング２３とが接触し、転がり軸受２２の回転を停止させることができる。したがって、本実施の形態１に係る軸受ユニット２０をスクロール圧縮機１００に用いることにより、該スクロール圧縮機１００を低速から高速まで回転するワイドレンジ駆動の圧縮機としても、軸受の寿命を圧縮機の製品寿命まで確保することができる。

なお、本実施の形態１では円周方向外側に突出したフランジ２１ａをすべり軸受２１の上端部に設けたが、駆動軸６の高速回転時に円周方向外側に突出したフランジ２１ａとハウジング２３とが接触する構成を実現できれば、円周方向外側に突出したフランジ２１ａの位置は限定されない。例えば、すべり軸受２１の下端部に円周方向外側に突出したフランジ２１ａを形成してもよい。

また、本実施の形態１では転がり軸受２２を２つ配置したが、転がり軸受２２の数も本発明を限定するものではない。転がり軸受２２に作用する荷重を支持できれば、転がり軸受２２を１つのみ配置しても勿論よい。

実施の形態２．
図７は、本発明の実施の形態２に係るスクロール圧縮機の軸受ユニットを示す縦断面図である。
以下、図７を用いて、本実施の形態２に係るスクロール圧縮機１００について説明する。なお、本実施の形態２において、特に記述しない項目については実施の形態１と同様とし、同一の機能や構成については同一の符号を用いて述べることとする。

本実施の形態２に係るスクロール圧縮機１００の駆動軸６は、主軸部６ａに軸受ユニット２０のすべり軸受２１の一端と対向する円周状の突出部６ｅを有している。円周状の突出部６ｅは、換言すると、主軸部６ａの外周面から半径方向に外側へ向かって突出した突出部と言うこともできる。また、駆動軸６が回転していない静止状態では、円周状の突出部６ｅは、すべり軸受２１に接触している。図７では、主軸部６ａは、すべり軸受２１の上端部と対向する位置に、円周状の突出部６ｅを有している。そして、駆動軸６の静止状態において、駆動軸６の自重は、円周状の突出部６ｅ、すべり軸受２１及び転がり軸受２２を介して、ハウジング２３に支持されている。

また、本実施の形態２では、主軸部６ａにおけるすべり軸受２１と対向する範囲の外周面に、給油孔７ｃから主軸部６ａとすべり軸受２１との間に供給された潤滑油を円周状の突出部６ｅの方へ導く動圧溝６ｄが少なくとも１本形成されている。動圧溝６ｄは、下端部（円周状の突出部６ｅと反対側の端部）から上端部（円周状の突出部６ｅ側の端部）に向かって、駆動軸６の回転方向（図７に示す円弧状の矢印方向）とは反対方向に傾斜している。
ここで、動圧溝６ｄが、本発明の溝に相当する。

本実施の形態２に係るスクロール圧縮機１００の場合、以下のような動作となる。

まず、駆動軸６が低速回転（例えば、概ね１５ｒｐｓ未満）している場合の軸受ユニット２０の動作を説明する。駆動軸６が回転することにより、油溜め１４の潤滑油は、給油機構７のポンプ７ｂにより、給油孔７ａにくみ上げられる。そして、給油孔７ａにくみ上げられた潤滑油は、給油孔７ｃから、主軸部６ａとすべり軸受２１との間に供給される。

供給される潤滑油の量は、駆動軸６つまり主軸部６ａの回転数に比例して増加する。このため、低速回転時（駆動軸６の低速回転時）には、主軸部６ａとすべり軸受２１との間に供給される油量が少なく、主軸部６ａとすべり軸受２１との間に油膜が形成されない。したがって、主軸部６ａ及びすべり軸受２１の両者が固体接触して摩擦係数が高くなり、主軸部６ａ及びすべり軸受２１は相対運動せずに一体となって回転する。つまり、主軸部６ａの回転を支持するのは転がり軸受２２となる。このため、すべり軸受２１において油膜を形成できない低速回転時、すべり軸受２１の内周面と主軸部６ａの外周面で固体接触して摩耗が進行することを抑制することができる。

ここで、本実施の形態２に係るスクロール圧縮機１００は、主軸部６ａに上述の円周状の突出部６ｅを有している。主軸部６ａとすべり軸受２１との間に供給される油量が少ない低速回転時、この円周状の突出部６ｅは、すべり軸受２１と接触したままとなる。このため、低速回転時、円周状の突出部６ｅとすべり軸受２１との間に発生する摩擦力により、主軸部６ａ及びすべり軸受２１が相対運動することをより防止できる。このため、本実施の形態２に係るスクロール圧縮機１００は、低速回転時、すべり軸受２１の内周面と主軸部６ａの外周面で固体接触して摩耗が進行することをより抑制することができる。

なお、主軸部６ａとすべり軸受２１との間に供給された潤滑油は、下方へ流れ、すべり軸受２１の下端側から排出される。また、本実施の形態２では、すべり軸受２１に給油孔２１ｂを形成しているので、主軸部６ａとすべり軸受２１との間に供給された潤滑油を、給油孔２１ｂを介して転がり軸受２２へ供給することもできる。

次に、駆動軸６が高速回転（例えば、概ね１５ｒｐｓ以上）している場合の軸受ユニット２０の動作を説明する。

図８は、本発明の実施の形態２に係るスクロール圧縮機において、駆動軸が高速回転しているときの軸受ユニット近傍を示す縦断面図である。
駆動軸６の回転数が高速になると、ポンプ７ｂから供給される潤滑油の量が増加する。このため、給油孔７ｃから主軸部６ａとすべり軸受２１との間に供給された潤滑油は、上方にも流れ、円周状の突出部６ｅ近傍で油膜圧力が発生する。これにより、円周状の突出部６ｅがすべり軸受２１から浮上し、主軸部６ａの円周状の突出部６ｅとすべり軸受２１の上端部との間に隙間ができて、当該隙間から潤滑油は遠心力により円周状の突出部６ｅの半径方向外側に排出される。また、実施の形態１と同様に、主軸部６ａとすべり軸受２１との間においても油膜圧力が発生し、主軸部６ａはすべり軸受２１内を流体潤滑で摺動できるようになる。

また、揺動スクロール２の遠心力が増大して駆動軸６がたわむため、軸受ユニット２０内において主軸部６ａが傾斜する。このため、駆動軸６の高速回転時にすべり軸受２１の円周方向外側に突出したフランジ２１ａとハウジング２３とが接触し、この接触時の摩擦力によってすべり軸受２１の回転が阻害される。したがって、ハウジング２３とすべり軸受２１とは転がり軸受２２を介して一体となり相対運動できなくなる。したがって、主軸部６ａは、すべり軸受２１と相対運動するようになる。この機構により、駆動軸６の高速回転時には転がり軸受２２は停止するため、転がり軸受２２の寿命までの時間を長期化することができる。また、駆動軸６の高速回転時にはすべり軸受２１と主軸部６ａとの間に油膜が形成されるため、主軸部６ａの外周面とすべり軸受２１の内周面との摩耗を抑制することもできる。

ここで、本実施の形態２では、主軸部６ａにおけるすべり軸受２１と対向する範囲の外周面に、下端部から上端部に向かって駆動軸６の回転方向とは反対方向に傾斜している動圧溝６ｄが形成されている。動圧溝６ｄは主軸部６ａの回転に対して抵抗成分であるため、主軸部６ａが回転することで、動圧溝６ｄ内に上部へ潤滑油が流れようとするポンプ効果が得られる。このため、動圧溝６ｄを形成することにより、円周状の突出部６ｅ側へ潤滑油を集中的に供給することができ、円周状の突出部６ｅをすべり軸受２１からより浮上しやすくすることができる。したがって、円周状の突出部６ｅを設けても、転がり軸受２２による主軸部６ａの回転支持からすべり軸受２１による主軸部６ａの回転支持への移行を速やかに行うことができる。

以上、本実施の形態２に係る軸受ユニット２０を備えたスクロール圧縮機１００においても、実施の形態１と同様に、低速回転時（駆動軸６の低速回転時）には転がり軸受２２によって主軸部６ａの回転を支持することができ、高速回転時（駆動軸６の高速回転時）にはすべり軸受２１によって主軸部６ａの回転を支持することができる。したがって、本実施の形態２に係る軸受ユニット２０をスクロール圧縮機１００に用いても、実施の形態１と同様に、該スクロール圧縮機１００を低速から高速まで回転するワイドレンジ駆動の圧縮機としても、軸受の寿命を圧縮機の製品寿命まで確保することができる。

また、本実施の形態２に係るスクロール圧縮機１００は、駆動軸６の主軸部６ａに上述の円周状の突出部６ｅを有しているので、低速回転時、すべり軸受２１の内周面と主軸部６ａの外周面で固体接触して摩耗が進行することをより抑制することができる。また、本実施の形態２に係るスクロール圧縮機１００は、主軸部６ａにおけるすべり軸受２１と対向する範囲の外周面に上述の動圧溝６ｄが形成されているので、円周状の突出部６ｅを設けても、転がり軸受２２による主軸部６ａの回転支持からすべり軸受２１による主軸部６ａの回転支持への移行を速やかに行うことができる。

実施の形態３．
実施の形態１又は実施の形態２で示した軸受ユニット２０に、次のような弾性体２４を設けてもよい。なお、本実施の形態３において、特に記述しない項目については実施の形態１又は実施の形態２と同様とし、同一の機能や構成については同一の符号を用いて述べることとする。また、本実施の形態３では、実施の形態２で示した軸受ユニット２０に弾性体２４を設けた例を説明する。

図９は、本発明の実施の形態３に係るスクロール圧縮機の軸受ユニットを示す縦断面図である。この図９は、駆動軸６が高速回転している状態を示している。
本実施の形態３に係る軸受ユニット２０のハウジング２３は、すべり軸受２１が傾斜したときに円周方向外側に突出したフランジ２１ａと接触する位置に、弾性体２４を有している。上述のように、軸受ユニット２０内では、駆動軸６の回転数の増加に伴って、主軸部６ａの傾斜が大きくなる。このため、実施の形態１又は実施の形態２で示した軸受ユニット２０では、駆動軸６の回転数がすべり軸受２１の円周方向外側に突出したフランジ２１ａとハウジング２３とが接触しはじめるときの回転数よりも高い回転数領域Ｚ（図６に示す）において、すべり軸受２１と主軸部６ａとが平行でなくなる場合がある。詳しくは、回転数領域Ｚにおいては、すべり軸受２１の円周方向外側に突出したフランジ２１ａとハウジング２３とが接触するため、ハウジング２３に対するすべり軸受２１の傾斜は一定となる。一方、主軸部６ａは、駆動軸６の回転数の増加に伴って傾斜が大きくなる。このため、回転数領域Ｚにおいて、すべり軸受２１と主軸部６ａとが平行でなくなる場合がある。

しかしながら、本実施の形態３に係る軸受ユニット２０は、ハウジング２３におけるすべり軸受２１の円周方向外側に突出したフランジ２１ａと接触する位置に、弾性体２４を備えている。このため、回転数領域Ｚにおいて弾性体２４とすべり軸受２１の円周方向外側に突出したフランジ２１ａとが接触した際、弾性体２４が弾性変形する。したがって、回転数領域Ｚにおいても、主軸部６ａの傾斜に追従してすべり軸受２１も傾斜することができ、すべり軸受２１と主軸部６ａとの平行を維持することができる。このため、本実施の形態３に係る軸受ユニット２０を用いることにより、回転数領域Ｚにおいて、実施の形態１及び実施の形態２よりもすべり軸受２１の焼付き及び摩耗を抑制できる。なお、弾性体２４としては、例えばゴムなどの樹脂が好適である。

実施の形態４．
図１０は、本発明の実施の形態４に係るスクロール圧縮機の軸受ユニットを示す縦断面図である。図１０を用いて、本実施の形態４に係る軸受ユニット２０について説明する。なお、本実施の形態４において、特に記述しない項目については実施の形態１〜実施の形態３のいずれかと同様とし、同一の機能や構成については同一の符号を用いて述べることとする。

本実施の形態４に係る軸受ユニット２０は、駆動軸６、転がり軸受２２、ブッシュ２５、すべり軸受２１及びハウジング２３を備える。
本実施の形態４に係る駆動軸６は、実施の形態１〜実施の形態３と同様に、給油通路となる給油孔７ａ及び給油孔７ｃを備えている。また、本実施の形態４に係る駆動軸６は、実施の形態２と同様に、主軸部６ａに円周状の突出部６ｅを有している。ここで、本実施の形態４においては、駆動軸６の主軸部６ａは、転がり軸受２２の内輪２２ａに固定されている。つまり、駆動軸６の主軸部６ａと転がり軸受２２の内輪２２ａとは、一体で動く。例えば、駆動軸６の主軸部６ａは、転がり軸受２２の内輪２２ａにしまりばめで圧入されている。このため、主軸部６ａの円周状の突出部６ｅは、転がり軸受２２の内輪２２ａの上端部（一端）と接触することとなる。

なお、本実施の形態４では、上下方向に２つの転がり軸受２２を配置し、両転がり軸受２２の内輪２２ａに駆動軸６が固定される構成となっている。ここで、本実施の形態４においては、駆動軸６が回転することによってポンプ７ｂで油溜め１４から給油孔７ａにくみ上げられた潤滑油は、給油孔７ｃから流出し、転がり軸受２２に供給される以外にも、後述するブッシュ２５とすべり軸受２１との間にも供給されることとなる。これらブッシュ２５及びすべり軸受２１は、転がり軸受２２の外周側に配置される。このため、両転がり軸受２２の間に設けられたカラー２６には、給油孔７ｃから流出した潤滑油をブッシュ２５とすべり軸受２１との間に送るため、内周側から外周側へ貫通する給油孔２６ａが形成されている。

ブッシュ２５は、例えば中空の略円筒形状をしており、内周面に転がり軸受２２の外輪２２ｂが固定されている。このため、ブッシュ２５と外輪２２ｂとは一体で動く。例えば、転がり軸受２２の外輪２２ｂは、ブッシュ２５の内周面にしまりばめで圧入されている。このブッシュ２５の外周面は、例えば中空の略円筒形状をしたすべり軸受２１の内周側に回転自在に設けられている。換言すると、ブッシュ２５の外周面は、すべり軸受２１によって回転自在に支持されている。このすべり軸受２１は、ハウジング２３（より詳しくは凹部２３ａの内周面）に固定されている。例えば、すべり軸受２１は、ハウジング２３（より詳しくは凹部２３ａの内周面）にしまりばめで圧入されている。図１０に示すように、駆動軸６が静止した状態においては、ブッシュ２５の外周面とすべり軸受２１の内周面との間には、半径方向に一定の隙間ｃが形成されている。

上述のように、駆動軸６の給油孔７ｃから流出した潤滑油は、ブッシュ２５とすべり軸受２１との間に供給される。このため、ブッシュ２５は、内周側から外周側にかけて貫通し、給油孔７ｃから流出した潤滑油をブッシュ２５とすべり軸受２１との間に供給する給油孔２５ａを有している。

また、ブッシュ２５は、その一部に、円周方向外側に突出したフランジ２５ｂを有している。円周方向外側に突出したフランジ２５ｂは、例えばブッシュ２５の上端部に形成されている。そして、駆動軸６が回転しない状態において、ブッシュ２５の円周方向外側に突出したフランジ２５ｂは、すべり軸受２１の上端部に接触している。なお、ブッシュ２５の円周方向外側に突出したフランジ２５ｂを、ハウジング２３と接触させる構成としてもよい。また、ブッシュ２５の円周方向外側に突出したフランジ２５ｂは、駆動軸６の円周状の突出部６ｅが転がり軸受２２の内輪２２ａに接触する方向にすべり軸受２１又はハウジング２３と接触することができれば、その形成位置は上端部に限定されない。

すなわち、本実施の形態４に係る軸受ユニット２０は、内輪２２ａ、外輪２２ｂ、及び内輪２２ａと外輪２２ｂとの間に配置された転動体２２ｃを有する転がり軸受２２と、転がり軸受２２の内輪２２ａに固定された駆動軸６と、内周面に転がり軸受２２の外輪２２ｂが固定されたブッシュ２５と、ブッシュ２５の外周面を回転自在に支持するすべり軸受２１と、すべり軸受２１が固定されたハウジング２３と、を備えている。また、本実施の形態４に係る軸受ユニット２０の駆動軸６は、転がり軸受２２の内輪２２ａの一端に接触する円周状の突出部６ｅと、給油通路（給油孔７ａ，７ｃ）とを有している。また、本実施の形態４に係る軸受ユニット２０のブッシュ２５は、駆動軸６が回転しない状態において、駆動軸６の円周状の突出部６ｅが転がり軸受２２の内輪２２ａに接触する方向にすべり軸受２１又はハウジング２３と接触する、円周方向外側に突出したフランジ２５ｂと、内周側から外周側にかけて貫通し、駆動軸６の給油通路から供給される潤滑油を当該ブッシュ２５とすべり軸受２１との間に供給する給油孔２５ａと、を有している。
ここで、駆動軸６が、本発明に係る軸受ユニットの軸に相当する。

まず、駆動軸６が低速回転（例えば、概ね１５ｒｐｓ未満）している場合の軸受ユニット２０の動作を説明する。駆動軸６が回転することにより、油溜め１４の潤滑油は、給油機構７のポンプ７ｂにより、給油孔７ａにくみ上げられる。そして、給油孔７ａにくみ上げられた潤滑油は、給油孔７ｃから流出する。この給油孔７ｃから流出した潤滑油は、カラー２６の給油孔２６ａ及びブッシュ２５の給油孔２５ａを通って、ブッシュ２５とすべり軸受２１との間に供給される。

供給される潤滑油の量は、駆動軸６つまり主軸部６ａの回転数に比例して増加する。このため、低速回転時（駆動軸６の低速回転時）には、ブッシュ２５とすべり軸受２１との間に供給される油量が少なく、ブッシュ２５とすべり軸受２１との間に油膜が形成されない。また、駆動軸６の自重は、円周状の突出部６ｅ、転がり軸受２２、及びブッシュ２５の円周方向外側に突出したフランジ２５ｂを介して、すべり軸受２１で支持されている。したがって、ブッシュ２５及びすべり軸受２１の両者が固体接触して摩擦係数が高くなり、ブッシュ２５とすべり軸受２１は相対運動せずに固定される。つまり、主軸部６ａの回転を支持するのは転がり軸受２２となる。なお、ブッシュ２５とすべり軸受２１との間に供給された潤滑油は、下方へ流れ、すべり軸受２１の下端側から排出される。

次に、駆動軸６が高速回転（例えば、概ね１５ｒｐｓ以上）している場合の軸受ユニット２０の動作を説明する。

図１１は、本発明の実施の形態４に係るスクロール圧縮機において、駆動軸が高速回転しているときの軸受ユニット近傍を示す縦断面図である。
駆動軸６の回転数が高速になると、揺動スクロール２の遠心力が増大して駆動軸６がたわむため、軸受ユニット２０内において主軸部６ａが傾斜する。主軸部６ａの傾斜に伴い、転がり軸受２２及びブッシュ２５も主軸部６ａに沿って傾斜する。また、ポンプ７ｂから供給される潤滑油の量が増加する。このため、給油孔７ｃからブッシュ２５とすべり軸受２１との間に供給された潤滑油に油膜圧力が発生する。ブッシュ２５が傾斜した場合、図１１に示すようにブッシュ２５とすべり軸受２１との間の隙間が小さい部分に油膜圧力が大きく発生し、油膜圧力は上部に偏った分布となる。したがって、円周方向外側に突出したフランジ２５ｂ付近の油膜圧力が高くなり、ブッシュ２５の円周方向外側に突出したフランジ２５ｂとすべり軸受２１の上端部との間の隙間に潤滑油が供給される。これにより、ブッシュ２５の円周方向外側に突出したフランジ２５ｂとすべり軸受２１の上端部とが非接触となり、両者の間の摩擦係数が小さくなるため、ブッシュ２５はすべり軸受２１内を流体潤滑で摺動できるようになる。

また、転がり軸受２２は、内輪２２ａと転動体２２ｃとの間、及び転動体２２ｃと外輪２２ｂとの間のそれぞれに一定の隙間が設けられるよう設計されており、その隙間分だけ機械的遊びがある。このため、転がり軸受２２の外輪２２ｂに固定されたブッシュ２５は、転がり軸受２２のこの機械的遊びの範囲内で図１１の紙面直交方向の軸まわりに回転可能である。ここで、ブッシュ２５とすべり軸受２１の隙間に発生する油膜圧力は前述したとおり偏った分布となるため、ブッシュ２５には主軸部６ａの傾斜を戻すように力が働き、転がり軸受２２に存在する機械的遊びが減少し、内輪２２ａと転動体２２ｃとの間の摩擦係数及び転動体２２ｃと外輪２２ｂとの間の摩擦係数が高くなる。これにより、転がり軸受２２の回転が阻害される。したがって、主軸部６ａ、転がり軸受２２及びブッシュ２５は一体となり相対運動できなくなる。この機構により、駆動軸６の高速回転時には転がり軸受２２は停止するため、転がり軸受２２の寿命までの時間を長期化することができる。また、駆動軸６の高速回転時にはすべり軸受２１とブッシュ２５との間に油膜が形成されるため、ブッシュ２５の外周面とすべり軸受２１の内周面との摩耗を抑制することもできる。

以上、本実施の形態４に係る軸受ユニット２０を備えたスクロール圧縮機１００においては、低速回転時（駆動軸６の低速回転時）にはブッシュ２５とすべり軸受２１との間に供給される油量が少ないため、すべり軸受２１とブッシュ２５との間に油膜圧力が発生しない。このため、すべり軸受２１とブッシュ２５とが接触して相対運動せず、主軸部６ａは、転がり軸受２２で回転自在に支持されることとなり、すべり軸受２１の焼付き及び摩耗を抑制できる。また、本実施の形態４に係る軸受ユニット２０を備えたスクロール圧縮機１００においては、高速回転時（駆動軸６の高速回転時）にはブッシュ２５とすべり軸受２１との間に供給される油量が増加し、すべり速度も増加するため、すべり軸受２１とブッシュ２５との間に油膜が形成される。そして、ブッシュ２５は、流体潤滑ですべり軸受２１内を摺動できるようになる。また、スクロール圧縮機１００では、高速回転において主軸部６ａの傾斜が増加する。そして、転がり軸受２２は主軸部６ａの傾斜に沿うように傾く。一方、すべり軸受２１とブッシュ２５との隙間に発生する油膜圧力がブッシュ２５の円周方向外側に突出したフランジ２５ｂ付近に偏って発生し、転がり軸受２２の機械的遊びを減少せしめて転がり軸受２２の摩擦係数が上昇するため、高速回転時には転がり軸受２２の回転を停止させることができる。したがって、本実施の形態４に係る軸受ユニット２０をスクロール圧縮機１００に用いることにより、該スクロール圧縮機１００を低速から高速まで回転するワイドレンジ駆動の圧縮機としても、軸受の寿命を圧縮機の製品寿命まで確保することができる。

最後に、上記の実施の形態１〜実施の形態４では、駆動軸６の軸心が上下方向となるように配置された縦置き型のスクロール圧縮機１００を用いて、本発明を説明した。これに限らず、駆動軸の軸心が横方向となるように配置された横置き型のスクロール圧縮機においても、本発明を実施できる。また、上記の実施の形態１〜実施の形態４ではスクロール型の圧縮機構１０１を用いた圧縮機を例に本発明を説明したが、スクロール型以外の圧縮機構を用いた圧縮機に本発明を実施しても勿論よい。

１ 固定スクロール、２ 揺動スクロール、２ａ ボス部、３ 吸入口、４ 吐出口、５ 圧縮室、６ 駆動軸、６ａ 主軸部、６ｂ 偏心軸部、６ｃ バランサ、６ｄ 動圧溝、６ｅ 円周状の突出部、７ 給油機構、７ａ 給油孔、７ｂ ポンプ、７ｃ 給油孔、８ａ 上部ハウジング、８ｂ 下部ハウジング、９ 返油孔、１０ 電動機、１０ａ ロータ、１０ｂ ステータ、１１ 副軸受、１２ オルダム継手、１３ 密閉容器、１４ 油溜め、１５ 冷媒吸入管、１６ 冷媒吐出管、１７ 揺動軸受、１８ スラスト軸受、１９ 主軸受、２０ 軸受ユニット、２１ すべり軸受、２１ａ 円周方向外側に突出したフランジ、２１ｂ 給油孔、２２ 転がり軸受、２２ａ 内輪、２２ｂ 外輪、２２ｃ 転動体、２３ ハウジング、２３ａ 凹部、２４ 弾性体、２５ ブッシュ、２５ａ 給油孔、２５ｂ 円周方向外側に突出したフランジ、２６ カラー、２６ａ 給油孔、１００ スクロール圧縮機、１０１ 圧縮機構。

Claims (9)

1. 一部に円周方向外側に突出したフランジを有するすべり軸受と、
   内輪、外輪、及び前記内輪と前記外輪との間に配置された転動体を有し、前記内輪に前記すべり軸受が固定された転がり軸受と、
   前記転がり軸受の前記外輪が固定されたハウジングと、
   を備え、
   前記円周方向外側に突出したフランジは、
   前記すべり軸受が前記ハウジングに対して傾斜した際、前記ハウジングと接触し、
   前記ハウジングは、
   前記円周方向外側に突出したフランジと接触する位置に、弾性体を有する構成である軸受ユニット。
2. 前記すべり軸受は、内周側から外周側にかけて貫通する給油孔が形成されている請求項１に記載の軸受ユニット。
3. 前記弾性体が樹脂で形成されている請求項１又は２に記載の軸受ユニット。
4. 冷媒を圧縮する圧縮機構と、
   電動機と、
   前記電動機と前記圧縮機構を接続し、前記電動機の駆動力を前記圧縮機構に伝達する駆動軸と、
   前記圧縮機構、前記電動機及び前記駆動軸を収納しており、潤滑油が貯留される油溜めが形成された密閉容器と、
   を備えた圧縮機であって、
   請求項１〜請求項３のいずれか一項に記載の軸受ユニットを有し、
   前記駆動軸は、前記軸受ユニットの前記すべり軸受で回転自在に支持される構成であり、
   前記駆動軸は、前記油溜めから該駆動軸と前記すべり軸受との間に至る給油通路を有する圧縮機。
5. 前記駆動軸は、前記すべり軸受の一端と対向する円周状の突出部を有し、
   前記駆動軸が回転しない状態において、前記円周状の突出部が前記すべり軸受に接触している構成である請求項４に記載の圧縮機。
6. 前記駆動軸は、前記すべり軸受と対向する範囲の外周面に、前記給油通路から前記駆動軸と前記すべり軸受との間に供給された前記潤滑油を前記円周状の突出部の方へ導く溝が形成されている請求項５に記載の圧縮機。
7. 前記溝は、前記円周状の突出部と反対側の端部から前記円周状の突出部側の端部に向かって、前記駆動軸の回転方向とは反対方向に傾斜している請求項６に記載の圧縮機。
8. 内輪、外輪、及び前記内輪と前記外輪との間に配置された転動体を有する転がり軸受と、
   前記転がり軸受の前記内輪に固定された軸と、
   内周面に前記転がり軸受の前記外輪が固定されたブッシュと、
   前記ブッシュの外周面を回転自在に支持するすべり軸受と、
   前記すべり軸受が固定されたハウジングと、
   を備え、
   前記軸は、前記転がり軸受の前記内輪の一端に接触する円周状の突出部と、給油通路とを有し、
   前記ブッシュは、
   前記軸が回転しない状態において、前記軸の前記円周状の突出部が前記転がり軸受の前記内輪に接触する方向に前記すべり軸受又は前記ハウジングと接触する、円周方向外側に突出したフランジと、
   内周側から外周側にかけて貫通し、前記軸の前記給油通路から供給される潤滑油を当該ブッシュと前記すべり軸受との間に供給する給油孔と、
   を有する軸受ユニット。
9. 冷媒を圧縮する圧縮機構と、
   電動機と、
   前記電動機と前記圧縮機構を接続し、前記電動機の駆動力を前記圧縮機構に伝達する駆動軸と、
   前記圧縮機構、前記電動機及び前記駆動軸を収納しており、潤滑油が貯留される油溜めが形成された密閉容器と、
   を備えた圧縮機であって、
   請求項８に記載の軸受ユニットを有し、
   前記軸受ユニットの前記軸は、前記駆動軸であり、
   前記油溜めに貯留された前記潤滑油が前記給油通路を通って前記ブッシュと前記すべり軸受との間に供給される構成である圧縮機。

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