JP2015055203A - Rotary compressor - Google Patents
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Abstract
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。 The present invention relates to a rotary compressor, and particularly to prevention of occurrence of seizure in a bearing.
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。 In the air conditioner, a compressor is used as a mechanism for compressing the refrigerant. There is a so-called rotary compressor in which a piston having a shaft eccentric with respect to a cylinder rotates.
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。 As a rotary compressor, what is indicated by patent documents 1, for example is known. In the rotary compressor according to Patent Document 1, the drive shaft attached to the rotor of the electric motor extends from the electric motor to the cylinder. The drive shaft is pivotally supported between the electric motor and the cylinder by a bearing.
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。 The drive shaft according to Patent Document 1 has a so-called cantilever structure that is supported only between the electric motor and the cylinder.
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。 However, in the case of the cantilever structure, a centrifugal force acts on the rotor as the rotor rotates, whereby the rotor is inclined with respect to the rotation center axis. Therefore, the drive shaft attached to the rotor is bent. Then, the bent drive shaft may come into contact with the bearing and the bearing may be seized. The seizure of the bearing induces a decrease in the reliability of the rotary compressor.
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。 This invention is made | formed in view of this point, The objective is to prevent generation | occurrence | production of the seizure in a bearing.
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、上記駆動軸（34）に取り付けられた回転子（22）を有し、該駆動軸（34）を駆動する電動機（20）と、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）よりも大きいことを特徴とする。 The first aspect of the present invention is a drive shaft (34) having an eccentric portion (36) that is eccentric with respect to the rotation center axis (Oa), and a cylindrical piston that engages with the eccentric portion (36) and rotates eccentrically. 37), an electric motor (20) having a rotor (22) attached to the drive shaft (34) and driving the drive shaft (34), and the drive shaft (34) as the piston (37) And a bearing (50) that is slidably supported between the rotor (22) and the rotor (22). The bearing (50) is arranged along the drive shaft (34), and the second bearing is located farther from the first bearing portion (53) than the first bearing portion (53) and the rotor (22). Part (54). The first gap (p1) between the first bearing portion (53) and the drive shaft (34) is larger than the second gap (p2) between the second bearing portion (54) and the drive shaft (34). It is large.
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。 In the first invention, the first gap (p1) is larger than the second gap (p2) located far from the rotor (22) as compared to the first gap (p1). A compressor (10) is configured. The centrifugal force acts on the rotor (22) by the rotation, and the rotor (22) is inclined with respect to the rotation center axis (Oa) and the drive shaft (34) is bent, but the drive shaft (34) Is less likely to hit the first bearing portion (53) due to the first gap (p1). Therefore, the occurrence of seizure in the bearing (50) can be prevented, and the reliability of the rotary compressor (10) can be ensured.
第２の発明は、第１の発明において、上記電動機（20）は、固定子（21）を更に有している。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、上記第１隙間（p1）の大きさが決定されていることを特徴とする。 In a second aspect based on the first aspect, the electric motor (20) further includes a stator (21). When the rotor (22) is tilted with respect to the rotation center axis (Oa) by rotation, the first condition is satisfied so that the rotor (22) does not contact the stator (21). The size of the gap (p1) is determined.
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。 In a third aspect based on the first aspect or the second aspect, the axial width (w1) of the drive shaft (34) in the first bearing portion (53) is the second bearing portion (54). Is smaller than the axial width (w2) of the drive shaft (34).
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３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。 Since the first bearing portion (53) is further away from the eccentric portion (36) (that is, the position where the drive shaft (34) receives the gas load) than the second bearing portion (54), the first bearing portion ( The load on the facing surface (50a) with the drive shaft (34) in 53) is smaller than the load on the facing surface (50a) with the drive shaft (34) in the second bearing portion (54). Therefore, the surface pressure of the first bearing portion (53) is smaller than that of the second bearing portion (54). In the third invention, even in such a case, the surface pressure of the facing surface (50a) in the first bearing portion (53) can be made appropriate, and the friction coefficient in the first bearing portion (53) can be reduced. Sliding loss can be reduced.
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。 In a fourth aspect based on any one of the first aspect to the third aspect, the drive shaft (34) is supported by the first bearing portion (53). The first shaft portion (35a) is supported by the first bearing portion (53). And the second shaft portion (35b) supported by the second bearing portion (54), and the first shaft portion between the first shaft portion (35a) and the second shaft portion (35b). (35a) and a small-diameter portion (35c) having a smaller shaft diameter than the second shaft portion (35b).
第４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。 In the fourth invention, the portion (35c) between the first shaft portion (35a) and the second shaft portion (35b) in the drive shaft (34) is the first shaft portion (35a) and the second shaft. The shaft diameter is smaller than that of the portion (35b). Thus, the drive shaft (34) has a divided structure having the first shaft portion (35a) and the second shaft portion (35b) by the portion (35c). Therefore, for example, even if the inner diameters of the first bearing portion (53) and the second bearing portion (54) of the bearing (50) are equal, the outside of the drive shaft (34) is simply cut with respect to the drive shaft (34). It can be said that it is easy to adjust the first gap (p1) and the second gap (p2) at low cost.
第５の発明は、第１の発明から第４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。 According to a fifth invention, in any one of the first to fourth inventions, the first bearing portion (50a) of the bearing (50) facing the drive shaft (34) is out of the first bearing portion (50a). 53) and a concave portion is formed in a portion between the second bearing portion (54).
第５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。 In the fifth invention, since the recess is formed in the bearing (50), even if a step is provided on the drive shaft (34) to form the first gap (p1) and the second gap (p2). The corners (35d, 35e) formed by the steps can prevent the opposing surface (50a), which is the sliding surface of the bearing (50), from being damaged.
本発明及び第２の発明によれば、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。 According to the present invention and the second invention, the occurrence of seizure in the bearing (50) can be prevented, and the reliability of the rotary compressor (10) can be ensured.
また、上記第３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。 Moreover, according to the said 3rd invention, the surface pressure in a 1st bearing part (53) can be made appropriate, the friction coefficient in the said 1st bearing part (53) can be made small, and a sliding loss is reduced. Can do.
また、上記第４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。 According to the fourth aspect of the present invention, the first clearance (p1) and the second clearance can be produced at low cost by applying a simple process to the outer side of the drive shaft (34). It can be said that adjustment of (p2) is easy.
また、上記第５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。 According to the fifth aspect of the invention, even if a step is provided on the drive shaft (34) to form the first gap (p1) and the second gap (p2), the corner formed by the step is formed. The parts (35d, 35e) can prevent the opposing surface (50a), which is the sliding surface of the bearing (50), from being damaged.
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。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. The following embodiments are essentially preferable examples, and are not intended to limit the scope of the present invention, its application, or its use.
≪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。
<< Overall configuration of compressor >>
FIG. 1 is a longitudinal sectional view of a compressor (10) according to the present embodiment. The compressor (10) according to the present embodiment is provided in a refrigerant circuit (not shown) that performs a vapor compression refrigeration cycle, and sucks and compresses refrigerant evaporated by an evaporator (not shown). . In particular, the compressor (10) according to the present embodiment is a hermetic rotary compressor.
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。 As shown in FIG. 1, the compressor (10) according to the present embodiment mainly includes a casing (11), an electric motor (20), first and second balance weights (26, 27), and a compression mechanism (30). I have.
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。 In the following description, for convenience of description, expressions representing directions such as “up”, “down”, “left”, and “right” are used as appropriate. These expressions represent directions in a state where the compressor (10) is installed as shown in FIG.
＜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。
<Casing>
The casing (11) is a cylindrical sealed container in an upright state, and houses an electric motor (20), a compression mechanism (30), and the like. Specifically, the casing (11) has a trunk portion (12) and a pair of end plates (13, 14). The trunk portion (12) has a cylindrical shape extending in the vertical direction. The pair of end plates (13, 14) are fixed to the upper end and the lower end of the body part (12), respectively, and close both ends of the body part (12). A suction pipe (15) is attached to the lower part of the trunk (12). A discharge pipe (16) is attached to the end plate (13) that closes the upper end of the body (12).
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。 An oil reservoir (17) is formed at the bottom of the casing (11). More specifically, the oil reservoir (17) is formed by the inner wall of the end plate (14) that closes the lower end of the body (12). Lubricating oil for lubricating the sliding part of the compression mechanism (30) is stored in the oil storage part (17).
＜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。
<Electric motor, first and second balance weight>
The electric motor (20) is disposed above the compression mechanism (30). The electric motor (20) has a stator (21) and a rotor (22). The stator (21) is fixed to the inside of the casing (11), more specifically, to the trunk (12). The rotor (22) passes through the stator (21) in the axial direction, and is attached to a drive shaft (34) described later. The rotor (22) constitutes a rotating body together with the drive shaft (34). Therefore, it can be said that the electric motor (20) is a mechanism for driving the drive shaft (34).
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。 Further, the rotor (22) is provided with a first balance weight (26) and a second balance weight (27). Centrifugal force acts on the rotor (22) by the first balance weight (26) and the second balance weight (27), and the drive shaft (34) rotates while being bent.
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。 Specifically, the first balance weight (26) is attached to the lower end surface of the rotor (22), and the second balance weight (27) is attached to the upper end surface of the rotor (22). As will be described later, the drive shaft (34) has an eccentric portion (36) that is eccentric in a predetermined direction with respect to the rotation center axis (Oa), but the second balance weight (27) is the rotor (22 ) In the same direction as the eccentric direction of the eccentric part (36) with respect to the rotation center axis (Oa). That is, in FIG. 1, the eccentric portion (36) is positioned to the right with respect to the rotation center axis (Oa), and the second balance weight (27) is also positioned to the right with respect to the rotation center axis (Oa). ing. On the other hand, the first balance weight (26) is attached to the lower end surface of the rotor (22) in a direction opposite to the eccentric direction of the eccentric portion (36) with respect to the rotation center axis (Oa). That is, in FIG. 1, the first balance weight (26) is located to the right with respect to the rotation center axis (Oa) and is located on the lower end surface of the rotor (22).
＜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。
<Compression mechanism>
As shown in FIGS. 1 and 2, the compression mechanism (30) mainly includes a cylinder (31), a front head (32), a rear head (33), a drive shaft (34), a piston (37), and a blade (39). And a pair of bushes (40, 41) and a main bearing (50).
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。 As shown in FIG. 1, the cylinder (31) extends in the lateral direction inside the casing (11), and is fixed to the body (12) of the casing (11). A through hole extending from the upper end to the lower end of the cylinder (31) is formed in a substantially central portion of the cylinder (31). Therefore, as shown in FIG. 2, it can be said that the cross section of the cylinder (31) has a relatively thick annular shape. The through hole formed by the inner peripheral surface (31a) of the cylinder (31) has a circular cross section and forms a fluid chamber (38) together with the piston (37).
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。 As shown in FIG. 1, the front head (32) is a plate-like member that closes the upper end surface of the cylinder (31). A main bearing (50) (corresponding to a bearing) that pivotally supports the drive shaft (34) is formed on the upper part of the front head (32) so as to project upward and to be continuous with the front head (32). Has been.
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。 The main bearing (50) rotatably supports the drive shaft (34) between the rotor (22) and the piston (37).
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。 The detailed configuration of the main bearing (50) according to this embodiment will be described later.
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。 The rear head (33) is a plate-like member that closes the lower end surface of the cylinder (31). A sub bearing (60) that pivotally supports the drive shaft (34) is formed continuously below the rear head (33) so as to project downward. Therefore, it can be said that the drive shaft (34) is pivotally supported by the two bearings (50, 60) symmetrically with respect to the cylinder (31).
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。 The drive shaft (34) has a main shaft portion (35), an eccentric portion (36), and a sub shaft portion (43). The main shaft portion (35) extends vertically from the vicinity of the electric motor (20) to the eccentric portion (36). The auxiliary shaft portion (43) extends from the eccentric portion (36) to the opposite side of the main shaft portion (35) and has an elongated cylindrical shape. The main shaft portion (35) and the sub shaft portion (43) rotate around the rotation center axis (Oa). The eccentric part (36) is disposed near the lower end of the main shaft part (35). The eccentric part (36) is formed in a cylindrical shape having a larger shaft diameter than the main shaft part (35), and is eccentric by a predetermined amount from the rotation center axis (Oa) of the main shaft part (35). The rotation center axis (Ob) of the eccentric part (36) is substantially parallel to the rotation center axis (Oa) of the main shaft part (35).
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。 In addition, the further detailed structure of the drive shaft (34) which concerns on this embodiment is mentioned later.
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。 An oil pump (34a) is provided at the lower end of the drive shaft (34). Further, as shown in FIG. 1, an oil supply passage (34b) is formed in the drive shaft (34). The oil supply passage (34b) is formed from the surface of the main shaft portion (35) near the main bearing (50) to the lower end of the oil pump (34a) through the main shaft portion (35). With such a configuration, the lubricating oil stored in the oil storage section (17) in the casing (11) is first sucked up by the oil pump (34a). The sucked-up lubricating oil moves from the bottom to the top in the oil supply passage (34b) and is eventually supplied to the sliding surface of the compression mechanism (30).
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。 As shown in FIG. 2, the piston (37) is located in the through hole formed by the inner peripheral surface (31a) of the cylinder (31), and has a slightly thick cylindrical shape. An eccentric portion (36) is rotatably engaged with the piston (37). Thereby, the piston (37) rotates eccentrically with the eccentric portion (36), and the outer peripheral surface (37a) of the piston (37) comes into sliding contact with the inner peripheral surface (31a) of the cylinder (31).
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。 The blade (39) is a flat plate-like member protruding from the outer peripheral surface (37a) of the piston (37) toward the cylinder (31), and is integrally formed with the piston (37). The blade (39) partitions the fluid chamber (38) into a high pressure chamber (38a) and a low pressure chamber (38b).
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。 The pair of bushes (40, 41) are fitted into bush grooves (42) provided in the cylinder (31), and sandwich the blade (39) from both sides. The piston (37) and the blade (39) are supported by the cylinder (31) through a pair of bushes (40, 41).
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。 The cylinder (31) is formed with a suction port (44) penetrating the cylinder (31) in the radial direction. One end of the suction port (44) opens to the inner peripheral surface (31a) of the cylinder (31) and communicates with the low pressure chamber (38b) of the fluid chamber (38). The opening end of the suction port (44) on the inner peripheral surface (31a) is adjacent to the bush (40). On the other hand, a suction pipe (15) is inserted into the other end of the suction port (44).
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。 As shown in FIG. 1, a discharge port (46) is formed in the front head (32). The discharge port (46) is a through hole that penetrates the front head (32) in the thickness direction. As shown in FIG. 2, the discharge port (46) communicates with the high pressure chamber (38a) of the fluid chamber (38). On the lower surface of the front head (32), the opening end of the discharge port (46) is adjacent to the bush (41). That is, the opening end of the discharge port (46) is positioned so as to be substantially symmetrical with the opening end of the suction port (44) with respect to the pair of bushes (40, 41). The front head (32) is provided with a discharge valve (not shown) that is constituted by a reed valve and opens and closes the discharge port (46).
＜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。
<Detailed Configuration of Main Bearing and Drive Shaft Portion Supported by Main Bearing>
Here, the detailed configuration of the main bearing (50) according to the present embodiment and the portion of the drive shaft (34) supported by the main bearing (50) will be described with reference to FIGS. To do.
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。 First, as described above, the drive shaft (34) according to the present embodiment is pivotally supported by the main bearing (50) and the auxiliary bearing (60) below the rotor (22). The upper side of 22) is not pivotally supported. That is, the rotor (22) side of the drive shaft (34) is a free end. Therefore, in this embodiment, it can be said that a so-called cantilever structure in which only the vicinity of the eccentric portion (36) of the drive shaft (34) is pivotally supported with respect to the drive shaft (34) is employed.
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。 The rotor (22) located on the free end side of the drive shaft (34) is provided with first and second balance weights (26, 27). When the rotor (22) rotates together with the drive shaft (34), the centrifugal force mainly due to the first and second balance weights (26, 27) is observed on the rotor (22) from the rotation center axis (Oa). Acting in the direction toward the outside of the rotor (22). Then, the rotor (22) rotates while being inclined with respect to the rotation center axis (Oa), and the free end side of the drive shaft (34) rotates while being bent in the inclination direction of the rotor (22). In particular, when the rotational speeds of the drive shaft (34) and the rotor (22) are relatively fast, the centrifugal force increases and the ease of bending of the drive shaft (34) increases. The free end side of the bent drive shaft (34) is in a single-contact state with respect to the main bearing (50), causing wear and seizure of the main bearing (50).
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。 In particular, the drive shaft (34) according to the present embodiment is made of a material having higher rigidity than the main bearing (50) in order to suppress the deflection of the drive shaft (34) as much as possible. Specifically, examples of the material forming the drive shaft (34) include carbon steel and alloy steel. Examples of the material forming the main bearing (50) include cast iron, sintered alloy, copper, and aluminum alloy.
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。 In general, a material having high rigidity has high hardness. Accordingly, the hardness of the drive shaft (34) is higher than the hardness of the main bearing (50).
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。 However, even if the rigidity of the drive shaft (34) is higher than that of the main bearing (50), when the drive shaft (34) still bends, the main shaft of the drive shaft (34) Wearing and seizing of the upper portion of the main bearing (50) is likely to occur due to contact with the bearing (50).
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。 Therefore, the main bearing (50) and the drive shaft (34) according to the present embodiment have the configurations shown in FIGS.
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。 Specifically, as shown in FIG. 3, the main bearing (50) has a shape constituted by a bottom portion (51) and a boss portion (52). The bottom (51) is formed concentrically with the drive shaft (34), and is located at the top of the front head (32). The boss part (52) is formed continuously with the bottom part (51) and is provided on the upper part of the bottom part (51).
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。 As shown in FIG. 3, the main bearing (50) includes a first bearing portion (53), a second bearing portion (54), and a third bearing portion (55) in the boss portion (52). Have. The first bearing portion (53), the second bearing portion (54), and the third bearing portion (55) are all arranged in the vertical direction along the drive shaft (34).
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。 The first bearing portion (53) is the upper end portion of the boss portion (52) in the main bearing (50), and is the most rotor (compared to the second bearing portion (54) and the third bearing portion (55)). 22) Located near. That is, the first bearing portion (53) is located above the second bearing portion (54) and the third bearing portion (55).
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。 The second bearing portion (54) is a portion of the boss portion (52) near the bottom portion (51) and a portion close to the piston (37) and the eccentric portion (36). That is, the second bearing portion (54) is located farther from the rotor (22) than the first bearing portion (53) and the third bearing portion (55).
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。 The third bearing portion (55) is a portion between the first bearing portion (53) and the second bearing portion (54) in the boss portion (52). In the 3rd bearing part (55), the recessed part is formed in the opposing surface (50a) with the drive shaft (34) in the boss | hub part (52). That is, it can be said that the third bearing portion (55) is formed by cutting out the facing surface (50a), which is the inner surface of the main bearing (50) facing the drive shaft (34), in a circular shape. Therefore, as shown in FIG. 3, the thickness of the part of the 3rd bearing part (55) in which the recessed part was formed is thinner than the 1st bearing part (53) and the 2nd bearing part (54).
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。 The axial width (w1) of the drive shaft (34) in the first bearing portion (53) is smaller than the axial width (w2) of the drive shaft (34) in the second bearing portion (54). ing. The axial width (w3) of the drive shaft (34) in the third bearing portion (55) is equal to the axial width (w1) of the drive shaft (34) in the first bearing portion (53) and the second bearing portion ( It is larger than the axial width (w2) of the drive shaft (34) in 54). That is, when the constituent elements constituting the boss portion (52) of the main bearing (50) are arranged in ascending order of the axial width (w1, w2, w3) of the drive shaft (34), the “first bearing portion (53 ), The second bearing portion (54), and the third bearing portion (55) ".
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。 The reason why the width (w1) of the first bearing part (53) is smaller than the width (w2) of the second bearing part (54) is that the first bearing part (53) is more eccentric than the second bearing part (54). (36) (i.e., the position where the drive shaft (34) receives the gas load), the drive shaft (34) (more specifically, the drive shaft (34) in the first bearing portion (53). This is because the load on the facing surface (50a) with the main shaft portion (35)) is smaller than the load on the facing surface (50a) in the second bearing portion (54). Therefore, by reducing the width (w1) of the first bearing portion (53) and setting the surface pressure of the facing surface (50a) in the first bearing portion (53) to an appropriate value, the first bearing portion (53) The friction coefficient of the facing surface (50a) in this case is smaller than the friction coefficient when the width (w1) of the first bearing portion (53) is the same as the width of the second bearing portion (54), and the sliding loss Can be reduced.
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。 However, if the surface pressure of the facing surface (50a) in the first bearing portion (53) increases too much, the friction coefficient of the facing surface (50a) increases conversely, and the facing surface (50a) wears. . Therefore, it is preferable that the width (w1) of the first bearing portion (53) is determined so that the friction coefficient can take a minimum value.
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。 Further, the main bearing (50) having the above-described configuration is formed with a bearing-side first corner (56) and a bearing-side second corner (57).
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。 More specifically, as shown in FIG. 4 (A) and FIG. 4 (B), the opposing surface (50a) of the main bearing (50) is the inner peripheral surface (53a) of the first bearing portion (53), It has the flat surface (55a) parallel to a drive shaft (34) among the internal peripheral surfaces of a 3rd bearing part (55), and the internal peripheral surface (54a) of a 2nd bearing part (54). Furthermore, the opposing surface (50a) of the main bearing (50) is a first continuous surface that connects the inner peripheral surface (53a) of the first bearing portion (53) and the flat surface (55a) of the third bearing portion (55). (56a) and a second continuous surface (57a) connecting the flat surface (55a) of the third bearing portion (55) and the inner peripheral surface (54a) of the second bearing portion (54). As shown in FIG. 4 (A), the inner peripheral surface (53a) of the first bearing portion (53) has a main shaft portion (34) of the drive shaft (34) rather than the flat surface (55a) of the third bearing portion (55). 35) and substantially parallel to the outer periphery of the main shaft portion (35). Similarly, as shown in FIG. 4B, the inner peripheral surface (54a) of the second bearing portion (54) is located on the main shaft portion (35) rather than the flat surface (55a) of the third bearing portion (55). Near and substantially parallel to the outer periphery of the main shaft (35). As shown in FIGS. 4A and 4B, the inner peripheral surface of the third bearing portion (55) is not only the flat surface (55a), but also the first continuous surface (56a) and the second continuous surface. (57a).
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。 As shown in FIG. 4A, the bearing-side first corner (56) is a corner formed by the inner peripheral surface (53a) and the first continuous surface (56a) of the first bearing (53). It is. As shown in FIG. 4B, the bearing-side second corner portion (57) is a corner portion constituted by the second continuous surface (57a) and the inner peripheral surface (54a) of the second bearing portion (54). It is. That is, both the bearing-side first corner (56) and the bearing-side second corner (57) protrude from the flat surface (55a) of the third bearing (55) toward the drive shaft (34). It can be said that it is a part.
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。 On the other hand, as shown in FIG. 3, the main shaft portion (35) of the drive shaft (34) mainly has a first shaft portion (35a), a second shaft portion (35b), and a small diameter portion (35c). .
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。 The first shaft portion (35a) is a portion of the main shaft portion (35) that is pivotally supported by the first bearing portion (53) of the main bearing (50). The second shaft portion (35b) is a portion of the main shaft portion (35) that is pivotally supported by the second bearing portion (54) of the main bearing (50). The small diameter portion (35c) is located between the first shaft portion (35a) and the second shaft portion (35b) in the main shaft portion (35). The shaft diameter of the small diameter portion (35c) is smaller than that of the first shaft portion (35a) and the second shaft portion (35b).
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。 That is, in the main shaft portion (35), the first shaft portion (35a), the small diameter portion (35c), and the second shaft portion (35b) are sequentially arranged from the rotor (22) side to the eccentric portion (36) side. Are lined up.
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。 The shaft diameter of the first shaft portion (35a) can be the same as the shaft diameter of the second shaft portion (35b) or smaller than the shaft diameter of the second shaft portion (35b).
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。 As shown in FIG. 3 and FIG. 4 (A), when the shaft diameter of the first shaft portion (35a) is larger than the shaft diameter of the small diameter portion (35c), the outer peripheral surface of the main shaft portion (35) A shaft side first corner (35d) is formed. The shaft-side first corner (35d) is provided at the lower end of the first shaft (35a) so as to go around the first shaft (35a).
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。 Furthermore, as shown in FIG. 3 and FIG. 4B, the shaft diameter of the second shaft portion (35b) is larger than the shaft diameter of the small diameter portion (35c). A shaft side second corner (35e) is formed. The shaft-side second corner (35e) is provided at the upper end of the second shaft (35b) so as to go around the second shaft (35b).
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。 Here, the relative positional relationship between each corner (35d, 35e) provided on the main shaft (35) side and each corner (56, 57) provided on the main bearing (50) side explain.
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。 Of each corner (35d, 35e, 56, 57), paying attention to the shaft side first corner (35d) located on the rotor (22) side and the corresponding bearing side first corner (56). The shaft side first corner (35d) is located farther from the rotor (22) than the bearing side first corner (56) (see FIGS. 1, 3, and 4A). More specifically, in a state where the rotor (22) is not inclined with respect to the rotation center axis (Oa), the bearing-side first corner (56) is more than the shaft-side first corner (35d). Located above.
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。 Next, out of each corner (35d, 35e, 56, 57), the shaft-side second corner (35e) located on the eccentric portion (36) side and the corresponding bearing-side second corner (57) When paying attention, the shaft-side second corner (35e) is closer to the rotor (22) than the bearing-side second corner (57) (see FIGS. 1, 3, and 4B). . More specifically, in a state where the rotor (22) is not inclined with respect to the rotation center axis (Oa), the bearing-side second corner (57) is more than the shaft-side second corner (35e). Located below.
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。 In this way, the bearing-side first corner (56) and the shaft-side first corner (35d) positioned on the rotor (22) side are mutually positioned in the axial direction (specifically, the vertical direction). In particular, the bearing-side first corner (56) is positioned above the shaft-side first corner (35d). Conversely, the bearing-side second corner portion (57) and the shaft-side second corner portion (35e) that are located on the side of the eccentric portion (36) are also displaced from each other in the axial direction (specifically, the vertical direction). However, the bearing-side second corner (57) is positioned below the shaft-side second corner (35e). Therefore, as shown in FIG. 3, the axial width (w3) of the third bearing portion (55) in the main bearing (50) and the axial width (h1) of the small diameter portion (35c) in the main shaft portion (35). )), It can be said that the axial width (w3) of the third bearing portion (55) is larger than the axial width (h1) of the small diameter portion (35c).
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。 Accordingly, as shown in FIG. 5, when the free end side of the main shaft portion (35) is bent due to the rotation of the rotor (22) with respect to the rotation center axis (Oa), the shaft side first The corner portion (35d) approaches the third bearing portion (55) below the bearing-side first corner portion (56), more specifically, the recessed portion as compared with FIG. Therefore, it is possible to prevent a groove from being formed in the main bearing (50) by the shaft-side first corner (35d).
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。 Further, as shown in FIG. 5, when the main shaft portion (35) is bent, the shaft-side second corner portion (35e) is positioned lower than that in FIG. 3, and the third bearing portion (55). Approach the concave part. If the shaft-side second corner (35e) is in contact with the bearing-side second corner (57), the shaft-side second corner (35e) having high rigidity causes the bearing-side second corner (57) to have low rigidity. May wear, but the possibility that a groove is formed on the main bearing (50) side by the shaft-side second corner (35e) is low. Therefore, it is possible to prevent the sliding resistance between the main shaft portion (35) and the main bearing (50) from increasing by forming the groove on the main bearing (50) side.
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。 If the shaft-side second corner (35e) is in contact with the bearing-side second corner (57), the bearing-side second corner (57) is in contact with the shaft-side second corner (35e). It is gradually worn out by overlapping contact and becomes rounded. Then, a contact area with the shaft side second corner portion (35e) in the bearing side second corner portion (57) increases, and a surface with the shaft side second corner portion (35e) in the bearing side second corner portion (57). The pressure is reduced, and the bearing-side second corner (57) is not easily worn.
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。 Next, attention is focused on the gap between the main bearing (50) and the drive shaft (34) according to the present embodiment. As shown in FIGS. 3 and 6, in the present embodiment, the first gap (p1) between the first bearing portion (53) in the main bearing (50) and the main shaft portion (35) in the drive shaft (34) is: It is larger than the second gap (p2) between the second bearing portion (54) of the main bearing (50) and the main shaft portion (35) of the drive shaft (34). That is, the first gap (p1) closer to the rotor (22) is larger than the second gap (p2) farther from the rotor (22).
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。 Here, the size of the first gap (p1) is determined so that the rotor (22) does not contact the stator (21) when the rotor (22) is inclined with respect to the rotation center axis (Oa) by rotation. It is determined so as to satisfy the conditions. The size of the second gap (p2) is also preferably determined so as to satisfy the same condition as the first gap (p1).
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。
Further, as shown in FIG. 6, in the state where the rotor (22) is not inclined, the distance between the stator (21) and the rotor (22) is “p3”, and the main bearing (50 ) In the axial direction of the boss portion (52) is “L1”, and the length from the lower end of the boss portion (52) to the upper end of the stator (21) is “L2”. If these are used, each magnitude | size of a 1st clearance gap (p1) and a 2nd clearance gap (p2) will be determined so that the following inequalities (Formula 1) may further hold.
(P1 + p2) / L1 <p3 / L2 (Formula 1)
Thus, in this embodiment, the first gap (p1) is larger than the second gap (p2), and the first gap (p1) and the second gap (p2) rotate with the stator (21). It is determined in consideration of the distance (p3) between the child (22).
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。 As described above, the first gap (p1) has a sufficient size. Therefore, even if the main shaft portion (35) is bent, the amount of lubricating oil supplied to the main bearing (50) via the oil supply passage (34b) in FIG. 1 is not extremely reduced. For this reason, the rise in the temperature of the main bearing (50) is suppressed by the supplied lubricating oil, and the seizure hardly occurs.
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。 Furthermore, attention is focused on the second gap (p2). In general, as shown in FIG. 4, a high pressure chamber (31a) between the inner peripheral surface (31a) of the cylinder (31) and the outer peripheral surface (37a) of the piston (37) Between the 38a) side and the low pressure chamber (38b) side, there is a contact point gap (hereinafter referred to as a CP gap) which is a minute gap. The CP gap may be widened when the drive shaft (34) is affected by the gas load (Fg) in FIG. 2 acting in the direction from the high pressure chamber (38a) to the low pressure chamber (38b). . Therefore, the larger the second clearance (p2), the greater the play between the drive shaft (34) and the main bearing (50), so the drive shaft (34) is more susceptible to gas load (Fg). In some cases, the CP gap may be widened. However, in the present embodiment, the size of the second gap (p2) is sufficiently smaller than the first gap (p1) and the interval (p3). Therefore, there is little possibility that the CP gap widens due to the presence of the second gap (p2). Therefore, there is no fear that the amount of refrigerant leakage from the high pressure chamber (38a) to the low pressure chamber (38b) will increase, and the efficiency of the compressor (10) will not be reduced.
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。 Note that on the side of the first gap (p1) located above the second gap (p2), the drive shaft (34) is relatively less susceptible to the gas load (Fg). The first gap (p1) is larger than the second gap (p2), but the first gap (p1) has a higher gas load (Fg) than the second gap (p2). This is because it is far from the receiving position.
＜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。
<Operation of compressor>
Next, the operation of the compressor (10) will be described with reference to FIG.
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。 First, when the electric motor (20) is energized, the electric motor (20) is started. Then, the rotor (22) starts to rotate, and the rotation of the rotor (22) is transmitted to the piston (37) through the drive shaft (34). When the rotation of the rotor (22) is transmitted to the piston (37), the piston (37) and the blade (39) rotate eccentrically while swinging. More specifically, as shown in FIG. 7, the piston (37) extends along the inner diameter of the cylinder (31) inside the cylinder (31) having an inner diameter larger than the outer diameter of the piston (37). The cylinder (31) moves while changing the contact surface with the inner peripheral surface (31a). At this time, since the blade (39) is integrally formed with the piston (37), the blade (39) moves together with the piston (37).
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。 When the drive shaft (34) rotates and the piston (37) moves, FIGS. 7 (A) to (B), (B) to (C), (C) to (D), (D) to (E) In this order, the area occupied by the low pressure chamber (38b) in the fluid chamber (38) gradually increases, and the low pressure gas refrigerant is sucked into the low pressure chamber (38b) from the suction port (44). On the other hand, the area occupied by the high pressure chamber (38a) in the fluid chamber (38) is gradually reduced, and the gas refrigerant is compressed in the high pressure chamber (38a).
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。 When the pressure of the gas refrigerant in the high pressure chamber (38a) exceeds the pressure in the casing (11), the discharge valve (not shown) opens and the gas refrigerant in the high pressure chamber (38a) is discharged as shown in FIGS. It is discharged into the casing (11) through the port (46). The high-pressure gas refrigerant discharged from the compression mechanism (30) into the casing (11) flows out of the casing (11) through the discharge pipe (16) in FIG.
−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。
-Effect of the embodiment-
According to the compressor (10) of the present embodiment, the drive shaft (34) has a so-called cantilever structure, and the rotor (22) is attached to the free end side of the drive shaft (34). . The first gap (p1) between the first bearing portion (53) in the main bearing (50) near the rotor (22) and the main shaft portion (35) in the drive shaft (34) is the rotor (22 ) Larger than the second gap (p2) between the second bearing portion (54) and the main shaft portion (35) on the far side. As a result, centrifugal force acts on the rotor (22) by the rotation, and even if the rotor (22) is inclined with respect to the rotation center axis (Oa) and the main shaft portion (35) is bent, The main spindle portion (35) is less likely to hit the first bearing portion (53) due to the first gap (p1). Further, since the first gap (p1) is relatively large, the amount of oil flowing toward the main bearing (50) increases as compared to the case where the first gap (p1) is small, and the temperature of the main bearing (50). Will decline. Therefore, the occurrence of seizure in the main bearing (50) can be prevented, and the reliability of the compressor (10) can be ensured.
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。 Further, since the first gap (p1) is relatively large, the amount of lubricating oil supplied from the oil reservoir (17) to the main bearing (50) side is assumed to be that the main shaft (35) is bent. However, it is hard to decrease. Therefore, since the temperature rise of the main bearing (50) can be suppressed by the lubricating oil, seizure is less likely to occur.
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。 On the other hand, the second gap (p2) is smaller than the first gap (p1). For this reason, the risk that the CP gap is widened due to the influence of the gas load (Fg) of FIG. 2 on the drive shaft (34) is small. Therefore, it can be said that there is little possibility that the amount of refrigerant leakage from the high pressure chamber (38a) to the low pressure chamber (38b) will increase.
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。 Furthermore, according to the compressor (10) according to the present embodiment, the axial width (w1) of the drive shaft (34) in the first bearing portion (53) is equal to the drive shaft ( 34) smaller than the axial width (w2). In this embodiment, the surface pressure of the facing surface (50a) in the first bearing portion (53) can be made appropriate, the friction coefficient in the first bearing portion (53) can be reduced, and the sliding loss can be reduced. Can be reduced.
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。 Further, according to the compressor (10) according to the present embodiment, the second shaft supported by the first shaft portion (35a) and the second bearing portion (54) supported by the first bearing portion (53). The portion (35c) of the main shaft portion (35) between the shaft portion (35b) has a smaller shaft diameter than the first shaft portion (35a) and the second shaft portion (35b). Thus, the drive shaft (34) has a divided structure having the first shaft portion (35a) and the second shaft portion (35b) by the portion (35c). Therefore, for example, even if the inner diameters of the first bearing portion (53) and the second bearing portion (54) of the main bearing (50) are equal, the outside of the drive shaft (34) can be easily cut away from the drive shaft (34). By performing the processing, it can be said that the first gap (p1) and the second gap (p2) can be easily adjusted at low cost.
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。 Furthermore, according to the compressor (10) according to the present embodiment, the first bearing portion (53) between the first bearing portion (53) and the second bearing portion (54) among the facing surfaces (50a) of the main bearing (50). A concave portion is formed in the three bearing portions (55). As a result, the opposed surface (50a), which is the sliding surface of the main bearing (50), is scratched by the shaft-side first corner (35d) and the shaft-side second corner (35e) of the drive shaft (34). Can be prevented.
−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。
-Modification 1 of embodiment-
In the above embodiment, as shown in FIGS. 1 and 3 to 6, the main shaft portion (35) of the drive shaft (34) is formed with the small diameter portion (35 c), and the main bearing (50) is the third bearing. The case where the part (55) is formed has been described. However, the compressor (10) only needs to have the first gap (p1) closer to the rotor (22) larger than the second gap (p2) far from the rotor (22). Therefore, both the point that the small diameter part (35c) is formed on the drive shaft (34) and the point that the third bearing part (55) is formed on the main bearing (50) are not necessarily essential.
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。 In FIG. 8, as an example, the drive shaft (34) is not formed with the small diameter portion (35c), but the main shaft (50) is provided with the third bearing portion (55). ) And the main bearing (50). That is, the main shaft portion (35) of the drive shaft (34) according to FIG. 8 has an elongated cylindrical shape extending in the vertical direction, and the shaft diameter is the same from the top to the bottom. Accordingly, the main shaft portion (35) according to FIG. 8 has higher rigidity than the main shaft portion (35) in which the third bearing portion (55) according to the above-described embodiment is formed.
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。 On the other hand, the main bearing (50) according to FIG. 8 has a first bearing portion (53), a second bearing portion (54), and a third bearing portion (55). However, in the main bearing (50) according to FIG. 8, the opposite surface (50a) of the second bearing portion (54) to the drive shaft (34) is in contact with the drive shaft (34) of the first bearing portion (53). It is closer to the drive shaft (34) than the opposite surface (50a). That is, the second bearing portion (54) protrudes toward the drive shaft (34) as compared with the first bearing portion (53).
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。 With such a configuration, in FIG. 8, the first gap (p1) between the first bearing portion (53) and the drive shaft (34) is the second gap between the second bearing portion (54) and the drive shaft (34). It can be realized that the gap is larger than the gap (p2).
−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。
-Modification 2 of embodiment-
In FIG. 9, contrary to FIG. 8 described above, the third bearing portion (55) is not formed on the main bearing (50), but the main shaft portion (35) of the drive shaft (34) has a small diameter portion ( The drive shaft (34) and the main bearing (50) are shown when 35c) is formed.
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。 Specifically, the main bearing (50) of FIG. 9 has a shape composed of a bottom portion (51) and a boss portion (52), like the main bearing (50) according to FIG. However, unlike the boss part (52) shown in FIGS. 3 to 6, the boss part (52) according to FIG. 9 has no concavities and convexities on the facing surface (50a), and is flat from above to below. It is.
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。 On the other hand, the main shaft portion (35) according to FIG. 9 has a first shaft portion (35a), a small diameter portion (35c), and a second shaft portion (35b) in order from the top to the bottom. The shaft diameter of each portion (35a, 35b, 35c) of the main shaft portion (35) increases in the order of the small diameter portion (35c), the first shaft portion (35a), and the second shaft portion (35b). That is, the shaft diameter of the first shaft portion (35a) is smaller than the shaft diameter of the second shaft portion (35b), and the shaft diameters of the small diameter portion (35c) are the first shaft portion (35a) and the second shaft portion. (35b) smaller than each shaft diameter. Thereby, the outer periphery of the second shaft portion (35b) is closest to the facing surface (50a) of the main bearing (50). The outer periphery of the small diameter portion (35c) is farthest from the facing surface (50a) of the main bearing (50).
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。 With such a configuration, in FIG. 9, the first gap (p1) between the first bearing portion (53) and the drive shaft (34) is the second gap between the second bearing portion (54) and the drive shaft (34). It can be realized that the gap is larger than the gap (p2).
−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。
—Modification 3 of Embodiment—
In the above embodiment, the first condition is such that the condition that the rotor (22) does not come into contact with the stator (21) when the rotor (22) is inclined with respect to the rotation center axis (Oa) by the rotation is set. It was explained that the size of the gap (p1) was determined.
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。 However, the first gap (p1) does not necessarily have to be determined based on the above conditions, and can be determined according to other conditions.
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。 Moreover, the magnitude | size of a 2nd clearance gap (p2) can also be suitably determined based on conditions other than the said conditions.
−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。
-Modification 4 of the embodiment-
In the said embodiment, as FIG. 3 etc. show, when the axial width (w1) in a 1st bearing part (53) is smaller than the axial width (w2) in a 2nd bearing part (54) Explained.
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。 However, the axial width (w1) of the first bearing portion (53) and the axial width (w2) of the second bearing portion (54) do not necessarily have the above-described magnitude relationship. For example, the axial width (w1) of the first bearing portion (53) may be the same as the axial width (w2) of the second bearing portion (54). Alternatively, the axial width (w1) of the first bearing portion (53) may be larger than the axial width (w2) of the second bearing portion (54). For example, the main shaft portion (35) and the main bearing (50) may be formed of a material whose friction coefficient between the main shaft portion (35) and the main bearing (50) is relatively small. The case where it is formed is mentioned.
−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。
-Modification 5 of embodiment-
For example, the compressor (10) may have a configuration in which the electric motor (20) is positioned below the eccentric portion (36).
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。 As described above, the present invention is useful for a rotary compressor.
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
10 Compressor (Rotary compressor)
20 Electric motor
21 Stator
22 Rotor
34 Drive shaft
35a First shaft
35b Second shaft
35c Small diameter part
36 Eccentric part
37 piston
50 Main bearing (bearing)
50a Face to face
53 First bearing
54 Second bearing
p1 1st gap
w1 width of first gap
p2 2nd gap
w2 Width of second gap
Claims (5)
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、
上記駆動軸（34）に取り付けられた回転子（22）を有し、該駆動軸（34）を駆動する電動機（20）と、
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）よりも大きいことを特徴とする回転式圧縮機。 A drive shaft (34) having an eccentric part (36) eccentric with respect to the rotation center axis (Oa);
A cylindrical piston (37) that engages with the eccentric part (36) and rotates eccentrically;
An electric motor (20) having a rotor (22) attached to the drive shaft (34) and driving the drive shaft (34);
A bearing (50) that slidably supports the drive shaft (34) between the piston (37) and the rotor (22);
With
The bearing (50) is arranged along the drive shaft (34), and the second bearing is located farther from the first bearing portion (53) than the first bearing portion (53) and the rotor (22). Part (54),
The first gap (p1) between the first bearing portion (53) and the drive shaft (34) is larger than the second gap (p2) between the second bearing portion (54) and the drive shaft (34). A rotary compressor that is large.
上記電動機（20）は、固定子（21）を更に有しており、
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、上記第１隙間（p1）の大きさが決定されていることを特徴とする回転式圧縮機。 In claim 1,
The electric motor (20) further includes a stator (21),
When the rotor (22) is tilted with respect to the rotation center axis (Oa) by rotation, the first condition is satisfied so that the rotor (22) does not contact the stator (21). A rotary compressor characterized in that the size of the gap (p1) is determined.
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。 In claim 1 or claim 2,
The axial width (w1) of the drive shaft (34) in the first bearing portion (53) is larger than the axial width (w2) of the drive shaft (34) in the second bearing portion (54). A rotary compressor characterized by being small.
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。 In any one of Claims 1-3,
The drive shaft (34)
A first shaft portion (35a) pivotally supported by the first bearing portion (53);
A second shaft portion (35b) pivotally supported by the second bearing portion (54);
A small diameter portion (35c) having a smaller shaft diameter than the first shaft portion (35a) and the second shaft portion (35b) between the first shaft portion (35a) and the second shaft portion (35b). ,
A rotary compressor.
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。 In any one of the above claims 1 to 4,
Of the facing surface (50a) of the bearing (50) with respect to the drive shaft (34), a recess is formed in a portion between the first bearing portion (53) and the second bearing portion (54). A rotary compressor characterized by being made.
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