JP6273729B2 - 回転式圧縮機 - Google Patents

Description

本発明は、回転式圧縮機に関し、特に、軸受における焼き付きの発生の防止に関するものである。

空気調和装置には、冷媒を圧縮するための機構として圧縮機が用いられる。圧縮機には、シリンダに対して偏心した軸を有するピストンが回転する、いわゆる回転式圧縮機がある。

回転式圧縮機としては、例えば特許文献１に開示されているものが知られている。特許文献１に係る回転式圧縮機では、電動機の回転子に取り付けられた駆動軸が、当該電動機からシリンダへと延びている。そして、当該駆動軸は、軸受によって電動機とシリンダとの間で軸支されている。

特開平２−８１９９３号公報

上記特許文献１に係る駆動軸は、電動機とシリンダとの間でのみ軸支された、いわゆる片持ち構造となっている。

しかしながら、片持ち構造の場合、回転子の回転に伴って当該回転子には遠心力が作用し、これにより回転子は回転中心軸に対して傾斜する。そのため、回転子に取り付けられている駆動軸は撓んでしまう。すると、撓んだ駆動軸が軸受に片当たりし、軸受においては焼き付きが生じる虞がある。軸受の焼き付きは、回転式圧縮機の信頼性の低下を誘発する。

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、軸受における焼き付きの発生を防止することにある。

第１の発明は、回転中心軸（Oa）に対して偏心した偏心部（36）を有する駆動軸（34）と、上記偏心部（36）に係合して偏心回転する筒状のピストン（37）と、固定子（21）と、上記駆動軸（34）に取り付けられた回転子（22）とを有し、該駆動軸（34）を駆動する電動機（20）と、底部（51）と、該底部（51）に連続して形成され上記駆動軸（34）に沿って延びるボス部（52）とで構成され、上記駆動軸（34）を上記ピストン（37）と上記回転子（22）との間で摺動自在に軸支する軸受（50）と、を備える。上記軸受（50）は、上記駆動軸（34）に沿って並ぶ、第１軸受部（53）及び前記回転子（22）から上記第１軸受部（53）よりも遠い位置にある第２軸受部（54）を有する。上記第１軸受部（53）と上記駆動軸（34）との第１隙間（p1）は、上記第２軸受部（54）と前記駆動軸（34）との第２隙間（p2）よりも大きく、上記第２隙間（p2）は、回転によって上記回転子（22）が上記回転中心軸（0a）に対し傾斜していない状態での上記固定子（21）と上記回転子（22）とが離れている間隔（p3）、よりも小さく、上記第１隙間（p1）及び上記第２隙間（p2）は、回転によって上記回転子（22）が上記回転中心軸（Oa）に対して傾斜した際に上記回転子（22）が上記固定子（21）に当接しない条件を満たすように、上記間隔（p3）と、上記軸受（50）の上記ボス部（52）の軸方向の長さ（L1）と、上記駆動軸（34）に沿って延びる上記固定子（21）の端部のうち上記軸受（50）から遠い側の端部から上記ボス部（52）の上記底部（51）側端部までの長さ（L2）とを用いて、
（ｐ１＋ｐ２）／Ｌ１＜ｐ３／Ｌ２
が成立するように決定されていることを特徴とする。

第１の発明では、第１隙間（p1）が、当該第１隙間（p1）に比して回転子（22）から遠い位置にある第２隙間（p2）よりも大きくなるように、回転式圧縮機（10）が構成されている。回転によって回転子（22）には遠心力が作用し、当該回転子（22）は回転中心軸（Oa）に対して傾斜すると共に駆動軸（34）は撓むが、当該駆動軸（34）は、第１隙間（p1）によって第１軸受部（53）に片当たりしにくくなる。従って、軸受（50）における焼き付きの発生を防止することができ、回転式圧縮機（10）の信頼性を確保することができる。

第２の発明は、第１の発明において、上記第１軸受部（53）における上記駆動軸（34）の軸方向の幅（w1）は、上記第２軸受部（54）における上記駆動軸（34）の軸方向の幅（w2）よりも小さいことを特徴とする。

第１軸受部（53）は、第２軸受部（54）よりも偏心部（36）（つまりは、駆動軸（34）がガス荷重を受ける位置）から離れているため、第１軸受部（53）における駆動軸（34）との対峙面（50a）にかかる荷重は、第２軸受部（54）における駆動軸（34）との対峙面（50a）にかかる荷重よりも小さい。そのため、第１軸受部（53）の面圧は、第２軸受部（54）よりも小さくなる。第２の発明では、このような場合でも、第１軸受部（53）における対峙面（50a）の面圧を適正にし、当該第１軸受部（53）における摩擦係数を小さくすることができ、摺動損失を低下させることができる。

第３の発明は、第１の発明または第２の発明において、上記駆動軸（34）は、上記第１軸受部（53）によって軸支される第１軸部（35a）と、上記第２軸受部（54）によって軸支される第２軸部（35b）と、上記第１軸部（35a）と上記第２軸部（35b）との間において該第１軸部（35a）及び該第２軸部（35b）よりも軸径が小さい小径部（35c）と、を有することを特徴とする。

第３の発明では、駆動軸（34）における第１軸部（35ａ）と第２軸部（35b）との間の部分（35c）が、当該第１軸部（35a）及び当該第２軸部（35b）よりも小さい軸径となっている。このように、駆動軸（34）は、上記部分（35c）によって第１軸部（35a）と第２軸部（35b）とを有する分割構造となっている。従って、例えば軸受（50）の第１軸受部（53）及び第２軸受部（54）の内径が等しくとも、駆動軸（34）に対し、当該駆動軸（34）の外側を削る簡単な加工を施すことで、低コストで第１隙間（p1）及び第２隙間（p2）の調整がし易いと言える。

第４の発明は、第１の発明から第３の発明のいずれか１つにおいて、上記軸受（50）における上記駆動軸（34）との対峙面（50a）のうち、上記第１軸受部（53）と上記第２軸受部（54）との間の部分には、凹部が形成されていることを特徴とする。

第４の発明では、軸受（50）に凹部が形成されているため、仮に第１隙間（p1）及び第２隙間（p2）の形成のために駆動軸（34）に段差を設けたとしても、当該段差によって形成された角部（35d,35e）によって、軸受（50）の摺動面である対峙面（50a）に傷が付いてしまうことを、防ぐことができる。

本発明によれば、軸受（50）における焼き付きの発生を防止することができ、回転式圧縮機（10）の信頼性を確保することができる。

また、上記第２の発明によれば、第１軸受部（53）における面圧を適正にし、当該第１軸受部（53）における摩擦係数を小さくすることができ、摺動損失を低下させることができる。

また、上記第３の発明によれば、駆動軸（34）に対し、当該駆動軸（34）の外側を削る簡単な加工を施すことで、低コストで第１隙間（p1）及び第２隙間（p2）の調整がし易いと言える。

また、上記第４の発明によれば、仮に第１隙間（p1）及び第２隙間（p2）の形成のために駆動軸（34）に段差を設けたとしても、当該段差によって形成された角部（35d,35e）によって、軸受（50）の摺動面である対峙面（50a）に傷が付いてしまうことを、防ぐことができる。

図１は、本実施形態に係る圧縮機の縦断面図である。 図２は、図１に係る圧縮機のＩＩ−ＩＩ断面を示す横断面図である。 図３は、図１に係る主軸受及び該主軸受に軸支された駆動軸付近の拡大図である。 図４（Ａ）は、図３に係る軸受側第１角部及び軸側第１角部付近の拡大図である。図４（Ｂ）は、図３に係る軸受側第２角部及び軸側第２角部付近の拡大図である。 図５は、図３において、回転子が回転中心軸に対して傾斜したことによって駆動軸が撓んだ状態を表す図である。 図６は、図１に係る回転子、固定子、駆動軸及び主軸受の一部分を拡大した図である。 図７は、圧縮機構の横断面図を概略的に示しており、特に、圧縮機の動作と共に圧縮機構の内部が採り得る姿勢の経時的変化を表した図である。 図８は、本実施形態の変形例１に係る主軸受及び該主軸受に軸支された駆動軸付近の拡大図である。 図９は、本実施形態の変形例２に係る主軸受及び該主軸受に軸支された駆動軸付近の拡大図である。

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、蒸気圧縮式の冷凍サイクルを行う冷媒回路（図示せず）に設けられており、蒸発器（図示せず）で蒸発した冷媒を吸入して圧縮する。特に、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。

図１に示すように、本実施形態に係る圧縮機（10）は、主として、ケーシング（11）、電動機（20）、第１及び第２バランスウェイト（26,27）、圧縮機構（30）を備えている。

なお、以下の説明では、説明の便宜上、「上」「下」「左」「右」等の方向を表す表現を適宜用いている。これらの表現は、図１に示されるように圧縮機（10）が設置されている状態での各方向を表している。

＜ケーシング＞
ケーシング（11）は、起立した状態の円筒状の密閉容器であって、その内部に電動機（20）及び圧縮機構（30）等を収容している。具体的に、ケーシング（11）は、胴部（12）と、一対の鏡板（13,14）とを有する。胴部（12）は、上下方向に伸びる円筒状の形状を有している。一対の鏡板（13,14）は、胴部（12）の上端及び下端それぞれに固定されており、胴部（12）の両端を閉鎖する。胴部（12）の下部には、吸入管（15）が取り付けられている。胴部（12）の上端を塞いでいる鏡板（13）には、吐出管（16）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（17）が形成されている。より具体的には、油貯留部（17）は、胴部（12）の下端を塞ぐ鏡板（14）の内壁によって形成されている。油貯留部（17）には、圧縮機構（30）の摺動部分を潤滑するための潤滑油が貯留される。

＜電動機、第１及び第２バランスウェイト＞
電動機（20）は、圧縮機構（30）の上方に配置されている。電動機（20）は、固定子（21）及び回転子（22）を有している。固定子（21）は、ケーシング（11）内部、より具体的には胴部（12）に固定されている。回転子（22）は、固定子（21）を軸方向に貫通しており、後述する駆動軸（34）に取り付けられている。回転子（22）は、駆動軸（34）とともに回転体を構成している。従って、電動機（20）は、駆動軸（34）を駆動する機構であると言える。

更に、回転子（22）には、第１バランスウェイト（26）及び第２バランスウェイト（27）が設けられている。第１バランスウェイト（26）及び第２バランスウェイト（27）によって、回転子（22）には遠心力が作用し、駆動軸（34）は、撓みながら回転する。

具体的に、第１バランスウェイト（26）は、回転子（22）の下端面に取り付けられており、第２バランスウェイト（27）は、回転子（22）の上端面に取り付けられている。後述するように、駆動軸（34）には、回転中心軸（Oa）に対して所定方向に偏心している偏心部（36）があるが、第２バランスウェイト（27）は、回転子（22）の上端面において、回転中心軸（Oa）に対し偏心部（36）の偏心方向と同方向に取り付けられている。即ち、図１では、偏心部（36）が、回転中心軸（Oa）に対して右寄りに位置しており、第２バランスウェイト（27）も、回転中心軸（Oa）に対し右寄りに位置している。一方、第１バランスウェイト（26）は、回転子（22）の下端面において、回転中心軸（Oa）に対し偏心部（36）の偏心方向とは反対方向に取り付けられている。即ち、図１では、第１バランスウェイト（26）は、回転中心軸（Oa）に対し右寄り且つ回転子（22）の下端面に位置している。

＜圧縮機構＞
図１及び図２に示すように、圧縮機構（30）は、主として、シリンダ（31）、フロントヘッド（32）、リアヘッド（33）、駆動軸（34）、ピストン（37）、ブレード（39）、及び一対のブッシュ（40,41）、および主軸受（50）を有する。

シリンダ（31）は、図１に示すように、ケーシング（11）内部にて横方向に伸びており、ケーシング（11）の胴部（12）に固定されている。シリンダ（31）の略中央部には、シリンダ（31）の上端から下端へと伸びる貫通孔が形成されている。従って、図２に示すように、シリンダ（31）の横断面は、比較的肉厚な環状の形状であると言うことができる。シリンダ（31）の内周面（31a）で構成されている貫通孔は、その横断面が円形形状であって、ピストン（37）と共に流体室（38）を形成している。

図１に示すように、フロントヘッド（32）は、シリンダ（31）の上端面を閉鎖する板状の部材である。フロントヘッド（32）の上部には、駆動軸（34）を軸支する主軸受（50）（軸受に相当）が、上方に突設するようにして当該フロントヘッド（32）と連続して形成されている。

主軸受（50）は、駆動軸（34）を、回転子（22）とピストン（37）との間で摺動自在に軸支している。

なお、本実施形態に係る主軸受（50）の詳細な構成については、後述する。

リアヘッド（33）は、シリンダ（31）の下端面を閉鎖する板状の部材である。リアヘッド（33）の下部には、駆動軸（34）を軸支する副軸受（60）が、下方に突設するようにして当該リアヘッド（33）と連続して形成されている。従って、駆動軸（34）は、シリンダ（31）を基準として上下対称に、２つの軸受（50,60）によって軸支されていると言える。

駆動軸（34）は、主軸部（35）と偏心部（36）と副軸部（43）とを有する。主軸部（35）は、電動機（20）付近から偏心部（36）にかけて上下方向に延びている。副軸部（43）は、偏心部（36）から主軸部（35）とは反対側に延びており、細長い円柱形状を有している。主軸部（35）及び副軸部（43）は、回転中心軸（Oa）を中心として回転する。偏心部（36）は、主軸部（35）の下端寄りに配置されている。偏心部（36）は、主軸部（35）よりも軸径が大きい円柱状に形成されており、主軸部（35）の回転中心軸（Oa）から所定量偏心している。偏心部（36）の回転中心軸（Ob）は、主軸部（35）の回転中心軸（Oa）と略平行となっている。

なお、本実施形態に係る駆動軸（34）の更なる詳細な構成については、後述する。

駆動軸（34）の下端部には、油ポンプ（34a）が設けられている。更に、駆動軸（34）には、図１に示すように、給油通路（34b）が形成されている。給油通路（34b）は、主軸部（35）のうち主軸受（50）付近の表面から主軸部（35）の内部を経て油ポンプ（34a）の下端にかけて形成されている。このような構成により、ケーシング（11）内の油貯留部（17）に貯留された潤滑油は、先ずは油ポンプ（34a）によって吸い上げられる。吸い上げられた潤滑油は、給油通路（34b）内を下から上へと移動し、やがて圧縮機構（30）の摺動面へと供給される。

ピストン（37）は、図２に示すように、シリンダ（31）の内周面（31a）で構成された貫通孔に位置しており、やや肉厚の円筒状を有している。ピストン（37）の内部には、偏心部（36）が回転自在に係合されている。これにより、ピストン（37）は、偏心部（36）と共に偏心回転し、ピストン（37）の外周面（37a）は、シリンダ（31）の内周面（31a）と摺接する。

ブレード（39）は、ピストン（37）の外周面（37a）からシリンダ（31）側へと突設された平板状の部材であって、ピストン（37）と一体形成されている。ブレード（39）によって、流体室（38）は、高圧室（38a）と低圧室（38b）とに仕切られる。

一対のブッシュ（40,41）は、シリンダ（31）に設けられたブッシュ溝（42）に嵌合されており、ブレード（39）を両側から挟み込んでいる。ピストン（37）及びブレード（39）は、一対のブッシュ（40,41）を介してシリンダ（31）に支持される。

なお、シリンダ（31）には、シリンダ（31）を径方向に貫通する吸入ポート（44）が形成されている。吸入ポート（44）の一端は、シリンダ（31）の内周面（31a）に開口しており、流体室（38）の低圧室（38b）に連通している。なお、当該内周面（31a）における吸入ポート（44）の開口端は、ブッシュ（40）に隣接している。一方、吸入ポート（44）の他端には、吸入管（15）が挿入されている。

図１に示すように、フロントヘッド（32）には、吐出ポート（46）が形成されている。吐出ポート（46）は、フロントヘッド（32）をその厚さ方向に貫通する貫通孔である。図２に示すように、吐出ポート（46）は、流体室（38）の高圧室（38a）に連通している。フロントヘッド（32）の下面において、吐出ポート（46）の開口端は、ブッシュ（41）に隣接している。即ち、吐出ポート（46）の開口端は、一対のブッシュ（40,41）に対して吸入ポート（44）の開口端と概ね対称となるように位置している。なお、フロントヘッド（32）には、リード弁で構成され且つ吐出ポート（46）を開閉するための吐出弁（図示せず）が設けられている。

＜主軸受及び該主軸受によって軸支されている駆動軸の部分の詳細構成＞
ここで、本実施形態に係る主軸受（50）、及び、該主軸受（50）によって軸支されている駆動軸（34）の部分の詳細な構成について、図１〜６を参照して説明する。

先ず、上述したように、本実施形態に係る駆動軸（34）は、回転子（22）の下側では主軸受（50）及び副軸受（60）によって軸支されているが、回転子（22）の上側では軸支されていない。即ち、駆動軸（34）における回転子（22）側は、自由端となっている。従って、本実施形態では、駆動軸（34）に対し、当該駆動軸（34）の偏心部（36）付近のみが軸支された、いわゆる片持ち構造が採用されていると言える。

そして、駆動軸（34）の自由端側に位置する回転子（22）には、第１及び第２バランスウェイト（26,27）が設けられている。駆動軸（34）と共に回転子（22）が回転すると、
回転子（22）には、主に第１及び第２バランスウェイト（26,27）による遠心力が、回転中心軸（Oa）から見て回転子（22）の外側へと向かう方向に作用する。すると、回転子（22）は、回転中心軸（Oa）に対して傾斜しながら回転し、駆動軸（34）の自由端側は、回転子（22）の傾斜方向に撓みながら回転する。特に、駆動軸（34）及び回転子（22）の回転速度が比較的速いと遠心力は大きくなり、駆動軸（34）の撓み易さが増す。撓んだ駆動軸（34）の自由端側は、主軸受（50）に対し片当たり状態となり、主軸受（50）の摩耗および焼き付きを生じさせる。

特に、本実施形態に係る駆動軸（34）は、当該駆動軸（34）の撓みをなるべく抑えるため、主軸受（50）に比して剛性の高い材料によって構成されている。具体的に、駆動軸（34）を形成する材料としては、炭素鋼や合金鋼等が挙げられる。主軸受（50）を形成する材料としては、鋳鉄、焼結合金、銅、アルミ合金等が挙げられる。

なお、一般的に、剛性の高い材料は、硬度も高い。従って、駆動軸（34）の硬度は、主軸受（50）の硬度よりも高い。

しかしながら、このように、駆動軸（34）の剛性が主軸受（50）に比して高くても、それでもなお駆動軸（34）が撓んでしまった際には、駆動軸（34）の主軸受（50）への片当たりによって、当該主軸受（50）における上部の摩耗および焼き付きは生じやすくなる。

そこで、本実施形態に係る主軸受（50）及び駆動軸（34）は、図３〜６に示される構成を有する。

具体的に、図３に示すように、主軸受（50）は、底部（51）と、ボス部（52）とで構成された形状を有する。底部（51）は、駆動軸（34）と同心円状に形成されており、フロントヘッド（32）の上部に位置している。ボス部（52）は、底部（51）に連続して形成され、且つ当該底部（51）の上部に設けられている。

そして、主軸受（50）は、図３に示すように、ボス部（52）において、第１軸受部（53）と、第２軸受部（54）と、第３軸受部（55）とを有している。第１軸受部（53）、第２軸受部（54）及び第３軸受部（55）はいずれも、駆動軸（34）に沿って上下方向に並んでいる。

第１軸受部（53）は、主軸受（50）におけるボス部（52）の上端部分であって、第２軸受部（54）及び第３軸受部（55）に比して最も回転子（22）の近くに位置している。即ち、第１軸受部（53）は、第２軸受部（54）及び第３軸受部（55）に比して上方に位置している。

第２軸受部（54）は、ボス部（52）のうち底部（51）付近の部分且つピストン（37）及び偏心部（36）に近い部分である。即ち、第２軸受部（54）は、第１軸受部（53）及び第３軸受部（55）に比して回転子（22）から遠い位置にある。

第３軸受部（55）は、ボス部（52）のうち、第１軸受部（53）及び第２軸受部（54）の間の部分である。第３軸受部（55）では、ボス部（52）における駆動軸（34）との対峙面（50a）に、凹部が形成されている。つまり、第３軸受部（55）は、駆動軸（34）側を向く主軸受（50）の内側面である対峙面（50a）を、周回状に切り欠くことによって形成されていると言える。故に、図３に示すように、凹部が形成された第３軸受部（55）の部分の厚みは、第１軸受部（53）及び第２軸受部（54）よりも概ね薄くなっている。

そして、第１軸受部（53）における駆動軸（34）の軸方向の幅（w1）は、第２軸受部（54）における駆動軸（34）の軸方向の幅（w2）よりも小さくなっている。第３軸受部（55）における駆動軸（34）の軸方向の幅（w3）は、第１軸受部（53）における駆動軸（34）の軸方向の幅（w1）および第２軸受部（54）における駆動軸（34）の軸方向の幅（w2）よりも大きい。即ち、主軸受（50）のボス部（52）を構成する構成要素を、駆動軸（34）の軸方向の幅（w1,w2,w3）が小さい順に並べると、“第１軸受部（53）、第２軸受部（54）、第３軸受部（55）”と表現することができる。

第１軸受部（53）の幅（w1）が第２軸受部（54）の幅（w2）よりも小さい理由は、第１軸受部（53）は第２軸受部（54）よりも偏心部（36）（つまりは、駆動軸（34）がガス荷重を受ける位置）から離れているために、第１軸受部（53）における駆動軸（34）（より具体的には、駆動軸（34）の主軸部（35））との対峙面（50a）の荷重が、第２軸受部（54）における対峙面（50a）の荷重に比して小さいためである。そこで、第１軸受部（５３）の幅（ｗ１）を小さくし、第１軸受部（53）における対峙面（50a）の面圧を適正な値とすることで、第１軸受部（53）における対峙面（50a）の摩擦係数は、当該第１軸受部（53）の幅（w1）が第２軸受部（54）の幅と同じ場合の摩擦係数に比して小さくなり、摺動損失を低下させることができる。

但し、第１軸受部（53）における対峙面（50a）の面圧が増加しすぎると、当該対峙面（50a）の摩擦係数が逆に大きくなり、当該対峙面（50a）は摩耗してしまう。そのため、第１軸受部（53）の幅（w1）は、摩擦係数が最小値を取り得るように決定されることが好ましい。

更に、上述した構成を有する主軸受（50）には、軸受側第１角部（56）及び軸受側第２角部（57）が形成されている。

より具体的には、図４（Ａ）及び図４（Ｂ）に示すように、主軸受（50）の対峙面（50a）は、第１軸受部（53）の内周面（53a）、第３軸受部（55）の内周面のうち駆動軸（34）に平行な平坦面（55a）、及び、第２軸受部（54）の内周面（54a）を有する。更に、主軸受（50）の対峙面（50a）は、第１軸受部（53）の内周面（53a）と第３軸受部（55）の平坦面（55a）とを繋ぐ第１連続面（56a）、及び、第３軸受部（55）の平坦面（55a）と第２軸受部（54）の内周面（54a）とを繋ぐ第２連続面（57a）を有する。図４（Ａ）に示すように、第１軸受部（53）の内周面（53a）は、第３軸受部（55）の平坦面（55a）よりも駆動軸（34）の主軸部（35）に近く、且つ該主軸部（35）の外周に概ね平行である。同様に、図４（Ｂ）に示すように、第２軸受部（54）の内周面（54a）は、第３軸受部（55）の平坦面（55a）よりも主軸部（35）に近く、且つ該主軸部（35）の外周に概ね平行である。図４（Ａ）及び図４（Ｂ）に示すように、第３軸受部（55）の内周面は、平坦面（55a）のみならず、第１連続面（56a）及び第２連続面（57a）によって構成されている。

図４（Ａ）に示すように、軸受側第１角部（56）は、第１軸受部（53）の内周面（53a）と第１連続面（56a）とで構成される角部である。図４（Ｂ）に示すように、軸受側第２角部（57）は、第２連続面（57a）と第２軸受部（54）の内周面（54a）とで構成される角部である。即ち、軸受側第１角部（56）及び軸受側第２角部（57）の両方とも、第３軸受部（55）の平坦面（55a）から駆動軸（34）側へと突出した角部であると言うことができる。

一方、駆動軸（34）の主軸部（35）は、図３に示すように、主として、第１軸部（35a）と、第２軸部（35b）と、小径部（35c）とを有する。

第１軸部（35a）は、主軸受（50）の第１軸受部（53）によって軸支される主軸部（35）の部分である。第２軸部（35b）は、主軸受（50）の第２軸受部（54）によって軸支される主軸部（35）の部分である。小径部（35c）は、主軸部（35）のうち、第１軸部（35a）と第２軸部（35b）との間に位置している。小径部（35c）の軸径は、第１軸部（35a）及び第２軸部（35b）に比して小さい。

つまり、主軸部（35）には、回転子（22）側から偏心部（36）側に向かって、第１軸部（35a）、小径部（35c）、第２軸部（35b）が順に並んでいる。

なお、第１軸部（35a）の軸径は、第２軸部（35b）の軸径と同じか、もしくは第２軸部（35b）の軸径よりも小さくすることができる。

そして、図３及び図４（Ａ）に示すように、第１軸部（35a）の軸径が小径部（35c）の軸径よりも大きいことによって、主軸部（35）の外周面には軸側第１角部（35d）が形成されている。軸側第１角部（35d）は、第１軸部（35a）の下端において、当該第１軸部（35a）を周回するようにして設けられている。

更に、図３及び図４（Ｂ）に示すように、第２軸部（35b）の軸径が小径部（35c）の軸径よりも大きいことによって、主軸部（35）の外周面には軸側第２角部（35e）が形成されている。軸側第２角部（35e）は、第２軸部（35b）の上端において、当該第２軸部（35b）を周回するようにして設けられている。

ここで、主軸部（35）側に設けられた各角部（35d,35e）と、主軸受（50）側に設けられた各角部（56,57）との、相対的な位置関係について説明する。

各角部（35d,35e,56,57）のうち、回転子（22）側に位置する軸側第１角部（35d）及びこれに対応する軸受側第１角部（56）に着目すると、軸側第１角部（35d）は、軸受側第１角部（56）よりも、回転子（22）から遠い位置にある（図１，図３，図４（Ａ）参照）。より具体的には、回転子（22）が回転中心軸（Oa）に対して傾斜していない状態において、軸受側第１角部（56）は、軸側第１角部（35d）よりも上方に位置している。

次いで、各角部（35d,35e,56,57）のうち、偏心部（36）側に位置する軸側第２角部（35e）及びこれに対応する軸受側第２角部（57）に着目すると、軸側第２角部（35e）は、軸受側第２角部（57）よりも、回転子（22）に近い位置にある（図１，図３，図４（Ｂ）参照）。より具体的には、回転子（22）が回転中心軸（Oa）に対して傾斜していない状態において、軸受側第２角部（57）は、軸側第２角部（35e）よりも下方に位置している。

このように、互いに回転子（22）側に位置する軸受側第１角部（56）及び軸側第１角部（35d）は、軸方向（具体的には、上下方向）における位置が互いにずれており、特に軸受側第１角部（56）の方が、軸側第１角部（35d）よりも上方に位置している。逆に、互いに偏心部（36）側に位置する軸受側第２角部（57）及び軸側第２角部（35e）も、軸方向（具体的には、上下方向）における位置が互いにずれているが、軸受側第２角部（57）の方が、軸側第２角部（35e）よりも下方に位置している。従って、図３に示すように、主軸受（50）における第３軸受部（55）の軸方向の幅（w3）と、主軸部（35）における小径部（35c）の軸方向の幅（h1）とを比較すると、第３軸受部（55）の軸方向の幅（w3）の方が、小径部（35c）の軸方向の幅（h1）よりも大きいと言える。

これにより、図５に示すように、回転によって当該回転子（22）が回転中心軸（Oa）に対して傾斜したことにより主軸部（35）の自由端側が撓んだ場合、軸側第１角部（35d）は、図３に比して軸受側第１角部（56）より下方の第３軸受部（55）、より具体的には凹部の部分に近づく。従って、軸側第１角部（35d）によって主軸受（50）に溝が形成されることを防ぐことができる。

また、図５に示すように主軸部（35）が撓んだ場合、軸側第２角部（35e）は、図３に比して下方に位置することとなり、第３軸受部（55）の凹部の部分に近づく。仮に軸側第２角部（35e）が軸受側第２角部（57）に接触した場合、剛性の高い軸側第２角部（35e）によって剛性の低い軸受側第２角部（57）は摩耗する可能性があるが、軸側第２角部（35e）によって主軸受（50）側に溝ができる可能性は低い。従って、主軸受（50）側に溝が形成されることによって、主軸部（35）と主軸受（50）との間の摺動抵抗が大きくなることを、防ぐことができる。

なお、仮に軸側第２角部（35e）が軸受側第２角部（57）に接触した場合、軸受側第２角部（57）は、軸側第２角部（35e）との度重なる接触によって徐々に摩耗していき丸みを帯びていく。すると、軸受側第２角部（57）における軸側第２角部（35e）との接触面積が増え、軸受側第２角部（57）における軸側第２角部（35e）との面圧は小さくなり、軸受側第２角部（57）は摩耗しにくくなる。

次に、本実施形態に係る主軸受（50）と駆動軸（34）との間の隙間に着目する。図３及び図６に示すように、本実施形態では、主軸受（50）における第１軸受部（53）と駆動軸（34）における主軸部（35）との第１隙間（p1）は、主軸受（50）における第２軸受部（54）と駆動軸（34）における主軸部（35）との第２隙間（p2）よりも大きい。即ち、回転子（22）に近い側の第１隙間（p1）は、回転子（22）に遠い側の第２隙間（p2）よりも大きい。

ここで、第１隙間（p1）の大きさは、回転によって回転子（22）が回転中心軸（Oa）に対して傾斜した際に回転子（22）が固定子（21）に当接しない条件を満たすようにして、決定されている。第２隙間（p2）の大きさも、上記第１隙間（p1）と同様の条件を満たすようにして決定されることが好ましい。

更には、図６に示すように、回転子（22）が傾斜していない状態にて、固定子（21）と回転子（22）とが離れている間隔を“ｐ３”、主軸受（50）におけるボス部（52）の軸方向の長さを“Ｌ１”、ボス部（52）の下端から固定子（21）の上端までの長さを“Ｌ２”とする。これらを用いると、第１隙間（p1）及び第２隙間（p2）の各大きさは、以下の不等号（式１）が更に成り立つようにして決定される。
（ｐ１＋ｐ２）／Ｌ１＜ｐ３／Ｌ２・・・（式１）
このように、本実施形態では、第１隙間（p1）は第２隙間（p2）よりも大きく、且つ、第１隙間（p1）及び第２隙間（p2）は、固定子（21）と回転子（22）とが離れている間隔（p3）を考慮して決定される。

上述したように、第１隙間（p1）は、十分な大きさを有している。そのため、主軸部（35）が撓んだとしても、図１の給油通路（34b）を介して主軸受（50）へと供給される潤滑油の油量が極端に減少することはない。このため、主軸受（50）の温度の上昇は、供給された潤滑油によって抑えられ、更に焼き付きが生じにくい状態となる。

更に、第２隙間（p2）に着目する。一般的に、図４に示すように、シリンダ（31）の内周面（31a）とピストン（37）の外周面（37a）との間であって、且つシリンダ（31）内の高圧室（38a）側と低圧室（38b）側との間には、微少な隙間であるコンタクトポイント隙間（以下、ＣＰ隙間と称する）が存在している。ＣＰ隙間は、概ね高圧室（38a）側から低圧室（38b）側へと向かう方向に作用する図２のガス荷重（Fg）の影響を駆動軸（34）が受けることによって、広がる場合がある。それ故、第２隙間（p2）が大きい程、駆動軸（34）と主軸受（50）との間の遊びが元々大きいために駆動軸（34）はガス荷重（Fg）による影響を受けやすくなり、場合によってはＣＰ隙間が広がる虞がある。しかしながら、本実施形態では、第２隙間（p2）の大きさを、第１隙間（p1）や間隔（p3）に比して十分小さくしている。そのため、第２隙間（p2）の存在によってＣＰ隙間が広がる可能性は少ない。従って、高圧室（38a）から低圧室（38b）への冷媒のリーク量が増える恐れはなく、圧縮機（10）の効率を低下させずに済む。

なお、第２隙間（p2）よりも上方に位置する第１隙間（p1）側では、駆動軸（34）は、ガス荷重（Fg）の影響を比較的受けにくくなっている。第１隙間（p1）は、第２隙間（p2）よりも大きいが、第１隙間（p1）は、第２隙間（p2）に比して、駆動軸（34）がガス荷重（Fg）を受ける位置から遠いためである。

＜圧縮機の運転動作＞
次に、圧縮機（10）の運転動作について、図７を参照しながら説明する。

先ず、電動機（20）に通電がなされると、電動機（20）が起動する。すると、回転子（22）は回転し始め、該回転子（22）の回転は駆動軸（34）を介してピストン（37）に伝達される。回転子（22）の回転がピストン（37）に伝達されると、該ピストン（37）及びブレード（39）は、揺動しつつ偏心回転する。より具体的には、図７に示すように、ピストン（37）は、当該ピストン（37）の外径よりも大きい内径を有するシリンダ（31）の内部を、当該シリンダ（31）の内径に沿ってシリンダ（31）の内周面（31a）との接触面を変えながら移動する。この際、ブレード（39）は、ピストン（37）と一体成形されているため、ピストン（37）と共に移動する。

駆動軸（34）が回転してピストン（37）が移動すると、図７（Ａ）から（Ｂ），（Ｂ）から（Ｃ），（Ｃ）から（Ｄ），（Ｄ）から（Ｅ）の順に、流体室（38）のうち低圧室（38b）が占める面積が次第に拡大し、吸入ポート（44）から当該低圧室（38b）へと低圧のガス冷媒が吸入されていく。一方で、流体室（38）のうち高圧室（38a）が占める面積は次第に縮小していき、高圧室（38a）内にてガス冷媒は圧縮されていく。

高圧室（38a）内のガス冷媒の圧力がケーシング（11）内の圧力を上回ると、吐出弁（図示せず）が開き、高圧室（38a）内のガス冷媒が図１及び図２の吐出ポート（46）を介してケーシング（11）の内部へと吐出される。圧縮機構（30）からケーシング（11）の内部へと吐出された高圧のガス冷媒は、図１の吐出管（16）を介してケーシング（11）の外部へと流出する。

−実施形態の効果−
本実施形態に係る圧縮機（10）によれば、上記駆動軸（34）はいわゆる片持ち構造であって、駆動軸（34）の自由端側には回転子（22）が取り付けられている。そして、回転子（22）に近い側の主軸受（50）における第１軸受部（53）と駆動軸（34）における主軸部（35）との第１隙間（p1）は、回転子（22）から遠い側の第２軸受部（54）と主軸部（35）との第２隙間（p2）よりも大きい。これにより、回転によって回転子（22）には遠心力が作用し、当該回転子（22）が回転中心軸（Oa）に対して傾斜すると共に主軸部（35）が撓んだとしても、撓んだ主軸部（35）は、第１隙間（p1）によって第１軸受部（53）に片当たりしにくくなる。また、第１隙間（p1）が比較的大きいため、主軸受（50）側へと流れる油量は、第１隙間（p1）が小さい場合に比して増加し、主軸受（50）の温度は低下する。従って、主軸受（50）における焼き付きの発生を防止することができ、圧縮機（10）の信頼性を確保することができる。

また、第１隙間（p1）が比較的大きいため、油貯留部（17）から主軸受（50）側へと供給される潤滑油の油量は、たとえ主軸部（35）が撓んだとしても極端には減少しにくい。故に、主軸受（50）の温度の上昇を、潤滑油によって抑えることができるため、焼き付きはより生じにくくなる。

一方、第２隙間（p2）は、第１隙間（p1）に比して小さい。そのため、駆動軸（34）が図２のガス荷重（Fg）の影響を受けることによってＣＰ隙間が広がってしまう危険性が小さい。従って、高圧室（38a）から低圧室（38b）への冷媒のリーク量が増加する虞も小さいと言える。

更に、本実施形態に係る圧縮機（10）によれば、第１軸受部（53）における駆動軸（34）の軸方向の幅（w1）は、第２軸受部（54）における駆動軸（34）の軸方向の幅（w2）よりも小さい。本実施形態では、このような第１軸受部（53）における対峙面（50a）の面圧を適正にし、当該第１軸受部（53）における摩擦係数を小さくすることができ、摺動損失を低下させることができる。

更に、本実施形態に係る圧縮機（10）によれば、第１軸受部（53）によって軸支される第１軸部（35a）と第２軸受部（54）によって軸支される第２軸部（35b）との間の主軸部（35）の部分（35c）が、当該第１軸部（35a）及び当該第２軸部（35b）よりも小さい軸径となっている。このように、駆動軸（34）は、上記部分（35c）によって第１軸部（35a）と第２軸部（35b）とを有する分割構造となっている。従って、例えば主軸受（50）の第１軸受部（53）及び第２軸受部（54）の内径が等しくとも、駆動軸（34）に対し、当該駆動軸（34）の外側を削る簡単な加工を施すことで、低コストで第１隙間（p1）及び第２隙間（p2）の調整がし易いと言える。

更に、本実施形態に係る圧縮機（10）によれば、主軸受（50）の対峙面（50a）のうち、第１軸受部（53）と第２軸受部（54）との間の第３軸受部（55）には、凹部が形成されている。これにより、駆動軸（34）における軸側第１角部（35d）及び軸側第２角部（35e）によって、主軸受（50）の摺動面である対峙面（50a）に傷が付いてしまうことを、防ぐことができる。

−実施形態の変形例１−
上記実施形態では、図１，３〜６に示されるように、駆動軸（34）の主軸部（35）には小径部（35c）が形成され、且つ主軸受（50）には第３軸受部（55）が形成されている場合について説明した。しかし、圧縮機（10）は、回転子（22）に近い側の第１隙間（p1）が、回転子（22）から遠い側の第２隙間（p2）よりも大きければよい。従って、駆動軸（34）に小径部（35c）が形成されている点、及び、主軸受（50）に第３軸受部（55）が形成されている点の双方が、必ずしも必須ではない。

図８では、一例として、駆動軸（34）に小径部（35c）は形成されていないが、主軸受（50）には第３軸受部（55）が形成されている場合の駆動軸（34）及び主軸受（50）を表している。即ち、図８に係る駆動軸（34）の主軸部（35）は、上下方向に延びる細長い円柱形状を有しており、その軸径は、上方から下方にかけて同一径である。従って、図８に係る主軸部（35）は、上記実施形態に係る第３軸受部（55）が形成された主軸部（35）に比して、剛性が高くなっている。

一方、図８に係る主軸受（50）は、第１軸受部（53）、第２軸受部（54）及び第３軸受部（55）を有する。しかし、図８に係る主軸受（50）では、第２軸受部（54）における駆動軸（34）との対峙面（50a）は、第１軸受部（53）における駆動軸（34）との対峙面（50a）よりも駆動軸（34）に近い。即ち、第２軸受部（54）は、第１軸受部（53）に比して駆動軸（34）側に突出している。

このような構成により、図８では、第１軸受部（53）と駆動軸（34）との第１隙間（p1）が、第２軸受部（54）と駆動軸（34）との第２隙間（p2）よりも大きく形成されていることが実現できている。

−実施形態の変形例２−
図９は、上述した図８とは逆に、主軸受（50）には第３軸受部（55）が形成されていないが、駆動軸（34）における主軸部（35）には小径部（35c）が形成されている場合の、駆動軸（34）及び主軸受（50）を表している。

具体的に、図９の主軸受（50）は、図１に係る主軸受（50）と同様、底部（51）とボス部（52）とで構成された形状を有する。しかし、図３〜６で示したボス部（52）とは異なり、図９に係るボス部（52）は、その対峙面（50a）には凹凸が形成されておらず、上方から下方にかけて平坦である。

一方、図９に係る主軸部（35）は、上方から下方に向かって順に、第１軸部（35a）、小径部（35c）及び第２軸部（35b）を有する。主軸部（35）の各部分（35a,35b,35c）の軸径は、小径部（35c）、第１軸部（35a）及び第２軸部（35b）の順に大きくなっている。即ち、第１軸部（35a）の軸径は、第２軸部（35b）の軸径よりも小さく、小径部（35c）の軸径は、第１軸部（35a）及び第２軸部（35b）の各軸径よりも小さい。これにより、第２軸部（35b）の外周は、主軸受（50）の対峙面（50a）に最も近い。小径部（35c）の外周は、主軸受（50）の対峙面（50a）から最も遠い。

このような構成により、図９では、第１軸受部（53）と駆動軸（34）との第１隙間（p1）が、第２軸受部（54）と駆動軸（34）との第２隙間（p2）よりも大きく形成されていることが実現できている。

−実施形態の変形例３−
上記実施形態では、回転によって回転子（22）が回転中心軸（Oa）に対して傾斜した際に回転子（22）が固定子（21）に当接しない条件を満たすようにして、第１隙間（p1）の大きさが決定されていると説明した。

しかし、第１隙間（p1）は、必ずしも上記条件に基づき決定されていなくともよく、他の条件によって決定されることができる。

また、第２隙間（p2）の大きさも、上記条件以外の条件に基づき適宜決定されることができる。

−実施形態の変形例４−
上記実施形態では、図３等に示されるように、第１軸受部（53）における軸方向の幅（w1）が、第２軸受部（54）における軸方向の幅（w2）よりも小さい場合について説明した。

しかし、第１軸受部（53）における軸方向の幅（w1）と第２軸受部（54）における軸方向の幅（w2）とは、必ずしも上述した大小関係を有さずともよい。例えば、第１軸受部（53）における軸方向の幅（w1）は、第２軸受部（54）における軸方向の幅（w2）と同一であってもよい。もしくは、第１軸受部（53）における軸方向の幅（w1）は、第２軸受部（54）における軸方向の幅（w2）よりも大きくてもよい。このように形成することができる場合としては、例えば、主軸部（35）及び主軸受（50）同士の摩擦係数が比較的小さくなるような材料によって主軸部（35）及び主軸受（50）が形成されている場合が挙げられる。

−実施形態の変形例５−
圧縮機（10）は、例えば、電動機（20）が偏心部（36）よりも下方に位置している構成であってもよい。

以上説明したように、本発明は、回転式圧縮機について有用である。

10 圧縮機（回転式圧縮機）
20 電動機
21 固定子
22 回転子
34 駆動軸
35a 第１軸部
35b 第２軸部
35c 小径部
36 偏心部
37 ピストン
50 主軸受（軸受）
50a 対峙面
53 第１軸受部
54 第２軸受部
p1 第１隙間
w1 第１隙間の幅
p2 第２隙間
w2 第２隙間の幅

Claims (4)

1. 回転中心軸（Oa）に対して偏心した偏心部（36）を有する駆動軸（34）と、
   上記偏心部（36）に係合して偏心回転する筒状のピストン（37）と、
   固定子（21）と、上記駆動軸（34）に取り付けられた回転子（22）とを有し、該駆動軸（34）を駆動する電動機（20）と、
   底部（51）と、該底部（51）に連続して形成され上記駆動軸（34）に沿って延びるボス部（52）とで構成され、上記駆動軸（34）を上記ピストン（37）と上記回転子（22）との間で摺動自在に軸支する軸受（50）と、
   を備え、
   上記軸受（50）は、上記駆動軸（34）に沿って並ぶ、第１軸受部（53）及び前記回転子（22）から上記第１軸受部（53）よりも遠い位置にある第２軸受部（54）を有し、
   上記第１軸受部（53）と上記駆動軸（34）との第１隙間（p1）は、上記第２軸受部（54）と前記駆動軸（34）との第２隙間（p2）よりも大きく、
   上記第２隙間（p2）は、回転によって上記回転子（22）が上記回転中心軸（0a）に対し傾斜していない状態での上記固定子（21）と上記回転子（22）とが離れている間隔（p3）、よりも小さく、
   上記第１隙間（p1）及び上記第２隙間（p2）は、回転によって上記回転子（22）が上記回転中心軸（Oa）に対して傾斜した際に上記回転子（22）が上記固定子（21）に当接しない条件を満たすように、上記間隔（p3）と、上記軸受（50）の上記ボス部（52）の軸方向の長さ（L1）と、上記駆動軸（34）に沿って延びる上記固定子（21）の端部のうち上記軸受（50）から遠い側の端部から上記ボス部（52）の上記底部（51）側端部までの長さ（L2）とを用いて、
   （ｐ１＋ｐ２）／Ｌ１＜ｐ３／Ｌ２
   が成立するように決定されている
   ことを特徴とする回転式圧縮機。
2. 請求項１において、
   上記第１軸受部（53）における上記駆動軸（34）の軸方向の幅（w1）は、上記第２軸受部（54）における上記駆動軸（34）の軸方向の幅（w2）よりも小さいことを特徴とする回転式圧縮機。
3. 請求項１または請求項２において、
   上記駆動軸（34）は、
   上記第１軸受部（53）によって軸支される第１軸部（35a）と、
   上記第２軸受部（54）によって軸支される第２軸部（35b）と、
   上記第１軸部（35a）と上記第２軸部（35b）との間において該第１軸部（35a）及び該第２軸部（35b）よりも軸径が小さい小径部（35c）と、
   を有することを特徴とする回転式圧縮機。
4. 上記請求項１から請求項３のいずれか１つにおいて、
   上記軸受（50）における上記駆動軸（34）との対峙面（50a）のうち、上記第１軸受部（53）と上記第２軸受部（54）との間の部分には、凹部が形成されていることを特徴とする回転式圧縮機。

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