JPH0678754B2 - Fluid compression device - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】 産業上の利用分野 本発明は、回転機械の支持手段に特徴を有する流体圧縮
装置に関するものである。Description: FIELD OF THE INVENTION The present invention relates to a fluid compression device characterized by a supporting means for a rotary machine.

従来の技術 従来、例えばルームエアコンに用いられる圧縮機の回転
主軸部分に用いられる軸受には、円筒型，あるいは針状
型のころがり軸受，青銅鋳物等の焼給合金を用いたスリ
ーブ軸受等が用いられている。第７図は、スクロール型
圧縮機の従来例を示すもので、１は回転軸、２は旋回ス
クロール、３は固定スクロール、４はケーシング、５は
モータのコア、６はモータのステータ、7,8は回転軸１
とケーシング４の間に設けられたスリーブ軸受、９は円
筒コロ軸受、10はクランク軸、11はクランク軸10と旋回
スクロール２の間に設けられたスリーブ軸受、12はシェ
ル容器、13は圧縮機の吸入孔、14は吐出孔である。2. Description of the Related Art Conventionally, for example, as a bearing used for a rotating main shaft portion of a compressor used for a room air conditioner, a cylindrical type or needle type rolling bearing, a sleeve bearing using a quenching alloy such as a bronze casting, and the like are used. Has been. FIG. 7 shows a conventional example of a scroll compressor. 1 is a rotary shaft, 2 is an orbiting scroll, 3 is a fixed scroll, 4 is a casing, 5 is a motor core, 6 is a motor stator, 7, 8 is rotating shaft 1
Bearing provided between the casing 4 and the casing 4, 9 is a cylindrical roller bearing, 10 is a crankshaft, 11 is a sleeve bearing provided between the crankshaft 10 and the orbiting scroll 2, 12 is a shell container, and 13 is a compressor. Is a suction hole, and 14 is a discharge hole.

スクロール圧縮機は、近年実用化が急速に進められてい
るもので、シェル容器12に固定された固定スクロール３
に対して、旋回スクロール２を歳差運動させることによ
り、冷媒を外周部に設けた吸入孔13から、吐出孔14が設
けられた中心部に送り込んで圧縮する容積型の圧縮機で
ある。吸入弁，吐出弁が不要であり、圧縮気体の漏れが
少ない、摺動速度が小さい、トルク変動が小さいなどの
特徴があるので、圧縮機を高速回転で駆動できる可能性
がある。The scroll compressor, which has been rapidly put into practical use in recent years, has a fixed scroll 3 fixed to the shell container 12.
On the other hand, it is a positive displacement compressor in which, by precessing the orbiting scroll 2, the refrigerant is sent from the suction hole 13 provided on the outer peripheral portion to the center portion where the discharge hole 14 is provided and compressed. Since the intake valve and the discharge valve are not required, the compressed gas leaks little, the sliding speed is small, and the torque fluctuation is small. Therefore, the compressor may be driven at high speed.

発明が解決しようとする問題点 近年ルームエアコンにおいて、快適性向上と省エネルギ
ーの要望から、圧縮機の回転数を可変にすることによ
り、冷凍能力を任意に制御し得るインバータ・エアコン
の開発が進められている。この場合、大きな課題の一つ
は、高速回転でも効率を低下させないで使用出来る、信
頼性の高い圧縮機をいかにして実現するかということで
ある。通常、製品には油交換などのメインテナンスがな
く、長期（設計寿命10年）にわたる信頼性を確保せねば
ならない。とくに、冷暖を兼ねたインバータ・エアコン
の場合、システムの使用頻度が増し、従来以上に信頼性
の余裕度が要求される。Problems to be Solved by the Invention In recent years, in room air conditioners, in order to improve comfort and save energy, the development of an inverter air conditioner capable of arbitrarily controlling the refrigerating capacity by making the rotation speed of the compressor variable has been advanced. ing. In this case, one of the major issues is how to realize a highly reliable compressor that can be used even at high speed without reducing efficiency. Normally, products do not have maintenance such as oil change, and long-term (design life of 10 years) reliability must be ensured. In particular, in the case of an inverter / air conditioner that also functions as a heating / cooling system, the frequency of use of the system increases, and a margin of reliability is required more than ever before.

しかし、例えば、第７図で示したスクロール型圧縮機を
インバータ・エアコンに適用し、高速１万rpm程度で駆
動させたとき、長期使用後、軸受部7,8,9,11に異常な剥
離のともなう摩耗が発生し、焼付き（ロック）に至るト
ラブルの要因となることが分かった。それは、下記の理
由によるものである。However, for example, when the scroll type compressor shown in Fig. 7 is applied to an inverter air conditioner and driven at a high speed of about 10,000 rpm, after a long period of use, the bearings 7, 8, 9, 11 have abnormal separation. It has been found that the wear accompanied by the occurrence of abrasion causes a trouble such as seizure (lock). The reason is as follows.

第７図で示すスクロール圧縮機では、旋回スクロール２
はクランク軸10を軸芯として、クランク軸10の回転と共
に旋回する。両スクロール2,3を微小なギャップを保っ
た状態で、対向させて配置し、吐出行程終了時に羽根室
の容積Ｖ→Ｏにさせるために、両スクロール2,3の中心
部に吐出孔14を形成せねばならない本形式の圧縮機で
は、旋回スクロール２を支持する軸受部は片持ち構造と
なる。この軸受部に加わるラジアル荷重は、羽根室内の
圧力に起因するものでと遠心力に起因するものがあり、
特に前者は極めて大きく、通常fr＝100Kg以上ある。ま
た、圧縮機の軸受部7,8,9,11に供給される潤滑流体は、
非圧縮性のオイルではなく、通常冷媒ガスが混合した高
温（Td＝90〜100℃）の気液２相流であり、良好な潤滑
状態と言い難い。また荷重frは、旋回スクロール２と回
転軸１に加わる不つりあいの動的荷重であり、これが軸
受やすべり面を介して装置の静止部分に作用し、振動と
騒音をもたらす要因となった。In the scroll compressor shown in FIG. 7, the orbiting scroll 2 is used.
Rotates about the crankshaft 10 as the axis, as the crankshaft 10 rotates. Both scrolls 2 and 3 are arranged so as to face each other with a minute gap maintained, and a discharge hole 14 is provided at the center of both scrolls 2 and 3 in order to make the volume V → O of the blade chamber at the end of the discharge process. In the compressor of this type that must be formed, the bearing portion that supports the orbiting scroll 2 has a cantilever structure. The radial load applied to this bearing part is due to the pressure inside the blade chamber and to the centrifugal force.
In particular, the former is extremely large, usually fr = 100 kg or more. The lubricating fluid supplied to the bearings 7, 8, 9, 11 of the compressor is
It is not an incompressible oil, but a high-temperature (Td = 90-100 ° C) gas-liquid two-phase flow in which a refrigerant gas is usually mixed, and it is hard to say that it is in a good lubricating state. Further, the load fr is an unbalanced dynamic load applied to the orbiting scroll 2 and the rotary shaft 1, and this acts on the stationary portion of the device via the bearing and the sliding surface, which causes vibration and noise.

本発明は、かかる動的変動を有する流体回転機械におい
て、高速回転に対しても高い信頼性を有し、また装置全
体の振動・騒音し低減しうるものである。INDUSTRIAL APPLICABILITY The present invention has high reliability even in high-speed rotation in a fluid rotary machine having such dynamic fluctuation, and can reduce vibration and noise of the entire apparatus.

問題点を解決するための手段 本発明は、上記問題点を解決するため、軸芯に対して偏
芯し、かつ軸と一体で形成されたクランク軸51と、この
クランク軸51と連結したロータ53と、前記軸を駆動する
手段62と、前記ロータ53を収納する固定部60と、この固
定部60と前記ロータの間で形成される圧縮室72と、この
圧縮室と外部を連絡し、前記固定部に形成された流体の
吸入孔70及び吐出孔65と、前記圧縮室に発生する流体圧
による軸径方向荷重を支持するための前記軸もしくはク
ランク軸51に設けられた軸受54と、この軸受と連結した
高圧流体の供給流通路55より構成され、前記軸受は、軸
芯に対して一方向にのみもしくは複数個を非対称に形成
した前記供給流通路の開孔部100を有する静圧軸受56を
有し、かつこの静圧軸受の圧力による軸径方向荷重は、
前記圧縮室に発生する流体圧による軸径方向荷重を消去
する方向に働くように、前記開孔部100を配置したもの
である。Means for Solving the Problems In order to solve the above problems, the present invention provides a crankshaft 51 that is eccentric to the shaft center and is formed integrally with the shaft, and a rotor that is connected to the crankshaft 51. 53, means 62 for driving the shaft, a fixed portion 60 for housing the rotor 53, a compression chamber 72 formed between the fixed portion 60 and the rotor, and connecting the compression chamber and the outside, A fluid suction hole 70 and a discharge hole 65 formed in the fixed portion, and a bearing 54 provided on the shaft or the crankshaft 51 for supporting an axial radial load due to a fluid pressure generated in the compression chamber, The bearing is composed of a high-pressure fluid supply flow passage 55 connected to this bearing, and the bearing has a static pressure having an opening 100 of the supply flow passage formed in only one direction with respect to the axis or asymmetrically formed in plural. The bearing 56 is provided, and the axial radial load due to the pressure of this hydrostatic bearing is
The opening portion 100 is arranged so as to act in a direction to eliminate the axial radial load due to the fluid pressure generated in the compression chamber.

作 用 以上の構成により羽根室の圧力による不つりあいの動的
ラジアル荷重を消去し、軸受負荷の大幅な軽減を図るも
のである。With the above configuration, the unbalanced dynamic radial load due to the pressure in the blade chamber is eliminated, and the bearing load is significantly reduced.

実施例 最初に本発明を原理図である第１図，第２図を用いて説
明する。50は回転軸、51は回転軸50に対してεだけ偏芯
して形成されたクランク軸、52はクランク軸51の外輪
部、53はロータである旋回スクロール、54は53と52の間
に設けられたコロ軸受、55は高圧オイルの供給路、56は
クランク軸51に形成された高圧側静圧軸受のポケット、
100はポケット56側に形成された供給路55の開孔部であ
る。この開孔部100は高圧側静圧軸受のポケット56のみ
に形成されており、ここから高圧流体が供給される。ま
た、57は56に対してクランク軸51の裏面に形成された低
圧側静圧軸受のポケット、58は旋回スクロール53のスラ
スト荷重を支持する玉軸受、59は低圧源と57を連絡する
低圧側流通路、60は固定部である固定スクロール、69は
吸入孔、70は吐出孔の72は53と60で形成される羽根室で
ある。Embodiments First, the present invention will be described with reference to FIGS. 1 and 2 which are principle diagrams. 50 is a rotating shaft, 51 is a crankshaft formed eccentric by ε with respect to the rotating shaft 50, 52 is an outer ring portion of the crankshaft 51, 53 is an orbiting scroll that is a rotor, 54 is between 53 and 52 A roller bearing provided, 55 is a high pressure oil supply path, 56 is a pocket of a high pressure side static pressure bearing formed on the crankshaft 51,
Reference numeral 100 denotes an opening portion of the supply passage 55 formed on the pocket 56 side. The hole 100 is formed only in the pocket 56 of the high-pressure side static pressure bearing, and the high-pressure fluid is supplied from this pocket. Further, 57 is a pocket of a low pressure side static pressure bearing formed on the back surface of the crankshaft 51 with respect to 56, 58 is a ball bearing that supports the thrust load of the orbiting scroll 53, and 59 is a low pressure side that connects 57 to the low pressure source. A flow passage, 60 is a fixed scroll as a fixed portion, 69 is a suction hole, 70 is a discharge hole, and 72 is a blade chamber formed by 53 and 60.

第２図に、回転軸50及びクランク軸51に加わる各力の作
用点と力の方向を図示する。Ｏ′は回転軸50の軸芯、Ｏ
をクランク軸51の軸芯とすれば、クランク軸50に加わる
羽根室圧力による回転方向の力Ｆθは、OO′に対して直
角方向に働く。その力の作用点は、OO′の距離をεとす
れば、Ｏからε/2の位置にある。ちなみに、 が圧縮機の駆動トルクとなる。OO′を結ぶ直線と同方向
に荷重羽根室圧力による荷重Frも働くが、本実施例で示
すスクロール圧縮機の場合、通常Ｆθに対してFrは1/10
程度である。また、OO′と同一方向に遠心力Fcも働く。FIG. 2 shows action points and directions of the forces applied to the rotary shaft 50 and the crankshaft 51. O'is the axis of the rotary shaft 50, O
Is the axis of the crankshaft 51, the force Fθ in the rotational direction due to the pressure of the blade chamber applied to the crankshaft 50 acts in the direction perpendicular to OO ′. The point of action of the force is at a position of ε / 2 from O, where ε is the distance of OO '. By the way, Is the drive torque of the compressor. Although the load Fr due to the pressure of the load vane chamber also acts in the same direction as the straight line connecting OO ′, in the scroll compressor shown in this embodiment, Fr is usually 1/10 of Fθ.
It is a degree. A centrifugal force Fc also acts in the same direction as OO '.

第１図において、クランク軸51の外表面には、低圧及び
高圧源に連絡する静圧軸受のポケットが、OO′を結ぶ直
線に対して、概略対称に形成されている。各ポケット5
6,57はクランク軸51と共に回転するので、この静圧力に
よる旋回スクロール53に働くラジアル方向の荷重F_B第１
図（ロ）は、前述した羽根室圧力による荷重、すなわ
ち、ＦθとFrの合力Fsを相殺するように働く。その結
果、回転軸50と旋回スクロール53に働くラジアル方向の
外力Fsは、みかけ上消去され、装置全体の振動・騒音を
低減させるだけではなく、コロ軸受54の負荷を大幅に軽
減させる効果をもたらすことになる。不つりあい質量に
よる動的変動荷重を消去するために、バランスウェイト
を用いる方法が従来から用いられているが、この場合回
転数の２乗に比例して遠心力が変化してしまう。エアコ
ンシステムに用いられる圧縮機の場合、吸入，吐出の圧
力条件が一定となる様に制御されるために、回転数が変
っても、羽根室内圧力は工程変化しない。それゆえ広い
回転数領域で用いられるインバータ・エアコンにおい
て、回転数に対する依存性の少ないラジマル荷重Fsを消
去する方法として、本発明は極めて有用である。In FIG. 1, on the outer surface of the crankshaft 51, a pocket of a hydrostatic bearing which communicates with the low pressure and high pressure sources is formed substantially symmetrically with respect to the straight line connecting OO ′. 5 in each pocket
Since 6,57 rotate with the crankshaft 51, the radial load F _B acting on the orbiting scroll 53 due to this static pressure
The figure (b) works so as to cancel the load due to the pressure in the vane chamber, that is, the resultant force Fs of Fθ and Fr. As a result, the radial external force Fs acting on the rotary shaft 50 and the orbiting scroll 53 is apparently eliminated, and not only the vibration and noise of the entire device are reduced, but also the load of the roller bearing 54 is significantly reduced. It will be. In order to eliminate the dynamic fluctuating load due to the unbalanced mass, a method using a balance weight has been conventionally used, but in this case, the centrifugal force changes in proportion to the square of the rotation speed. In the case of a compressor used in an air conditioner system, the pressure conditions of suction and discharge are controlled to be constant, so that the pressure in the blade chamber does not change even if the rotation speed changes. Therefore, the present invention is extremely useful as a method for eliminating the radial load Fs that has little dependence on the rotation speed in an inverter air conditioner used in a wide rotation speed range.

以下実施例であるスクロール圧縮機の正面断面図（第３
図）を用いて説明する。61はケーシング、62,63はそれ
ぞれモータのコア及びステータ、64は52に形成したバラ
ンスウェイト、65はケーシング61と回転軸50の間に設け
られたスリーブ軸受、66はクランク軸51の外輪部52の底
面とケーシング61の間に設けられたスラスト軸受、68は
圧縮機を密閉するシェル容器71は油室である。A front cross-sectional view of a scroll compressor that is an embodiment (third embodiment)
It will be described with reference to FIG. Reference numeral 61 is a casing, 62 and 63 are motor cores and stators, 64 is a balance weight formed on 52, 65 is a sleeve bearing provided between the casing 61 and the rotary shaft 50, and 66 is an outer ring portion 52 of the crankshaft 51. A thrust bearing 68 is provided between the bottom surface of the casing and the casing 61, and a shell container 71 for sealing the compressor is an oil chamber.

バランスウェイト64は第３図で図示した遠心力Fcによる
不つりあい荷重を消去するものである。The balance weight 64 eliminates the unbalanced load due to the centrifugal force Fc shown in FIG.

さて、吸入圧力Ps＝0.6MPa,吸入温度Ts＝283K吐出圧力P
d＝2.18MPaの条件下で、表１の仕様（実施例）によるス
クロール圧縮機の、羽根室圧力による荷重Ｆθ,Frの解
析結果を第４図，第５図に示す。Now, suction pressure Ps = 0.6MPa, suction temperature Ts = 283K Discharge pressure P
4 and 5 show the analysis results of the loads Fθ and Fr due to the pressure in the blade chambers of the scroll compressor according to the specifications (Examples) in Table 1 under the condition of d = 2.18 MPa.

本圧縮機では、回転中の荷重の変動は少なく、Ｆθ＝1.
5KN程度であり、またＦθ＞＞Frである。In this compressor, the fluctuation of load during rotation is small and Fθ = 1.
It is about 5 KN and Fθ >> Fr.

実施例において形成した静圧軸受のポケット56の高さＨ
＝0.025mであり、高圧側と低圧側の圧力差ΔＰがラジア
ル荷重として有効に作用するとすれば、F_B＝ΔＰ×Ｈ×
Ｄ＝1.19KNであり、荷重Ｆθを軽減するための十分な負
荷能力を得ることができる。 Height H of the pocket 56 of the hydrostatic bearing formed in the embodiment
= 0.025 m, and assuming that the pressure difference ΔP between the high pressure side and the low pressure side effectively acts as a radial load, F _B = ΔP × H ×
Since D = 1.19KN, a sufficient load capacity for reducing the load Fθ can be obtained.

第１図の実施例では、非対称の静圧軸受をクランク軸51
の外周部と旋回スクロール53の間に形成したが、本発明
の他の実施例である第６図に示すように、クランク軸の
内輪部の内面と旋回スクロールの間に静圧軸受を形成し
てもよい。第６図において80は回転軸、81はクランク
軸、82はクランク軸の外輪部、83は旋回スクロール、84
は固定スクロール、85は旋回スクロールのスラスト荷重
を支持するボール、86はオイル供給路、87はクランク軸
の外輪部82の内周面に形成された非対称静圧軸受のポケ
ット、88は固定部であるケーシング、89はケーシング88
と外輪部82の外周面に形成された静圧軸受のポケットで
ある。90はクランク軸81の外周部と旋回スクロール83の
内周面で形成される動圧軸受部を示す。In the embodiment of FIG. 1, an asymmetric hydrostatic bearing is used as the crankshaft 51.
It is formed between the orbiting scroll 53 and the outer peripheral portion of the crankshaft. However, as shown in FIG. 6 which is another embodiment of the present invention, a hydrostatic bearing is formed between the inner surface of the inner ring portion of the crankshaft and the orbiting scroll. May be. In FIG. 6, 80 is a rotating shaft, 81 is a crankshaft, 82 is an outer ring portion of the crankshaft, 83 is a revolving scroll, and 84
Is a fixed scroll, 85 is a ball that supports the thrust load of the orbiting scroll, 86 is an oil supply path, 87 is a pocket of an asymmetric static pressure bearing formed on the inner peripheral surface of the outer ring portion 82 of the crankshaft, and 88 is a fixed portion. Some casings, 89 are casings 88
And a pocket of a hydrostatic bearing formed on the outer peripheral surface of the outer ring portion 82. Reference numeral 90 denotes a dynamic pressure bearing portion formed by the outer peripheral portion of the crankshaft 81 and the inner peripheral surface of the orbiting scroll 83.

本実施例で示した位置に非対称静圧軸受を形成すること
により、第１図で示した構造よりも、外径の大きな分だ
け大きな負荷能力を得ることができる。また本実施例で
はクランク軸の外周部にも静圧軸受90を形成している。
非対称の静圧軸受87によっても、荷重Fsの反力は、やは
り回転軸80に加わることになるが、静圧軸受90によっ
て、上記Fsを支持することができるために、回転軸80は
高速時においてもより安定な状態を保つことができる。By forming the asymmetric static pressure bearing at the position shown in this embodiment, a larger load capacity can be obtained as compared with the structure shown in FIG. In this embodiment, the hydrostatic bearing 90 is also formed on the outer peripheral portion of the crankshaft.
Even with the asymmetric static pressure bearing 87, the reaction force of the load Fs is still applied to the rotary shaft 80, but since the static pressure bearing 90 can support the above Fs, the rotary shaft 80 is operated at high speed. It is possible to maintain a more stable state even in.

本実施例で示した非対称静圧軸受は片反面のみに高圧側
と連絡するポケットを形成しているが、例えば、通常の
静圧軸受と同様に、前周面に対称に複数個の静圧軸受を
形成し、絞りの大きさ（内径あるいは長さ）のみを非対
称としてもよく、あるいはポケットの大きさを非対称と
してもよい。要は、偏心の大きさに対して発生する負荷
能力が非対称となる様に静圧軸受が形成されていればよ
い、第１図の実施例では、非対称静圧軸受56の外側にコ
ロ軸受54,第６図の実施例では非対称静圧軸受87の内側
に動圧型の流体軸受90を形成している。この２重スリー
ブの構造により、本発明では軸受54,90に加わる負荷を
大幅に軽減を図ることができる。但し、ラジアル荷重が
十分に小さければ、非対称の静圧軸受だけでもよい。例
えば、第７図の構造でスリーブ軸受11の代りに非対称の
静圧軸受を形成すればよい。In the asymmetric static pressure bearing shown in this embodiment, a pocket communicating with the high pressure side is formed only on one side, but for example, like a normal static pressure bearing, a plurality of static pressures are symmetrically formed on the front peripheral surface. The bearing may be formed so that only the size (inner diameter or length) of the throttle is asymmetrical, or the size of the pocket may be asymmetrical. The point is that the hydrostatic bearing should be formed so that the load capacity generated with respect to the size of the eccentricity is asymmetric. In the embodiment of FIG. 1, the roller bearing 54 is provided outside the asymmetric hydrostatic bearing 56. In the embodiment of FIG. 6, the hydrodynamic bearing 90 is formed inside the asymmetric static pressure bearing 87. According to the present invention, the load applied to the bearings 54 and 90 can be significantly reduced by the structure of the double sleeve. However, if the radial load is sufficiently small, only an asymmetric static pressure bearing may be used. For example, in the structure shown in FIG. 7, an asymmetric static pressure bearing may be formed instead of the sleeve bearing 11.

発明の効果 以上のように本発明は、軸芯に対して偏芯し、かつ軸と
一体で形成されたクランク軸と、このクランク軸と連結
したロータと、前記軸を駆動する手段と、前記ロータを
収納する固定部と、この固定部と前記ロータの間で形成
される圧縮室と、この圧縮室と外部を連絡し、前記固定
部に形成された流体の吸入孔及び吐出孔と、前記圧縮室
に発生する流体圧による軸径方向荷重Fsを支持するため
の前記軸もしくはクランク軸に設けられた軸受と、この
軸受と連絡した高圧流体の供給流通路より構成される流
体回転装置において、前記軸受は、軸芯に対して一方向
にのみもしくは複数個を非対称に形成した前記供給流通
路の開孔部を有する静圧軸受を有し、かつこの静圧軸受
による軸径方向荷重F_Bは、前記圧縮機に発生する流体圧
による軸径方向荷重Fsを消去する方向に働くように、前
記開孔部を配置することにより、羽根室圧力により不つ
りあいの動的ラジアル荷重を消去し、軸受負荷の大幅な
軽減を図ると同時に、装置全体の大幅な振動・騒音の低
減を図ることができる。EFFECTS OF THE INVENTION As described above, the present invention provides a crankshaft that is eccentric with respect to the shaft center and is formed integrally with the shaft, a rotor connected to the crankshaft, a means for driving the shaft, and A fixed portion for accommodating the rotor; a compression chamber formed between the fixed portion and the rotor; a fluid suction hole and a discharge hole formed in the fixed portion for connecting the compression chamber to the outside; In a fluid rotating device configured by a bearing provided on the shaft or a crankshaft for supporting an axial radial load Fs due to a fluid pressure generated in the compression chamber, and a high pressure fluid supply flow passage communicating with the bearing, The bearing has a hydrostatic bearing having an opening portion of the supply flow passage formed in only one direction or asymmetrically with respect to the shaft core, and the axial load F _B due to the hydrostatic bearing. Is due to the fluid pressure generated in the compressor By arranging the openings so that the radial load Fs is actuated in a direction that eliminates the radial load Fs, the unbalanced dynamic radial load is eliminated by the pressure in the blade chambers, and the bearing load is significantly reduced, and at the same time, the device It is possible to significantly reduce the overall vibration and noise.

【図面の簡単な説明】[Brief description of drawings]

第１図イは本発明の原理を示す正面断面図、第１図ロは
同側面断面図、第２図は本発明の圧縮機に働く力を作用
点とその方向を示す図、第３図は本発明の一実施例であ
るスクロール圧縮機の側面断面図、第４図はθ−Ｆθ特
性図、第５図はθ−Fr特性図、第６図イ，ロは本発明の
他の実施例の断面図、第７図は従来のスクロール圧縮機
の断面図である。 50……軸、52……クランク軸、53……ロータ、60……固
定部、69……吸入孔、70……吐出孔、55……高圧流体供
給路、56……静圧軸受の開孔部。1A is a front sectional view showing the principle of the present invention, FIG. 1B is a side sectional view of the same, and FIG. 2 is a view showing a point of action of a force acting on the compressor of the present invention and its direction, FIG. Is a side sectional view of a scroll compressor which is an embodiment of the present invention, FIG. 4 is a θ-Fθ characteristic diagram, FIG. 5 is a θ-Fr characteristic diagram, and FIGS. 6A and 6B are other embodiments of the present invention. An example cross-sectional view, FIG. 7 is a cross-sectional view of a conventional scroll compressor. 50 …… Shaft, 52 …… Crankshaft, 53 …… Rotor, 60 …… Fixed part, 69 …… Suction hole, 70 …… Discharge hole, 55 …… High pressure fluid supply path, 56 …… Open hydrostatic bearing Hole.

Claims (1)

【特許請求の範囲】[Claims] 【請求項１】軸芯に対して偏芯し、かつ軸と一体で形成
されたクランク軸51と、このクランク軸51と連結したロ
ータ53と、前記軸を駆動する手段62と、前記ロータ53を
収納する固定部60と、この固定部60と前記ロータの間で
形成される圧縮室72と、この圧縮室と外部を連絡し、前
記固定部に形成された流体の吸入孔70及び吐出孔65と、
前記圧縮室に発生する流体圧による軸径方向荷重を支持
するための前記軸もしくはクランク軸51に設けられた軸
受54と、この軸受と連結した高圧流体の供給流通路55よ
り構成され、前記軸受は、軸芯に対して一方向にのみも
しくは複数個を非対称に形成した前記供給流通路の開孔
部100を有する静圧軸受56を有し、かつこの静圧軸受の
圧力による軸径方向荷重は、前記圧縮室に発生する流体
圧による軸径方向荷重を消去する方向に働くように、前
記開孔部100が配置されていることを特徴とする流体圧
縮装置。1. A crankshaft 51 which is eccentric to the shaft center and is formed integrally with the shaft, a rotor 53 connected to the crankshaft 51, a means 62 for driving the shaft, and the rotor 53. And a compression chamber 72 formed between the fixed portion 60 and the rotor, and a fluid suction hole 70 and a discharge hole formed in the fixed portion for communicating the compression chamber 72 with the outside. 65 and
A bearing 54 provided on the shaft or the crankshaft 51 for supporting an axial radial load due to fluid pressure generated in the compression chamber, and a supply flow passage 55 for high pressure fluid connected to the bearing, and the bearing. Has a hydrostatic bearing 56 having the opening 100 of the supply flow passage formed in only one direction or asymmetrically with respect to the axis, and the load in the axial radial direction due to the pressure of the hydrostatic bearing. In the fluid compression device, the opening portion 100 is arranged so as to act in a direction to eliminate the axial radial load due to the fluid pressure generated in the compression chamber.