JP6567352B2 - Rotary compressor and refrigeration cycle apparatus - Google Patents

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Description

本発明の実施形態は、回転式圧縮機及び冷凍サイクル装置に関する。   Embodiments described herein relate generally to a rotary compressor and a refrigeration cycle apparatus.

空気調和装置等の冷凍サイクル装置に使用される回転式圧縮機として、潤滑油が貯留される容器と、容器内に収納された圧縮機構部と、を有する構成が知られている。圧縮機構部は、筒状のシリンダと、シリンダの開口部を閉塞する閉塞板と、シリンダ及び閉塞板で形成されたシリンダ室内で偏心回転するローラと、を備えている。シリンダに形成されたブレード溝内には、先端面がローラに当接してシリンダ室内を圧縮室と吸込室とに分割するブレードが配設されている。ブレードは、ローラの偏心回転に伴いシリンダ室内を進退移動する。   As a rotary compressor used in a refrigeration cycle apparatus such as an air conditioner, a configuration having a container in which lubricating oil is stored and a compression mechanism unit housed in the container is known. The compression mechanism section includes a cylindrical cylinder, a closing plate that closes the opening of the cylinder, and a roller that rotates eccentrically in a cylinder chamber formed by the cylinder and the closing plate. In the blade groove formed in the cylinder, there is disposed a blade whose front end surface abuts on the roller and divides the cylinder chamber into a compression chamber and a suction chamber. The blade moves back and forth in the cylinder chamber as the roller rotates eccentrically.

ところで、上述したブレードは、閉塞板との間に潤滑油を介在させた状態で、閉塞板に対して摺動することが好ましい。これにより、ブレードと閉塞板との間の摩耗を低減した上で、ブレードと閉塞板との間でのシール性を確保できると考えられる。   By the way, it is preferable that the above-described blade slides with respect to the closing plate in a state where lubricating oil is interposed between the blade and the closing plate. Thereby, it is considered that the sealability between the blade and the closing plate can be secured while reducing the wear between the blade and the closing plate.

しかしながら、上述した回転式圧縮機では、ブレード及び閉塞板間に所望量の潤滑油を介在させる点で未だ改善の余地があった。具体的に、ブレードの側面には、圧縮室内と吸込室内との差圧に起因して負荷が掛かる。特に、ブレードが下死点（シリンダ室内に最も突出した状態）から上死点（シリンダ室から最も後退した状態）に移行する運転領域（圧縮行程後半）では、ブレードの側面に掛かる負荷が大きい。そのため、ブレード及び閉塞板間に多くの潤滑油が必要となる。この場合、仮にブレードと閉塞板との間の潤滑油が不足して油膜が破断されると、ブレードと閉塞板との間の摩耗が増大し、動作信頼性が低下する可能性がある。また、ブレードと閉塞板との間のシール性が低下し、圧縮室から吸込室に冷媒がリーク等して、圧縮性能が低下する可能性がある。   However, the rotary compressor described above still has room for improvement in that a desired amount of lubricating oil is interposed between the blade and the closing plate. Specifically, a load is applied to the side surface of the blade due to a differential pressure between the compression chamber and the suction chamber. In particular, in the operation region (the second half of the compression stroke) in which the blade shifts from the bottom dead center (the state that protrudes most into the cylinder chamber) to the top dead center (the state that retracts most from the cylinder chamber), the load on the side surface of the blade is large. Therefore, a lot of lubricating oil is required between the blade and the closing plate. In this case, if the lubricating oil between the blade and the closing plate is insufficient and the oil film is broken, the wear between the blade and the closing plate increases, and the operation reliability may be lowered. In addition, the sealing performance between the blade and the closing plate is lowered, and the refrigerant leaks from the compression chamber to the suction chamber, which may reduce the compression performance.

一方、ブレードが上死点から下死点に移行する運転領域（圧縮行程前半）では、圧縮行程後半よりはブレードの側面に掛かる負荷が小さい。そのため、ブレード及び閉塞板間で必要となる潤滑油は少ない。   On the other hand, in the operating region (first half of the compression stroke) where the blade moves from top dead center to bottom dead center, the load on the side surface of the blade is smaller than in the second half of the compression stroke. Therefore, less lubricating oil is required between the blade and the closing plate.

特開平４−１９１４９１号公報Japanese Patent Laid-Open No. 4-191491

本発明が解決しようとする課題は、長期に亘って動作信頼性及び圧縮性能の向上を図ることができる回転式圧縮機及び冷凍サイクル装置を提供することである。   The problem to be solved by the present invention is to provide a rotary compressor and a refrigeration cycle apparatus capable of improving operation reliability and compression performance over a long period of time.

実施形態の回転式圧縮機は、容器と、シリンダと、閉塞板と、ローラと、ブレードと、給油溝と、を持つ。容器は、潤滑油が貯留される。シリンダは、容器内に収納される。閉塞板は、シリンダの開口部を閉塞して、シリンダとともにシリンダ室を形成する。ローラは、シリンダ室内で偏心回転する。ブレードは、シリンダに形成されたブレード溝内に設けられ、先端面がローラに当接してシリンダ室内を吸込室と圧縮室に分割するとともに、ローラの偏心回転に伴いシリンダ室内に進退可能とされている。給油溝は、ブレードのうち、閉塞板と対向する対向面に形成され、ブレードの移動方向に沿って延びる。給油溝は、第１端部がシリンダ室の外側で容器内に連通し、第２端部が前記ブレード内で終端する。給油溝における溝幅方向の中心は、ブレードにおけるブレード幅方向の中心に対してシリンダ室の圧縮室側にオフセットされている。潤滑油は、１００℃における動粘度が５ｍｍ２／ｓ以上２５ｍｍ２／ｓ以下に設定されている。 The rotary compressor according to the embodiment includes a container, a cylinder, a closing plate, a roller, a blade, and an oil supply groove. The container stores lubricating oil. The cylinder is stored in a container. The closing plate closes the opening of the cylinder and forms a cylinder chamber together with the cylinder. The roller rotates eccentrically in the cylinder chamber. The blade is provided in a blade groove formed in the cylinder, and the tip end surface abuts on the roller to divide the cylinder chamber into a suction chamber and a compression chamber, and can advance and retreat into the cylinder chamber with the eccentric rotation of the roller. Yes. The oil supply groove is formed on an opposing surface of the blade that faces the closing plate, and extends along the moving direction of the blade. The oil supply groove has a first end communicating with the container outside the cylinder chamber and a second end terminating in the blade. The center in the groove width direction of the oil supply groove is offset toward the compression chamber side of the cylinder chamber with respect to the center in the blade width direction of the blade. The lubricating oil has a kinematic viscosity at 100 ° C. of 5 mm 2 / s to 25 mm 2 / s.

第１の実施形態における回転式圧縮機の断面図を含む、冷凍サイクル装置の概略構成図。The schematic block diagram of the refrigerating-cycle apparatus containing sectional drawing of the rotary compressor in 1st Embodiment. 図１のＩＩ−ＩＩ線に相当する圧縮機構部の断面図。Sectional drawing of the compression mechanism part equivalent to the II-II line of FIG. 図１のＩＩＩ部の拡大図。The enlarged view of the III section of FIG. 動粘度と給油性との関係を示すグラフ。The graph which shows the relationship between kinematic viscosity and oil supply property. 動粘度とシール性との関係を示すグラフ。The graph which shows the relationship between kinematic viscosity and sealing performance. ブレード及びフランジ部間のクリアランスと、ＣＯＰ比率と、の関係を示すグラフ。The graph which shows the relationship between the clearance between a braid | blade and a flange part, and a COP ratio. 第２の実施形態におけるブレードの平面図。The top view of the braid | blade in 2nd Embodiment. 第３の実施形態におけるブレードの平面図。The top view of the braid | blade in 3rd Embodiment. 第４の実施形態における回転式圧縮機の部分断面図。The fragmentary sectional view of the rotary compressor in 4th Embodiment. 図９に示すブレードの断面図。Sectional drawing of the braid | blade shown in FIG. 実施形態の他の構成に係るブレードの断面図。Sectional drawing of the braid | blade which concerns on the other structure of embodiment. 実施形態の他の構成に係るブレードの断面図。Sectional drawing of the braid | blade which concerns on the other structure of embodiment.

以下、実施形態の回転式圧縮機及び冷凍サイクル装置を、図面を参照して説明する。
（第１の実施形態）
始めに、冷凍サイクル装置１について簡単に説明する。図１は、第１の実施形態における回転式圧縮機２の断面図を含む、冷凍サイクル装置１の概略構成図である。
図１に示すように、本実施形態の冷凍サイクル装置１は、回転式圧縮機２と、回転式圧縮機２に接続された放熱器３と、放熱器３に接続された膨張装置４と、膨張装置４と回転式圧縮機２との間に接続された蒸発器５と、を備えている。 Hereinafter, a rotary compressor and a refrigeration cycle apparatus according to an embodiment will be described with reference to the drawings.
(First embodiment)
First, the refrigeration cycle apparatus 1 will be briefly described. FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a refrigeration cycle apparatus 1 including a cross-sectional view of a rotary compressor 2 in the first embodiment.
As shown in FIG. 1, the refrigeration cycle apparatus 1 of the present embodiment includes a rotary compressor 2, a radiator 3 connected to the rotary compressor 2, an expansion device 4 connected to the radiator 3, An evaporator 5 connected between the expansion device 4 and the rotary compressor 2.

回転式圧縮機２は、いわゆるロータリ式の圧縮機である。回転式圧縮機２は、内部に取り込まれる低圧の気体冷媒を圧縮して高温・高圧の気体冷媒とする。なお、回転式圧縮機２の具体的な構成については後述する。
放熱器３は、回転式圧縮機２から送り込まれる高温・高圧の気体冷媒から熱を放熱させ、高温・高圧の気体冷媒を高圧の液体冷媒にする。 The rotary compressor 2 is a so-called rotary compressor. The rotary compressor 2 compresses a low-pressure gas refrigerant taken into the inside into a high-temperature / high-pressure gas refrigerant. The specific configuration of the rotary compressor 2 will be described later.
The radiator 3 radiates heat from the high-temperature and high-pressure gas refrigerant sent from the rotary compressor 2, and converts the high-temperature and high-pressure gas refrigerant into a high-pressure liquid refrigerant.

膨張装置４は、放熱器３から送り込まれる高圧の液体冷媒の圧力を下げ、高圧の液体冷媒を低温・低圧の液体冷媒にする。
蒸発器５は、膨張装置４から送り込まれる低温・低圧の液体冷媒を気化させ、低温・低圧の液体冷媒を低圧の気体冷媒にする。そして、蒸発器５において、低圧の液体冷媒が気化する際に周囲から気化熱を奪い、周囲が冷却される。なお、蒸発器５を通過した低圧の気体冷媒は、上述した回転式圧縮機２内に取り込まれる。 The expansion device 4 lowers the pressure of the high-pressure liquid refrigerant sent from the radiator 3 so that the high-pressure liquid refrigerant becomes a low-temperature / low-pressure liquid refrigerant.
The evaporator 5 vaporizes the low-temperature and low-pressure liquid refrigerant sent from the expansion device 4, and converts the low-temperature and low-pressure liquid refrigerant into a low-pressure gas refrigerant. In the evaporator 5, when the low-pressure liquid refrigerant is vaporized, the vaporization heat is taken from the surroundings, and the surroundings are cooled. The low-pressure gaseous refrigerant that has passed through the evaporator 5 is taken into the rotary compressor 2 described above.

このように、本実施形態の冷凍サイクル装置１では、作動流体である冷媒が気体冷媒と液体冷媒とに相変化しながら循環する。なお、本実施形態の冷凍サイクル装置１において、冷媒はＲ４１０ＡやＲ３２等のＨＦＣ系冷媒、Ｒ１２３４ｙｆやＲ１２３４ｚｅ等のＨＦＯ系冷媒、ＣＯ２等の自然冷媒等を用いることが可能である。 Thus, in the refrigeration cycle apparatus 1 of the present embodiment, the refrigerant that is the working fluid circulates while changing phase between the gas refrigerant and the liquid refrigerant. Incidentally, in the refrigeration cycle device 1 of the present embodiment, the refrigerant can be used HFC refrigerant such as R410A and R32, HFO-based refrigerant such as R1234yf and R1234ze, a natural refrigerant such as CO 2.

次に、上述した回転式圧縮機２について説明する。
本実施形態の回転式圧縮機２は、圧縮機本体１１と、アキュムレータ１２と、を備えている。
アキュムレータ１２は、いわゆる気液分離器である。アキュムレータ１２は、上述した蒸発器５と圧縮機本体１１との間に設けられている。アキュムレータ１２は、吸い込みパイプ２１を通して圧縮機本体１１に接続されている。アキュムレータ１２は、蒸発器５で気化された気体冷媒、及び蒸発器５で気化されなかった液体冷媒のうち、気体冷媒のみを圧縮機本体１１に供給する。 Next, the rotary compressor 2 described above will be described.
The rotary compressor 2 according to the present embodiment includes a compressor body 11 and an accumulator 12.
The accumulator 12 is a so-called gas-liquid separator. The accumulator 12 is provided between the evaporator 5 and the compressor body 11 described above. The accumulator 12 is connected to the compressor body 11 through the suction pipe 21. The accumulator 12 supplies only the gas refrigerant to the compressor main body 11 among the gas refrigerant vaporized by the evaporator 5 and the liquid refrigerant not vaporized by the evaporator 5.

圧縮機本体１１は、回転軸３１と、電動機部３２と、圧縮機構部３３と、これら回転軸３１、電動機部３２及び圧縮機構部３３を収納する密閉容器（容器）３４と、を備えている。
密閉容器３４は筒状に形成されるとともに、その軸線Ｏ方向の両端部が閉塞されている。密閉容器３４内には、潤滑油Ｊが収容されている。潤滑油Ｊ内には、圧縮機構部３３の一部が浸漬されている。 The compressor body 11 includes a rotary shaft 31, an electric motor unit 32, a compression mechanism unit 33, and a sealed container (container) 34 that houses the rotary shaft 31, the electric motor unit 32, and the compression mechanism unit 33. .
The sealed container 34 is formed in a cylindrical shape, and both end portions in the axis O direction are closed. Lubricating oil J is accommodated in the sealed container 34. A part of the compression mechanism 33 is immersed in the lubricating oil J.

ここで、潤滑油Ｊは、エステル系、エーテル系、アルキルベンゼン系及びポリアルキレングリコール系の何れか、若しくはこれらを組み合わせた混合油等を用いることができる。また、潤滑油Ｊは、１００℃における動粘度が５ｍｍ２／ｓ以上２５ｍｍ２／ｓ以下であることが好ましい。本実施形態では、１００°における動粘度が１０ｍｍ２／ｓ程度のエステル系の潤滑油Ｊが好適に用いられている。なお、動粘度は、ＪＩＳ Ｋ２２８３に準じて測定した値である。 Here, as the lubricating oil J, any of ester-based, ether-based, alkylbenzene-based, and polyalkylene glycol-based, or a mixed oil in which these are combined can be used. The lubricating oil J preferably has a kinematic viscosity at 100 ° C. of 5 mm 2 / s to 25 mm 2 / s. In the present embodiment, an ester-based lubricating oil J having a kinematic viscosity at 100 ° of about 10 mm 2 / s is preferably used. The kinematic viscosity is a value measured according to JIS K2283.

回転軸３１は、密閉容器３４の軸線Ｏに沿って同軸上に配置されている。なお、以下の説明では、軸線Ｏに沿う方向を単に軸方向といい、軸方向に沿う電動機部３２側を上側、圧縮機構部３３側を下側という。また、軸方向に直交する方向を径方向、軸線Ｏ周りの方向を周方向という。   The rotating shaft 31 is coaxially disposed along the axis O of the sealed container 34. In the following description, the direction along the axis O is simply referred to as the axial direction, the motor part 32 side along the axial direction is referred to as the upper side, and the compression mechanism part 33 side is referred to as the lower side. A direction orthogonal to the axial direction is referred to as a radial direction, and a direction around the axis O is referred to as a circumferential direction.

電動機部３２は、いわゆるインナーロータ型のＤＣブラシレスモータである。具体的に、電動機部３２は、密閉容器３４の内壁面に焼嵌め等により固定された筒状の固定子３５と、固定子３５の内側に径方向に間隔をあけて配置されるとともに、回転軸３１の上部に固定された円柱状の回転子３６と、を備えている。   The electric motor unit 32 is a so-called inner rotor type DC brushless motor. Specifically, the electric motor part 32 is disposed on the inner wall surface of the hermetic container 34 by shrink fitting or the like, and is disposed on the inner side of the stator 35 with an interval in the radial direction and rotated. And a columnar rotor 36 fixed to the upper portion of the shaft 31.

圧縮機構部３３は、回転軸３１が貫通する筒状のシリンダ４１と、シリンダ４１の両端開口部を各別に閉塞するとともに、回転軸３１を回転可能に支持する主軸受（閉塞板）４２及び副軸受（閉塞板）４３と、を備えている。シリンダ４１、主軸受４２、及び副軸受４３により形成された空間は、シリンダ室４６（図２参照）を構成している。   The compression mechanism section 33 has a cylindrical cylinder 41 through which the rotation shaft 31 penetrates, a main bearing (blocking plate) 42 and a sub-portion that support the rotation shaft 31 in a rotatable manner while closing the opening portions at both ends of the cylinder 41 separately. A bearing (blocking plate) 43. A space formed by the cylinder 41, the main bearing 42, and the auxiliary bearing 43 constitutes a cylinder chamber 46 (see FIG. 2).

上述した回転軸３１のうち、シリンダ室４６内に位置する部分には、軸線Ｏに対して径方向に偏心する偏心部５１が形成されている。
偏心部５１にはローラ５３が外嵌されている。ローラ５３は、回転軸３１の回転に伴い、外周面がシリンダ４１の内周面に摺接しながら、軸線Ｏに対して偏心回転可能に構成されている。 An eccentric portion 51 that is eccentric in the radial direction with respect to the axis O is formed in a portion of the rotating shaft 31 that is located in the cylinder chamber 46.
A roller 53 is fitted on the eccentric part 51. The roller 53 is configured to be able to rotate eccentrically with respect to the axis O while the outer peripheral surface is in sliding contact with the inner peripheral surface of the cylinder 41 as the rotary shaft 31 rotates.

図２は図１のＩＩ−ＩＩ線に相当する圧縮機構部３３の断面図である。
図１、図２に示すように、シリンダ４１における周方向の一部には、径方向の外側に向けて窪むブレード溝５４が形成されている。ブレード溝５４は、シリンダ４１の軸方向（高さ方向）の全体に亘って形成されている。ブレード溝５４は、径方向の外側端部において、密閉容器３４内に連通している。 FIG. 2 is a cross-sectional view of the compression mechanism portion 33 corresponding to the II-II line of FIG.
As shown in FIGS. 1 and 2, a blade groove 54 that is recessed outward in the radial direction is formed in a part of the cylinder 41 in the circumferential direction. The blade groove 54 is formed over the entire axial direction (height direction) of the cylinder 41. The blade groove 54 communicates with the inside of the sealed container 34 at the radially outer end.

ブレード溝５４内には、ブレード５５が設けられている。ブレード５５は、シリンダ４１に対して径方向にスライド移動可能に構成されている。図１に示すように、ブレード５５は、径方向の外側端面（以下、背面という。）が付勢手段５７により径方向の内側に向けて付勢されている。一方、図２に示すように、ブレード５５は、径方向の内側端面（以下、先端面という）がシリンダ室４６内においてローラ５３の外周面に当接している。これにより、ブレード５５は、ローラ５３の偏心回転に伴いシリンダ室４６内に進退可能に構成されている。なお、軸方向から見た平面視において、ブレード５５の先端面は、径方向の内側に向けて凸の円弧状とされている。また、ブレード５５の具体的な構成については後述する。   A blade 55 is provided in the blade groove 54. The blade 55 is configured to be slidable in the radial direction with respect to the cylinder 41. As shown in FIG. 1, the blade 55 has a radially outer end surface (hereinafter referred to as a back surface) biased by a biasing means 57 toward the radially inner side. On the other hand, as shown in FIG. 2, the blade 55 is in contact with the outer peripheral surface of the roller 53 in the cylinder chamber 46 at the radially inner end surface (hereinafter referred to as the front end surface). Thus, the blade 55 is configured to be able to advance and retract in the cylinder chamber 46 with the eccentric rotation of the roller 53. In the plan view as viewed from the axial direction, the tip surface of the blade 55 has a circular arc shape that protrudes inward in the radial direction. The specific configuration of the blade 55 will be described later.

シリンダ室４６は、ローラ５３及びブレード５５によって吸込室側と圧縮室側とに分割されている。そして、圧縮機構部３３では、ローラ５３の回転動作及びブレード５５の進退動作により、シリンダ室４６内で圧縮動作が行われる。   The cylinder chamber 46 is divided into a suction chamber side and a compression chamber side by a roller 53 and a blade 55. In the compression mechanism unit 33, the compression operation is performed in the cylinder chamber 46 by the rotation operation of the roller 53 and the advance / retreat operation of the blade 55.

シリンダ４１において、ローラ５３の回転方向（図２中の矢印参照）に沿うブレード溝５４の奥側（図２中、ブレード溝５４の左側）に位置する部分には、シリンダ４１を径方向に貫通する吸込孔５６が形成されている。吸込孔５６には、径方向の外側端部から上述した吸い込みパイプ２１（図１参照）が接続される。一方、吸込孔５６の径方向の内側端部は、シリンダ室４６内に開口している。
シリンダ４１の内周面において、ローラ５３の回転方向に沿うブレード溝５４の手前側（図２中、ブレード溝５４の右側）に位置する部分には、吐出溝５８が形成されている。吐出溝５８は、軸方向から見た平面視で半円形状に形成されている。 In the cylinder 41, a portion located on the back side (left side of the blade groove 54 in FIG. 2) of the blade groove 54 along the rotation direction of the roller 53 (see the arrow in FIG. 2) penetrates the cylinder 41 in the radial direction. A suction hole 56 is formed. The suction pipe 21 (see FIG. 1) described above is connected to the suction hole 56 from the radially outer end. On the other hand, the radially inner end of the suction hole 56 opens into the cylinder chamber 46.
On the inner peripheral surface of the cylinder 41, a discharge groove 58 is formed in a portion located on the front side of the blade groove 54 along the rotation direction of the roller 53 (on the right side of the blade groove 54 in FIG. 2). The ejection groove 58 is formed in a semicircular shape in a plan view as viewed from the axial direction.

図１に示すように、主軸受４２は、シリンダ４１の上端開口部を閉塞している。主軸受４２は、回転軸３１のうち、シリンダ４１よりも上方に位置する部分を回転可能に支持している。具体的に、主軸受４２は、回転軸３１が挿通された筒部６１と、筒部６１の下端部から径方向の外側に向けて突設されたフランジ部６２と、を備えている。   As shown in FIG. 1, the main bearing 42 closes the upper end opening of the cylinder 41. The main bearing 42 rotatably supports a portion of the rotating shaft 31 located above the cylinder 41. Specifically, the main bearing 42 includes a cylindrical portion 61 through which the rotary shaft 31 is inserted, and a flange portion 62 that protrudes from the lower end portion of the cylindrical portion 61 toward the outside in the radial direction.

図１、図２に示すように、フランジ部６２の周方向の一部には、フランジ部６２を軸方向に貫通する吐出孔６４（図２参照）が形成されている。吐出孔６４は、上述した吐出溝５８を通してシリンダ室４６内に連通している。なお、フランジ部６２には、シリンダ室４６（圧縮室）内の圧力上昇に伴い吐出孔６４を開閉し、シリンダ室４６外に冷媒を吐出する図示しない吐出弁機構が配設されている。   As shown in FIGS. 1 and 2, a discharge hole 64 (see FIG. 2) that penetrates the flange portion 62 in the axial direction is formed in a part of the flange portion 62 in the circumferential direction. The discharge hole 64 communicates with the inside of the cylinder chamber 46 through the discharge groove 58 described above. The flange portion 62 is provided with a discharge valve mechanism (not shown) that opens and closes the discharge hole 64 as the pressure in the cylinder chamber 46 (compression chamber) increases and discharges the refrigerant to the outside of the cylinder chamber 46.

図１に示すように、主軸受４２には、主軸受４２を上方から覆うマフラ６５が設けられている。マフラ６５には、マフラ６５の内外を連通する連通孔６６が形成されている。上述した吐出孔６４を通して吐出される高温・高圧の気体冷媒は、連通孔６６を通して密閉容器３４内に吐出される。   As shown in FIG. 1, the main bearing 42 is provided with a muffler 65 that covers the main bearing 42 from above. The muffler 65 is formed with a communication hole 66 that communicates the inside and outside of the muffler 65. The high-temperature and high-pressure gaseous refrigerant discharged through the discharge hole 64 described above is discharged into the sealed container 34 through the communication hole 66.

副軸受４３は、シリンダ４１の下端開口部を閉塞している。副軸受４３は、回転軸３１のうち、シリンダ４１よりも下方に位置する部分を回転可能に支持している。具体的に、副軸受４３は、回転軸３１が挿通される筒部７１と、筒部７１の上端部から径方向の外側に向けて突設されたフランジ部７２と、を備えている。   The auxiliary bearing 43 closes the lower end opening of the cylinder 41. The auxiliary bearing 43 rotatably supports a portion of the rotating shaft 31 located below the cylinder 41. Specifically, the auxiliary bearing 43 includes a cylindrical portion 71 through which the rotary shaft 31 is inserted, and a flange portion 72 that protrudes outward from the upper end portion of the cylindrical portion 71 in the radial direction.

図１、図２に示すように、上述したブレード５５は、径方向に沿って延びる直方体形状に形成されている。ブレード５５と、ブレード溝５４の内壁面や各軸受４２，４３のフランジ部６２，７２と、の間には、潤滑油Ｊが介在している。そのため、ブレード５５のうち、ブレード溝５４に面する側面（幅方向（周方向）の両側を向く側面）は、ブレード溝５４の内壁面に対して油膜を介して摺動可能とされている。また、ブレード５５のうち、上端面はフランジ部６２の下面に対して油膜を介して摺動可能とされ、下端面はフランジ部７２の上面に対して油膜を介して摺動可能とされている。すなわち、本実施形態のブレード５５は、外表面のうち上述した背面を除く部分（側面、上端面及び下端面）が摺動面として機能する。   As shown in FIGS. 1 and 2, the blade 55 described above is formed in a rectangular parallelepiped shape extending along the radial direction. Lubricating oil J is interposed between the blade 55 and the inner wall surface of the blade groove 54 and the flange portions 62 and 72 of the bearings 42 and 43. Therefore, a side surface (side surface facing both sides in the width direction (circumferential direction)) of the blade 55 facing the blade groove 54 is slidable with respect to the inner wall surface of the blade groove 54 via an oil film. The upper end surface of the blade 55 is slidable through the oil film with respect to the lower surface of the flange portion 62, and the lower end surface is slidable with respect to the upper surface of the flange portion 72 through the oil film. . That is, in the blade 55 of the present embodiment, portions (side surface, upper end surface, and lower end surface) of the outer surface excluding the above-described back surface function as sliding surfaces.

ブレード５５の上下端面（フランジ部６２，７２との対向面）において、ブレード幅方向の中央部には、軸方向の内側に窪む給油溝８１が径方向に延設されている。図２に示すように、給油溝８１は、軸方向から見た平面視で径方向（ブレード５５の移動方向）に沿って延びる直線状とされている。給油溝８１の溝幅Ｈは、径方向の全体に亘って一様とされている。なお、給油溝８１は、円板状のカッター等を用いた切削加工により形成することができる。また、給油溝８１の容積は、ブレード５５が下死点から上死点に移行する運転領域（以下、圧縮行程後半という）に必要な潤滑油Ｊの容量に合わせて設定されていることが好ましい。   On the upper and lower end surfaces of the blade 55 (surfaces facing the flange portions 62 and 72), an oil supply groove 81 that is recessed inward in the axial direction is extended in the radial direction at the center portion in the blade width direction. As shown in FIG. 2, the oil supply groove 81 has a linear shape extending along the radial direction (moving direction of the blade 55) in a plan view viewed from the axial direction. The groove width H of the oil supply groove 81 is uniform over the entire radial direction. The oil supply groove 81 can be formed by cutting using a disk-shaped cutter or the like. Further, the volume of the oil supply groove 81 is preferably set in accordance with the capacity of the lubricating oil J required for the operation region (hereinafter referred to as the latter half of the compression stroke) in which the blade 55 shifts from the bottom dead center to the top dead center. .

図１に示すように、給油溝８１は、径方向の外側端部（第１端部）側に位置する直線延在部８２と、直線延在部８２における径方向の内側端部（第２端部）に連なる傾斜部８３と、を有している。   As shown in FIG. 1, the oil supply groove 81 includes a linearly extending portion 82 located on the radially outer end (first end) side, and a radially inner end (second) of the linearly extending portion 82. And an inclined portion 83 connected to the end portion.

直線延在部８２は、軸方向の溝深さが径方向の全体に亘って一様とされている。直線延在部８２は、径方向の外側端部がブレード５５の背面上で開口している。これにより、直線延在部８２における径方向の外側端部は、ブレード溝５４を通してシリンダ室４６の外側で密閉容器３４内に連通している。給油溝８１内には、密閉容器３４内に貯留された潤滑油Ｊがブレード溝５４を通して流入する。本実施形態において、給油溝８１は、その最大溝深さＥ（本実施形態では直線延在部８２の深さ）が溝幅Ｈ（図２参照）よりも深くなっている。
傾斜部８３は、径方向の内側に向かうに従い溝深さが漸次浅くなっている。具体的に、傾斜部８３は、その底面がブレード幅方向から見た側面視で軸方向の内側に向けて凸の円弧状に形成されている。傾斜部８３における径方向の内側端部は、ブレード５５の先端面に近接した状態で、ブレード５５内で終端している。すなわち、給油溝８１は、ブレード５５の先端面には到達しておらず、シリンダ室４６内とは連通していない。なお、給油溝８１は、ブレード５５がシリンダ室４６内に最も突出したときに、少なくとも傾斜部８３がシリンダ室４６内に位置するように形成されている。 In the linearly extending portion 82, the groove depth in the axial direction is uniform over the entire radial direction. The linearly extending portion 82 has an outer end portion in the radial direction that is open on the back surface of the blade 55. As a result, the radially outer end of the linearly extending portion 82 communicates with the inside of the sealed container 34 outside the cylinder chamber 46 through the blade groove 54. The lubricating oil J stored in the sealed container 34 flows into the oil supply groove 81 through the blade groove 54. In the present embodiment, the oil groove 81 has a maximum groove depth E (in this embodiment, the depth of the linearly extending portion 82) deeper than the groove width H (see FIG. 2).
The slope of the inclined portion 83 is gradually shallower toward the inner side in the radial direction. Specifically, the inclined portion 83 is formed in a circular arc shape whose bottom surface is convex inward in the axial direction when viewed from the side in the blade width direction. The radially inner end of the inclined portion 83 terminates in the blade 55 in a state of being close to the tip surface of the blade 55. That is, the oil supply groove 81 does not reach the tip surface of the blade 55 and does not communicate with the cylinder chamber 46. The oil supply groove 81 is formed such that at least the inclined portion 83 is positioned in the cylinder chamber 46 when the blade 55 protrudes most into the cylinder chamber 46.

図２に示すように、ブレード５５の上下端面において、給油溝８１以外の部分は、シール面として機能する。シール面は、径方向の外側を除く三方から給油溝８１を取り囲んでいる。シール面は、油膜を介してフランジ部６２，７２それぞれと対向する。この場合、ブレード５５のシール面とフランジ部６２，７２との間を通した圧縮室内及び吸込室内間の連通が、油膜によって遮断されている。本実施形態では、シール面のうち、給油溝８１に対してブレード幅方向の両側に位置する部分のシール幅Ｓ１，Ｓ２、及び給油溝８１における径方向の内側端縁とブレード５５の先端面との間の径方向に沿うシール幅Ｓ３はそれぞれ同等とされている。なお、給油溝８１の溝幅Ｈは、シール面の最小幅よりも狭くなっている。   As shown in FIG. 2, portions other than the oil supply groove 81 on the upper and lower end surfaces of the blade 55 function as a seal surface. The seal surface surrounds the oil supply groove 81 from three directions except the outer side in the radial direction. The seal surface faces each of the flange portions 62 and 72 through the oil film. In this case, the communication between the compression chamber and the suction chamber passing between the sealing surface of the blade 55 and the flange portions 62 and 72 is blocked by the oil film. In the present embodiment, of the seal surface, the seal widths S1, S2 of portions located on both sides in the blade width direction with respect to the oil supply groove 81, the radially inner end edge of the oil supply groove 81, and the tip surface of the blade 55 The seal widths S3 along the radial direction between them are the same. The groove width H of the oil supply groove 81 is narrower than the minimum width of the seal surface.

ここで、本実施形態のブレード５５は、外形を構成する基材の外表面がＤＬＣ（Ｄｉａｍｏｎｄ-ｌｉｋｅ Ｃａｒｂｏｎ）膜に被覆されて構成されている。基材は、ＳＫＨ５１等の高速度工具鋼材により形成されている。ＤＬＣ膜は、基材よりも耐摩耗性（硬質）や撥油性に優れた材料である。ＤＬＣ膜は、基材の外表面のうち、先端面及び側面に形成されている。すなわち、基材の外表面のうち、給油溝８１の内面を含む上下端面には、ＤＬＣ膜が形成されておらず、ＤＬＣ膜よりも親油性に優れた基材が露出している。   Here, the blade 55 of the present embodiment is configured such that the outer surface of the base material constituting the outer shape is covered with a DLC (Diamond-Like Carbon) film. The base material is formed of high-speed tool steel such as SKH51. The DLC film is a material that is more excellent in wear resistance (hardness) and oil repellency than the base material. The DLC film is formed on the tip surface and the side surface of the outer surface of the substrate. That is, the DLC film is not formed on the upper and lower end surfaces including the inner surface of the oil supply groove 81 in the outer surface of the base material, and the base material that is more lipophilic than the DLC film is exposed.

次に、上述した回転式圧縮機２の作用について説明する。
図１に示すように電動機部３２の固定子３５に電力が供給されると、回転軸３１が回転子３６とともに軸線Ｏ周りに回転する。そして、回転軸３１の回転に伴い、偏心部５１及びローラ５３がシリンダ室４６内で偏心回転する。このとき、ローラ５３がシリンダ４１の内周面にそれぞれ摺接する。これにより、吸込みパイプ２１を通してシリンダ室４６内に気体冷媒が取り込まれるとともに、シリンダ室４６内に取り込まれた気体冷媒が圧縮される。 Next, the operation of the rotary compressor 2 described above will be described.
As shown in FIG. 1, when electric power is supplied to the stator 35 of the electric motor unit 32, the rotating shaft 31 rotates around the axis O together with the rotor 36. As the rotary shaft 31 rotates, the eccentric portion 51 and the roller 53 rotate eccentrically in the cylinder chamber 46. At this time, the rollers 53 are in sliding contact with the inner peripheral surface of the cylinder 41. As a result, the gaseous refrigerant is taken into the cylinder chamber 46 through the suction pipe 21 and the gaseous refrigerant taken into the cylinder chamber 46 is compressed.

具体的には、シリンダ室４６のうち、吸込室内に吸込孔５６を通して気体冷媒が吸い込まれるとともに、圧縮室にて先に吸込孔５６から吸い込まれた気体冷媒が圧縮される。圧縮された気体冷媒は、主軸受４２の吐出孔６４を通してシリンダ室４６の外側（マフラ６５内）に吐出され、その後マフラ６５の連通孔６６を通して密閉容器３４内に吐出される。なお、密閉容器３４内に吐出された気体冷媒は、上述したように放熱器３に送り込まれる。   Specifically, in the cylinder chamber 46, the gas refrigerant is sucked into the suction chamber through the suction hole 56, and the gas refrigerant previously sucked from the suction hole 56 is compressed in the compression chamber. The compressed gaseous refrigerant is discharged to the outside of the cylinder chamber 46 (inside the muffler 65) through the discharge hole 64 of the main bearing 42, and then discharged into the sealed container 34 through the communication hole 66 of the muffler 65. Note that the gaseous refrigerant discharged into the sealed container 34 is sent into the radiator 3 as described above.

ここで、ブレード５５の給油溝８１内は、ブレード溝５４を通して密閉容器３４内に連通しているため、潤滑油Ｊで満たされている。給油溝８１内の潤滑油Ｊは、シール面と各フランジ部６２，７２との間に流れ込み、両者間に油膜を形成する。したがって、ブレード５５は、フランジ部６２，７２との直接の接触を抑制した状態で、ローラ５３の偏心回転に伴いシリンダ室４６に対して径方向に進退移動する。   Here, since the oil supply groove 81 of the blade 55 communicates with the closed container 34 through the blade groove 54, the oil supply groove 81 is filled with the lubricating oil J. The lubricating oil J in the oil supply groove 81 flows between the seal surface and the flange portions 62 and 72, and forms an oil film therebetween. Therefore, the blade 55 moves back and forth in the radial direction with respect to the cylinder chamber 46 with the eccentric rotation of the roller 53 in a state in which direct contact with the flange portions 62 and 72 is suppressed.

図３は、図１のＩＩＩ部の拡大図である。
図３に示すように、ブレード５５が進退移動する過程において、ブレード５５及びフランジ部６２，７２間に介在する潤滑油Ｊにはブレード５５側とフランジ部６２，７２側とで速度差が生じる。この速度差が生じると、潤滑油Ｊには粘性に伴うせん断力が作用する。特に、給油溝８１における径方向の内側端部に傾斜部８３が形成されているので、圧縮行程後半ではブレード５５の移動方向（図３中の矢印Ｑ１）の後方に向かうに従いブレード５５とフランジ部６２，７２間の隙間が狭くなる。そのため、潤滑油Ｊの粘性作用と傾斜部８３の傾きとによって、給油溝８１内の潤滑油Ｊが径方向の内側に引きずり込まれる（いわゆる、くさび効果（図３中の矢印Ｑ２））。これにより、潤滑油Ｊがブレード５５の上下端面とフランジ部６２，７２との間を、ブレード５５の先端面側まで入り込んでいくことで、ブレード５５とフランジ部６２，７２との間に潤滑油Ｊを効果的に供給できる。 FIG. 3 is an enlarged view of a portion III in FIG.
As shown in FIG. 3, in the process in which the blade 55 moves forward and backward, the lubricating oil J interposed between the blade 55 and the flange portions 62 and 72 has a speed difference between the blade 55 side and the flange portions 62 and 72 side. When this speed difference occurs, a shearing force due to viscosity acts on the lubricating oil J. In particular, since the inclined portion 83 is formed at the radially inner end portion of the oil supply groove 81, the blade 55 and the flange portion are moved toward the rear in the moving direction of the blade 55 (arrow Q1 in FIG. 3) in the latter half of the compression stroke. The gap between 62 and 72 is narrowed. Therefore, the lubricating oil J in the oil supply groove 81 is dragged inward in the radial direction by the viscous action of the lubricating oil J and the inclination of the inclined portion 83 (so-called wedge effect (arrow Q2 in FIG. 3)). As a result, the lubricant oil J enters between the upper and lower end surfaces of the blade 55 and the flange portions 62 and 72 to the tip surface side of the blade 55, so that the lubricant oil is interposed between the blade 55 and the flange portions 62 and 72. J can be supplied effectively.

一方、給油溝８１における径方向の外側端部は、直線延在部８２を通して開放されているため、ブレード５５が上死点から下死点に移行する運転領域（以下、圧縮行程前半という）では、上述したくさび効果は発生し難い。そのため、圧縮行程前半では、圧縮行程後半に比べて径方向の内側に潤滑油Ｊが流れ難い。これにより、圧縮行程前半において、給油溝８１内の潤滑油Ｊがブレード５５の先端面側に大量に流れ込むのを抑制できる。   On the other hand, since the radially outer end of the oil supply groove 81 is opened through the linear extending portion 82, in the operation region where the blade 55 shifts from the top dead center to the bottom dead center (hereinafter referred to as the first half of the compression stroke). The wedge effect described above hardly occurs. Therefore, in the first half of the compression stroke, the lubricating oil J is less likely to flow inward in the radial direction than in the second half of the compression stroke. Thereby, in the first half of the compression stroke, it is possible to suppress a large amount of the lubricating oil J in the oil supply groove 81 from flowing into the tip surface side of the blade 55.

図４は、動粘度と給油性との関係を示すグラフである。なお、「給油性」とは、給油溝８１内やブレード５５とフランジ部６２，７２との間への潤滑油Ｊの供給量（供給のし易さ）である。
図４に示すように、潤滑油Ｊは動粘度が低くなるに従い給油性が増加する。 FIG. 4 is a graph showing the relationship between kinematic viscosity and oil supply. The “oil supply property” is a supply amount (ease of supply) of the lubricating oil J in the oil supply groove 81 and between the blade 55 and the flange portions 62 and 72.
As shown in FIG. 4, the lubricating oil J increases in oil supply as the kinematic viscosity decreases.

図５は、動粘度とシール性との関係を示すグラフである。なお、「シール性」とは、主にブレード５５とフランジ部６２，７２との間の油膜によるシール性である。
図５に示すように、潤滑油Ｊの動粘度が低過ぎる場合や、高過ぎる場合には、シール性が低下していることが分かる。例えば、潤滑油Ｊの動粘度が５ｍｍ２／ｓよりも小さい場合には、図４で示したように潤滑油Ｊの給油性は優れているものの、ブレード５５とフランジ部６２，７２との間から潤滑油Ｊが漏れ易い。ブレード５５とフランジ部６２，７２との間から潤滑油Ｊが漏れ出ると、ブレード５５とフランジ部６２，７２との間の油膜が破断され、シール性が低下する。シール性が低下すると、ブレード５５とフランジ部６２，７２との間の摩耗が増大し、動作信頼性が低下するおそれがある。また、ブレード５５とフランジ部６２，７２との間から漏れ出た潤滑油Ｊが、例えばシリンダ室４６内に流入した場合には、排除容積が減少して圧縮性能の向上を望めない可能性がある。
一方、潤滑油Ｊの動粘度が２５ｍｍ２／ｓよりも大きい場合、図４で示したように潤滑油Ｊの給油性が低いため、ブレード５５とフランジ部６２，７２との間に十分な潤滑油Ｊが供給され難い。そのため、ブレード５５とフランジ部６２，７２との間に油膜が形成され難く、シール性の向上を望めない可能性がある。 FIG. 5 is a graph showing the relationship between kinematic viscosity and sealability. The “sealability” is mainly a sealability by an oil film between the blade 55 and the flange portions 62 and 72.
As shown in FIG. 5, when the kinematic viscosity of the lubricating oil J is too low or too high, it can be seen that the sealing performance is deteriorated. For example, when the kinematic viscosity of the lubricating oil J is smaller than 5 mm 2 / s, the lubricating oil J is excellent in oil supply as shown in FIG. 4, but between the blade 55 and the flange portions 62 and 72. Therefore, the lubricating oil J is likely to leak. When the lubricating oil J leaks from between the blade 55 and the flange portions 62 and 72, the oil film between the blade 55 and the flange portions 62 and 72 is broken, and the sealing performance is deteriorated. When the sealing performance is lowered, wear between the blade 55 and the flange portions 62 and 72 is increased, and the operation reliability may be lowered. Further, when the lubricating oil J leaked from between the blade 55 and the flange portions 62 and 72 flows into the cylinder chamber 46, for example, there is a possibility that the displacement volume is reduced and the improvement of the compression performance cannot be expected. is there.
On the other hand, when the kinematic viscosity of the lubricating oil J is greater than 25 mm 2 / s, the lubricating property of the lubricating oil J is low as shown in FIG. 4, and therefore sufficient lubrication is provided between the blade 55 and the flange portions 62 and 72. Oil J is difficult to be supplied. Therefore, it is difficult to form an oil film between the blade 55 and the flange portions 62 and 72, and there is a possibility that improvement in sealing performance cannot be expected.

ここで、本実施形態では、１００℃における動粘度が５ｍｍ２／ｓ以上２５ｍｍ２／ｓ以下の潤滑油Ｊを用いる構成とした。
この構成によれば、給油溝８１内やブレード５５とフランジ部６２，７２との間への潤滑油Ｊの給油性、及びブレード５５とフランジ部６２，７２との間のシール性を両立できる。これにより、ブレード５５及びフランジ部６２，７２間で油膜が破断されるのを抑制し、ブレード５５とフランジ部６２，７２とが直接接触するのを抑制できるので、両者間の摩耗を低減して動作信頼性を確保できる。また、ブレード５５及びフランジ部６２，７２間に介在する潤滑油Ｊがシリンダ室４６内に流入したり、潤滑油Ｊとともに冷媒がシリンダ室４６内に流入したりするのを抑制できるので、排除容積を確保して圧縮性能の低下を抑制できる。 In the present embodiment, a kinematic viscosity at 100 ° C. has been constructed using a 5 mm 2 / s or more 25 mm 2 / s or less of the lubricating oil J.
According to this configuration, it is possible to achieve both the oil supply property of the lubricating oil J in the oil supply groove 81 and between the blade 55 and the flange portions 62 and 72 and the sealability between the blade 55 and the flange portions 62 and 72. As a result, it is possible to suppress the oil film from being broken between the blade 55 and the flange portions 62 and 72, and to suppress direct contact between the blade 55 and the flange portions 62 and 72. Operation reliability can be secured. Further, since the lubricating oil J interposed between the blade 55 and the flange parts 62 and 72 can be prevented from flowing into the cylinder chamber 46 and the refrigerant can be prevented from flowing into the cylinder chamber 46 together with the lubricating oil J, the excluded volume Can be ensured, and a decrease in compression performance can be suppressed.

しかも、本実施形態では、給油溝８１における径方向の内側端部に、円弧状の傾斜部８３が形成されているので、圧縮行程後半で上述したくさび効果が発生し易くなる。これにより、ブレード５５（シール面）とフランジ部６２，７２との間において、潤滑油Ｊが先端面側まで効果的に供給されることになる。そのため、ブレード５５及びフランジ部６２，７２間の油膜が破断されるのを抑制し、動作信頼性の更なる向上させることができる。また、円弧状の傾斜部８３の曲率半径と同一の半径の円板状のカッターを使用することにより、給油溝８１を切削加工により、容易に形成することができ、製造性が良い。   In addition, in the present embodiment, since the arc-shaped inclined portion 83 is formed at the radially inner end of the oil supply groove 81, the wedge effect described above is likely to occur in the latter half of the compression stroke. Thereby, the lubricating oil J is effectively supplied to the front end surface side between the blade 55 (seal surface) and the flange portions 62 and 72. Therefore, the oil film between the blade 55 and the flange portions 62 and 72 can be prevented from being broken, and the operation reliability can be further improved. Further, by using a disk-shaped cutter having the same radius as the radius of curvature of the arcuate inclined portion 83, the oil supply groove 81 can be easily formed by cutting, and the productivity is good.

さらに、本実施形態では、上述したようにシール性を確保できるので、作動圧力が高圧になり易いＣＯ２を冷媒に用いた場合であっても、圧縮室内と吸込室内との差圧によって圧縮室から吸込室へ冷媒がリークするのを抑制できる。 Furthermore, in this embodiment, since the sealing performance can be ensured as described above, even if CO 2 is used as the refrigerant, the operating pressure is likely to be high, the compression chamber is caused by the differential pressure between the compression chamber and the suction chamber. It is possible to prevent the refrigerant from leaking into the suction chamber.

本実施形態では、ブレード５５のうち先端面及び側面にＤＬＣ膜が形成されているため、摺動面の耐摩耗性を確保できる。一方、ブレード５５の上下端面には、基材が露出しているので、上下端面での親油性を確保できる。そのため、潤滑油Ｊの給油性及びシール性の両立が可能となる。   In the present embodiment, since the DLC film is formed on the tip surface and the side surface of the blade 55, the wear resistance of the sliding surface can be ensured. On the other hand, since the base material is exposed at the upper and lower end surfaces of the blade 55, the lipophilicity at the upper and lower end surfaces can be ensured. Therefore, it is possible to satisfy both the oil supply property and the sealing property of the lubricating oil J.

そして、本実施形態の冷凍サイクル装置１においては、上述した回転式圧縮機２を備えているため、高性能で信頼性に優れた冷凍サイクル装置１を提供できる。   And since the refrigerating cycle apparatus 1 of this embodiment is equipped with the rotary compressor 2 mentioned above, the refrigerating cycle apparatus 1 excellent in performance and reliability can be provided.

図６はブレード５５及びフランジ部６２，７２間のクリアランスと、ＣＯＰ比率と、の関係を示すグラフである。なお、図６においては、上述した本実施形態のブレード５５を用いた構成を実施例として実線で示し、給油溝８１が形成されていないブレード５５を用いた構成を比較例として破線で示している。また、「ＣＯＰ比率」とは、比較例のブレード５５を設計値（図６における中心）で製造したときのＣＯＰを「１００」とした場合における公差内でのＣＯＰの割合である。
図６に示すように、比較例においては、ブレード５５及びフランジ部６２，７２間のクリアランスが大きくなるに従いＣＯＰ比率が小さくなっていることが分かる。これは、クリアランスが大きくなることで、ブレード５５及びフランジ部６２，７２間のシール性が低下するためである。ブレード５５及びフランジ部６２，７２間のシール性が低下すると、ブレード５５及びフランジ部６２，７２間等での冷媒の漏れ損失や、圧縮室内と吸込室内との差圧によって圧縮室から吸込室への冷媒のリーク等が生じるおそれがある。 FIG. 6 is a graph showing the relationship between the clearance between the blade 55 and the flange portions 62 and 72 and the COP ratio. In FIG. 6, the configuration using the blade 55 of the present embodiment described above is indicated by a solid line as an example, and the configuration using the blade 55 in which the oil supply groove 81 is not formed is indicated by a broken line as a comparative example. . Further, the “COP ratio” is a ratio of COP within the tolerance when the COP when the blade 55 of the comparative example is manufactured at the design value (center in FIG. 6) is set to “100”.
As shown in FIG. 6, in the comparative example, it can be seen that the COP ratio decreases as the clearance between the blade 55 and the flange portions 62 and 72 increases. This is because the sealing performance between the blade 55 and the flange portions 62 and 72 is lowered due to the increased clearance. When the sealing performance between the blade 55 and the flange portions 62 and 72 is deteriorated, the refrigerant leaks between the blade 55 and the flange portions 62 and 72 and the pressure difference between the compression chamber and the suction chamber leads to the suction chamber. There is a risk of leakage of the refrigerant.

これに対して、実施例では、ブレード５５及びフランジ部６２，７２間のクリアランスに関わらず、ＣＯＰ比率が比較例よりも高くなっていることが分かる。実施例では、上述したようにブレード５５及びフランジ部６２，７２間に潤滑油Ｊを効果的に供給できるので、クリアランスに関わらずシール性を確保できたためであると考えられる。そのため、ブレード５５及びフランジ部６２，７２間等での漏れ損失や、圧縮室内と吸込室内との差圧によって圧縮室から吸込室へ冷媒のリーク等が生じるのを抑制できる。特に、クリアランスを大きくした上でもシール性を確保できるので、ブレード５５及びフランジ部６２，７２間の摩耗を抑制し、動作信頼性を向上させることができる。   In contrast, in the example, it can be seen that the COP ratio is higher than that in the comparative example regardless of the clearance between the blade 55 and the flange portions 62 and 72. In the embodiment, as described above, the lubricating oil J can be effectively supplied between the blade 55 and the flange portions 62 and 72, so that it is considered that the sealing performance can be secured regardless of the clearance. Therefore, it is possible to suppress leakage loss between the blade 55 and the flange portions 62 and 72, and refrigerant leakage from the compression chamber to the suction chamber due to a differential pressure between the compression chamber and the suction chamber. In particular, since the sealing performance can be secured even when the clearance is increased, wear between the blade 55 and the flange portions 62 and 72 can be suppressed, and the operation reliability can be improved.

そして、本実施形態では、上述したようにシール性を確保できるので、Ｒ４１０Ａよりも分子量が小さいＲ３２を冷媒に用いた場合であっても、ブレード５５及びフランジ部６２，７２間等での漏れ損失の増加を抑えることができる。
また、本実施形態では、ブレード５５及びフランジ部６２，７２間に潤滑油Ｊが効果的に供給されるので、潤滑油Ｊによってブレード５５を冷却することができる。そのため、Ｒ４１０Ａよりも吐出ガス温度（シリンダ室４６から吐出される冷媒の温度）が高くなるＲ３２を冷媒に用いた場合であっても、ブレード５５の過熱を抑制できる。
このように、Ｒ３２を冷媒として用いた場合に、より大きな効果が得られる。 And in this embodiment, since sealing performance can be ensured as described above, even when R32 having a molecular weight smaller than R410A is used as the refrigerant, leakage loss between the blade 55 and the flange portions 62 and 72, etc. Can be suppressed.
Further, in the present embodiment, since the lubricating oil J is effectively supplied between the blade 55 and the flange portions 62 and 72, the blade 55 can be cooled by the lubricating oil J. Therefore, overheating of the blade 55 can be suppressed even when R32 whose discharge gas temperature (temperature of the refrigerant discharged from the cylinder chamber 46) is higher than that of R410A is used as the refrigerant.
Thus, when R32 is used as a refrigerant, a greater effect can be obtained.

なお、上述した実施形態では、ブレード５５の基材がＤＬＣ膜に被覆された構成について説明したが、これに限られない。例えば、ＳＵＳ４４０Ｃ等からなる基材の表層に窒化膜を形成しても構わない。窒化膜は、基材の表層全体に形成された拡散層と、ブレード５５の先端面に位置する部分に形成された化合物層と、を有している。すなわち、ブレード５５のうち、上下端面、側面及び背面は拡散層が露出している。但し、少なくとも上下端面において拡散層が露出し、かつ先端面が化合物層で被覆されていれば、化合物層の形成範囲は適宜変更が可能である。   In the above-described embodiment, the configuration in which the base material of the blade 55 is covered with the DLC film has been described, but the configuration is not limited thereto. For example, a nitride film may be formed on the surface layer of a base material made of SUS440C or the like. The nitride film has a diffusion layer formed on the entire surface layer of the substrate and a compound layer formed on a portion located on the tip surface of the blade 55. That is, the diffusion layer is exposed on the upper and lower end surfaces, the side surfaces, and the back surface of the blade 55. However, the formation range of the compound layer can be appropriately changed as long as the diffusion layer is exposed at least at the upper and lower end surfaces and the tip end surface is covered with the compound layer.

また、基材の表層に窒化膜を形成する場合には、まず基材に給油溝８１を形成した後、基材に対して窒化処理を行う。その後、例えば上下端面、側面及び背面に対して研削加工を行い、窒化膜の化合物層を除去する。最後に、ブレード５５をバレル研磨等によって仕上げ加工を行う。   When a nitride film is formed on the surface layer of the base material, first, the oil supply groove 81 is formed on the base material, and then the base material is nitrided. Thereafter, for example, the upper and lower end surfaces, the side surfaces, and the back surface are ground to remove the compound layer of the nitride film. Finally, the blade 55 is finished by barrel polishing or the like.

この構成によれば、基材に窒化膜を形成することで、ブレード５５の硬度を向上させ、耐摩耗性を向上させることができる。また、ブレード５５の上下端面において、拡散層に比べて靱性の乏しい化合物層を除去する（拡散層を露出させる）ことで、フランジ部６２，７２との摺動による窒化膜の欠けや剥離等の表面損傷を抑制できる。これにより、表面損傷によって潤滑油Ｊ中に浮遊する異物が給油溝８１内に堆積して給油溝８１の実容積が減少したり、給油溝８１が塞がれたりするのを抑制できる。そのため、潤滑油Ｊの給油性及びシール性の両立が可能となる。   According to this configuration, by forming the nitride film on the base material, the hardness of the blade 55 can be improved and the wear resistance can be improved. Further, by removing the compound layer having poor toughness compared to the diffusion layer (exposing the diffusion layer) on the upper and lower end surfaces of the blade 55, the nitride film is not chipped or peeled off by sliding with the flange portions 62 and 72. Surface damage can be suppressed. As a result, it is possible to prevent foreign substances floating in the lubricating oil J from accumulating in the lubricating oil 81 due to surface damage and reducing the actual volume of the lubricating groove 81 or blocking the lubricating groove 81. Therefore, it is possible to satisfy both the oil supply property and the sealing property of the lubricating oil J.

また、上述した実施形態では、閉塞板として主軸受４２及び副軸受４３を用いた場合について説明したが、これに限られない。例えば、シリンダ４１の上端開口部を閉塞するとともに、回転軸３１が挿通された軸受部と、シリンダ４１の下端開口部を閉塞して、回転軸３１の下端面を摺動可能に支持するシリンダプレートと、を閉塞板として用いても構わない。   Moreover, although embodiment mentioned above demonstrated the case where the main bearing 42 and the subbearing 43 were used as an obstruction board, it is not restricted to this. For example, a cylinder plate that closes the upper end opening of the cylinder 41, closes the bearing portion through which the rotating shaft 31 is inserted, and closes the lower end opening of the cylinder 41 so as to slidably support the lower end surface of the rotating shaft 31. And may be used as a closing plate.

上述した実施形態では、ブレード５５の上下端面に給油溝８１を各別に形成した場合について説明したが、これに限らず、少なくとも一方の端面に給油溝８１が形成された構成でも構わない。
上述した実施形態では、ブレード５５の端面に対して給油溝８１を１列形成した場合について説明したが、これに限らず、複数列の給油溝８１を形成しても構わない。 In the above-described embodiment, the case where the oil supply grooves 81 are separately formed on the upper and lower end surfaces of the blade 55 has been described. However, the present invention is not limited to this, and a configuration in which the oil supply grooves 81 are formed on at least one end surface may be used.
In the above-described embodiment, the case where one row of the oil supply grooves 81 is formed on the end face of the blade 55 has been described. However, the present invention is not limited to this, and a plurality of rows of oil supply grooves 81 may be formed.

上述した実施形態では、給油溝８１における径方向の内側端部が円弧状に形成された場合について説明したが、これに限らず、給油溝８１の形状は適宜設計変更が可能である。この場合、給油溝８１の断面積がブレード５５の先端面に向かうに従い漸次小さくなる構成として、例えば給油溝８１における径方向の内側端部を直線状や階段状に形成してもよい。また、給油溝８１における径方向の全体がブレード５５の先端面に向かうに従い漸次浅くなっていても構わない。   In the above-described embodiment, the case where the radially inner end portion of the oil supply groove 81 is formed in an arc shape has been described. However, the present invention is not limited thereto, and the shape of the oil supply groove 81 can be appropriately changed in design. In this case, as a configuration in which the cross-sectional area of the oil supply groove 81 gradually decreases toward the tip end surface of the blade 55, for example, the radially inner end of the oil supply groove 81 may be formed in a linear shape or a stepped shape. Further, the entire radial direction of the oil supply groove 81 may gradually become shallower toward the tip surface of the blade 55.

上述した実施形態では、軸方向を上下方向に一致させた場合について説明したが、これに限らず、軸方向を水平方向に一致させても構わない。
上述した実施形態では、ローラ５３とブレード５５とを別体で形成した場合について説明したが、これに限らず、ローラ５３とブレード５５とを一体で形成しても構わない。 In the above-described embodiment, the case where the axial direction is matched with the vertical direction has been described. However, the present invention is not limited to this, and the axial direction may be matched with the horizontal direction.
In the embodiment described above, the case where the roller 53 and the blade 55 are formed separately has been described. However, the present invention is not limited to this, and the roller 53 and the blade 55 may be formed integrally.

上述した実施形態では、軸方向から見た平面視で給油溝がブレード５５の移動方向（径方向）に沿って延びる直線状とした場合について説明したが、これに限られない。例えば、ブレード５５の移動方向に沿って延びていれば、給油溝８１は例えば波形にしたり、移動方向に対して傾斜したりしていても構わない。   In the above-described embodiment, the case where the oil supply groove has a linear shape extending along the moving direction (radial direction) of the blade 55 in a plan view viewed from the axial direction has been described, but the present invention is not limited thereto. For example, as long as it extends along the moving direction of the blade 55, the oil supply groove 81 may be, for example, corrugated or inclined with respect to the moving direction.

（第２の実施形態）
図７は第２の実施形態におけるブレード１５５の平面図である。なお、以下の説明では、上述した第１の実施形態と同様の構成については同一の符号を付して説明を省略する。
図７に示すブレード１５５は、給油溝１８１の溝幅Ｈが径方向の外側から内側に向かうに従い狭くなっている。但し、給油溝１８１は、少なくとも径方向の内側端部において溝幅Ｈが狭くなっていれば構わない。すなわち、給油溝１８１のうち、径方向の外側端部は溝幅Ｈが一様に形成され、径方向の内側端部は溝幅Ｈが狭くなるように形成されていても構わない。また、図７に示す例では、給油溝１８１が、軸方向から見た平面視が台形状に形成されているが、これに限らず、三角形状（径方向の内側に向けて先鋭した形状）に形成されていても構わない。 (Second Embodiment)
FIG. 7 is a plan view of the blade 155 in the second embodiment. In the following description, the same components as those in the first embodiment described above are denoted by the same reference numerals and description thereof is omitted.
The blade 155 shown in FIG. 7 becomes narrower as the groove width H of the oil supply groove 181 goes from the outer side to the inner side in the radial direction. However, the oil supply groove 181 may have a narrow groove width H at least at the radially inner end. That is, in the oil supply groove 181, the radially outer end portion may be formed with a uniform groove width H, and the radially inner end portion may be formed with a narrow groove width H. Further, in the example shown in FIG. 7, the oil supply groove 181 is formed in a trapezoidal shape when viewed in the axial direction, but is not limited thereto, and is triangular (a shape sharpened inward in the radial direction). It may be formed.

なお、本実施形態において、給油溝１８１の溝深さは、径方向の全体に亘って一様に形成されている。但し、給油溝１８１は、径方向の内側に向かうに従い溝深さが浅くなるように形成しても構わない。   In the present embodiment, the groove depth of the oil supply groove 181 is uniformly formed over the entire radial direction. However, the oil supply groove 181 may be formed so that the groove depth becomes shallower toward the inside in the radial direction.

本実施形態によれば、給油溝１８１の溝幅Ｈが径方向の内側に向かうに従い漸次狭くなっているので、第１の実施形態と同様に圧縮行程後半において上述したくさび効果が発生することになる。これにより、ブレード１５５とフランジ部６２，７２との間に潤滑油Ｊを効果的に供給できる。   According to the present embodiment, since the groove width H of the oil supply groove 181 is gradually narrowed toward the inner side in the radial direction, the wedge effect described above occurs in the latter half of the compression stroke as in the first embodiment. Become. Thereby, the lubricating oil J can be effectively supplied between the blade 155 and the flange portions 62 and 72.

ところで、ブレード１５５の先端面が径方向の内側に向けて凸の円弧状に形成されている場合、給油溝１８１における径方向の内側端縁とブレード５５の先端面との間の径方向に沿うシール幅Ｓ３は、ブレード幅方向の外側に向かうに従い狭くなる。すなわち、シール幅Ｓ３は、給油溝１８１におけるブレード幅方向の中央部で最大となり、ブレード幅方向の外側端縁で最小となる。
そこで、本実施形態のように、給油溝１８１の溝幅Ｈを径方向の内側に向かうに従い漸次狭くすることで、溝幅Ｈを一様に形成する場合に比べてシール幅Ｓ３の最小幅を大きくできる。これにより、ブレード１５５及びフランジ部６２，７２間でのシール性を確保できる。また、シール性を維持した上で、溝幅Ｈを一様に形成する場合に比べて給油溝１８１の径方向の溝長さを長くすることができ、潤滑油Ｊをブレード５５の先端面側に効果的に供給できる。 By the way, when the front end surface of the blade 155 is formed in an arc shape convex toward the inner side in the radial direction, it follows the radial direction between the inner end edge in the oil supply groove 181 and the front end surface of the blade 55. The seal width S3 becomes narrower toward the outside in the blade width direction. That is, the seal width S3 is maximized at the central portion in the blade width direction of the oil supply groove 181 and is minimized at the outer edge in the blade width direction.
Therefore, as in this embodiment, the groove width H of the oil supply groove 181 is gradually narrowed toward the inner side in the radial direction, so that the minimum width of the seal width S3 can be reduced as compared with the case where the groove width H is uniformly formed. Can be big. Thereby, the sealing performance between the blade 155 and the flange portions 62 and 72 can be secured. In addition, the groove length in the radial direction of the oil supply groove 181 can be increased as compared with the case where the groove width H is formed uniformly while maintaining the sealing performance, and the lubricant oil J is supplied to the tip surface side of the blade 55. Can be effectively supplied.

また、給油溝１８１の溝幅を径方向の内側に向かうに従い漸次狭くすることで、給油溝１８１内における径方向の内側端部での潤滑油Ｊの圧力低下を抑制できる。そのため、給油溝１８１内での給油不足や、潤滑油Ｊに溶け込んだ冷媒の減圧発泡によるブレード１５５及びフランジ部６２，７２間でのガスかみ等を抑制できる。   Further, by gradually narrowing the groove width of the oil supply groove 181 toward the inner side in the radial direction, it is possible to suppress the pressure drop of the lubricating oil J at the inner end portion in the radial direction in the oil supply groove 181. Therefore, it is possible to suppress gas supply between the blade 155 and the flange portions 62 and 72 due to insufficient oil supply in the oil supply groove 181 and reduced-pressure foaming of the refrigerant dissolved in the lubricating oil J.

（第３の実施形態）
図８は第３の実施形態におけるブレード２５５の平面図である。なお、以下の説明では、上述した第２の実施形態と同様の構成については同一の符号を付して説明を省略する。
図８に示すブレード２５５は、ブレード幅方向において、給油溝１８１の中心Ｔ１がブレード２５５の中心Ｔ２に対して圧縮室側にオフセットしている。したがって、シール面のうち、給油溝１８１に対して圧縮室側に位置する部分のシール幅Ｓ２は、給油溝１８１に対して吸込室側に位置する部分のシール幅Ｓ１に比べて狭くなっている。 (Third embodiment)
FIG. 8 is a plan view of the blade 255 according to the third embodiment. In the following description, the same components as those in the second embodiment described above are denoted by the same reference numerals and description thereof is omitted.
In the blade 255 shown in FIG. 8, the center T1 of the oil supply groove 181 is offset toward the compression chamber with respect to the center T2 of the blade 255 in the blade width direction. Therefore, the seal width S2 of the portion of the seal surface located on the compression chamber side with respect to the oil supply groove 181 is narrower than the seal width S1 of the portion located on the suction chamber side with respect to the oil supply groove 181. .

この構成によれば、シール面のうち、給油溝１８１に対して吸込室側に位置する部分のシール幅Ｓ１を確保できるので、圧縮室内と吸込室内との差圧によって圧縮室から吸込室間へ冷媒がリークするのを確実に抑制できる。   According to this configuration, the seal width S1 of the portion of the seal surface located on the suction chamber side with respect to the oil supply groove 181 can be secured, so that the pressure difference between the compression chamber and the suction chamber causes the space between the compression chamber and the suction chamber. It is possible to reliably suppress the leakage of the refrigerant.

（第４の実施形態）
図９は、第４の実施形態に係る回転式圧縮機３００の部分断面図である。以下の説明では、上述した各実施形態と同様の構成については、同一の符号を付して説明を省略する。本実施形態では、ブレードを軸方向に分割している点で上述した実施形態と相違している。
図９に示すように、本実施形態の回転式圧縮機３００は、一対のシリンダ（上側シリンダ３０１及び下側シリンダ３０２）が軸方向に並んで配設された、いわゆるツインロータリ式の回転式圧縮機３００である。各シリンダ３０１，３０２は、仕切板（閉塞板）３０３を間に挟んで軸方向で突き合わされている。なお、各シリンダ３０１，３０２の構成は、上述した実施形態と同様である。 (Fourth embodiment)
FIG. 9 is a partial cross-sectional view of a rotary compressor 300 according to the fourth embodiment. In the following description, the same components as those in the above-described embodiments are denoted by the same reference numerals and description thereof is omitted. This embodiment is different from the above-described embodiment in that the blade is divided in the axial direction.
As shown in FIG. 9, the rotary compressor 300 according to this embodiment includes a so-called twin rotary type rotary compression in which a pair of cylinders (an upper cylinder 301 and a lower cylinder 302) are arranged in the axial direction. Machine 300. The cylinders 301 and 302 are abutted in the axial direction with a partition plate (blocking plate) 303 interposed therebetween. The configuration of each of the cylinders 301 and 302 is the same as that in the above-described embodiment.

上側シリンダ３０１の上端開口部は、主軸受４２によって閉塞されている。上側シリンダ３０１、主軸受４２及び仕切板３０３によって画成された空間は、上側シリンダ室３１０を形成している。
一方、下側シリンダ３０２の下端開口部は、副軸受４３によって閉塞されている。下側シリンダ３０２、副軸受４３及び仕切板３０３によって画成された空間は、下側シリンダ室３１１を形成している。副軸受４３には、フランジ部７２を軸方向に貫通する図示しない吐出孔が形成されている。副軸受４３には、下側シリンダ室３１１内の圧力に応じて吐出孔を開閉可能な図示しない下側吐出弁機構が配設されている。副軸受４３には、副軸受４３を下方から覆う下側マフラ３１２が設けられている。下側マフラ３１２内は、図示しない冷媒案内通路を通して主軸受４２側の上側マフラ３１３内に連通している。 The upper end opening of the upper cylinder 301 is closed by the main bearing 42. A space defined by the upper cylinder 301, the main bearing 42 and the partition plate 303 forms an upper cylinder chamber 310.
On the other hand, the lower end opening of the lower cylinder 302 is closed by the auxiliary bearing 43. A space defined by the lower cylinder 302, the auxiliary bearing 43 and the partition plate 303 forms a lower cylinder chamber 311. A discharge hole (not shown) that penetrates the flange portion 72 in the axial direction is formed in the auxiliary bearing 43. The sub-bearing 43 is provided with a lower discharge valve mechanism (not shown) that can open and close the discharge hole according to the pressure in the lower cylinder chamber 311. The sub bearing 43 is provided with a lower muffler 312 that covers the sub bearing 43 from below. The inside of the lower muffler 312 communicates with the upper muffler 313 on the main bearing 42 side through a refrigerant guide passage (not shown).

回転軸３２０のうち、上側シリンダ室３１０内に位置する部分には、上側偏心部３２１が形成されている。回転軸３２０のうち、下側シリンダ室３１１内に位置する部分には、下側偏心部３２２が形成されている。各偏心部３２１，３２２は、軸方向から見た平面視で同形同大とされている。各偏心部３２１，３２２は、周方向に１８０°の位相差をもって、軸線Ｏに対して径方向に同一量ずつ偏心している。なお、上側偏心部３２１及び下側偏心部３２２には、それぞれローラ５３が嵌合されている。   An upper eccentric portion 321 is formed in a portion of the rotating shaft 320 located in the upper cylinder chamber 310. A lower eccentric portion 322 is formed in a portion of the rotating shaft 320 located in the lower cylinder chamber 311. The eccentric portions 321 and 322 have the same shape and size in a plan view as viewed from the axial direction. The eccentric portions 321 and 322 are eccentric by the same amount in the radial direction with respect to the axis O with a phase difference of 180 ° in the circumferential direction. A roller 53 is fitted in each of the upper eccentric portion 321 and the lower eccentric portion 322.

各シリンダ３０１，３０２のブレード溝５４内には、それぞれブレード３４１が設けられている。なお、各ブレード３４１は同様に構成とされているため、以下の説明では、上側シリンダ側３０１のブレード３４１について主に説明する。   Blades 341 are provided in the blade grooves 54 of the cylinders 301 and 302, respectively. Since each blade 341 has the same configuration, the following description will mainly focus on the blade 341 on the upper cylinder side 301.

図１０は、図９に示すブレード３４１の断面図である。
図１０に示すように、ブレード３４１は、第１ブレード片３４２及び第２ブレード片３４３が軸方向（シリンダ３０１，３０２の高さ方向）に重ね合わされて構成されている。各ブレード片３４２は、同形同大の直方体形状に形成されている。第１ブレード片３４２の上端面は、主軸受４２のフランジ部６２に油膜を介して摺動可能とされている。第２ブレード片３４３の下端面は、副軸受４３のフランジ部７２に油膜を介して摺動可能とされている。そして、第１ブレード片３４２の下端面及び第２ブレード片３４３の上端面は、油膜を介して摺動可能とされている。したがって、各ブレード片３４２，３４３は、ローラ５３の偏心回転に伴い上側シリンダ室３１０に対して独立して径方向に進退移動する。なお、ブレード３４１の背面には、各ブレード片３４２，３４３の背面を跨るように付勢手段５７が設けられている。 10 is a cross-sectional view of the blade 341 shown in FIG.
As shown in FIG. 10, the blade 341 includes a first blade piece 342 and a second blade piece 343 that are overlapped in the axial direction (the height direction of the cylinders 301 and 302). Each blade piece 342 is formed in a rectangular parallelepiped shape having the same shape and size. The upper end surface of the first blade piece 342 can slide on the flange portion 62 of the main bearing 42 via an oil film. The lower end surface of the second blade piece 343 can slide on the flange portion 72 of the auxiliary bearing 43 via an oil film. And the lower end surface of the 1st blade piece 342 and the upper end surface of the 2nd blade piece 343 are made to slide through an oil film. Therefore, each blade piece 342, 343 moves forward and backward in the radial direction independently of the upper cylinder chamber 310 as the roller 53 rotates eccentrically. An urging means 57 is provided on the back surface of the blade 341 so as to straddle the back surfaces of the blade pieces 342 and 343.

第１ブレード片３４２の上端面及び第２ブレード片３４３の下端面には、それぞれ給油溝３４４が形成されている。各給油溝３４４は、上述した第１の実施形態と同様に、直線延在部８２及び傾斜部８３を有している。   Oil supply grooves 344 are formed on the upper end surface of the first blade piece 342 and the lower end surface of the second blade piece 343, respectively. Each oil supply groove 344 has the linear extension part 82 and the inclination part 83 similarly to 1st Embodiment mentioned above.

この構成によれば、ブレード３４１が複数のブレード片３４２，３４３によって軸方向に分割されているので、各ブレード片３４２，３４３が互いに独立して進退移動することになる。そのため、例えば圧縮時のガス荷重等により回転軸３２０が径方向に撓み変形した場合に、各ブレード片３４２，３４３の先端面とローラ５３（回転軸３２０）の外周面との接触面圧に応じて各ブレード片３４２，３４３が独立して進退することになる。これにより、ブレード３４１の先端面とローラ５３の外周面とが局所的に接触する、いわゆる片当たりを抑制し、ブレード３４１及びローラ５３間での摺動抵抗を低減できる。その結果、ブレード３４１及びローラ５３間での摩耗を低減し、長期に亘って動作信頼性を確保できる。   According to this configuration, since the blade 341 is divided in the axial direction by the plurality of blade pieces 342, 343, the blade pieces 342, 343 move forward and backward independently of each other. Therefore, for example, when the rotary shaft 320 is bent and deformed in the radial direction due to a gas load at the time of compression, the contact surface pressure between the tip surfaces of the blade pieces 342 and 343 and the outer peripheral surface of the roller 53 (the rotary shaft 320) is determined. Thus, the blade pieces 342 and 343 advance and retract independently. As a result, the so-called one-side contact, in which the tip surface of the blade 341 and the outer peripheral surface of the roller 53 are in local contact, is suppressed, and the sliding resistance between the blade 341 and the roller 53 can be reduced. As a result, wear between the blade 341 and the roller 53 can be reduced, and operation reliability can be ensured over a long period of time.

なお、図１１に示すように、各ブレード片３４２，３４３同士の摺動面（第１ブレード３４２の下端面及び第２ブレード片３４３の上端面）にも給油溝３５０を形成しても構わない。この構成によれば、各ブレード片３４２，３４３間に効果的に潤滑油Ｊを供給できるので、各ブレード片３４２，３４３間の油膜が破断されるのを抑制し、動作信頼性の向上を図ることができる。また、各ブレード片３４２，３４３の摺動面のうち、何れか一方のブレード片３４２，３４３のみに給油溝３５０を形成する構成であっても構わない。   As shown in FIG. 11, an oil supply groove 350 may also be formed on the sliding surfaces of the blade pieces 342 and 343 (the lower end surface of the first blade 342 and the upper end surface of the second blade piece 343). . According to this configuration, the lubricating oil J can be effectively supplied between the blade pieces 342 and 343, so that the oil film between the blade pieces 342 and 343 is prevented from being broken and the operation reliability is improved. be able to. Moreover, the structure which forms the oil supply groove | channel 350 only in any one blade piece 342,343 among the sliding surfaces of each blade piece 342,343 may be sufficient.

上述した実施形態では、シリンダ室３１０，３１１が２つの構成について説明したが、これに限らず、シリンダ室４６を３つ以上の複数設けても構わない。
上述した実施形態では、ブレード３４１を２つのブレード片３４２，３４３に分割する構成について説明したが、３つ以上のブレード片に分割しても構わない。
また、各ブレード片で外形（例えば軸方向における長さ）を異ならせても構わない。 In the above-described embodiment, the configuration in which the cylinder chambers 310 and 311 are two has been described. However, the configuration is not limited thereto, and a plurality of three or more cylinder chambers 46 may be provided.
In the above-described embodiment, the configuration in which the blade 341 is divided into the two blade pieces 342 and 343 has been described. However, the blade 341 may be divided into three or more blade pieces.
Further, the outer shape (for example, the length in the axial direction) of each blade piece may be different.

また、図１２に示すブレード３４１のように、第１ブレード片３４２の上端面及び第２ブレード片３４３の下端面において、軸方向の内側に向けて窪む貯油用凹部３５１をそれぞれ形成しても構わない。各貯油用凹部３５１は、第１ブレード片３４２の上端面及び第２ブレード片３４３の下端面において給油溝３５０の傾斜部８３に対応する位置（径方向の外側端部）に形成されている。図１２に示す例において、貯油用凹部３５１の軸方向における深さは、給油溝３５０の最大溝深さＥよりも深くなっている。なお、貯油用凹部３５１の内径は、給油溝３５０の溝幅Ｈよりも大きくなっている。但し、貯油用凹部３５１のサイズは、適宜設計変更が可能である。
この構成によれば、貯油用凹部３５１内に潤滑油Ｊを保持しておくことができるので、ブレード３４１及び各フランジ部６２，７２間で油膜が破断されるのを確実に抑制できる。 In addition, as in the blade 341 shown in FIG. 12, oil storage recesses 351 that are recessed inward in the axial direction may be formed on the upper end surface of the first blade piece 342 and the lower end surface of the second blade piece 343, respectively. I do not care. Each oil storage recess 351 is formed at a position (a radially outer end) corresponding to the inclined portion 83 of the oil supply groove 350 on the upper end surface of the first blade piece 342 and the lower end surface of the second blade piece 343. In the example shown in FIG. 12, the depth of the oil storage recess 351 in the axial direction is deeper than the maximum groove depth E of the oil supply groove 350. The inner diameter of the oil storage recess 351 is larger than the groove width H of the oil supply groove 350. However, the size of the oil storage recess 351 can be changed as appropriate.
According to this configuration, since the lubricating oil J can be held in the oil storage recess 351, the oil film can be reliably prevented from being broken between the blade 341 and the flange portions 62 and 72.

以上説明した少なくともひとつの実施形態によれば、１００℃における動粘度が５ｍｍ２／ｓ以上２５ｍｍ２／ｓ以下の潤滑油を用いることで、給油溝内やブレードと閉塞板との間への潤滑油の給油性、及びブレードと閉塞板との間のシール性を両立できる。これにより、ブレード及び閉塞板間で油膜が破断されるのを抑制し、ブレードと閉塞板とが直接接触するのを抑制できるので、両者間の摩耗を低減して動作信頼性を確保できる。また、ブレード及び閉塞板間に介在する潤滑油がシリンダ室内に流入したり、潤滑油とともに冷媒がシリンダ室内に流入したりするのを抑制できるので、排除容積を確保して圧縮性能の低下を抑制できる。
しかも、給油溝の径方向の第２端部においてブレードの移動方向に直交する断面積が第１端部側から第２端部側に向かうに従い小さくなっているため、圧縮行程後半でくさび効果が発生し易くなる。そのため、ブレードと閉塞板との間において、潤滑油が第２端部側まで効果的に供給されることになる。そのため、ブレード及び閉塞板間の油膜が破断されるのを抑制し、ブレードと閉塞板とが直接接触するのを抑制できるので、両者間の摩耗を低減できる。
また、ブレード及び閉塞板間を通した圧縮室内及び吸込室内の連通が油膜によって遮断されるので、ブレード及び閉塞板間でのシール性を確保できる。そのため、ブレード及び閉塞板間を通した圧縮室から吸込室への冷媒のリークを抑制し、圧縮性能の向上を図ることができる。
さらに、給油溝の他端部が密閉容器内に連通しているため、圧縮行程前半において潤滑油がブレードの第２端部側に大量に流れ込むのを抑制できる。そのため、圧縮行程前半において、ブレードと閉塞板との間に潤滑油が過剰に介在するのを抑制し、両者間のシール性を維持できる。 According to at least one embodiment described above, lubrication in a lubrication groove or between a blade and a closing plate is achieved by using a lubricating oil having a kinematic viscosity at 100 ° C. of 5 mm 2 / s to 25 mm 2 / s. The oil supply property and the sealing property between the blade and the closing plate can be compatible. Thereby, it is possible to suppress the oil film from being ruptured between the blade and the closing plate, and to suppress direct contact between the blade and the closing plate, thereby reducing wear between the two and ensuring operation reliability. In addition, it is possible to prevent the lubricating oil interposed between the blade and the closing plate from flowing into the cylinder chamber, and to prevent the refrigerant from flowing into the cylinder chamber together with the lubricating oil. it can.
In addition, since the cross-sectional area perpendicular to the moving direction of the blade at the second end portion in the radial direction of the oil supply groove decreases from the first end portion side toward the second end portion side, the wedge effect is obtained in the latter half of the compression stroke. It tends to occur. Therefore, the lubricating oil is effectively supplied to the second end side between the blade and the closing plate. Therefore, it is possible to suppress the oil film between the blade and the closing plate from being broken and to suppress direct contact between the blade and the closing plate, so that wear between the two can be reduced.
In addition, since the communication between the compression chamber and the suction chamber through the blade and the closing plate is blocked by the oil film, the sealing performance between the blade and the closing plate can be ensured. Therefore, it is possible to suppress the leakage of the refrigerant from the compression chamber to the suction chamber that passes between the blade and the closing plate, and to improve the compression performance.
Furthermore, since the other end portion of the oil supply groove communicates with the sealed container, it is possible to suppress a large amount of lubricating oil from flowing into the second end portion side of the blade in the first half of the compression stroke. Therefore, in the first half of the compression stroke, it is possible to suppress the lubricant oil from being excessively interposed between the blade and the closing plate and maintain the sealing performance between the two.

本発明のいくつかの実施形態を説明したが、これらの実施形態は、例として提示したものであり、発明の範囲を限定することは意図していない。これら実施形態は、その他の様々な形態で実施されることが可能であり、発明の要旨を逸脱しない範囲で、種々の省略、置き換え、変更を行うことができる。これら実施形態やその変形は、発明の範囲や要旨に含まれると同様に、特許請求の範囲に記載された発明とその均等の範囲に含まれるものである。   Although several embodiments of the present invention have been described, these embodiments are presented by way of example and are not intended to limit the scope of the invention. These embodiments can be implemented in various other forms, and various omissions, replacements, and changes can be made without departing from the spirit of the invention. These embodiments and their modifications are included in the scope and gist of the invention, and are also included in the invention described in the claims and the equivalents thereof.

１…冷凍サイクル装置、２，３００…回転式圧縮機、３…放熱器、４…膨張装置、５…蒸発器、３４…密閉容器（容器）、４１…シリンダ、４２…主軸受（閉塞板）、４３…副軸受（閉塞板）、４６…シリンダ室、５３…ローラ、５５，１５５，２５５，３４１…ブレード、８１，１８１，３４４，３５０…給油溝、３０１…上側シリンダ（シリンダ）、３０２…下側シリンダ（シリンダ）、３０３…仕切板（閉塞板）、３１０…上側シリンダ室（シリンダ室）、３１１…下側シリンダ室（シリンダ室） DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Refrigeration cycle apparatus, 2,300 ... Rotary compressor, 3 ... Radiator, 4 ... Expansion device, 5 ... Evaporator, 34 ... Sealed container (container), 41 ... Cylinder, 42 ... Main bearing (blocking plate) , 43 ... Secondary bearing (blocking plate), 46 ... Cylinder chamber, 53 ... Roller, 55, 155, 255, 341 ... Blade, 81, 181, 344, 350 ... Oil supply groove, 301 ... Upper cylinder (cylinder), 302 ... Lower cylinder (cylinder) 303 ... Partition plate (blocking plate) 310 ... Upper cylinder chamber (cylinder chamber) 311 ... Lower cylinder chamber (cylinder chamber)

Claims (6)

潤滑油が貯留される容器と、
前記容器内に収納されたシリンダと、
前記シリンダの開口部を閉塞して、前記シリンダとともにシリンダ室を形成する閉塞板と、
前記シリンダ室内で偏心回転するローラと、
前記シリンダに形成されたブレード溝内に設けられ、先端面が前記ローラに当接して前記シリンダ室内を吸込室と圧縮室に分割するとともに、前記ローラの偏心回転に伴い前記シリンダ室内に進退可能とされたブレードと、
前記ブレードのうち、前記閉塞板と対向する対向面に形成され、前記ブレードの移動方向に沿って延びる給油溝と、を備え、
前記給油溝は、第１端部が前記シリンダ室の外側で前記容器内に連通し、第２端部が前記ブレード内で終端し、
前記給油溝における溝幅方向の中心は、前記ブレードにおけるブレード幅方向の中心に対して前記シリンダ室の前記圧縮室側にオフセットされ、
前記潤滑油は、１００℃における動粘度が５ｍｍ２／ｓ以上２５ｍｍ２／ｓ以下に設定されている、
回転式圧縮機。 A container for storing lubricating oil;
A cylinder housed in the container;
A closing plate that closes the opening of the cylinder and forms a cylinder chamber together with the cylinder;
A roller that rotates eccentrically in the cylinder chamber;
Provided in a blade groove formed in the cylinder, the front end surface abuts on the roller and divides the cylinder chamber into a suction chamber and a compression chamber, and can advance and retreat into the cylinder chamber as the roller rotates eccentrically. Blades,
An oil supply groove formed on an opposing surface of the blade facing the closing plate and extending along a moving direction of the blade;
The oil supply groove has a first end communicating with the container outside the cylinder chamber, a second end terminating in the blade,
The center in the groove width direction of the oil supply groove is offset to the compression chamber side of the cylinder chamber with respect to the center in the blade width direction of the blade,
The lubricating oil has a kinematic viscosity at 100 ° C. set to 5 mm 2 / s to 25 mm 2 / s,
Rotary compressor. 前記給油溝は、
前記移動方向における前記第１端部側に位置し、溝深さが前記移動方向に沿って一様とされるとともに、前記第１端部が前記シリンダ室の外側で前記容器内に連通する直線延在部と、
前記移動方向における前記第２端部側で前記直線延在部に連なり、前記第２端部が前記ブレード内で終端する傾斜部と、を有し、
前記傾斜部は、前記ブレードが前記シリンダ室内に最も突出した状態から最も後退した状態に移行する圧縮行程後半において、前記給油溝内の前記潤滑油が前記第２端部側に引きずり込まれるくさび効果が生じるように、溝深さが前記直線延在部から離間するに従い浅くなる円弧状に形成されている、
請求項１に記載の回転式圧縮機。 The oil groove is
A straight line that is located on the first end side in the moving direction, the groove depth is uniform along the moving direction, and the first end communicates with the inside of the container outside the cylinder chamber. An extension,
An inclined portion that is continuous with the linearly extending portion on the second end side in the moving direction, and the second end portion terminates in the blade;
The inclined portion has a wedge effect in which the lubricating oil in the oil supply groove is dragged toward the second end portion in the latter half of the compression stroke in which the blade moves from the most protruding state to the most retracted state in the cylinder chamber. The groove depth is formed in an arc shape that becomes shallower as the distance from the linear extension portion increases .
The rotary compressor according to claim 1 . 前記ブレードは、
基材と、
前記基材の外表面のうち、前記対向面以外の部分であって、少なくとも前記先端面及び前記ブレード溝に面する側面を被覆するＤＬＣ膜と、を有している、
請求項１又は請求項２に記載の回転式圧縮機。 The blade is
A substrate;
Of the outer surface of the base material, it is a part other than the facing surface, and has at least the DLC film covering the side surface facing the tip surface and the blade groove,
The rotary compressor according to claim 1 or 2 . 前記ブレードは、
基材と、
前記基材の表層に形成された窒化膜と、を有し、
前記窒化膜は、
前記基材の表層に形成された拡散層と、
前記対向面以外の部分であって、少なくとも前記先端面上に形成された化合物層と、を有している、
請求項１又は請求項２に記載の回転式圧縮機。 The blade is
A substrate;
A nitride film formed on the surface layer of the substrate,
The nitride film is
A diffusion layer formed on the surface layer of the substrate;
It is a part other than the facing surface, and has at least the compound layer formed on the tip surface.
The rotary compressor according to claim 1 or 2 . 前記ブレードは、前記シリンダの高さ方向に沿って複数に分割されて構成されている、
請求項１から請求項４の何れか１項に記載の回転式圧縮機。 The blade is configured to be divided into a plurality along the height direction of the cylinder.
The rotary compressor according to any one of claims 1 to 4 . 請求項１から請求項５の何れか１項に記載の回転式圧縮機と、
前記回転式圧縮機に接続された放熱器と、
前記放熱器に接続された膨張装置と、
前記膨張装置と前記回転式圧縮機との間に接続された蒸発器と、を備えていることを特徴とする冷凍サイクル装置。 The rotary compressor according to any one of claims 1 to 5 ,
A radiator connected to the rotary compressor;
An expansion device connected to the radiator;
An refrigeration cycle apparatus comprising: an evaporator connected between the expansion device and the rotary compressor.
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Families Citing this family (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2018132020A (en) * 2017-02-17 2018-08-23 三菱重工サーマルシステムズ株式会社 Compressor
JP7253320B2 (en) * 2017-09-26 2023-04-06 東芝キヤリア株式会社 Rotary compressor and refrigeration cycle equipment
JP2020193567A (en) * 2019-05-24 2020-12-03 三菱重工サーマルシステムズ株式会社 Rotary compressor
CN114542472B (en) * 2022-03-09 2023-06-06 广东美芝制冷设备有限公司 Rotary compressor and refrigeration equipment

Family Cites Families (15)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS56159694U (en) * 1980-04-28 1981-11-28
JPH0612114B2 (en) * 1984-12-27 1994-02-16 松下冷機株式会社 Rotary compressor
JPH04191491A (en) * 1990-11-22 1992-07-09 Matsushita Refrig Co Ltd Closed type compressor
JPH06264881A (en) * 1993-03-12 1994-09-20 Hitachi Ltd Rotary compressor
JPH08159071A (en) * 1994-12-02 1996-06-18 Matsushita Refrig Co Ltd Rotary compressor
JP4230785B2 (en) * 2002-01-25 2009-02-25 カルソニックコンプレッサー株式会社 Gas compressor
JP2005163572A (en) * 2003-12-01 2005-06-23 Matsushita Electric Ind Co Ltd Method for manufacturing vane and coolant compressor
CN201874818U (en) * 2010-11-23 2011-06-22 广东美芝制冷设备有限公司 Rotary compressor
CN202483876U (en) * 2011-12-02 2012-10-10 广东美芝制冷设备有限公司 Rolling rotor compressor
CN202833172U (en) * 2012-05-10 2013-03-27 广东美芝制冷设备有限公司 Slip sheet structure of rotating compressor
JP2014034940A (en) * 2012-08-09 2014-02-24 Toshiba Carrier Corp Rotary compressor and refrigeration cycle device
CZ2014195A3 (en) * 2013-04-17 2015-08-19 Mitsubishi Electric Corporation Refrigerant compressor
CN203548215U (en) * 2013-06-24 2014-04-16 安徽美芝精密制造有限公司 Slip sheet and rotary compressor with same
CN203374488U (en) * 2013-07-12 2014-01-01 广东美芝制冷设备有限公司 Sliding vane of compressor
CN103742411B (en) * 2013-12-23 2016-07-06 广东美芝制冷设备有限公司 Compressor, air-conditioner and hot water machine

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