专利名称：旋转式压缩机的制作方法
技术领域：
本发明涉及一种涡旋式压缩机等旋转式压缩机，特别涉及驱动轴的轴承结构。
背景技术：
到目前为止，例如是涡旋式压缩机作为在冷冻循环中压缩制冷剂气体的旋转式压缩机用。涡旋式压缩机在外壳内拥有都具有互相啮合的涡旋状搭接部分的固定卷体和绕行卷体。固定卷体被固定在外壳上，而绕行卷体则连结到驱动轴(曲柄轴)的偏心部上。另外，驱动轴是通过轴承而由外壳支承着的。在该涡旋式压缩机中，通过使绕行卷体仅相对固定卷体公转而不自转，便能使形成在两卷体的搭接部分间的压缩室收缩而压缩制冷剂等气体。
在涡旋式压缩机中，一般来说，是采用以下结构进行润滑的。通过形成在驱动轴的主供油路将贮存在外壳内的贮油处的冷冻机油供到两卷体的滑动面、驱动轴与轴承之间的滑动连接面等，这样就润滑了。例如在日本国特开平8-261177号公报中公开了这样的一种结构，即为将贮油处设在外壳内的高压气氛中，并使两卷体的滑动面通到压缩机构的吸入侧使其压力相对地较低，借助利用了高低差压的差压泵结构，而将冷冻机油供到上述滑动面。
还有，在上述公报的涡旋式压缩机中，在驱动轴上形成了从主供油路分支并通到驱动轴与轴承的滑动连接面的轴承部分供油路，同时还在轴承的内周面形成了螺旋状的螺旋沟，由此而将主供油路的冷冻机油也供到上述滑动连接面上。该螺旋沟在轴承的轴向两端部朝着外壳内的高压空间开放。此时，润滑了上述滑动连接面的冷冻机油是从螺旋沟流出，通过外壳内的空间而回到贮油处的。
—解决课题—但是，在上述结构下，在正常运转中能够通过差压泵的作用将冷冻机油供到两卷体的滑动面与轴承的滑动连接面上，但起动时恐怕会出现轴承滑动连接面的润滑不充分的问题。其原因可能如下在起动压缩机时，在差压泵的作用下将贮油处的冷冻机油供到两卷体的滑动面之前，将外壳内搞成高压气氛的制冷剂气体朝着主供油路而在螺旋沟中逆流，故贮油处的冷冻机油就很难供到轴承处的滑动连接面上，而当运转停止的时候，残留在该滑动连接面的油又被挤回到主供油路中。这样一来，轴承温度就会因为润滑不良而过度地上升，不断地重复同样的情况以后，就恐怕会出现轴承的可靠性下降，有时甚至还会出现驱动轴烧焦这样的不良现象呢。
本发明正是为解决上述问题而研究出来的，其目的在于在采用了通过差压泵将油供向轴承的旋转式压缩机中，防止气体流入驱动轴与轴承之间，以提高轴承的可靠性。
发明内容
为达成上述目的，本发明在旋转式压缩机的轴承处的滑动连接面的轴向两端部设置气密构造的密封部分65，而阻止气体流向该滑动连接面。
具体而言，第一方面所述的发明提供了一种旋转式压缩机，其在外壳10内拥有压缩机构15和具有驱动该压缩机构15的驱动轴17的压缩机马达16，上述驱动轴17由设置在外壳10内的高压空间中的轴承32，34，45所支承，同时在该驱动轴17上形成有从在进行运转时成为高压的贮油处18通到低压空间37a的主供油路51和一端通到主供油路51而另一端通到驱动轴17与轴承32，34，45的滑动连接面的轴承部分供油路59，60，61。
并且，在该旋转式压缩机中，实质上为气密构造的密封部分65形成在上述驱动轴17与轴承32，34，45的滑动连接面的轴向两端，且夹着轴承部分供油路59，60，61。例如以微米级来管理在滑动连接面的驱动轴17的外径尺寸与轴承32，34，45的内径尺寸，该密封部分65可实现大致无间隙的状态。
做成了这样的结构以后，在压缩机进行一般的运转的时候，油便通过作用在贮油处48的高压压力通过通过主供油路51流向低压空间37a。该油通过自主供油路51分支出来的轴承部分供油路59，60，61也供到轴承32，34，45上。于是润滑驱动轴17与轴承32，34，45的滑动连接面得到了润滑。
另一方面，在起动压缩机的时候，由于制冷剂等高压气体的存在外壳10内的压力上升，随着该压力的上升，高压压力就作用在贮油处48，贮油处38的油便流入主供油路51中。此时，外壳10内的气体压力也作用在驱动轴17与轴承32，34，45之间，但由于在滑动连接面的轴向的两侧设置有气密构造的密封部分65，故高压气体不会流入上述滑动连接面上。这样一来，贮油处48的油不会被阻止供到滑动连接面上，残留在该滑动连接面的油也不会被挤回主供油路51中，故不会出现润滑不良现象。
第二方面所述的发明是这样的，在第一方面所述的旋转式压缩机中，压缩机构15拥有固定在外壳10上的固定卷体22、及相对该固定卷体22进行公转运转的绕行卷体26。绕行卷体26上形成有自驱动轴17的主供油路51经由固定卷体22和绕行卷体26的滑动面而通到上述压缩机构15吸入侧的低压空间37a的卷体部分供油路53。亦即，在旋转式压缩机为涡旋式压缩机的那种情况下，第二方面所述的发明就是这样的，使贮油处48与压缩机构15的吸入侧连通，在差压泵的作用下将油供到卷体22，26的滑动面和轴承32，34，45的滑动连接面。
制成这样的结构以后，流过主供油路51的油，就在贮油处48的高压压力和压缩机构15的吸入侧的低压压力的差压的作用下，被供到驱动轴17与轴承32，34，45的滑动连接面。同时也被供到固定卷体22和绕行卷体26之间的滑动面上，使得这些面皆得到润滑。
在第三方面所述的发明是这样的，在第二方面所述的旋转式压缩机中，卷体部分供油路53的至少一部分构成为缩流通路56。
制成这样的结构以后，在绕行卷体26进行公转压缩室的气压过度上升该绕行卷体26倾斜(翻转)的那种情况下，即使两卷体22，26的滑动面产生间隙，也能通过卷体部分供油路53的缩流作用，抑制冷冻机油自固定卷体22与绕行卷体26的间隙泄漏出去。因此，与若油从该滑动面大量地泄漏出去而造成轴承32，34，45一侧的供油量减少的那种情况相比，可通过抑制漏油来防止供到轴承部分供油路59，60，61的供油量减少。
第四方面所述的发明是这样的，在第一、第二或者第三方面所述的旋转式压缩机中，至少为驱动轴17与轴承32，34，45中之一形成供油沟64，该供油沟64形成在滑动连接面上、位于轴承部分供油路59，60，61的轴向两端的密封部分65之间且通到轴承部分供油路59，60，61。
制成这样的结构以后，自主供油路51经由轴承部分供油路59，60，61而供到上述滑动连接面的油，便自轴承部分供油路59，60，61暂时流入供油沟64后，再随着驱动轴17的旋转而扩大到滑动连接面，该滑动连接面便被润滑。而且，在起动时残留在滑动连接面的油与积存在供油沟64的油则会遍及到滑动连接面，使该滑动连接面被润滑第5方面所述的发明是这样的，在第4方面所述的旋转式压缩机中，驱动轴17是在外壳10内沿着上下方向布置着的，轴承32，34，45拥有接近贮油处48的下部轴承45、和位于下部轴承45上方的上部轴承32，34。此外，至少在上部轴承32，34设有滑动连接面的供油沟64。
制成这样的结构以后，无论是通常运转时或起动时，在上部轴承32，34，该滑动连接面能通过滑动连接面的供油沟64而被大致均匀地润滑。而且，因为下部轴承45被设在接近贮油处48的位置，故可利用贮存的油来润滑。特别是，因为起动时冷冻机油会回流到贮油处48，贮油处48的液面便会上升，故可有效地利用贮油处48的冷冻机油。
第六方面的发明是这样的，在第四方面所述的旋转式压缩机中，若设轴承32，34的轴向长度为L，滑动连接面的轴承32，34内径与驱动轴17外径的间隙尺寸为C，供油沟64的轴向长度为b，则决定这些值时它们要满足关系式(3)0.3L＜b＜L-0.2C×103…(3)
为使上述关系式(3)满足关系式(1)和关系式(2)这两个关系式，而将关系式(2)代到关系式(1)中，即得到关系式(3)。
((L-b)/C)×10-3＞0.2…(1)b/L＞0.3 …(2)这里，关系式(1)中的“((L-b)/C)×10-3”的值，表示密封部分65的轴向长度与驱动轴17和轴承32，34间隙宽度之比，当该值小于等于0.2时，流向滑动连接面的气体的流入量会急速地增大而造成密封性恶化，相对于此，若大于0.2，就可抑制气体的流入量(参考图4)。
另外，当关系式(2)中“b/L”所表示的比率小于等于0.3时，轴承32，34的温度上升会急速地增大，相对于此，若让该比率大于0.3，便可抑制轴承32，34的温度上升(参照图5)。
在满足将关系式(2)代入在关系式(1)而求得的关系式(3)的情况下，关系式(1)与(2)都能起作用。因此，若制成这样的结构，不仅可抑制流向驱动轴17与轴承32，34的滑动连接面的气体的流入量，还可抑制轴承32，34的温度上升。
—效果—根据第一方面所述的发明，因为为驱动轴17与轴承32，34，45形成了密封部分65，其夹着来自主供油路51的轴承部供油59，60，61而位于轴向两端，即使在起动时也不会使气体流入驱动轴17与轴承32，34，45的滑动连接面，故可防止因滑动连接面的润滑不良而造成温度过度地上升。因此，可防止轴承32，34，45的可靠性下降，也不会有产生烧焦之忧。
根据第二方面所述的发明，在贮油处48的油在差压泵的作用下被供到固定卷体22与绕行卷体26的滑动面的涡旋式压缩机中，不仅可利用该差压泵进行轴承处的滑动连接连接面的润滑，而防止起动时的润滑不良。特别是，在涡旋式压缩机中，由于可在两卷体22，26的滑动面得到缩流效果，故确实可将冷冻机油供到上述滑动连接面上。
根据第三方面所述的发明，使卷体部分供油路53具有缩流功能以后，即使在绕行卷体26因压缩室的内压上升出现如倾斜(翻转)的情况，也会在该缩流的作用下抑制油自滑动面漏泄出去，故确实可将油供向轴承32，34，45。
根据第四方面所述的发明，因为在滑动连接面的轴向两端的密封部分65之间形成供油沟64，故油变得较易遍及整个滑动连接面而可提高润滑效果，而且起动时可利用残留在供油沟64的油而有效地润滑滑动连接面。若在驱动轴17的所有的轴承32，34，45上都设置该供油沟64，则可提高润滑的可靠性。
相对于此，根据第五方面所述的发明，在上部轴承32，34一侧的滑动连接面设置供油沟64而确实地进行润滑，在下部轴承45上却不设置供油沟64，而是用贮油处48的油来进行润滑。因此，与所有的轴承都设置供油沟64那样的结构相比，可使结构简单。而且，因将不设供油沟54的下部轴承45限定为接近贮油处48的下部轴承45，故也可防止滑动连接面的润滑不良。
另外，根据第六方面所述的发明，因为设定供油沟64的尺寸时，是要让它满足由“0.3L＜b＜L-0.2C×103”表达的关系式(3)的，故确实可防止气体流入轴承32，34而提高轴承性能，且可防止耐久性因轴承32，34的温度上升而下降。
换句话说，满足由“((L-b)/C)×10-3＞0.2”表示的关系式(1)以后，便确实可防止气体流入轴承32，34，特别能提高起动时的轴承性能。同时，满足由“b/L＞0.3”表示的关系式(2)以后，则确实可抑制轴承32，34的温度上升，而维持轴承32，34的耐久性不变。
图1为显示本发明的实施例所涉及的涡旋压缩机的整体结构的剖面图。
图2为显示本发明的实施例中的供油沟的驱动轴的部分立体图。
图3为显示供油沟的其他实施例的驱动轴的部分立体图。
图4为显示密封性的指标值与流动气体之间的关系的特性图。
图5为显示轴承和供油沟的轴向长度的比率“b/L”和轴承温度上升的关系的特性图。
图6为显示实施例中的轴承部第3供油路的流出端的驱动轴的部分立体图。
具体实施例方式
下面，参考附图，说明本发明的实施例。本实施例涉及一种涡旋式压缩机。该涡旋式压缩机，被连接到制冷剂气体循环而进行冷冻循环运转工作的未示的制冷剂回路上，对制冷剂进行压缩。
如图1所示，该涡旋式压缩机1拥有纵长型圆筒状且由密闭圆顶型的压力容器所构成的外壳10。在该外壳10的内部收容有压缩制冷剂气体的压缩机构15、及驱动该压缩机构15的压缩机马达16。压缩机马达16配置在压缩机构15的下方。而且，压缩机马达16拥有驱动压缩机构15的驱动轴17，该驱动轴17又被连结到压缩机构15上。
上述压缩机构15，拥有固定卷体22、布置在该固定卷体22的下面且与下面紧密配合的支架24以及与上述固定卷体22啮合的绕行卷体26。支架24在整个一周上与外壳10气密性地接合在一起。在固定卷体22与支架24上形成有贯通上下的连络通路28。
在支架24上，形成有在上面凹下的支架凹部30、在该支架凹部30的底面凹下的中凹部31、以及延伸到支架24的下面中央的上部第1轴承32。上述驱动轴17通过滑动轴承32a嵌合在该上部第1轴承32上，且上述驱动轴17可自由旋转。
在上述外壳10上，分别气密性地接着将制冷剂回路的制冷剂引导到压缩机构15的吸入管19、和将外壳10内的制冷剂喷出到外壳10外的喷出管20。
上述固定卷体22与绕行卷体26各自拥有端盖22a，26a及涡旋状搭接部分22b，26b。而且，在上述绕行卷体26的端盖26a下面，设置有位于上述支架凹部33与中凹部31的内侧且与上述驱动轴17连结的上部第2轴承34。而在该上部第2轴承34的外侧设有环状的密封环36，其与中凹部31的内周面紧密配合。
密封环36借助板簧等弹性力构件(图示省略)被挤压到绕行卷体26上而与其紧密配合，这样上述支架凹部30与中凹部31的内侧空间就被划分出密封环36外侧的第1空间37a及密封环36内侧的第2空间37b。在上述支架24形成有回油孔(图示省略)，而上述第2空间37b则与支架24的下方空间连通。于是，当冷冻机油流入第2空间37b时，可使该冷冻机油返回到支架24的下方。
驱动轴17的上端的偏心轴部分17a通过滑动轴承34a嵌合在上述绕行卷体26的上部第2轴承34上。上述绕行卷体26通过欧升环38连结到支架24上，不自转而在支架24内进行公转。上述固定卷体22的端盖22a的下面和绕行卷体26的端盖26a的上面，成为彼此互相滑动连接的滑动面，而两卷体22，26的搭接部分22b，26b接触部彼此间的间隙则形成为压缩室40。
在固定卷体22的中央部位形成有使压缩室40与固定卷体22的上方空间连通的喷出孔41。若通过绕行卷体26的公转压缩室40朝着中心收缩，制冷剂被压缩，则在该压缩室40所压缩的制冷剂便会通过喷出孔41而流入支架24的上方空间，又通过连络通路28流入支架24的下方空间。这样一来，外壳10内部则变为充满了高压的喷出制冷剂气体的高压空间，上述第2空间37b也变为高压空间。
在上述压缩机马达16的下方设置有固定在外壳10上的下部支架44，该下部支架44拥有支持着驱动轴17下部的下部轴承45，该驱动轴17的下部可通过滑动轴承45a自由地旋转。
在上述外壳10的底部形成有贮油处48，在驱动轴17的下端部则布置了通过该驱动轴17的旋转而将贮油处48的油吸出来的离心泵49。上述下部支架44有一部分浸泡在该贮油处48的油中。
在上述驱动轴17上形成有让离心泵49所吸取的油流通的主供油路51。该主供油路51形成在偏离驱动轴17的轴心的位置上且与该轴心平行。而且，在绕行卷体26上部第2轴承34内且在驱动轴17与端盖26a之间形成有油室52，流入主供油路51的油供到驱动轴17与各轴承32，34，45的滑动连接面上，同时也供到上述油室52中。
如上所述，高压的冷冻机油供到上述绕行卷体26的上部第2轴承34内的油室52，而且，上述第2空间37b内充满高压的制冷剂气体。这样一来，利用上述冷冻机油的压力与制冷剂气体的压力沿轴向将绕行卷体26推到固定卷体22上的力起作用。
另一方面，在上述绕行卷体26的端盖26a上形成有沿半径方向延伸的卷体部分供油路53。所形成的该卷体部分供油路53为在端盖26a的内部沿半径方向延伸的样子，其内端部连通到上述油室52，而外端部连通到形成在端盖26a上面例如形成为圆环状的油沟54。成为低压空间的压缩室40的吸入侧部分(在搭接部分22b，26b的接触部彼此间的间隙的周缘侧部分)，会通过形成在上述两卷体22，26的滑动面上的微小的沟(未图示)与上述第1空间37a相通。因此，在压缩机1运转的时候，滑动面相对外壳10内的高压空间而言压力相对地较低，而在其间产生差压。
换句话说，上述驱动轴的主供油路51在进行运转时从变为高压的贮油处48通过上述卷体部分供油路53通到为低压空间的第1空间37a。这样一来，贮油处48中的冷冻机油，便在借助高低差压工作的泵的作用下及上述离心泵的作用下，自贮油处48上升到主供油路51，又自油室52通过卷体部分供油路53供到两卷体22，26的滑动面上。
在上述卷体部分供油路53的一部分上设有使流路面积缩小的缩流部分56。缩流部分56除了可形成为使卷体部分供油路53的一部分的流路面积缩小的样子以外，也可形成为使该整个卷体部分供油路56的管径变小的样子，而可提高其加工性。
在上述驱动轴17上，形成有其一端连通到主供油路51，另一端连通到驱动轴17与各轴承32，34，45的滑动连接面的轴承部分供油路59，60，61。形成在驱动轴17上的该轴承部分供油路59，60，61，分为朝着设置在绕行卷体26的上部第2轴承34开着口的轴承部第1供油路59、朝着形成在支架24上的上部第1轴承32开着口的轴承部第2供油路60以及朝着形成在下部支架44的下部轴承45开着口的轴承部第3供油路61。
这些轴承部分供油路59，60，61中无论哪一个都朝着驱动轴17与轴承32，34，45的滑动连接面开着口，其开口部位于在滑动连接面的轴向的中间部位。而且，在上述驱动轴17与轴承32，34，45的滑动连接面上夹着轴承部分供油路59，60，61在轴向的两侧设置有实质上为气密构造的密封部分65(参照图2)。
通过例如微米级管理驱动轴17的外围面与轴承32，34，45内围面的尺寸，就能使密封部分65形成为实质上无间隙的状态。这样一来，就可阻止制冷剂气体在该轴承32，34，45的轴向两端流向驱动轴17与轴承32，34，45的滑动连接面。特别是在起动时等，即冷冻机油从贮油处48稳定地流到各轴承32，34，45之前，阻止高压的制冷剂气体流入驱动轴17与轴承32，34，45之间。
需提一下，上述密封部分65除了以驱动轴17的外周面与轴承32，34，45的内周面实质上无间隙的尺寸形成以外，还可例如通过另外安装密封构件等来构成，亦即，只要是制冷剂气体不流入在滑动连接面的构成即可。
另一方面，如图2所示，在驱动轴17上且是上部第2轴承34与上部第1轴承32的滑动连接面上形成有供油沟64。供油沟64是通过切除驱动轴17的外周面的一部分而形成为平面状。该供油沟64位于驱动轴17与上部第1、第2轴承32，34的滑动连接面上且该轴承部分供油路59，60的轴向两端的密封部分65之间，并通到轴承部分供油路59，60。该供油沟64沿驱动轴17的圆周方向形成为长矩形状，使轴承部分供油路59，60的开口端在轴向与圆周方向上扩大。
需提一下，如图3所示，该供油沟64也可形成为在驱动轴17的轴向上较长的矩形。而且，供油沟64并非一定要形成为矩形，只要在两端部设置有密封部分65，便可任意地变更其形状，例如可形成为圆形或螺旋沟等。而且，供油沟54不形成在驱动轴17侧的滑动连接面，而形成在轴承32，34一侧的滑动连接面也是可以的。
若假设轴承32，34的轴向长度为L，轴承32，34内径与驱动轴17的外径的间隙尺寸为C，供油沟64的轴向长度为b，那么，形成上述供油沟64时，最好是这些值满足关系式(1)、(2)。
((L-b)/C)×10-3＞0.2…(1)b/L＞0.3 …(2)上式(1)“((L-b)/C)×10-3”的值，表示密封部分65在轴向上的长度与驱动轴17和上部轴承32，34的间隙宽度之比，为显示密封性的指标值。图4显示该指标值与制冷剂气体流入量即喷气量(单位克/秒)的关系。由该图可知，在密封部分65的轴向长度相对滑动连接面的间隙而言很短，上述指标值小于等于0.2的情况下，由于密封部分65的通过抵抗变小，喷气量会急速地增加而使其密封性恶化。而且，出现了这样的现象以后，差压泵的高低差压也会变小，故供油性能也就下降。
上述图4所示的关系，是通过以轴承内径、轴承长度、轴承间隙轴承负荷及旋转数等为参数，将这些等参数作各种变更而进行解析的结果中的一个例子。由该图可知，即使改变这些参数，但在上述指标值超过0.2的范围下，也可抑制喷气的产生，故可有效地发挥其密封性。因此，若使用该指标值来形成供油沟64，则可边有效地发挥其密封性，边确保差压泵的充分的供油性能。
图5为显示由“b/L”表示的比率与上部轴承34，32的温度上升间的关系。由该图可知，在“b/L”小于等于0.3的范围中，上部轴承34，32的温度上升会急速地增大。该图5所示的关系，是以轴承直径、轴承长度、轴承间隙、轴承负荷、旋转数及油黏度等作为参数，将这些参数作各种变更进行解析的结果之一例。由该图可知，即使改变这些参数，只要“b/L”大于0.3，就能控制上部轴承34，32的温度上升。因此，将该“b/L”控制在上述范围内以后，就可使上部轴承32，34的耐久性不受到坏的影响。另外，各参数下的温度上升的值，用相对以未设置供油沟64的那种情况下的温度上升为100以后的相对值来表示。
由上述可知，供油沟64相对密封部分65越小，越可提高密封性，供油沟64越大，则越可控制温度上升。设定上述供油沟64的尺寸时，让它满足上述关系式(1)与(2)这两个关系式即可。因此，只要满足将上述关系式(2)代到关系式(1)中而求得的关系式(3)即可。
0.3L＜b＜L-0.2C×103…(3)这样构成上述供油沟64以后，就可有效地发挥出密封性，并确保供油能力，同时还可控制上部轴承34，32的温度上升。
另一方面，如图6所示，上述轴承部第3供油路61的流出端的剖面不会扩大，朝着驱动轴17的外周面开着口。亦即，在这一部分未设供油沟。下部支架44的一部分浸泡在贮油处48的油中，特别是在起动时，由于外壳10内的冷冻机油大都流回到贮油处48，故液面会上升。因此而成为贮油处48的油容易流入驱动轴17与下部轴承45间的状态。故，即使不在轴承部第3供油路61的流出端设置供油沟，也可确保供向下部轴承45的供油量。
在该压缩机1进行运转时，处于高压空间内的贮油处48的冷冻机油会流入驱动轴17的主供油路51。而且，流入主供油路51的油中有一部分会在差压泵与离心泵的作用下流入轴承部分供油路59，60，61，剩下的则从主供油路51流出而流入卷体部分供油路53中，供到与低压空间相通的卷体22，26的滑动面上。
流到上述轴承部分供油路59，60，61的油，各自从驱动轴17外周面的开口端供到驱动轴17与轴承32，34，45的滑动连接面。另外，由于在轴向两端对各轴承部分供油路59，60，61形成为密封部分65，故例如在起动时等且在油稳定地从驱动轴17与轴承32，34，45之间喷出之前等，也可以阻止制冷剂气体自轴承32，34，45的两端侧流入滑动连接面，而可维持轴承32，34，45的润滑性。这样一来，防止了轴承32，34，45的过度的温度上升，故可防止轴承32，34，45的可靠性下降，也可防止驱动轴17烧焦。
特别是由于在驱动轴17上且支架24与绕行卷体26的上部轴承32，34的滑动连接面形成了供油沟64，故可对上部轴承32，34提供足够的冷冻机油。
而且，若形成供油沟64时，让驱动轴17与上部轴承32，34的轴向滑动连接衔接长度L、轴承内径与驱动轴滑动连接部的外径之差C以及供油沟64的轴向长度b的关系，满足关系式(3)0.3L＜b＜L-0.2C×103，就能边防止制冷剂气体流入上部轴承32，34，边确保充分的供油能力。而且，确实可控制上部轴承32，34的温度上升。
另一方面，在驱动轴17与下部轴承45的滑动连接面处未设置供油沟，但在该部分可将贮油处48的油自驱动轴17与下部轴承45之间供到滑动连接面。特别是在起动时由于外壳10内的油会回到贮油处48，使得油量增加，故确实可利用贮油处48的油。因此，尽管为一简单的结构，却能确保供向下部轴承45的供油量。
而且，由于在与卷体22，26的滑动面连通的卷体部分供油路53设置了缩流通路56，故即使在绕行卷体在进行公转时有了倾斜，而在两卷体22，26的滑动面出现微小的间隙的情况下，也可借助卷体部分供油路53的缩流效果而抑制油的流出，由此而可控制主供油路51的压力下降。结果是，即使绕行卷体26翻转，也确实能将油自轴承部分供油路59，60，61供到轴承32，34，45。
其他实施例在上述实施例中，在涡旋式压缩机1中，使用了利用贮油处48与卷体22，26的滑动面间的高低压差的差压泵，但是低压一侧并不一定要与卷体22，26的滑动面连通。亦即，在本发明中，将油供到卷体22，26的滑动面上并不是必须的构成要件。因此，本发明也适用涡旋式压缩机以外的旋转式压缩机。
另外，在上述实施例中，也可省略轴承部第1供油路59与轴承部第2供油路60的供油沟64不用。特别是，在例如上部轴承32，34的轴向滑动连接长度L很短，仅用轴承部分供油路59，60，61便可充分地确保对该等轴承32，34的供油量的情况下，则省略供油沟64可使构造简化。相反地，在上述实施例中，在下部轴承61上未设置供油沟，但可在包含下部轴承61的所有的轴承59，60，61上设置供油沟64。这样一来，就既对所有的轴承59，60，61维持了密封性又确保了充分的供油量，故可更进一步地提高轴承的可靠性。
另外，在几个地方设置轴承32，34，45，将其设置在外壳内的哪一个位置，都是根据压缩机的具体结构设计的事项，这些事项并不限于上述实施例。例如，有时不设下部轴承也是可以的。
另外，在上述实施例中，并用了差压泵与离心泵49，但不设离心泵49等机械式的泵也是可以的。而且，在上述实施例中，主供油路51形成在偏离驱动轴17的轴心的位置上，不仅如此，主供油路51形成在和驱动轴17的轴心一致的位置上来代替上述做法，也是可以的。
而且，在上述实施例中，说明了喷出制冷剂气体充满了外壳10内的所谓的高压圆顶型压缩机1，也可为外壳10内被划分成高压空间与低压空间即所谓的高低压圆顶型压缩机。但是在这种情况下，必须将贮油处48与轴承32，34，45设置在高压空间中。
综上所述，本发明对旋转式压缩机很有用。
权利要求
1.一种旋转式压缩机，其在外壳(10)内拥有压缩机构(15)和具有驱动该压缩机构(15)的驱动轴(17)的压缩机马达(16)，上述驱动轴(17)由设置在外壳(10)内的高压空间中的轴承(32，34，45)所支承，在该驱动轴(17)上形成有从在进行运转时成为高压的贮油处(48)通到低压空间(37a)的主供油路(51)和一端通到主供油路(51)而另一端通到驱动轴(17)与轴承(32，34，45)的滑动连接面的轴承部分供油路(59，60，61)，其特征在于实质上为气密构造的密封部分(65)，形成在上述驱动轴(17)与轴承(32，34，45)的滑动连接面的轴向两端且其间夹着轴承部分供油路(59，60，61)。
2.根据权利要求1所述的旋转式压缩机，其特征在于压缩机构(15)拥有固定在外壳(10)上的固定卷体(22)和相对该固定卷体(22)进行公转运转的绕行卷体(26)；绕行卷体(26)上形成有自驱动轴(17)的主供油路(51)经由固定卷体(22)和绕行卷体(26)的滑动面而通到上述压缩机构(15)的吸入一侧的低压空间(37a)的卷体部分供油路(53)。
3.根据权利要求2所述的旋转式压缩机，其特征在于卷体部分供油路(53)的至少一部分构成为缩流通路(56)。
4.根据权利要求1、2或者3所述的旋转式压缩机，其特征在于至少给驱动轴(17)与轴承(32，34，45)中之一形成供油沟(64)，该供油沟(64)形成在滑动连接面上、位于轴承部分供油路(59，60，61)的轴向两端的密封部分(65)之间且与轴承部分供油路(59，60，61)连通。
5.根据权利要求4所述的旋转式压缩机，其特征在于驱动轴(17)在外壳(10)内沿上下方向布置着；轴承(32，34，45)拥有接近贮油处(48)的下部轴承(45)和位于下部轴承(45)上方的上部轴承(32，34)；滑动连接面的供油沟(64)至少设在上部轴承(32，34)上。
6.根据权利要求4所述的旋转式压缩机，其特征在于在设轴承(32，34)的轴向长度为L、位于滑动连接面的轴承(32，34)内径与驱动轴(17)外径的间隙尺寸为C、供油沟(64)的轴向长度为b时，这些值要满足由0.3L＜b＜L-0.2C×103...(3)表示的关系式(3)。
全文摘要
在利用外壳(10)内的高低差压并通过形成在驱动轴(17)上的主供油路(51)将油供到轴承(32，34，45)上的旋转型压缩机中，为防止高压气体流入驱动轴(17)和轴承(32，34，45)的滑动连接面，提高(32，34，45)的可靠性，而在驱动轴(17)和轴承(32，34，45)上形成夹着轴承部分供油路(59，60，61)、位于轴向两侧且为气密构造的密封部分(65)。
文档编号F04C29/02GK1533480SQ0380071
公开日2004年9月29日 申请日期2003年4月16日 优先权日2002年6月5日
发明者北浦洋, 山路洋行, 柳泽雅典, 上川隆司, 典, 司, 行 申请人:大金工业株式会社