JP5413493B1 - 回転式圧縮機 - Google Patents

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Abstract

【課題】回転式圧縮機において、ブッシュの異常摩耗や焼き付きを防止する。
【解決手段】シリンダと、ピストンと、ピストンに形成された溝部（48）に設けられ且つシリンダに一体形成されたブレード（35）を両側から挟んで支持する一対のブッシュ（45a,45b）とを備え、一対のブッシュ（45a,45b）の少なくとも一方は、ブッシュ（45a,45b）の平側面（7）から湾曲側面（6）へ亘って形成された給油路（1）と、給油路（1）の一端が開口してブッシュ（45a,45b）の平側面（7）に形成されたブレード側油溜まり部（2）と、給油路（1）の他端が開口してブッシュ（45a,45b）の湾曲側面（6）に形成され且つ前記ブレード側油溜まり部（2）よりも広い溝側油溜まり部（3）とを備えている。
【選択図】図４

Description

本発明は、回転式圧縮機に関し、特に回転式圧縮機の異常摩耗や焼き付きを抑制する対策に係るものである。
従来より、シリンダのシリンダ室で偏心回転するピストンを支持するブッシュを備えた回転式圧縮機が知られている。そして、これらの回転式圧縮機の中には、特許文献１に示すように、ブッシュに給油路と油溜まり部とを形成したものがある。
特許文献１の回転式圧縮機はロータリ圧縮機である。このロータリ圧縮機では、ブッシュが嵌合する円形溝がシリンダに形成され、前記ブッシュに進退自在に支持されるブレードがピストンに一体に形成されている。このブレードにより、シリンダのシリンダ室は高圧室と低圧室とに区画されている。
ブッシュは、一対の略半円柱部材で構成されている。一方はシリンダ室の高圧室側に配置され、他方はシリンダ室の低圧室側に配置される。各ブッシュの平側面がブレードの外面に進退自在に摺接し、各ブッシュの湾曲側面がシリンダの円形溝の内面に揺動自在に摺接している。
上述したブッシュの給油路は、該ブッシュを横方向に貫通している。上述したブッシュの油溜まり部は、ブッシュの平側面及び湾曲側面にそれぞれ形成されている。そして、ブッシュの給油路の一端が平側面側の油溜まり部（ブレード側油溜まり部）に開口し、他端が湾曲側面側の油溜まり部（溝側油溜まり部）に開口する。ブレードの内部に形成された油通路からブッシュの平側面側の油溜まり部へ潤滑油が供給され、この潤滑油がブレードとブッシュの摺動面へ供給される。また、ブッシュの平側面側の油溜まり部へ供給された潤滑油は、ブッシュの給油路を通じてブッシュの湾曲側面側の油溜まり部へ供給される。
特開平８−４２４７４号公報
しかしながら、回転式圧縮機の運転中において、ブッシュのブレード側油溜まり部の油圧がブレード側油溜まり部の内面に作用し、この油圧荷重がブッシュをシリンダの円形溝に押し付けてしまい、ブッシュと円形溝との隙間が極端に狭くなる。このため、ブッシュに溝側油溜まり部を形成しても、ブッシュと円形溝との摺動面へうまく給油されないという問題がある。
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、回転式圧縮機において、ブッシュの異常摩耗や焼き付きを防止することにある。
第１の発明は、シリンダ室（51,52）が形成されたシリンダ（31a,31b）と、前記シリンダ室（51,52）を偏心しながら回転するピストン（40a,40b）と、前記シリンダ（31a,31b）及び前記ピストン（40a,40b）の一方に一体に形成され、且つ前記シリンダ（31a,31b）及び前記ピストン（40a,40b）の他方に形成された溝部（48）を貫通して前記シリンダ室（51,52）を高圧室（51b,52b）と低圧室（51a,52a）とに区画するブレード（35）と、前記溝部（48）に設けられ且つ前記ブレード（35）を両側から挟んで前記ブレード（35）を支持する一対のブッシュ（45a,45b）とを備え、前記一対のブッシュ（45a,45b）の少なくとも一方は、ブレード側摺動面（7）から溝側摺動面（6）に亘って形成された給油路（1）と、該給油路（1）の一端が開口してブレード側摺動面（7）に形成されたブレード側油溜まり部（2）と、該給油路（1）の他端が開口して溝側摺動面（6）に形成され且つ前記ブレード側油溜まり部（2）よりも広い溝側油溜まり部（3）とを備えている回転式圧縮機である。
第１の発明では、回転式圧縮機の運転中において、前記ブッシュ（45a,45b）のブレード側油溜まり部（2）の油圧が該ブレード側油溜まり部（2）の内面（2a）に作用し、前記溝側油溜まり部（3）の油圧が該溝側油溜まり部（3）の内面（3a）に作用する。ここで、溝側油溜まり部（3）が、ブレード側油溜まり部（2）よりも広い分だけ、溝側油溜まり部（3）の内面（3a）には、ブレード側油溜まり部（2）の内面（2a）よりも大きな油圧荷重が作用する。これにより、前記ブッシュ（45a,45b）がブレード（35）側へ押されて前記ブッシュ（45a,45b）と前記溝部（48）との隙間が広がり、この広がった隙間へブッシュ（45a,45b）の溝側油溜まり部（3）の潤滑油が流入する。
第２の発明は、第１の発明において、前記ブッシュ（45a,45b）の溝側油溜まり部（3）は、前記ブッシュ（45a,45b）と前記溝部（48）とが摺動する方向に交差するように延びている。
第２の発明では、前記ピストン（40）の偏心運動に伴って前記ブッシュ（45a,45b）が揺動し、該ブッシュ（45a,45b）の揺動に伴って前記ブッシュ（45a,45b）の溝側油溜まり部（3）が揺動方向へ移動する。ここで、溝側油溜まり部（3）の延びる方向と揺動方向とが交差するので、これらの方向が一致している場合に比べて、溝側油溜まり部（3）の潤滑油が前記ブッシュ（45a,45b）と前記溝部（48）との摺動面に広範囲に広がる。
第３の発明は、第２の発明において、前記ブッシュ（45a,45b）の溝側油溜まり部（3）の一端は、前記溝部（48）の外側に開口している。
第３の発明では、前記ブッシュ（45a,45b）の給油路（1）を通じて前記ブッシュ（45a,45b）の溝側油溜まり部（3）へ供給された潤滑油が、該溝側油溜まり部（3）内で滞留することなく前記溝部（48）の外側へ排出される。
第４の発明は、第１の発明において、前記ブッシュ（45a,45b）の溝側油溜まり部（3）は、前記ブッシュ（45a,45b）と前記溝部（48）とが摺動する方向へ延び、前記ブッシュ（45a,45b）の溝側油溜まり部（3）の一端は、前記溝部（48）の外側に開口している。
第４の発明では、前記ブッシュ（45a,45b）の溝側油溜まり部（3）の延びる方向と前記ブッシュ（45a,45b）の揺動方向とが一致しているので、これらの方向が交差している場合に比べて、溝側油溜まり部（3）の潤滑油が前記溝部（48）の外側へスムーズに排出される。
第５の発明は、第４の発明において、前記ブッシュ（45a,45b）の溝側油溜まり部（3）の一端は、前記シリンダ（31a,31b）のシリンダ室（51,52）の低圧室（51a,52a）に開口している。
第５の発明では、前記ブッシュ（45a,45b）の溝側油溜まり部（3）の潤滑油が、回転式圧縮機の内部で最も圧力が低い、前記シリンダ（31a,31b）の低圧室（51a,52a）へ吸い込まれるように流れる。
第６の発明は、第１から第５の何れか１つの発明において、潤滑油を貯留する油貯留部（26）と、前記ブレード（35）の内部に形成されて前記油貯留部（26）の潤滑油が流通する油通路（4）とを備え、前記ブレード（35）の油通路（4）の流出口（5）は、前記ブッシュ（45a,45b）のブレード側油溜まり部（2）に面するように前記ブレード（35）の摺動面に開口する一方、前記ブッシュ（45a,45b）のブレード側油溜まり部（2）は、前記ブッシュ（45a,45b）と前記ブレード（35）とが摺動する方向へ延びている。
第６の発明では、前記ブレード（35）の油通路（4）の流出口（5）が前記ブレード（35）の進退運動に伴って進退方向に沿って往復し、この往復する流出口（5）を通じて潤滑油が前記ブッシュ（45a,45b）のブレード側油溜まり部（2）へ供給される。ここで、ブレード側油溜まり部（2）が前記ブレード（35）の進退方向へ延びているので、ブレード側油溜まり部（2）を延ばさない場合に比べて、前記ブレード（35）の油通路（4）の流出口（5）とブレード側油溜まり部（2）とが長い間連通する。
第７の発明は、第１から第６の何れか１つの発明において、前記ブッシュ（45a,45b）の溝側油溜まり部（3）は、前記ブッシュ（45a,45b）の溝側摺動面（6）を平坦に切り欠いて形成されている。
第７の発明では、前記ブッシュ（45a,45b）の湾曲側面（6）を平坦に切り欠いた切欠面と前記溝部（48）の内面との間に、前記ブッシュ（45a,45b）の溝側油溜まり部（3）が形成される。
第８の発明は、第１から第７の何れか１つの発明において、前記ブッシュ（45a,45b）は、略半円柱状に形成され、前記ブッシュ（45a,45b）の溝側油溜まり部（3）は、前記ブッシュ（45a,45b）の湾曲側面（6）の頂部（8）の両側に形成されて前記ブッシュ（45a,45b）の高さ方向に延びる複数の縦溝（9a）と、前記湾曲側面（6）の頂部（8）の一部を通過して複数の縦溝（9a）に連通する横溝（9b）とで構成されている。
第８の発明では、前記ブッシュ（45a,45b）の給油路（1）を通じて前記ブッシュ（45a,45b）の横溝（9b）へ流出した潤滑油が、前記横溝（9b）を通じて前記複数の縦溝（9a）へ供給される。
第９の発明は、第１から第８の何れか１つの発明において、前記一対のブッシュ（45a,45b）のうち低圧側のブッシュ（45a）のみが、前記給油路（1）と前記ブレード側油溜まり部（2）と前記溝側油溜まり部（3）とを備えている。
第９の発明では、回転式圧縮機の運転中において、シリンダ室（51,52）の高圧室（51b,52b）と低圧室（51a,52a）との圧力差に起因するブレード（35）の押付力が、前記低圧側のブッシュ（45a）へ作用する。ここで、低圧側のブッシュ（45a）に前記ブレード側油溜まり部（2）と前記溝側油溜まり部（3）と前記給油路（1）とを設けているので、ブレード（35）の押付力に対抗するように前記溝側油溜まり部（3）の油圧荷重が低圧側のブッシュ（45a）に作用する。
本発明によれば、前記溝側油溜まり部（3）をブレード側油溜まり部（2）よりも広くしたので、溝側油溜まり部（3）の内面（3a）に作用する油圧荷重がブレード側油溜まり部（2）の内面（2a）に作用する油圧荷重よりも大きくなる。これらの油圧荷重の差によって前記ブッシュ（45a,45b）がブレード（35）側へ押されることにより、前記ブッシュ（45a,45b）と前記溝部（48）との隙間を広げることができる。これにより、前記ブッシュ（45a,45b）と前記溝部（48）との摺動面へ確実に給油することができ、ブッシュ（45a,45b）の異常摩耗や焼き付きを防止することができる。
また、前記第２の発明によれば、前記ブッシュ（45a,45b）の溝側油溜まり部（3）が延びる方向と前記ブッシュ（45a,45b）の揺動方向とを交差させたので、これらの方向を交差させない場合に比べて、溝側油溜まり部（3）の潤滑油が前記ブッシュ（45a,45b）と前記溝部（48）との摺動面に広がりやすくなる。これにより、前記ブッシュ（45a,45b）と前記溝部（48）との摺動面へさらに確実に給油することができる。
また、前記第３の発明によれば、前記ブッシュ（45a,45b）の溝側油溜まり部（3）の一端を前記溝部（48）の外側へ開口させたので、溝側油溜まり部（3）の潤滑油が前記溝部（48）の外側へ排出される。これにより、潤滑油が溝側油溜まり部（3）内を流通するようになり、該溝側油溜まり部（3）の潤滑油の温度上昇が抑えられ、前記ブッシュ（45a,45b）と前記溝部（48）との摺動面の冷却を促進することができる。
また、前記第４の発明によれば、前記ブッシュ（45a,45b）の溝側油溜まり部（3）の延びる方向と前記ブッシュ（45a,45b）の揺動方向とを一致させたので、溝側油溜まり部（3）の潤滑油が前記溝部（48）の外側へスムーズに排出される。前記ブッシュ（45a,45b）と前記溝部（48）との摺動面の冷却をさらに促進することができる。
また、前記第５の発明によれば、回転式圧縮機の内部で最も圧力が低い、前記シリンダ（31a,31b）のシリンダ室（51,52）の低圧室（51a,52a）に前記ブッシュ（45a,45b）の溝側油溜まり部（3）の一端を開口させたので、前記ブッシュ（45a,45b）の溝側油溜まり部（3）の潤滑油が前記低圧室（51a,52a）へ向かって、より一層スムーズに流れる。これにより、前記ブッシュ（45a,45b）と前記溝部（48）との摺動面の冷却をより一層促進することができる。
また、前記第６の発明によれば、前記ブッシュ（45a,45b）のブレード側油溜まり部（2）を前記ブレード（35）の進退方向へ延ばすようにしたので、該ブレード側油溜まり部（2）を延ばさない場合に比べて、前記ブレード（35）の油通路（4）の流出口（5）とブレード側油溜まり部（2）との連通時間が長くなる。これにより、前記油通路（4）の流出口（5）を通じて前記ブレード側油溜まり部（2）へ供給される潤滑油の量を増やすことができる。
また、前記第７の発明によれば、前記ブッシュ（45a,45b）の湾曲側面（6）を平坦に切り欠いて前記ブッシュ（45a,45b）の溝側油溜まり部（3）を形成したので、例えば該湾曲側面（6）に溝を設けて前記ブッシュ（45a,45b）の溝側油溜まり部（3）を形成する場合に比べて、容易に前記ブッシュ（45a,45b）の溝側油溜まり部（3）を形成することができる。
また、前記第８の発明によれば、前記ブッシュ（45a,45b）の溝側油溜まり部（3）を前記横溝（9b）と前記複数の縦溝（9a）とで構成したので、前記ブッシュ（45a,45b）の溝側油溜まり部（3）を複数の溝で構成しない場合に比べて、前記ブッシュ（45a,45b）の溝側油溜まり部（3）の内面（3a）を広げることができる。これにより、前記溝側油溜まり部（3）の内面（3a）に作用する油圧荷重を大きくすることができる。
また、特に、前記ピストン（40）に溝部（48）が形成され且つ前記シリンダ（31a,31b）にブレード（35）が形成される構成の回転式圧縮機では、該回転式圧縮機の運転中において、前記ピストン（40）の両側に形成される圧縮室の圧力に起因してブッシュ（45a,45b）の湾曲側面（6）の頂部（8）に大きな応力が作用する。第８の発明によれば、この湾曲側面（6）の頂部（8）の一部に前記横溝（9b）を形成したので、この湾曲側面（6）の頂部（8）に縦溝（9a）を形成する場合に比べて、湾曲側面（6）の頂部（8）の溝のない面を広げ易くなる。これにより、湾曲側面（6）の頂部（8）に大きな応力が作用したとしても、この大きな応力を該湾曲側面（6）の頂部（8）の溝のない面で受けることができ、前記ブッシュ（45a,45b）を破損しにくくすることができる。
また、前記第９の発明によれば、前記低圧側のブッシュ（45a）に前記給油路（1）と前記ブレード側油溜まり部（2）と前記溝側油溜まり部（3）とを設けるようにしたので、シリンダ室（51,52）の高圧室（51b,52b）と低圧室（51a,52a）との圧力差に起因するブレード（35）の押付力に対抗するように、前記溝側油溜まり部（3）の油圧荷重を前記低圧側のブッシュ（45a）に作用させることができる。これにより、前記低圧側のブッシュ（45a）に油溜まり部（2,3）や給油路（1）を設けない場合に比べて、前記低圧側のブッシュ（45a）と前記ピストン（40a,40b）の溝部（48）との隙間が狭くなりにくくすることができる。また、前記高圧側のブッシュ（45b）に油溜まり部（2,3）や給油路（1）を設けないので、前記ブッシュ（45a,45b）の構成を簡素化することができる。
本発明の実施形態に係る二段圧縮機の縦断面図である。 本発明の実施形態に係る二段圧縮機の圧縮機構の横断面図である。 実施形態の揺動ブッシュを示す斜視図であり、（ａ）は揺動ブッシュを平側面からみた図であり、（ｂ）は揺動ブッシュを湾曲側面からみた図である。 実施形態の揺動ブッシュを示す図であり、（ａ）は圧縮機構の揺動ブッシュ付近の横断面図であり、（ｂ）は揺動ブッシュに作用する力を模式的に示した図である。 実施形態の二段圧縮機の圧縮機構の動作を示す図である。 実施形態の変形例１における揺動ブッシュの斜視図である。 実施形態の変形例２における揺動ブッシュの斜視図である。 実施形態の変形例３における揺動ブッシュの斜視図である。 実施形態の変形例４における揺動ブッシュの斜視図である。 実施形態の変形例５における揺動ブッシュの斜視図である。 実施形態の変形例６における揺動ブッシュの斜視図である。 実施形態の変形例７における揺動ブッシュの斜視図である。 実施形態の変形例８における揺動ブッシュの斜視図である。 実施形態の変形例９における二段圧縮機の縦断面図である。 実施形態の変形例１０における二段圧縮機の縦断面図である。 実施形態の変形例１１における二段圧縮機の縦断面図である。
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。
本発明の実施形態に係る二段圧縮機（10）は、例えば、空気調和装置の冷媒回路に接続されるものである。この二段圧縮機（10）は、図１に示すようにケーシング（11）を備え、そのケーシング（11）内には、互いに１本の駆動軸（24）で連結された電動機（20）及び圧縮機構（30）が収納されている。圧縮機構（30）は、電動機（20）の下側に位置している。
ケーシング（11）は、上下に延びる円筒状の胴部（12）と、該胴部（12）の上側開口部を閉塞する椀状の上部鏡板部（13）と、該胴部（12）の下側開口部を閉塞する椀状の下部鏡板部（14）とを有している。このケーシング（11）は、胴部（12）の上側に上部鏡板部（13）を溶接で固定し、胴部（12）の下側に下部鏡板部（14）を溶接で固定することによって密閉容器に構成されている。ケーシング（11）の底部には、前記圧縮機構（30）を潤滑する潤滑油が貯留する油貯留部（26）が形成されている。
電動機（20）は、ステータ（22）と、ロータ（23）とを有している。ステータ（22）は、ケーシング（11）の胴部（12）に固定されている。ステータ（22）の内側にロータ（23）が配置されている。ロータ（23）には駆動軸（24）が固定され、ロータ（23）と駆動軸（24）とが一体で回転する。
駆動軸（24）は、上下に延びる主軸部（24c）を有し、この主軸部（24c）の下端寄りに低段側及び高段側の偏心部（24a,24b）が形成されている。低段側の偏心部（24a）が、高段側の偏心部（24b）の下側に位置している。各偏心部（24a,24b）は、主軸部（24c）よりも大径の円柱状に形成され、それぞれ軸心が主軸部（24c）の軸心に対して偏心している。これらの偏心部（24a,24b）に係る偏心方向は互いに１８０°ずれている。
駆動軸（24）の下端部には、給油ポンプ（25）が設けられている。給油ポンプ（25）の吐出口は、駆動軸（24）の内部に形成された軸孔（図示省略）と連通している。給油ポンプ（25）は、ケーシング（11）の内部空間の内圧（高圧冷媒の圧力）を利用することで、ケーシング（11）の油貯留部（26）に溜まった潤滑油を軸孔へ搬送する、差圧駆動式に構成されている。給油ポンプ（25）から軸孔へ搬送された潤滑油は、前記圧縮機構（30）の各摺動部等の潤滑に利用される。
圧縮機構（30）は、下側から上側へ向かって、低段側のシリンダ（31a）、低段側のピストン（40a）、ミドルプレート（55）、高段側のピストン（40b）、及び高段側のシリンダ（31b）の順で積層され、これらの部材（31a,40a,55,40b,31b）が、上下方向へ延びる複数のボルト（図示なし）で締結されてなる。この圧縮機構（30）の中心部分を前記駆動軸（24）が貫通している。低段側のシリンダ（31a）と低段側のピストン（40a）とミドルプレート（55）とで低段側の圧縮部（30a）が構成され、高段側のシリンダ（31b）と高段側のピストン（40b）とミドルプレート（55）とで高段側の圧縮部（30b）が構成されている。
各シリンダ（31a,31b）は、シリンダ鏡板（34a,34b）と環状の外シリンダ部（32a,32b）と環状の内シリンダ部（33a,33b）とを有している。高段側のシリンダ鏡板（34b）の中心部は上側へ突出している。各シリンダ鏡板（34a,34b）の中心部には、前記駆動軸（24）を挿通するための貫通孔が設けられている。これらの貫通孔の内周面には、前記駆動軸（24）を支持する滑り軸受（15a,15b）がそれぞれ設けられている。
低段側の外シリンダ部（32a）及び内シリンダ部（33a）は、低段側のシリンダ鏡板（34a）から低段側のピストン（40a）へ向かって突出し、高段側の外シリンダ部（32b）及び内シリンダ部（33b）は、高段側のシリンダ鏡板（34b）から高段側のピストン（40b）へ向かって突出している。外シリンダ部（32a,32b）と内シリンダ部（33a,33b）との間に環状の空間部（C）を有している。
各ピストン（40a,40b）は、円盤状のピストン鏡板（43a,43b）と、該ピストン鏡板（43a,43b）の端面の外周寄りの位置から突出する環状ピストン部（41a,41b）と、ピストン鏡板（43a,43b）の端面の内周寄りの位置から突出する環状突出部（42a,42b）とを有する。各ピストン（40a,40b）は、各シリンダ（31a,31b）に対して偏心するように空間部（C）に収納され、空間部（C）を外側流体室（51）と内側流体室（52）とに区画している。尚、外側流体室（51）及び内側流体室（52）が、本発明のシリンダ室（51,52）を構成する。
各環状突出部（42a,42b）には、駆動軸（24）の偏心部（24a,24b）が嵌合している。ピストン（40a,40b）は、駆動軸（24）の回転に伴い主軸部（24a）の軸心を中心として偏心回転する。なお、圧縮機構（30）では、各ピストン（40a,40b）の環状突出部（42a,42b）と各シリンダ（31a,31b）の内シリンダ部（33a,33b）との間に空間が形成されるが、この空間では冷媒の圧縮は行われない。
図２に示すように、各ピストン（40a,40b）の環状ピストン部（41a,41b）は、その一部が分断されたＣ型形状に形成されている。この環状ピストン部（41a,41b）の分断部分が溝部（48）を構成する。該溝部（48）の内面は曲面で構成されている。そして、各シリンダ（31a,31b）には、外シリンダ部（32a）と内シリンダ部（33a）との間を径方向に連結するブレード（35）が一体に形成されている。このブレード（35）が、各ピストン（40a,40b）の溝部（48）を貫通している。このブレード（35）は、空間部（C）の外側流体室（51）及び内側流体室（52）をそれぞれ低圧室（51a,52a）と高圧室（51b,52b）とに区画している。
低段側及び高段側のシリンダ（31a,31b）には、それぞれ吸入ポート（37）が設けられている。低段側の吸入ポート（37）の一端は低段側の外側流体室（51）及び内側流体室（52）の低圧室（51a,52a）に連通し、他端は吸入配管（図示なし）に連通している。この吸入配管はケーシング（11）の壁体を貫通している。また、高段側の吸入ポート（37）の一端は、高段側の外側流体室（51）及び内側流体室（52）の低圧室（51a,52a）に連通し、他端は、ケーシング（11）の壁体を貫通して設けられた中間配管（図示なし）の一端に連通している。
また、低段側及び高段側のシリンダ（31a,31b）には、それぞれ外側吐出ポート（38）と内側吐出ポート（39）とが設けられている。低段側の外側吐出ポート（38）の一端は低段側の外側流体室（51）の高圧室（51b）に開口している。低段側の内側吐出ポート（39）の一端は低段側の内側流体室（52）の高圧室（52b）に開口している。低段側の外側吐出ポート（38）及び低段側の内側吐出ポート（39）の他端が合流して前記中間配管の他端に連通している。
高段側の外側吐出ポート（38）の一端は高段側の外側流体室（51）の高圧室（51b）に開口している。高段側の内側吐出ポート（39）の一端は高段側の内側流体室（52）の高圧室（52b）に開口している。高段側の外側吐出ポート（38）及び高段側の内側吐出ポート（39）の他端は、ケーシング（11）内に開口している。
各ピストン（40a,40b）の溝部（48）には、各シリンダ（31a,31b）のブレード（35）を挟むように一対の揺動ブッシュ（45a,45b）が嵌合されている。一対の揺動ブッシュ（45a,45b）が、本発明の一対のブッシュ（45a,45b）を構成する。
一対の揺動ブッシュ（45a,45b）のうち、一方は前記シリンダ（31a,31b）の低圧室（51a,52a）側に配置される低圧側の揺動ブッシュ（45a）で、他方は前記シリンダ（31a,31b）の高圧室（51b,52b）側に配置される高圧側の揺動ブッシュ（45b）である。
図３（ａ）、図３（ｂ）に示すように、各揺動ブッシュ（45a,45b）は略半円柱状に形成されている。各揺動ブッシュ（45a,45b）の平側面（7）と各シリンダ（31a,31b）のブレード（35）の側面とが進退自在に摺動する。この摺動方向は、ブレード（35）の長さ方向に沿う方向である。各揺動ブッシュ（45a,45b）の湾曲側面（6）と各ピストン（40a,40b）の溝部（48）の内面とが揺動自在に摺動する。この摺動方向は、溝部（48）の内周面の周方向に沿う方向である。
各揺動ブッシュ（45a,45b）には、給油路（1）とブレード側油溜まり部（2）と溝側油溜まり部（3）とが形成されている。
ブレード側油溜まり部（2）は、各揺動ブッシュ（45a,45b）の平側面（7）に形成されている。ブレード側油溜まり部（2）は、揺動ブッシュ（45a,45b）とブレード（35）との摺動方向へ延びる溝部で構成されている。つまり、ブレード側油溜まり部（2）が二段圧縮機（10）の径方向へ延びる水平溝で構成されている。このブレード側油溜まり部（2）の両端は閉塞している。
溝側油溜まり部（3）は、各揺動ブッシュ（45a,45b）の湾曲側面（6）側に設けられている。溝側油溜まり部（3）は、揺動ブッシュ（45a,45b）の揺動方向に交差するように延びている。つまり、各揺動ブッシュ（45a,45b）の湾曲側面（6）の頂部を平坦に切り欠いた切欠面と、前記ピストン（40a,40b）の溝部（48）の内面との間に形成されている。また、この溝側油溜まり部（3）の両端は上下に開口している。
尚、溝側油溜まり部（3）は、ブレード側油溜まり部（2）よりも広く形成されている。前記溝側油溜まり部（3）を各揺動ブッシュ（45a,45b）の平側面（7）と平行な面に投影したときの投影面積が、ブレード側油溜まり部（2）を各揺動ブッシュ（45a,45b）の平側面（7）と平行な面に投影したときの投影面積よりも広くなっている。つまり、前記溝側油溜まり部（3）に面する揺動ブッシュ（45a,45b）の切欠面の面積が、ブレード側油溜まり部（2）の底面の面積よりも広く形成されている。
給油路（1）は、各揺動ブッシュ（45a,45b）の中央部を貫通している。給油路（1）の一端がブレード側油溜まり部（2）の中央に開口し、他端が溝側油溜まり部（3）の中央に開口している。この給油路（1）を通じて、ブレード側油溜まり部（2）から溝側油溜まり部（3）への給油が可能になっている。
図４（Ａ）に示すように、ブレード（35）には、油通路（36）が形成されている。油通路（36）は、ブレード（35）の長手方向に沿って延びる第１通路（4）と、第１通路（4）と揺動ブッシュ（45a,45b）側の摺動面とに開口する第２通路（5）とを有する。
前記油通路（36）の第１通路（4）は、前記圧縮機構（30）に設けられた供給通路（16）に連通している。この供給通路（16）は、油溜まり部（26）に溜まった潤滑油を圧縮機構（30）まで吸い上げて、ブレード（35）の油通路（36）へ給油するための通路であり、下端部が油溜まり部（26）に浸漬される一方、上端部が油通路（36）の第１通路（4）の端部に連通するように、前記圧縮機構（30）に形成されている。本実施形態では、供給通路（16）は、低段側及び高段側の圧縮部（30a,30b）に対してそれぞれ別々の通路（16a,16b）として設けられている。
−運転動作−
次に、二段圧縮機（10）の運転動作について説明する。まず、電動機（20）を起動すると、ロータ（23）の回転が駆動軸（24）を介して低段側及び高段側のピストン（40a,40b）に伝達される。そうすると、圧縮機構（30）において、ブレード（35）が揺動ブッシュ（45a,45b）に対して相対的に往復運動（進退動作）を行い、かつ、各ピストン（40a,40b）が各揺動ブッシュ（45a,45b）とともに各シリンダ（31a,31b）に対して揺動動作を行う。これによって、各ピストン（40a,40b）が、各々に対応するシリンダ（31a,31b）に対して揺動しながら公転し、圧縮機構（30）が、吸入行程、圧縮行程、及び吐出行程を順に繰り返す。
具体的に、ケーシング（11）の吸入配管から低段側の吸入ポート（37）を通じて低段側の外側流体室（51）及び低段側の内側流体室（52）へ流体が吸入されて圧縮される。これらの流体室（51,52）で圧縮された流体は、各流体室（51,52）に対応する低段側の吐出ポート（38,39）から吐出された後に合流して、前記ケーシング（11）の中間配管へ流入する。
その後、前記中間配管から高段側の吸入ポート（37）を通じて、高段側の外側流体室（51）及び内側流体室（52）へ流体が吸入された後に圧縮される。これらの流体室（51,52）で圧縮された流体は、各流体室（51,52）に対応する高段側の吐出ポート（38,39）からケーシング（11）内へ吐出される。ケーシング（11）内へ吐出された流体は、該ケーシング（11）の壁体を貫通して設けられた吐出管（図示なし）から流出する。
次に、各圧縮部（30a,30b）の外側流体室（51）及び内側流体室（52）の動作について、具体的に説明する。外側流体室（51）では、図５（Ｄ）の状態で外側低圧室（51a）の容積がほぼ最小であり、ここから駆動軸（24）が図の右回りに回転して図５（Ａ）〜図５（Ｃ）の状態へ変化するのに伴って外側低圧室（51a）の容積が増大するときに、吸入ポート（37）を通じて外側低圧室（51a）に冷媒が吸入される。
図５（Ｃ）の状態になると、外側低圧室（51a）への冷媒の吸入が完了する。そして、この外側低圧室（51a）は冷媒が圧縮される外側高圧室（51b）となり、ブレード（35）を隔てて新たな外側低圧室（51a）が形成される。駆動軸（24）がさらに回転すると、外側低圧室（51a）において冷媒の吸入が繰り返される一方、外側高圧室（51b）の容積が減少し、外側高圧室（51b）で冷媒が圧縮される。
一方、内側流体室（52）では、図５（Ｂ）の状態で内側低圧室（52a）の容積がほぼ最小であり、ここから駆動軸（24）が図の右回りに回転して図５（Ｃ）〜図５（Ａ）の状態へ変化するのに伴って内側低圧室（52a）の容積が増大するときに、吸入ポート（37）を通じて内側低圧室（52a）へ冷媒が吸入される。
図５（Ａ）の状態になると、内側低圧室（52a）への冷媒の吸入が完了する。そして、この内側低圧室（52a）は冷媒が圧縮される内側高圧室（52b）となり、ブレード（35）を隔てて新たな内側低圧室（52a）が形成される。駆動軸（24）がさらに回転すると、内側低圧室（52a）において冷媒の吸入が繰り返される一方、内側高圧室（52b）の容積が減少し、内側高圧室（52b）で冷媒が圧縮される。
外側流体室（51）では、例えばほぼ図５（Ｂ）のタイミングで冷媒の吐出が開始されるような運転条件の場合には、内側流体室（52）ではほぼ図５（Ｄ）のタイミングで吐出が開始される。つまり、外側流体室（51）と内側流体室（52）とでは、吐出のタイミングがほぼ１８０°異なっている。外側流体室（51）及び内側流体室（52）で圧縮されて外側吐出ポート（38）及び内側吐出ポート（39）からそれぞれ吐出される。二段圧縮機（10）は、ケーシング（11）の内部空間が高圧冷媒で満たされる、いわゆる高圧ドーム式に構成されている。
二段圧縮機（10）の運転中において、前記油貯留部（26）の潤滑油は、供給通路（16）を通じて各ブレード（35）の油通路（36）の第１通路（4）へ流入する。該油通路（36）の第１通路（4）の潤滑油は、該油通路（36）の第２通路（5）を通じて前記揺動ブッシュ（45）のブレード側油溜まり部（2）へ流入し、ブレード（35）と揺動ブッシュ（45）との摺動面を潤滑する。また、前記ブレード側油溜まり部（2）の潤滑油は、揺動ブッシュ（45）の給油路（1）を通じて、揺動ブッシュ（45）の溝側油溜まり部（3）へ流入し、揺動ブッシュ（45）と前記ピストン（40a,40b）の溝部（48）との摺動面を潤滑する。
ここで、前記揺動ブッシュ（45a,45b）のブレード側油溜まり部（2）の油圧が該ブレード側油溜まり部（2）の底面（2a）に作用し、前記溝側油溜まり部（3）の油圧が該溝側油溜まり部（3）に面する揺動ブッシュ（45a,45b）の切欠面（3a）に作用する。この切欠面（3a）とブレード側油溜まり部（2）の内面（2a）とを比較すると、上述したように前者の方が大きい。
本実施形態において、ブレード側油溜まり部（2）及び溝側油溜まり部（3）の油圧は略同一であることから、図４（ｂ）に示すように、溝側油溜まり部（3）に面する揺動ブッシュ（45a,45b）の切欠面（3a）には、ブレード側油溜まり部（2）の内面（2a）に作用する油圧荷重（Ｆ１）よりも大きな油圧荷重（Ｆ２）が作用する。これにより、前記揺動ブッシュ（45a,45b）がブレード（35）側へ押されて前記揺動ブッシュ（45a,45b）と前記溝部（48）との隙間が広がり、この広がった隙間へ揺動ブッシュ（45a,45b）の溝側油溜まり部（3）の潤滑油が流入する。
また、前記ピストン（40a,40b）の偏心運動に伴って前記揺動ブッシュ（45a,45b）が揺動し、該揺動ブッシュ（45a,45b）の揺動に伴って前記揺動ブッシュ（45a,45b）の溝側油溜まり部（3）が揺動方向へ移動する。溝側油溜まり部（3）の延びる方向と揺動方向とが直交するので、これらの方向が一致している場合に比べて、溝側油溜まり部（3）の潤滑油が前記揺動ブッシュ（45a,45b）と前記溝部（48）との摺動面に広範囲に広がる。
また、前記溝側油溜まり部（3）の両端は上下に開口しているので、前記揺動ブッシュ（45a,45b）の給油路（1）を通じて前記揺動ブッシュ（45a,45b）の溝側油溜まり部（3）へ供給された潤滑油が、該溝側油溜まり部（3）内で滞留することなく前記溝部（48）の外側へ排出される。
また、前記ブレード（35）の油通路（4）の流出口（5）が前記ブレード（35）の進退運動に伴って進退方向に沿って往復し、この往復する流出口（5）を通じて潤滑油が前記揺動ブッシュ（45a,45b）のブレード側油溜まり部（2）へ供給される。上述したように、ブレード側油溜まり部（2）が前記ブレード（35）の進退方向へ延びているので、ブレード側油溜まり部（2）を延ばさない場合に比べて、前記ブレード（35）の油通路（4）の流出口（5）とブレード側油溜まり部（2）とが長い間連通する。
−実施形態の効果−
実施形態によれば、前記溝側油溜まり部（3）に面する揺動ブッシュ（45a,45b）の切欠面（3a）をブレード側油溜まり部（2）の底面（2a）よりも大きくしたので、揺動ブッシュ（45a,45b）の切欠面（3a）に作用する油圧荷重が、揺動ブッシュ（45a,45b）のブレード側油溜まり部（2）の底面（2a）に作用する油圧荷重よりも大きくなる。
これらの油圧荷重の差によって前記揺動ブッシュ（45a,45b）がブレード（35）側へ押されることにより、前記揺動ブッシュ（45a,45b）と前記溝部（48）との隙間を広げることができる。これにより、前記揺動ブッシュ（45a,45b）と前記溝部（48）との摺動面へ確実に給油することができ、揺動ブッシュ（45a,45b）の異常摩耗や焼き付きを防止することができる。
実施形態によれば、前記揺動ブッシュ（45a,45b）の溝側油溜まり部（3）が延びる方向と前記揺動ブッシュ（45a,45b）の揺動方向とを交差させたので、これらの方向を交差させない場合に比べて、溝側油溜まり部（3）の潤滑油が前記揺動ブッシュ（45a,45b）と前記溝部（48）との摺動面に広がりやすくなる。これにより、前記揺動ブッシュ（45a,45b）と前記溝部（48）との摺動面へさらに確実に給油することができる。
また、実施形態によれば、前記揺動ブッシュ（45a,45b）の溝側油溜まり部（3）の両端を上下に開口させたので、溝側油溜まり部（3）の潤滑油が前記溝部（48）の外側へ排出される。これにより、潤滑油が溝側油溜まり部（3）内を流通するようになり、該溝側油溜まり部（3）の潤滑油の温度上昇を抑えられ、前記揺動ブッシュ（45a,45b）と前記溝部（48）との摺動面の冷却を促進することができる。
また、実施形態によれば、前記揺動ブッシュ（45a,45b）のブレード側油溜まり部（2）を前記ブレード（35）の進退方向へ延ばすようにしたので、該ブレード側油溜まり部（2）を延ばさない場合に比べて、前記ブレード（35）の油通路（4）の流出口（5）とブレード側油溜まり部（2）との連通時間が長くなる。これにより、前記油通路（4）の流出口（5）を通じて前記ブレード側油溜まり部（2）へ供給される潤滑油の量を増やすことができる。
また、実施形態によれば、前記揺動ブッシュ（45a,45b）の湾曲側面（6）を平坦に切り欠いて前記揺動ブッシュ（45a,45b）の溝側油溜まり部（3）を形成したので、例えば該湾曲側面（6）に溝を設けて前記揺動ブッシュ（45a,45b）の溝側油溜まり部（3）を形成する場合に比べて、容易に前記揺動ブッシュ（45a,45b）の溝側油溜まり部（3）を形成することができる。
−実施形態の変形例１−
図６に示す実施形態の変形例１では、前記実施形態とは違い、前記揺動ブッシュ（45）の溝側油溜まり部（3）が、２つの縦溝（9a）と１つの横溝（9b）とで構成されている。縦溝（9a）は揺動ブッシュ（45）の高さ方向に延び、その縦溝（9a）の両端が開口している。また、縦溝（9a）は、揺動ブッシュ（45）の湾曲側面（6）の頂部（8）の両側に形成されている。一方、横溝（9b）は、揺動ブッシュ（45）の頂部（8）の中央を通過して、両側の縦溝（9a）に連通している。また、横溝（9b）の中央に、揺動ブッシュ（45）の給油路（1）が開口している。前記揺動ブッシュ（45）の給油路（1）を通じて前記揺動ブッシュ（45）の横溝（9b）へ流出した潤滑油が、前記横溝（9b）を通じて前記複数の縦溝（9a）へ供給される。
この変形例１によれば、前記揺動ブッシュ（45）の溝側油溜まり部（3）を前記横溝（9b）と前記複数の縦溝（9a）とで構成したので、前記揺動ブッシュ（45）の溝側油溜まり部（3）を複数の溝で構成しない場合に比べて、前記揺動ブッシュ（45）の溝側油溜まり部（3）の内面（3a）を広げることができる。これにより、前記溝側油溜まり部（3）の内面（3a）に作用する油圧荷重を大きくすることができる。
また、二段圧縮機（10）の運転中において、前記ピストン（40）の環状ピストン部（41）の外側と内側に形成される流体室（51,52）の圧力に起因して揺動ブッシュ（45）の湾曲側面（6）の頂部（8）に大きな応力が作用する。この湾曲側面（6）の頂部（8）の中央にのみ前記横溝（9b）を形成したので、この湾曲側面（6）の頂部（8）に縦溝（9a）を形成する場合に比べて、湾曲側面（6）の頂部（8）の溝のない面を広げ易くなる。これにより、湾曲側面（6）の頂部（8）に大きな応力が作用したとしても、この大きな応力を該湾曲側面（6）の頂部（8）の溝のない面で受けることができ、前記揺動ブッシュ（45）を破損しにくくすることができる。
−実施形態の変形例２−
図７に示す実施形態の変形例２では、前記実施形態とは違い、前記揺動ブッシュ（45）の溝側油溜まり部（3）が、該揺動ブッシュ（45）の湾曲側面（6）に沿って水平に延びる周方向溝（3）で構成されている。つまり、前記揺動ブッシュ（45）の溝側油溜まり部（3）は、前記揺動ブッシュ（45）と前記溝部（48）とが摺動する方向へ延びている。また、この周方向溝（3）の両端は、前記ピストン（40a,40b）の溝部（48）の外側に開口している。
この変形例２によれば、前記揺動ブッシュ（45）の溝側油溜まり部（3）の延びる方向と前記揺動ブッシュ（45）の揺動方向とを一致させたので、溝側油溜まり部（3）の潤滑油が前記溝部（48）の外側へスムーズに排出される。前記揺動ブッシュ（45）と前記溝部（48）との摺動面の冷却をさらに促進することができる。
また、前記揺動ブッシュ（45）の溝側油溜まり部（3）の一端は、前記シリンダ（31a,31b）の外側流体室（51）の低圧室（51a）に開口し、前記揺動ブッシュ（45）の溝側油溜まり部（3）の他端は前記シリンダ（31a,31b）の内側流体室（52）の低圧室（52a）に開口している。
この変形例２によれば、二段圧縮機（10）の内部で最も圧力が低い、前記シリンダ（31a,31b）の低圧室（51a,52a）に前記揺動ブッシュ（45）の溝側油溜まり部（3）の両端が開口しているので、前記揺動ブッシュ（45）の溝側油溜まり部（3）の潤滑油が前記低圧室（51a,52a）へ向かって、より一層スムーズに流れる。これにより、前記揺動ブッシュ（45）と前記溝部（48）との摺動面の冷却をより一層促進することができる。
−実施形態の変形例３−
図８に示す実施形態の変形例３では、前記実施形態の変形例２とは違い、前記揺動ブッシュ（45）の溝側油溜まり部（3）が、該揺動ブッシュ（45）の湾曲側面（6）に沿って水平に延びる周方向溝（3）の一端のみが開口し、他端が閉塞されている点である。このように、周方向溝（3）一端のみを開口させた場合でも、溝側油溜まり部（3）の潤滑油を前記溝部（48）の外側へスムーズに排出させることができる。
−実施形態の変形例４−
図９に示す実施形態の変形例４では、前記実施形態とは違い、各揺動ブッシュ（45a,45b）の湾曲側面（6）の頂部を、該揺動ブッシュ（45a,45b）の端面から給油路（1）の下側付近まで切り欠いている。このことから、前記揺動ブッシュ（45）の溝側油溜まり部（3）は、その一端のみが開口して他端が閉塞している。前記実施形態に比べて、前記溝側油溜まり部（3）の長さが短くなった場合でも、揺動ブッシュ（45a,45b）の切欠面（3a）をブレード側油溜まり部（2）の内面（2a）よりも広く設定することで、前記実施形態と同様に、揺動ブッシュ（45a,45b）をブレード（35）側へ移動させることができる。
−実施形態の変形例５−
図１０に示す実施形態の変形例５では、前記実施形態とは違い、各揺動ブッシュ（45a,45b）のブレード側油溜まり部（2）が、互いに交差した２つの溝で構成されている。また、２つの溝が交差した箇所に前記給油路（1）が開口している。これにより、前記実施形態に比べて、各揺動ブッシュ（45a,45b）とブレード（3）との摺動面の上下左右へ潤滑油を広げやすくなる。
−実施形態の変形例６−
図１１に示す実施形態の変形例６では、前記実施形態とは違い、各揺動ブッシュ（45a,45b）のブレード側油溜まり部（2）が、楕円状の溝で構成されている。この楕円状の溝の中心部に前記給油路（1）が開口している。この場合であっても、変形例５と同様に、各揺動ブッシュ（45a,45b）とブレード（3）との摺動面に潤滑油を広げやすくなる。
−実施形態の変形例７−
図１２に示す実施形態の変形例７では、前記実施形態とは違い、各揺動ブッシュ（45a,45b）のブレード側油溜まり部（2）が、円形の溝で構成されている。この楕円状の溝の中心部に前記給油路（1）が開口している。この場合であっても、変形例５と同様に、各揺動ブッシュ（45a,45b）とブレード（3）との摺動面に潤滑油を広げやすくなる。
−実施形態の変形例８−
図１３に示す実施形態の変形例８では、前記実施形態とは違い、各揺動ブッシュ（45a,45b）のブレード側油溜まり部（2）を構成する水平溝の両端が、各ピストン（40a,40b）の溝部（48）の外側に開口している。これにより、揺動ブッシュ（45a,45b）とブレード（3）との摺動面に潤滑油がスムーズに外側へ排出され、前記水平溝の両端が閉塞されている場合に比べて、前記摺動面を冷却することができる。
−実施形態の変形例９−
図１４に示す実施形態の変形例９では、前記実施形態とは違い、前記圧縮機構（30）の供給通路（16a,16b）が、各ピストン（40a,40b）の環状突出部（42a,42b）と各シリンダ（31a,31b）の環状の内シリンダ部（33a,33b）との間に形成された油溜まり部から延びている。これにより、前記実施形態の供給通路（16）に比べて、供給通路（16）の経路を短くできる。この結果、供給通路（16）を流れる潤滑油の圧力損失が低減され、該供給通路（16）からブレード（35）の油通路（36）へ潤滑油をスムーズに供給することができる。
−実施形態の変形例１０−
図１５に示す実施形態の変形例１０では、前記実施形態とは違い、前記圧縮機構（30）の供給通路（16）が、ミドルプレート（55）に形成された貫通孔の内面と駆動軸（24）の外面との間に設けられた油溜まり部から延びている。この油溜まり部から前記ミドルプレート（55）の内部を延びる供給通路（16）は上下に分岐し、一方が高段側のブレード（35）の油通路（36）に連通して、他方が低段側ののブレード（35）の油通路（36）に連通する。これにより、前記実施形態の供給通路（16）に比べて、供給通路（16）の経路を短くできる。この結果、変形例９と同様に、供給通路（16）を流れる潤滑油の圧力損失が低減され、該供給通路（16）からブレード（35）の油通路（36）へ潤滑油をスムーズに供給することができる。
−実施形態の変形例１１−
図１６に示す実施形態の変形例１１では、前記実施形態とは違い、各シリンダ（31a,31b）に形成された貫通孔の内面と駆動軸（24）の外面との間に設けられた油溜まり部から延びている。これにより、前記実施形態の供給通路（16）に比べて、供給通路（16）の経路を短くできる。この結果、供給通路（16）を流れる潤滑油の圧力損失が低減され、該供給通路（16）からブレード（35）の油通路（36）へ潤滑油をスムーズに供給することができる。
《その他の実施形態》
前記実施形態については、以下のような構成としてもよい。
前記実施形態では、前記ブレード（35）を前記シリンダ（31a,31b）に一体に形成し、前記ブッシュ（45a,45b）が嵌め込まれる溝部（48）を前記ピストン（40a,40b）に形成していたが、これに限定されず、前記ブレード（35）を前記ピストン（40a,40b）に一体に形成し、前記ブッシュ（45a,45b）が嵌め込まれる溝部（48）を前記シリンダ（31a,31b）に形成してもよい。この場合であっても、本実施形態と同様の結果を得ることができる。
前記実施形態では、高圧側及び低圧側の揺動ブッシュ（45a,45b）の両方に給油路（1）とブレード側油溜まり部（2）と溝側油溜まり部（3）とが形成されていたが、これに限定されず、低圧側の揺動ブッシュ（45a）のみに給油路（1）とブレード側油溜まり部（2）と溝側油溜まり部（3）とが形成されていてもよい。
前記二段圧縮機の運転中において、シリンダ室（51,52）の高圧室（51b,52b）と低圧室（51a,52a）との圧力差に起因するブレード（35）の押付力が、前記低圧側のブッシュ（45a）へ作用する。つまり、高圧側のブッシュ（45b）よりも低圧側のブッシュ（45a）の方が前記ピストン（40a,40b）の溝部（48）に押し付けられやすい。したがって、上述したように、低圧側の揺動ブッシュ（45a）のみに給油路（1）とブレード側油溜まり部（2）と溝側油溜まり部（3）とを形成してもよい。
この場合には、ブレード（35）の押付力に対抗するように前記溝側油溜まり部（3）の油圧荷重が低圧側のブッシュ（45a）に作用する。これにより、前記低圧側のブッシュ（45a）に油溜まり部（2,3）や給油路（1）を設けない場合に比べて、前記低圧側のブッシュ（45a）と前記ピストン（40a,40b）の溝部（48）との隙間が狭くなりにくくすることができる。また、前記高圧側のブッシュ（45b）に油溜まり部（2,3）や給油路（1）を設けないので、前記ブッシュ（45a,45b）の構成を簡素化することができる。
前記実施形態では、高段側及び低段側の揺動ブッシュ（45）の両方に給油路（1）とブレード側油溜まり部（2）と溝側油溜まり部（3）とが形成されていたが、これに限定されず、高段側及び低段側の揺動ブッシュ（45）の一方に給油路（1）とブレード側油溜まり部（2）と溝側油溜まり部（3）とが形成されていてもよい。この場合には、前記シリンダ室（51,52）への不要な潤滑油の流入を抑え、圧縮機構（30）の油上がりが増加するのを防ぐことができる。
なお、以上の実施形態は、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。
以上説明したように、本発明は、回転式圧縮機に関し、特に回転式圧縮機が有する摺動部材の異常摩耗や焼き付きを抑制する対策について有用である。
1 給油路
2 溝側油溜まり部
3 ブレード側油溜まり部
10 二段圧縮機（回転式圧縮機）
11 ケーシング
20 電動機
30 圧縮機構
32 外シリンダ部
33 内シリンダ部
35 ブレード
40a,40b ピストン
45a,45b 揺動ブッシュ
51a 外側低圧室
51b 外側高圧室
52a 内側低圧室
52b 内側高圧室

Claims (9)

  1. シリンダ室（51,52）が形成されたシリンダ（31a,31b）と、
    前記シリンダ室（51,52）を偏心しながら回転するピストン（40a,40b）と、
    前記シリンダ（31a,31b）及び前記ピストン（40a,40b）の一方に一体に形成され、且つ前記シリンダ（31a,31b）及び前記ピストン（40a,40b）の他方に形成された溝部（48）を貫通して前記シリンダ室（51,52）を高圧室（51b,52b）と低圧室（51a,52a）とに区画するブレード（35）と、
    前記溝部（48）に設けられ且つ前記ブレード（35）を両側から挟んで前記ブレード（35）を支持する一対のブッシュ（45a,45b）とを備え、
    前記一対のブッシュ（45a,45b）の少なくとも一方は、ブレード側摺動面（7）から溝側摺動面（6）に亘って形成された給油路（1）と、該給油路（1）の一端が開口してブレード側摺動面（7）に形成されたブレード側油溜まり部（2）と、該給油路（1）の他端が開口して溝側摺動面（6）に形成され且つ前記ブレード側油溜まり部（2）よりも広い溝側油溜まり部（3）とを備え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、
    前記ブッシュ（45a,45b）の溝側油溜まり部（3）は、前記ブッシュ（45a,45b）と前記溝部（48）とが摺動する方向に交差するように延びていることを特徴とする回転式圧縮機。
  3. 請求項２において、
    前記ブッシュ（45a,45b）の溝側油溜まり部（3）の一端は、前記溝部（48）の外側に開口していることを特徴とする回転式圧縮機。
  4. 請求項１において、
    前記ブッシュ（45a,45b）の溝側油溜まり部（3）は、前記ブッシュ（45a,45b）と前記溝部（48）とが摺動する方向へ延び、
    前記ブッシュ（45a,45b）の溝側油溜まり部（3）の一端は、前記溝部（48）の外側に開口していることを特徴とする回転式圧縮機。
  5. 請求項４において、
    前記ブッシュ（45a,45b）の溝側油溜まり部（3）の一端は、前記シリンダ（31a,31b）のシリンダ室（51,52）の低圧室（51a,52a）に開口していることを特徴とする回転式圧縮機。
  6. 請求項１から５の何れか１つにおいて、
    潤滑油を貯留する油貯留部（26）と、
    前記ブレード（35）の内部に形成されて前記油貯留部（26）の潤滑油が流通する油通路（4）とを備え、
    前記ブレード（35）の油通路（4）の流出口（5）は、前記ブッシュ（45a,45b）のブレード側油溜まり部（2）に面するように前記ブレード（35）の摺動面に開口する一方、
    前記ブッシュ（45a,45b）のブレード側油溜まり部（2）は、前記ブッシュ（45a,45b）と前記ブレード（35）とが摺動する方向へ延びていることを特徴とする回転式圧縮機。
  7. 請求項１から６の何れか１つにおいて、
    前記ブッシュ（45a,45b）の溝側油溜まり部（3）は、前記ブッシュ（45a,45b）の溝側摺動面（6）を平坦に切り欠いて形成されていることを特徴とする回転式圧縮機。
  8. 請求項１から７の何れか１つにおいて、
    前記ブッシュ（45a,45b）は、略半円柱状に形成され、
    前記ブッシュ（45a,45b）の溝側油溜まり部（3）は、前記ブッシュ（45a,45b）の湾曲側面（6）の頂部（8）の両側に形成されて前記ブッシュ（45a,45b）の高さ方向に延びる複数の縦溝（9a）と、前記ブッシュ（45a,45b）の湾曲側面（6）の頂部（8）の一部を通過して複数の縦溝（9a）に連通する横溝（9b）とで構成されていることを特徴とする回転式圧縮機。
  9. 請求項１から８の何れか１つにおいて、
    前記一対のブッシュ（45a,45b）のうち低圧側のブッシュ（45a）のみが、前記給油路（1）と前記ブレード側油溜まり部（2）と前記溝側油溜まり部（3）とを備えていることを特徴とする回転式圧縮機。
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Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
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Families Citing this family (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US10465684B2 (en) * 2014-08-04 2019-11-05 Daikin Industries, Ltd. Rotary compressor
TWI726764B (zh) 2020-07-07 2021-05-01 楊進煌 迴轉式流體傳送裝置

Family Cites Families (14)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE1628342A1 (de) * 1966-06-15 1970-08-13 Paming Trust Reg Kreiskolben-Kompressor
JPH06323272A (ja) * 1993-05-11 1994-11-22 Daikin Ind Ltd ロータリー圧縮機
JP3581907B2 (ja) * 1993-05-27 2004-10-27 ダイキン工業株式会社 ロータリー圧縮機
JP3511680B2 (ja) * 1994-08-02 2004-03-29 株式会社日立製作所 ロータリ圧縮機
KR100311994B1 (ko) * 1999-06-11 2001-11-03 가나이 쓰토무 회전 압축기
JP3985513B2 (ja) * 2001-12-07 2007-10-03 ダイキン工業株式会社 回転式圧縮機
JP4561326B2 (ja) * 2004-03-17 2010-10-13 ダイキン工業株式会社 流体機械
JP4547978B2 (ja) * 2004-04-27 2010-09-22 ダイキン工業株式会社 流体機械
JP2009127517A (ja) * 2007-11-22 2009-06-11 Daikin Ind Ltd 密閉型圧縮機
JP4396773B2 (ja) * 2008-02-04 2010-01-13 ダイキン工業株式会社 流体機械
KR101499976B1 (ko) * 2008-07-22 2015-03-10 엘지전자 주식회사 압축기
JP2010031690A (ja) * 2008-07-25 2010-02-12 Daikin Ind Ltd ロータリ圧縮機
JP4605290B2 (ja) * 2008-12-17 2011-01-05 ダイキン工業株式会社 密閉型圧縮機
JP2013139722A (ja) * 2011-12-28 2013-07-18 Daikin Industries Ltd 回転式圧縮機

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US11661939B2 (en) 2021-03-18 2023-05-30 Daikin Industries, Ltd. Rotary compressor having reciprocator and support

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