涡旋压缩机的制作方法

本发明涉及一种使用于制冷装置或空调装置等的涡旋压缩机。

背景技术：

通常，具备容纳于壳体内的涡旋压缩机构和驱动该涡旋压缩机构的驱动马达的涡旋压缩机被广为人知。涡旋压缩机构构成为具备在圆板状端板的一面侧设置有涡旋状涡旋齿(wrap)的固定涡旋盘部件和回转涡旋盘部件，使这些固定涡旋盘和回转涡旋盘以啮合涡旋齿的状态对置，使回转涡旋盘相对于固定涡旋盘进行公转回转运动。而且，使形成于两者的涡旋齿之间的压缩空间的容积伴随回转涡旋盘的回转而减少，由此进行该空间内的流体(气体制冷剂)的压缩。

在涡旋压缩机中，以涡旋压缩机构或轴承的烧粘防止和冷却等为目的，需要对各滑动部进行润滑。并且，若流体从固定涡旋盘及回转涡旋盘的涡旋齿之间的微小的间隙泄漏，则会关系到压缩机的功率下降。因此，采用如下结构：在壳体的底部储存润滑油，并且在驱动马达的旋转轴的下端部附近设置润滑油泵，润滑油泵通过旋转轴的旋转而汲取润滑油，并供给到各滑动部，以往，提出有能够使润滑油的供给量对应于驱动马达的转速而变动的涡旋压缩机(例如参考专利文献1)。

用润滑油泵汲取的润滑油在供给到各滑动部之后，滴落并返回到壳体的底部，由此在壳体内进行循环。此时，导入到壳体内的流体卷起润滑油并吸入到固定涡旋盘与回转涡旋盘之间，由此润滑油混入流体中。因此，混入流体中的润滑油密封固定涡旋盘及回转涡旋盘的涡旋齿之间的微小的间隙，由此抑制压缩机的运行效率的降低。

以往技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开平08-177773号公报

技术实现要素：

发明要解决的技术课题

近年来，要求提高使用涡旋压缩机的制冷装置或空调装置的能力。因此正在进行如下研究：将涡旋压缩机的转速(运行频率)的上限值，从以往的100～140rps进行提高(例如150rps以上)，在更广的转速区域运行。该情况下，从供给润滑油的观点考虑，需要满足以下条件(a)、(b)。

(a)例如在50rps左右的低速运行时，为了密封涡旋齿之间的间隙而抑制运行效率的降低，需要将充分量的润滑油供给到各滑动部。另一方面，(b)例如在150rps以上的高速运行时，若向壳体的外部吐出的润滑油的量和流体一同增加，则储存在壳体内的润滑油有可能不足，因此需要抑制所吐出的润滑油量。然而，若对各滑动部的供给量增加，则通常所吐出的润滑油量也增加，因此上述条件(a)、(b)难以同时成立。

本发明是鉴于上述情况而完成的，其目的在于提供一种涡旋压缩机，该涡旋压缩机能够抑制低速运行时压缩机的运行效率的降低、以及能够减少高速运行时从压缩机吐出的润滑油量。

用于解决技术课题的手段

为了解决上述问题而达到目的，本发明的特征在于，具备：壳体，有低压气体流入；涡旋压缩机构，容纳于壳体内，并压缩低压气体；驱动马达，通过驱动轴而与涡旋压缩机构连接，并驱动该涡旋压缩机构；轴承部，旋转自如地支承驱动轴；及润滑油泵，通过驱动轴的旋转，汲取储存于壳体的底部的润滑油，并供给到涡旋压缩机构及轴承部的各滑动部，润滑油泵是容积式泵，其能够在驱动马达的转速至少在150rps以上的运行区域运行，表示每单位时间的供油量相对于转速的增加率的斜率随着该转速增大而减小。

根据该结构，能够实现，抑制低速运行时压缩机的运行效率降低，以及减少高速运行时从压缩机吐出的润滑油量，并能够在更广的转速区域运行。并且，由于低压气体流入壳体内，因此能够将润滑油泵与各滑动部之间的压力差保持为较小，通过压差而能够防止润滑油被过度供给。

并且，润滑油泵在将该润滑油泵每旋转1次的泵供油量设为q(cc/rev)，将涡旋压缩机构每旋转1次的涡旋推动量设为vs(cc/rev)的情况下，在驱动马达的转速为0rps以上且60rps以下的运行区域满足q/vs＞0.006，优选在驱动马达的转速至少为150rps以上且200rps以下的运行区域满足0.003≤q/vs≤0.006。根据该结构，在低速运行时能够充分地确保润滑油对各滑动部的供给量，且高速运行时能够抑制润滑油的供给量。

并且，也可以具备：供油通道，供给到滑动部的润滑油进行流通；及回油通道，使供给到滑动部的剩余的润滑油返回到壳体内，在将供油通道中的最小直径设为d1、回油通道的等效直径设为d2、润滑油泵的吸入口的内径设为d的情况下，吸入口的内径d满足d1≤d≤d2。根据该结构，供油通道中的最小直径d1为吸入口的内径d以下，因此能够将润滑油泵所汲取的润滑油可靠地供给到滑动部。并且，回油通道的等效直径d2为吸入口的内径d以上，因此可防止剩余的润滑油滞留在回油通道内，并能够防止储存于壳体底部的润滑油不足。

并且，润滑油泵可以设为滚动活塞式润滑油泵。根据该结构，滚动活塞式润滑油泵在高速旋转时产生吸入损失，因此能够有效地抑制压缩机高速运行时的供油量。

发明效果

根据本发明，润滑油泵为容积式泵，其能够在驱动马达的转速至少为150rps以上的运行区域运行，表示每单位时间的供油量相对于转速的增加率的斜率随着该转速增大而减小，因此能够实现抑制低速运行时压缩机的运行效率降低、以及减少高速运行时从压缩机吐出的润滑油量，并能够在更广的转速区域运行。

附图说明

图1是本实施方式所涉及的涡旋压缩机的整体剖面图。

图2是涡旋压缩机具备的供油泵的横剖面图。

图3是表示泵供油量q/涡旋推动量vs与驱动马达的转速的关系的曲线图。

图4是表示泵的每单位时间的供油量与驱动马达的转速的关系的曲线图。

具体实施方式

以下，参考附图，对本发明所涉及的实施方式进行详细说明。另外，本发明并不限定于该实施方式。并且，下述实施方式中的构成要件中包括本领域技术人员能够且容易更换的、或者实质上相同的要件。

图1是本实施方式所涉及的涡旋压缩机的整体剖面图。涡旋压缩机1压缩吸入到流体(例如制冷剂)并吐出，在本实施方式中，在空调装置或制冷装置等中介于使制冷剂循环的制冷剂流路中。

如图1所示，涡旋压缩机1在壳体3的内部具备作为驱动构成的马达(驱动马达)5和由马达5驱动的涡旋压缩机构7。

壳体3具备上下延伸的筒状壳体主体3a、封闭壳体主体3a的下端的底部3b、封闭壳体主体3a的上端的盖部3c，成为整体密闭的压力容器。壳体主体3a在其侧部设置有将制冷剂(低压气体)导入壳体3内的吸入管9。盖部3c在其上部设置有将通过涡旋压缩机构7被压缩的制冷剂(高压气体)排出的吐出管11。另外，壳体3在壳体主体3a与盖部3c之间设置有排出盖13，壳体3的内部被分割成比排出盖13更靠下侧的低压室3a和比排出盖13更靠上侧的高压室3b。排出盖13形成有连通低压室3a和高压室3b的开孔13a，并设置有开闭开孔13a的吐出簧片阀13b。并且，壳体3(低压室3a)内的底部构成为润滑油40滞留的储油室41。

马达5具备定子15、转子17及旋转轴(驱动轴)19。定子15在壳体主体3a的上下方向的大致中央被固定于壳体主体3a的内壁面上。转子17设置成可以相对于定子15进行旋转。旋转轴19相对于转子17沿长边方向上下配置。马达5通过从壳体3的外部被供电而使转子17旋转，旋转轴19与转子17一同进行旋转。在本实施方式中，马达5构成为例如通过逆变器(未图示)能够控制运行频率，能够在从低转速区域到高转速区域的宽范围内进行运行。

旋转轴19设置成端部向转子17的上方及下方突出，并相对于壳体主体3a，上端部通过上部轴承(轴承部)21、且下端部通过下部轴承(轴承部)23基于向上下方向延伸的轴心ce可旋转地被支承。旋转轴19在其上端形成有沿相对于轴心ce偏移的偏心le朝上方突出的偏心销25。具有该偏心销25的旋转轴19的上端与涡旋压缩机构7连接。并且，旋转轴19及偏心销25在其内部具有上下贯穿的供油孔(供油通道)27。该供油孔27在相当于上部轴承21及下部轴承23的高度位置具备与该供油孔27连通而向旋转轴19的径向贯穿的上部供油孔(供油通道)27a及下部供油孔(供油通道)27b。并且，在旋转轴19的下端设置有配置于储油室41中的供油泵(润滑油泵)29。供油泵29伴随旋转轴19的旋转而汲取滞留在储油室41中的润滑油40。被汲取的润滑油通过旋转轴19的供油孔27、上部供油孔27a及下部供油孔27b，并供给到上部轴承21及下部轴承23与旋转轴19的滑动部及涡旋压缩机构7。

上部轴承21使旋转轴19的上端部贯穿而将旋转轴19可旋转地支承。上部轴承21在其上表面，以包围所贯穿的旋转轴19的上端部的凹部21a。凹部21a容纳后述滑动衬套37，并且储存由供油泵29经由供油孔27送入的润滑油40。而且，被储存的润滑油40供给到涡旋压缩机构7。

并且，上部轴承21在外周的局部形成有缺口21b，以便与壳体3的壳体主体3a的内壁面具有间隙，并形成有连通该缺口21b和凹部21a的排油孔(回油通道)21c。并且，在上部轴承21的缺口21b的下方设置有盖板31。盖板31沿上下方向延伸设置。盖板31以包围缺口21b的周围的方式使两侧端朝向壳体主体3a的内壁面弯曲形成，且下端以逐渐靠近壳体主体3a的内壁面的方式折弯形成。而且，排油孔21c使在凹部21a中储存过剩的润滑油40从缺口21b向上部轴承21的外周排出。盖板31接收从缺口21b排出的润滑油40并引导至壳体主体3a的内壁面。通过盖板31引导至内壁面的润滑油40通过盖板31沿内壁面返回到壳体3内的底部的储油室41。

涡旋压缩机构7在壳体3的内部配置在比排出盖13更靠下侧的低压室3a即上部轴承21的上方，具备固定涡旋盘33、回转涡旋盘35及滑动衬套37。

固定涡旋盘33在固定于壳体3内部的固定侧端板33a的内表面(图1中的下方)形成有涡旋状固定侧涡旋齿33b。固定侧端板33a在其中央部形成有吐出孔33c。

回转涡旋盘35在固定涡旋盘33中的固定侧端板33a的内表面面对的可动侧端板35a的内表面(图1中的上方)形成有涡旋状可动侧涡旋齿35b。而且回转涡旋盘35的可动侧涡旋齿35b和固定涡旋盘33的固定侧涡旋齿33b彼此错开相位而啮合，由此形成有通过各端板33a、35a及各涡旋齿33b、35b而被划分的压缩室。并且，回转涡旋盘35在可动侧端板35a的外表面(图1中的下方)形成有因与旋转轴19的偏心销25连接而传递该偏心销25的偏心旋转的圆筒形状的凸台35c。并且，回转涡旋盘35通过配置在可动侧端板35a的外表面与上部轴承21之间的众所周知的十字滑块联轴器等自转阻止机构39，并根据偏心销25的偏心旋转而被阻止自转且公转回转。

滑动衬套37容纳于上述上部轴承21的凹部21a，并介于旋转轴19的偏心销25与回转涡旋盘35的凸台35c之间，将偏心销25的旋转移动作为回转涡旋盘35的回转移动而进行传递。并且，滑动衬套37设置成在偏心销25的径向上可以滑移，以维持回转涡旋盘35的可动侧涡旋齿35b与固定涡旋盘33的固定侧涡旋齿33b的啮合。

该涡旋压缩机构7中，经由吸入管9被导入到壳体3内的低压室3a的低压制冷剂因回转涡旋盘35公转回转而被吸入到固定涡旋盘33与回转涡旋盘35之间的压缩室内且被压缩。在此，通过排油孔21c并排出到壳体3内的润滑油40的一部分被低压室3a内的低压制冷剂卷起，混入该低压制冷剂中而被吸入固定涡旋盘33与回转涡旋盘35之间，由此被供给到固定涡旋盘33与回转涡旋盘35的滑动部。因此，混入制冷剂中的润滑油40密封各涡旋齿33b、35b之间的微小的间隙，由此防止制冷剂从该间隙泄漏，并抑制涡旋压缩机1的运行效率降低。

被压缩的高压制冷剂从固定涡旋盘33的吐出孔33c向固定侧端板33a的外面侧吐出，并通过自身的压力而开启排出盖13的吐出簧片阀13b，从开孔13a到达高压室3b，经由吐出管11向壳体3的外部排出。

然而，近年来，在使用涡旋压缩机1的制冷装置或空调装置中，有期待提高制冷能力或空调能力的倾向。通常已知，在涡旋压缩机中，将转速(运行频率)的上限值设为100～140rps，但是正在进行如下研究：比以往进一步提高该上限值(例如150rps以上)，在更广的转速区域运行。在扩大可运行的转速区域的情况下，从供给润滑油的观点考虑，第1、例如在50rps左右的低速运行时(低旋转区域)，为了密封各涡旋齿33b、35b之间的间隙而抑制运行效率的降低，需要对各滑动部供给充分量的润滑油40。并且，第2、例如在150rps以上的高速运行时(高旋转区域)，向壳体3的外部吐出的润滑油40的量和制冷剂一同增加，因此为了防止储存于壳体3内的润滑油40量的不足，需要抑制所吐出的润滑油量。然而，通常，若使马达5转速上升而增加润滑油40的供给量，则向壳体3的外部吐出的润滑油量也增加，因此难以同时实现上述第1条件及第2条件。本实施方式所涉及的涡旋压缩机1同时实现抑制低速运行时运行效率降低、以及减少高速运行时向壳体3的外部吐出的润滑油量。

图2是供油泵的横剖面图。供油泵29为所谓滚动活塞式(容积式)供油泵，如图1所示设置于下部轴承23。供油泵29具备下方开放部通过安装于下部轴承23的底面部的盖体44而被密封的气缸室45。盖体44具备与其成一体的向下方延伸的吸入喷嘴43，该吸入喷嘴43上形成有与气缸室45连通的吸入口43a。如图1及图2所示，在气缸室45内容纳有与形成于旋转轴19的下端的偏心轴部46嵌合的转子47，该转子47伴随旋转轴19的旋转，一边与气缸室45的内周面滑动接触，一边进行公转回转运动。如图2所示，转子47上一体设置有将气缸室45内部分割为供油室45a和排油室45b的叶片47a。通过转子47的公转回转运动，滞留在储油室41中的润滑油40通过吸入喷嘴43的吸入口43a和供油口48并被吸入到供油室45a，从排油室45b向排油口49吐出，并经过连通通道50(参考图1)而向旋转轴19的供油孔27送出。滚动活塞式供油泵29在高速旋转时产生吸入损失，因此能够有效地抑制马达5(压缩机1)高速运行时的供油量。另外，上述滚动活塞式供油泵29只是一个例子，只要是容积式供油泵就可以采用其他结构的供油泵。

如上所述，通过吸入口43a并被供油泵29汲取的润滑油40流过旋转轴19的供油孔27，一部分润滑油40通过上部供油孔27a及下部供油孔27b并分别供给到上部轴承21及下部轴承23与旋转轴19的滑动部。并且，一部分润滑油40被储存于上部轴承21的凹部21a中并供给到该凹部21a与回转涡旋盘35的滑动部，并且剩余的润滑油40通过排油孔21c而返回到储油室41。

在本实施方式中，供油泵29的吸入口43a的内径d与包括上部供油孔27a及下部供油孔27b的供油孔27的最小直径d1、排油孔21c的等效直径d2之间满足d1≤d≤d2的关系。

在此，供油孔27的最小直径d1是指，从供油泵29用于向各滑动部(上部轴承21、凹部21a、下部轴承23)供给的供油孔27中内径最窄的部分，在本实施方式中，上部供油孔27a及下部供油孔27b的内径成为最小直径d1。并且，在将排油孔21c的剖面积设为a、排油孔21c的外轮廓长度设为l的情况下，排油孔21c的等效直径d2是由d2＝4×a/l表示的参数。

根据该结构，供油孔27中的最小直径d1(上部供油孔27a及下部供油孔27b的内径)为吸入口43a的内径d以下，因此能够将供油泵29所汲取的润滑油40可靠地供给到上部轴承21及下部轴承23与旋转轴19的滑动部。并且，排油孔21c的等效直径d2为吸入口43a的内径d以上，因此能够防止剩余的润滑油40滞留在凹部21a及排油孔21c内，并能够防止储存于壳体3的底部的储油室41中的润滑油不足。

通常，容积式供油泵29存在若转速上升则压力损失增大的倾向，但构成为使供油泵29的吸入口43a的内径d满足d1≤d≤d2，因此能够进一步增大压力损失。

图3是表示相对于涡旋推动量vs的泵供油量q与马达的转速的关系的曲线图。并且，图4是表示泵的每单位时间的供油量与马达的转速的关系的曲线图。泵供油量q(cc/rev)是供油泵29每旋转1次时供油(吐出)的量的值，涡旋推动量vs(cc/rev)是表示涡旋压缩机构7每旋转1次时推动(进行吐出)的量的值。在本实施方式中，供油泵29中的泵供油量q/涡旋推动量vs的理论值为0.008。

在使转速变化的状态下测量具有上述性能的供油泵29的泵供油量q(cc/rev)即为图3。如图3所示，泵供油量q/涡旋推动量vs的实测值与理论值相比具有随着马达5的转速增大而减少的倾向。具体而言，在马达5的转速为orps以上且60rps以下的低速运行时(低旋转区域)满足q/vs＞0.006，与此相对，在马达5的转速至少为150rps以上且200rps以下的高速运行时(高旋转区域)减少为满足0.003≤q/vs≤0.006的范围。通常，ocr(制冷剂循环量中吐出油量所占的比率)具有相对于马达5(压缩机)的转速指数增加的倾向。因此，在马达5的转速为0rps以上且60rps以下的范围内，ocr变小，供油泵29的供油量的大小对效率带来很大影响。

该结构中，低速运行时的泵供油量q/涡旋推动量vs满足q/vs＞0.006，因此如图4所示，低速运行时每单位时间的供油量v(cc/s)的实测值能够将与理论值的偏差保持为较小。因此，能够充分地确保混入制冷剂中的润滑油的量，通过该润滑油密封各涡旋齿33b、35b之间的微小的间隙，能够防止制冷剂从该间隙泄漏，并能够抑制涡旋压缩机1的运行效率的降低。另外，低速运行时的泵供油量q/涡旋推动量vs成为q/vs≤0.006的情况下，密封上述涡旋齿33b、35b之的微小的间隙时无法供给充分量的润滑油，导致降低涡旋压缩机1的运行效率。

另一方面，高速运行时的泵供油量q/涡旋推动量vs满足0.003≤q/vs≤0.006，因此如图4所示，高速运行时每单位时间的供油量v(cc/s)的实测值与低速运行时相比能够使与理论值的偏差更大。因此能够减少高速运行时每单位时间的供油量v(cc/s)，相应地，能够减少从涡旋压缩机1吐出的润滑油量。从而能够实现抑制低速运行时涡旋压缩机1的运行效率降低、以及能够减少高速运行时从涡旋压缩机1吐出的润滑油量，并能够实现在更广的转速区域的运行。

在本实施方式中，高速运行时的泵供油量q/涡旋推动量vs构成为满足0.003≤q/vs≤0.006，但在q/vs＜0.003的范围内，供给到各滑动部的润滑油量减少，因此有可能会导致涡旋压缩机构7或上部轴承21、下部轴承23的冷却不良，并有可能会产生涡旋压缩机构7或上部轴承21、下部轴承23的烧粘。并且，在0.006＜q/vs的范围内，由于从供油泵29供给的润滑油量增大，因此从涡旋压缩机1吐出的润滑油量增大，其结果，储存于壳体3内的润滑油量减少，由此有可能导致涡旋压缩机构7或上部轴承21、下部轴承23的冷却不良，并有可能会产生涡旋压缩机构7或上部轴承21、下部轴承23的烧粘。

并且，在本实施方式中，关于每单位时间的供油量v的实测值的曲线图，如图4所示，表示供油量的增加率的斜率θ随着该转速增大而减小。因此，在高速运行时不仅能够抑制润滑油的供给量，而且在低速运行时也能够充分地确保对各滑动部的润滑油的供给量。

以上，对本发明的实施方式进行了说明，但本实施方式只是作为例子而提出，并非要限定发明范围。本实施方式能够以其他各种方式实施，在不脱离发明的主旨的范围内，能够进行各种省略、取代及变更。本实施方式或其变形包括在发明的范围或主旨内，同样也包括在权利要求范围中所记载的发明和其均等的范围内。

符号说明

1-涡旋压缩机，3-壳体，3a-壳体主体，5-马达(驱动马达)，7-涡旋压缩机构，9-吸入管，11-吐出管，13-排出盖，19-旋转轴(驱动轴)，21-上部轴承(轴承部)，21c-排油孔(回油通道)，23-下部轴承(轴承部)，27-供油孔(供油通道)，27a-上部供油孔(供油通道)，27b-下部供油孔(供油通道)，29-供油泵(润滑油泵)，31-盖板，33-固定涡旋盘，33a-固定侧端板，33b-固定侧涡旋齿，33c-吐出孔，35-回转涡旋盘，35a-可动侧端板，35b-可动侧涡旋齿，35c-凸台，37-滑动衬套，39-自转阻止机构，40-润滑油，41-储油室，43-吸入喷嘴，43a-吸入口，44-盖体，45-气缸室，45a-供油室，45b-排油室，46-偏心轴部，47-转子，47a-叶片，48-供油口，49-排油口，50-连通通道，d-内径，d1-最小直径，d2-等效直径。

权利要求书(按照条约第19条的修改)

1.(补正后)一种涡旋压缩机，其特征在于，具备：

壳体，有低压气体流入；

涡旋压缩机构，容纳于所述壳体内，并压缩所述低压气体；

驱动马达，通过驱动轴而与所述涡旋压缩机构连接，并驱动该涡旋压缩机构；

轴承部，旋转自如地支承所述驱动轴；及

润滑油泵，通过所述驱动轴的旋转，汲取储存于所述壳体的底部的润滑油，并供给到所述涡旋压缩机构及所述轴承部的各滑动部，

所述润滑油泵是容积式泵，其能够在所述驱动马达的转速至少在150rps以上的运行区域运行，在将该润滑油泵每旋转1次的泵供油量设为q(cc/rev)、将所述涡旋压缩机构每旋转1次的涡旋推动量设为vs(cc/rev)的情况下，该q/vs值随着所述驱动马达的转速增大而减少，关于所述润滑油泵，表示每单位时间的供油量相对于所述转速的增加率的斜率随着该转速增大而减小。

2.(补正后)根据权利要求1所述的涡旋压缩机，其特征在于，

所述润滑油泵在所述驱动马达的转速为0rps以上且60rps以下的运行区域，

所述q/vs值满足q/vs＞0.006，

在所述驱动马达的转速至少为150rps以上且200rps以下的运行区域，

满足0.003≤q/vs≤0.006。

3.根据权利要求1或2所述的涡旋压缩机，其特征在于，具备：

供油通道，供给到所述滑动部的润滑油进行流通；及回油通道，使供给到所述滑动部的剩余的润滑油返回到所述壳体内，

在将所述供油通道中的最小直径设为d1、所述回流油路的等效直径设为d2、所述润滑油泵的吸入口的内径设为d的情况下，

所述润滑油泵的吸入口的内径d满足d1≤d≤d2。

4.根据权利要求1至3中任一项所述的涡旋压缩机，其特征在于，

所述润滑油泵是滚动活塞式润滑油泵。

说明或声明(按照条约第19条的修改)

按pct条约第19条，申请人对权利要求进行了修改，提交修改后的权利要求书全文替换页。

中科专利商标代理有限责任公司

基于条约第19条(1)的说明书

将权利要求1补正为如下：“一种涡旋压缩机，其特征在于，具备：壳体，有低压气体流入；涡旋压缩机构，容纳于所述壳体内，并压缩所述低压气体；驱动马达，通过驱动轴而与所述涡旋压缩机构连接，并驱动该涡旋压缩机构；轴承部，旋转自如地支承所述驱动轴；及润滑油泵，通过所述驱动轴的旋转，汲取储存于所述壳体的底部的润滑油，并供给到所述涡旋压缩机构及所述轴承部的各滑动部，

所述润滑油泵是容积式泵，其能够在所述驱动马达的转速至少在150rps以上的运行区域运行，在将该润滑油泵每旋转1次的泵供油量设为q(cc/rev)、将所述涡旋压缩机构每旋转1次的涡旋推动量设为vs(cc/rev)的情况下，该q/vs值随着所述驱动马达的转速增大而减少，关于所述润滑油泵，表示每单位时间的供油量相对于所述转速的增加率的斜率随着该转速增大而减小。”。

随此，从权利要求2中删除了“在将该润滑油泵每旋转1次的泵供油量设为q(cc/rev)，将所述涡旋压缩机构每旋转1次的涡旋位移量设为vs(cc/rev)的情况下”。

在书面意见中，关于权利要求2指出：至于每旋转1次供给多少润滑油，是可以根据涡旋压缩机构的大小适当地设定的设计事项。

然而，关于“泵供油量q/涡旋推动量vs随着驱动马达的转速增大而减少”这一点，在文献1-5中均未记载。

本申请的权利要求1中所记载的发明因具备上述结构而发挥如下效果：能够充分地确保在转速低的低速运行时对各滑动部的润滑油的供给量，并且，能够抑制转速高的高速运行时润滑油的供给量。