阅读说明：本技术 压缩机 (Compressor with a compressor housing having a plurality of compressor blades ) 是由 横山哲英 岩崎俊明 堀口大辅 伊藤慎一 冈本政哉 小山修平 于 2018-03-05 设计创作，主要内容包括：本发明的压缩机具备：压缩机构部,其配置于密闭容器内；电动机部,其驱动压缩机构部；驱动轴,其将电动机部的驱动力向压缩机构部传递；主轴承,其支承驱动轴的上部；副轴承,其支承驱动轴的下部；径向承受面,其设置于副轴承,并将驱动轴的径向面支承为能够滑动；以及推力承受面,其将驱动轴的推力面支承为能够滑动。在推力面与推力承受面之间具有使推力面与推力承受面以曲面接触的接触点、和随着从接触点朝向径向外侧而连续地增加的缝隙。(The compressor of the present invention comprises: a compression mechanism unit disposed in the closed container; a motor unit that drives the compression mechanism unit; a drive shaft for transmitting the driving force of the motor to the compression mechanism; a main bearing supporting an upper portion of the drive shaft; a sub-bearing supporting a lower portion of the drive shaft; a radial bearing surface provided on the sub-bearing and supporting a radial surface of the drive shaft to be slidable; and a thrust receiving surface that slidably supports the thrust surface of the drive shaft. The thrust surface and the thrust receiving surface have a contact point between them, which makes the thrust surface and the thrust receiving surface contact with each other in a curved surface, and a gap which continuously increases from the contact point toward the radially outer side.)

压缩机

技术领域

本发明涉及作为制冷循环装置的构成要素之一使用的压缩机。

背景技术

作为空气调和装置等制冷循环装置的构成要素之一存在涡旋压缩机，该涡旋压缩机具备：压缩机构部，其具有相互啮合的摆动涡旋件以及固定涡旋件；电动机部，其驱动压缩机构部；以及驱动轴，其将电动机部的驱动力向压缩机构部传递。驱动轴由设置于电动机部的上下的主轴承和副轴承支承为能够旋转。若驱动轴由电动机部驱动而旋转，则设置于驱动轴的上端部的偏心轴部的摆动涡旋件进行公转。由此，在设置于压缩机构部内的摆动涡旋件与固定涡旋件之间的压缩室压缩制冷剂。若在压缩机构部压缩制冷剂，则对驱动轴作用径向的气体载荷，该气体载荷由主轴承和副轴承支承。另外，副轴承支承驱动轴的旋转，并且支承驱动轴的铅垂向下的自重。

在这样的涡旋压缩机中，为了同时支承径向方向的载荷(以下，称为径向载荷)以及推力方向的载荷(以下，称为推力载荷)两者，副轴承大多采用球轴承(例如参照专利文献1)。

然而，球轴承成本高，另外，内圈与滚动球、以及外圈与滚动球分别以点接触来承受载荷，因此存在长期的可靠性差等各种问题点。作为该对策，存在将滑动轴承应用于副轴承的涡旋压缩机(例如，参照专利文献2)。

对于专利文献2所记载的涡旋压缩机而言，作为滑动轴承的副轴承由分别独立地支承径向载荷和推力载荷的径向轴承以及推力轴承等构成。而且，由设置于副轴承的推力承受面承受设置于驱动轴的下端部的推力面，由设置于副轴承的径向承受面承受设置于驱动轴的副轴部的径向面。

专利文献1：日本特开平04-241786号公报

专利文献2：日本专利第4356375号公报

通常，针对涡旋压缩机的驱动轴，在运转时作用压缩载荷和离心力，而沿径向方向作用有大的载荷。因此，驱动轴的轴心相对于压缩机的中心轴边倾斜边挠曲。此外，压缩机的中心轴是指沿上下方向延伸的轴。驱动轴的主轴部和副轴部分别相对于主轴承和副轴承边倾斜边旋转。如专利文献1那样，若在涡旋压缩机的副轴承采用球轴承，则利用滚动球与内圈的间隙、和滚动球与外圈的间隙来吸收驱动轴的倾斜，因此容易确保驱动轴与副轴承之间的平行度。然而，球轴承如上述那样在成本方面以及长期的可靠性方面差。

如专利文献2那样，若在副轴承采用滑动轴承，则虽然在成本以及长寿命上具有优越性，但存在如下问题：边倾斜边旋转的驱动轴与推力承受面单侧接触，使局部的赫兹应力变高，在推力承受面的滑动状态变得严峻。然而，在专利文献2中，未对相对于推力承受面的单侧接触的问题进行任何研究。

发明内容

本发明是鉴于上述的点而完成的，其目的在于提供一种在副轴承使用了滑动轴承的压缩机中，能够确保推力承受面的良好的滑动状态的压缩机。

本发明所涉及的压缩机具备：压缩机构部，其配置于密闭容器内；电动机部，其驱动压缩机构部；驱动轴，其将电动机部的驱动力向压缩机构部传递；主轴承，其支承驱动轴的上部；副轴承，其支承驱动轴的下部；径向承受面，其设置于副轴承，并将驱动轴的径向面支承为能够滑动；以及推力承受面，其将驱动轴的推力面支承为能够滑动，在推力面与推力承受面之间具有使推力面与推力承受面以曲面接触的接触点、和随着从接触点朝向径向外侧而连续地增加的缝隙。

根据本发明，能够确保推力承受面的良好的滑动状态。

附图说明

图1是示意性地表示本发明的实施方式1所涉及的涡旋压缩机的截面结构的纵剖视图。

图2是表示本发明的实施方式1所涉及的涡旋压缩机的主要部分的图。

图3是本发明的实施方式1所涉及的涡旋压缩机的驱动轴的在Z-X截面的挠曲状态、和径向油槽的周向的配置位置的说明图。

图4是本发明的实施方式1所涉及的涡旋压缩机的驱动轴的在Y-Z截面的挠曲状态、和径向油槽的周向的配置位置的说明图。

图5是本发明的实施方式1所涉及的涡旋压缩机的作用于驱动轴的载荷以及载荷的作用方向的说明图。

图6是表示本发明的实施方式1所涉及的涡旋压缩机的变形例1的图。

图7是表示本发明的实施方式1所涉及的涡旋压缩机的变形例2的图。

图8是表示本发明的实施方式1所涉及的涡旋压缩机的变形例3的图。

图9是表示本发明的实施方式2所涉及的涡旋压缩机的主要部分的图、且是将比副轴承靠下端的部分放大示出的示意图。

图10是表示本发明的实施方式3所涉及的涡旋压缩机的主要部分的图、且是将比副轴承靠下端的部分放大示出的示意图。

具体实施方式

以下，作为本发明的实施方式所涉及的压缩机的一个例子，参照附图对涡旋压缩机进行说明。这里，包含图1，在以下的附图中，标注相同的附图标记的部分是相同或与其相当的部分，并且在以下记载的实施方式的全文中通用。而且，说明书全文所表达的构成要素的方式只不过是例示，并不限定于说明书所记载的方式。

实施方式1

图1是示意性地表示本发明的实施方式1所涉及的涡旋压缩机的截面结构的纵剖视图。在图1中，用箭头a表示推力载荷、用箭头b表示径向载荷。图2是表示本发明的实施方式1所涉及的涡旋压缩机的主要部分的图。在图2中，(a)是将比驱动轴的副轴承靠下端的部分放大示出的示意图，(b)是从正下方观察驱动轴的推力面的形状的示意图。另外，在图2中箭头表示润滑油的流动。

该涡旋压缩机100例如作为构成冰箱、冷冻库、自动售卖机、空调机、制冷装置或热水器等制冷循环装置的制冷设备之一而被搭载。

该涡旋压缩机100具备：压缩机构部A，其收容于密闭容器13内；电动机部B；以及驱动轴6，其将电动机部B的驱动力向压缩机构部A传递。如图1所示，压缩机构部A配置于密闭容器13的上侧，电动机部B配置于密闭容器13的下侧。而且，若驱动轴6由电动机部B驱动而旋转，则形成于压缩机构部A内的后述的压缩室5的容积缩小，使压缩室5内的制冷剂被压缩。

另外，在密闭容器13连接有用于吸入制冷剂的制冷剂吸入管15、和用于排出制冷剂的制冷剂排出管16。密闭容器13为压力容器，且构成涡旋压缩机100的外廓。该密闭容器13的底部成为供润滑油贮存的油储藏空间14。贮存于油储藏空间14的润滑油被设置于驱动轴6的下端部的油泵9吸上来，而向驱动轴6以及压缩机构部A的各滑动部供给。对供油路径进行后述。

以下，对各构成部进行说明。

[压缩机构部A]

压缩机构部A具有如下功能：压缩从制冷剂吸入管15吸入的制冷剂，并经由后述的排出口4以及制冷剂排出管16向密闭容器13的外部排出制冷剂。压缩机构部A主要由固定涡旋件1、摆动涡旋件2以及十字联轴节25构成。固定涡旋件1由台板1a、和设置于台板1a的下表面的漩涡突起1b构成。固定涡旋件1固定于主框架8a的上端部，该主框架8a固定于密闭容器13的内周面。此外，固定涡旋件1可以通过螺栓等紧固部件来固定。

摆动涡旋件2也与固定涡旋件1同样地由台板2a、和设置于台板2a的上表面的漩涡突起2b构成。在摆动涡旋件2的台板2a的底面下侧的中心附近形成有偏心孔2c，摆动轴承17被圧入至偏心孔2c。在摆动轴承17能够滑动地连结有设置于驱动轴6的上端的偏心轴6a。摆动涡旋件2通过设置于摆动涡旋件2与主框架8a之间的十字联轴节25相对于固定涡旋件1进行公转运动，而不进行自转运动。另外，在摆动涡旋件2的下表面侧，即在摆动涡旋件2与主框架8a之间设置有摆动推力轴承18。

固定涡旋件1与摆动涡旋件2以彼此的漩涡突起相互啮合的方式设置于密闭容器13内。而且，通过固定涡旋件1与摆动涡旋件2的彼此的漩涡突起的啮合来形成容积相对变化的压缩室5。在压缩室5的外周部形成有将从制冷剂吸入管15吸入到密闭容器13内的制冷剂向压缩室5引导的吸入口3，制冷剂经由吸入口3被吸入至压缩室5。而且，制冷剂在压缩室5内被压缩，压缩后的制冷剂从形成于固定涡旋件1的中心部的排出口4排出。从排出口4排出的制冷剂经由制冷剂排出管16向密闭容器13的外部排出。

[主框架8a]

对于主框架8a而言，在其上端部固定有固定涡旋件1，并且经由摆动推力轴承18将摆动涡旋件2从下方支承为能够滑动。主框架8a以外周面与密闭容器13的内周面接触的方式安装于密闭容器13内。另外，在主框架8a的中心部附近形成有使驱动轴6贯通的贯通孔，在该贯通孔设置有将驱动轴6的后述的主轴部6b支承为能够旋转的主轴承19。即，主框架8a还具有经由主轴承19将驱动轴6支承为能够旋转的功能。

[辅助框架8b]

辅助框架8b在电动机部B的下方固定于密闭容器13的侧壁内表面。辅助框架8b与主框架8a一起构成壳体8。辅助框架8b由筒状部8ba、和从筒状部8ba的下端部向外侧延伸的凸缘部8bb构成。

另外，在辅助框架8b的中心部附近形成有使驱动轴6贯通的贯通孔，在该贯通孔设置有圆筒形状的副轴承11。副轴承11将驱动轴6的后述的副轴部6c支承为能够旋转，且为支承径向方向的载荷的径向轴承。另外，副轴承11由一般被称为“衬瓦(metal)”的滑动轴承构成。

辅助框架8b除了承受径向载荷之外，还承受由驱动轴6的自重和转子磁力产生的推力载荷。该推力载荷由配置于辅助框架8b的下方的油泵9的后述的上表面罩9c承受，上表面罩9c的上表面成为推力承受面12。

即，本实施方式1的涡旋压缩机100构成为，由副轴承11支承作用于驱动轴6的径向载荷，并由设置于油泵9的上表面罩9c的推力承受面12承受推力载荷。而且，本实施方式1的涡旋压缩机100的特征在于保持推力承受面12的良好的滑动状态的构造。对该构造进行后述。

[电动机部B]

电动机部B具有为了在压缩机构部A压缩制冷剂而驱动摆动涡旋件2的功能。电动机部B配置在主框架8a与辅助框架8b之间。电动机部B主要由具有转子10a和定子10b的电动机10构成。转子10a固定地设置于驱动轴6的周面，并通过开始向定子10b的通电而被驱动旋转。定子10b通过热压配合等方式固定于密闭容器13的内周面，并隔着间隙包围转子10a，使转子10a旋转。

[驱动轴6]

驱动轴6将电动机部B的转子10a的旋转向压缩机构部A的摆动涡旋件2传递。驱动轴6从上开始依次具有偏心轴6a、固定于电动机部B的转子10a的主轴部6b、副轴部6c、以及与副轴部6c相比直径缩小的泵***轴6d。偏心轴6a设置为相对于驱动轴6的轴心偏心，并如上述那样与摆动轴承17能够滑动地连结。另外，在主轴部6b，在转子10a的上侧设置有平衡器26a，在转子10a的下侧设置有平衡器26b。

另外，在驱动轴6形成有在驱动轴6的中心部沿轴向延伸的供油纵孔7a、从供油纵孔7a分支地沿径向延伸的偏心轴供油横孔7b、主轴供油横孔7c、径向供油横孔7d以及推力供油横孔7e。更具体而言，偏心轴供油横孔7b形成于偏心轴6a，主轴供油横孔7c形成于主轴部6b，径向供油横孔7d形成于副轴部6c，推力供油横孔7e形成于泵***轴6d。

另外，在驱动轴6的副轴部6c的外周面形成有沿轴向延伸的轴向油槽7f，该轴向油槽7f通过径向供油横孔7d与供油纵孔7a连通。

副轴部6c的底面为中空的圆板形状，成为由从泵***轴6d的上端向径向外侧扩展的正交面形成的推力面6f。驱动轴6的自重和磁力向压缩机的轴心的下方作用，驱动轴6边向推力承受面12被推压边旋转。

在推力面6f形成有从内周端到外周端沿径向延伸的径向油槽7g。另外，副轴部6c的下端的外径侧角部换言之推力面6f的径向外侧端部，为了缓和与旋转时的推力承受面12的接触角度而形成为由曲率半径Rs1的曲面形成的倒角部(圆角)6e。倒角部(圆角)6的圆弧范围形成在小于90度的角度范围。

[副轴部6c的副轴承11的材料硬度]

通常驱动轴6的主轴部6b和副轴部6c通过对母材的碳钢进行淬火而硬化后使用。在图2的(a)中用点表示的部分表示副轴部6c的淬火部位。另一方面，由于推力面6f以不硬化的方式使用，所以需要与副轴部6c的淬火部位保持距离。在副轴承11的径向承受面11a通常使用润滑性优越的金属衬瓦。在与径向面滑动的径向承受面11a的内周表面使用铝合金或铜合金来承受硬的副轴部6c。另一方面，推力承受面12使用表面粗糙度细且淬火后的硬的钢材，从而即便从推力面6f承受载荷也不会磨损。

[油泵9]

油泵9具备具有内侧转子9aa以及外侧转子9ab的可动部9a、主体基体9b、以及覆盖可动部9a的上表面罩9c，并在主体基体9b部分通过螺钉24固定于辅助框架8b。上表面罩9c的上表面如上述那样成为推力承受面12，为了保持推力承受面12与副轴承11的直角度精度和充分的刚性，将油泵9固定于辅助框架8b而成为一体。

上表面罩9c由环状部件构成，在中央部形成有贯通孔23。在由该贯通孔23和向该贯通孔23的下方连续的空间形成的上端开口，***有驱动轴6的泵***轴6d。而且，贯通孔23的上端开口的周围以与泵***轴6d不接触的方式形成为由曲率半径Rp0的曲面形成的倒角部12e。上表面罩9c配置于副轴部6c的下方，相当于本发明的外廓部件。另外，油泵9的下端开口9d浸渍于油储藏空间14的润滑油中。

对于油泵9而言，可动部9a伴随着驱动轴6的旋转而运行，将贮存于油储藏空间14的润滑油从下端开口9d吸上来，向压缩机构部A的各处供给。压缩机构部A的各处相当于摆动轴承17、摆动推力轴承18、主轴承19、副轴承11以及推力承受面12等各种轴承、和十字联轴节25的滑动部等。被油泵9吸上来的润滑油从供油纵孔7a经由偏心轴供油横孔7b以及主轴供油横孔7c向摆动轴承17以及主轴承19供给。另外，从供油纵孔7a的上侧出口或偏心轴供油横孔7b流出的润滑油的一部分向摆动推力轴承18和十字联轴节25的滑动部等供给。另外，被油泵9吸上来的润滑油从供油纵孔7a经由径向供油横孔7d向副轴承11供给，并且从供油纵孔7a经由推力供油横孔7e向推力承受面12供给。向推力承受面12的供油为本实施方式1的特征部分，且在以下重新进行说明。

[推力面6f；推力承受面12]

对于上表面罩9c的推力承受面12而言，径向内侧成为平坦面12b，比平坦面12b靠径向外侧的部分成为随着朝向外侧而向下方缓缓地倾斜的倾斜面12d。平坦面12b为与副轴承11的内周面亦即径向承受面11a成直角且高度一样的面。对于推力承受面12的平坦面12b而言，在内周端与曲率半径Rp0的倒角部12e以连续的方式相连，且在平坦面终点12c处形成曲率半径Rp1并与倾斜面12d以连续的方式相连。根据该结构，在推力面6f与推力承受面12之间形成有使推力面6f与推力承受面12以曲面接触的接触点12f、和随着从接触点12f朝向径向外侧而连续地增大的缝隙20。

在最大负荷条件下，驱动轴6向压缩载荷方向倾斜1/1000[rad]到2/1000[rad]左右。只要将倾斜面12d的倾斜角度设计为与在最大负荷条件下的驱动轴6的倾斜水平相同，就能够在运转条件最严峻的最大负荷条件下，使推力面6f与推力承受面12缓缓地接触的状态进行旋转来缓和磨损状态。

驱动轴6的副轴部6c越倾斜，与推力承受面12滑动的接触点12f的位置越从内周侧向外周侧沿径向移动。

这里，对运转时的驱动轴6的倾斜进行说明。

1)首先，在作用于驱动轴6的径向载荷微小，且推力面6f与推力承受面12的平坦面12b大致平行的状态下，由整个平坦面12b承受作用于驱动轴6的推力载荷。作用于驱动轴6的推力载荷通常相当于驱动轴6、转子10a、平衡器26a以及平衡器26b的各自的自重和推力下方向的磁力。

2)其次，若压缩运转开始则作用径向载荷，驱动轴6进行挠曲变形，推力面6f发生倾斜而在推力承受面12的平坦面终点12c的外侧附近的曲面(曲率半径Rp1)接触，驱动轴6进行旋转。

3)若负荷进一步增大，压缩载荷和离心力增加，则驱动轴6进行挠曲变形，推力面6f进一步倾斜，推力面6f以与推力承受面12缓缓地接触的状态旋转。

4)最后，在最大负荷条件下，驱动轴6大幅挠曲变形，推力面6f从推力承受面12的平坦面12b倾斜，则推力面6f的外周部的倒角部6e的曲面(曲率半径Rs1)与推力承受面12的倾斜面12d单侧接触而旋转。在该情况下，通过增大倒角部6e的曲率半径Rs1，从而抑制倒角部12e与推力承受面12单侧接触而导致局部的赫兹应力增大的情况。

例如，根据曲率半径1的圆筒和曲率半径2的圆筒以长度L接触时的赫兹应力的式子，

赫兹应力∝(载荷)×(杨氏模量)×L×{1/(曲率半径1)²+(曲率半径2)²}成立。

倒角部6e的曲率半径Rs1为Rp0＜Rs1＜Rp1的大小关系，Rs1需要设计为至少大于Rp0，且接近Rp1。

一般的R倒角(圆角)为R0.2～R2左右，与此相对，倒角部6e的曲率半径Rs1在设计允许范围内取大值，通常为R3以上的大小。

另外，在本实施方式1中，将推力承受面12的径向外侧设为倾斜面12d而与推力面6f分离，由此副轴部6c与上表面罩9c滑动的滑动部并不是整个推力承受面12，而是平坦面12b。因此，与不形成倾斜面12d而是将整个推力承受面12设为平坦面12b的情况相比，能够使滑动部的外周位置接近径向内侧。因此，能够抑制最大滑动速度。

另外，在磨合运转后，作为平坦面12b与倾斜面12d的边界的平坦面终点12c的角逐渐消失。因此，推力面6f与推力承受面12在平坦面终点12c处的接触角度也变缓，能够缓和滑动部的接触表面压力。

[其他结构]

在主框架8a以及定子10b之间配置有沿驱动轴6的轴向延伸的返油管29，另外，在定子10b形成有以沿轴向延伸的方式贯通的返油孔29a。该返油管29以及返油孔29a具有使在压缩机构部A使用后的润滑油返回油储藏空间14的功能。此外，在图1中，举例示出了仅设置一个返油管29以及返油孔29a的情况，但并不限定于该情况。例如，也可以设置有两个以上的返油管29以及返油孔29a。

如以上这样，对于涡旋压缩机100而言，在密闭容器13内的上部配置压缩机构部A，在下部配置电动机部B，电动机部B的驱动力经由驱动轴6向压缩机构部A的摆动涡旋件2传递，而驱动摆动涡旋件2旋转。此外，并不特别限定润滑油的种类，只要能够作为压缩机构部A的润滑油使用即可。例如，可以将PAG(聚亚烷基二醇)或POE(多元醇酯)等作为润滑油使用。另外，也并不特别限定制冷剂的种类。

[动作说明]

以下，对涡旋压缩机100的动作进行说明。

若对构成电动机10的定子10b开始通电，则驱动轴6与转子10a一起开始旋转。若驱动轴6开始旋转，则与偏心轴6a连结的摆动涡旋件2一边被十字联轴节25阻止自转一边进行公转运动。由此，压缩室5一边逐渐减少容积一边向中心侧移动。其结果，从吸入口3吸入至压缩室5的制冷剂的压力逐渐升高。而且，压力上升后的制冷剂通过排出口4以及制冷剂排出管16向机外排出，被压送至与制冷剂排出管16连接的制冷剂配管(未图示)。

这样，由于密闭容器13内的制冷剂向外部排出，因此密闭容器13内成为负压。因此，来自机外的制冷剂配管(未图示)的制冷剂通过制冷剂吸入管15被吸入密闭容器13内。而且，被吸入至密闭容器13内的制冷剂在冷却电动机10后从吸入口3吸入压缩室5。

另外，伴随驱动轴6的旋转，油泵9的内侧转子9aa旋转，外侧转子9ab也随之旋转，由此利用油泵9的泵作用将油储藏空间14的润滑油通过供油纵孔7a吸向上方。吸上来的润滑油分别被分配至副轴承11、主轴承19以及摆动轴承17，从而润滑上述各轴承。经由摆动轴承17的润滑油向摆动推力轴承18以及十字联轴节25供给，从而润滑这些滑动部。另外，供给至十字联轴节25的润滑油经由返油管29返回至油储藏空间14。

[辅助框架8b的筒状部8ba的变形]

副轴承11支承由于涡旋压缩机100的运行而产生的径向载荷。设置有副轴承11的辅助框架8b的筒状部8ba与凸缘部8bb相比径向的厚度薄，而成为薄壁柔性构造部。像这样通过将筒状部8ba设为薄壁柔性构造部，由此使得筒状部8ba随着驱动轴6的倾斜而弹性变形，从而能够抑制驱动轴6向径向承受面11a的单侧接触。此外，由于图2为示意图，因此虽然筒状部8ba比凸缘部8bb薄，但以形成为厚壁的方式示出，实际上形成为能够弹性变形的薄壁。

[径向载荷以及推力载荷]

伴随着涡旋压缩机100的运行，对副轴承11作用径向载荷。即，对副轴承11沿径向方向施加与驱动轴6的旋转同步的变动载荷。副轴承11如上述那样由滑动轴承构成。像这样由于对副轴承11不采用球轴承等，所以相应地确保长期的可靠性并防止驱动轴6的烧结，并且能够抑制磨损以及摩擦损失的增大，能够获得稳定的启动性。

另外，伴随着涡旋压缩机100的运行，对上表面罩9c的推力承受面12作用推力载荷。即，驱动轴6的自重作为推力载荷向铅垂下方施加于推力承受面12。为了将驱动轴6的副轴部6c的推力面6f和上表面罩9c的推力承受面12保持在良好的滑动状态，需要在推力承受面12确保始终稳定的油面。

为此，在本实施方式1中，在推力承受面12的外周侧设置倾斜面12d，而在副轴承11的底面与倾斜面12d之间，且在推力承受面12的径向外侧的区域和比推力承受面12更靠外侧的区域形成油存积空间22。由于油从径向承受面11a的下端侧的油密封部11向油存积空间22流入，所以利用储藏到上端22b为止的油的压力头，从推力承受面12的外周侧向滑动面供给始终稳定的油。另一方面，从推力承受面12的内周侧向滑动面，从泵***轴6d的推力供油横孔7e通过径向油槽7g，供给始终稳定的油。以下，对用于在推力承受面12确保始终稳定的油面的供油路径详细地进行说明。此外，这里为了形成作为油存积空间22的空间将推力承受面12的径向外侧的区域设为倾斜面12d，但并不局限于倾斜面12d，也可以是形成于比平坦面12b的高度位置低的位置的平面。

[关于向推力承受面12的供油路径]

被油泵9吸上来的润滑油的一部分向泵***轴6d的外周侧流入，由于离心力向驱动轴6的径向外侧排出。即，流入至泵***轴6d的外周侧的润滑油在泵***轴6d与油泵9的可动部9a的缝隙上升，进而在泵***轴6d与上表面罩9c的缝隙上升。而且，在泵***轴6d与上表面罩9c的缝隙上升的润滑油到达推力承受面12。另外，通过油泵9被升压而流入至供油纵孔7a的润滑油的一部分，也从形成于泵***轴6d的推力供油横孔7e借助离心力向径向外侧排出而到达推力承受面12。具体而言，推力供油横孔7e在泵***轴6d中在比推力面6f靠下部的位置与供油纵孔7a连通，并沿驱动轴6的径向延伸而形成，向推力面6f与推力承受面12之间供给润滑油。

而且，到达推力承受面12的润滑油在形成于推力面6f的径向油槽7g从内周端向外周端流动，而流入至油存积空间22。此外，沿轴向切断径向油槽7g而成的流路截面积，形成为小于在与轴向正交的方向切断泵***轴6d与上表面罩9c之间的环状的缝隙而成的流路截面积。因此，泵***轴6d与上表面罩9c之间的环状的缝隙内的润滑油集中流入径向油槽7g，径向油槽7g内成为被润滑油充满的状态。而且，径向油槽7g由于驱动轴6的旋转而绕周向一周，因此润滑油扩散至推力承受面12的整个区域。

另外，从供油纵孔7a供给至径向供油横孔7d的润滑油从轴向油槽7f向副轴部6c的外周面与径向承受面11a的缝隙供给。而且，供给至副轴部6c的外周面与径向承受面11a的缝隙的润滑油扩散至副轴承11的径向承受面11a的整个区域，从而润滑副轴承11。

这里，在副轴部6c的外周面，与副轴承11对置的区域中的比轴向油槽7f靠上方的区域S1，相比于靠下方的区域S2，轴向长度长。区域S1与副轴承11的缝隙以及区域S2与副轴承11的缝隙由于润滑油的滞留而成为油密封部。由于区域S1与区域S2相比轴向的长度长，所以上侧的油密封部11c的轴向的长度比下侧的油密封部11d的轴向的长度长。因此，减少从径向供油横孔7d供给至轴向油槽7f的润滑油从副轴承11的上端侧流出而向密闭容器13内泄漏的量，以使润滑油存积在油存积空间22。这样，设为油存积空间22内存在大量润滑油的状态，从而能够将推力面6f和推力承受面12保持在良好的滑动状态。

如以上这样，从供油纵孔7a经由推力供油横孔7e的润滑油和从供油纵孔7a经由径向供油横孔7d的润滑油在油存积空间22合流。而且，在油存积空间22合流后的润滑油通过油排出流路21返回至油储藏空间14，该油排出流路21由设置于辅助框架8b的与油泵9彼此的安装面的槽以及孔构成。对于油排出流路21而言，上游端在油存积空间22的下端22a开口，下游端的排出孔21a在油泵9的主体基体9b的外表面向下开口。排出孔21a为油排出流路21的出口，且位于比油存积空间22靠下侧的位置。于是，油存积空间22内的润滑油通过油排出流路21向辅助框架8b的外部排出。此外，图2的(a)的附图标记22b为油存积空间22的上端，且上端22b配置于比径向油槽7g靠上侧的位置。

这里，若重新对油存积空间22进行定义，则如图2所示通过将副轴承11设置于辅助框架8b的筒状部8ba的内侧，从而至少以副轴承11的厚度的量，在副轴承11的下方形成圆筒状的空间。该空间成为油存积空间22的一部分。

另外，在图2中，在辅助框架8b的筒状部8ba的内周面22c中的与驱动轴6的副轴部6c对置的区域，且位于副轴承11的下方的区域部分，形成有向径向的外侧凹陷的壁面部22d。这样，通过在辅助框架8b的筒状部8ba的内周面22c进一步设置壁面部22d，从而使油存积空间22进一步扩展。另外，通过设置壁面部22d，从而使边倾斜边旋转的驱动轴6的副轴部6c的下端部与推力承受面12或径向承受面11a接触，从而能够降低副轴部6c、推力承受面12或径向承受面11a损伤的担忧。

此外，在油排出流路21的中途形成有给予适当的流路阻力的节流流路21b，通过形成节流流路21b，从而能够使润滑油暂时贮存于油存积空间22。另外，在径向承受面11a或推力承受面12产生了磨损粉的情况下，需要使磨损粉向油储藏空间14排出，而不是存积于油存积空间22。即，需要将磨损粉从油存积空间22经由油排出流路21排出。因此，优选将节流流路21b的流路截面设为，深度和宽度分别设定为0.2mm～1mm左右的流路截面。

[径向油槽7g与油存积空间22的轴向的位置关系]

径向油槽7g如上述那样形成于推力面6f，但为了将推力面6f和推力承受面12保持在良好的油润滑状态，需要成为径向油槽7g内被润滑油充满的状态。若存积于油存积空间22的润滑油的上表面位于比构成轴向油槽7f的凹槽的底部靠下方的位置，则径向油槽7g内无法被润滑油充满。因此，构成为存积于油存积空间22的油的上表面位于比构成轴向油槽7f的凹槽的底部靠上方的位置。具体而言，将油存积空间22的体积以及节流流路21b根据与向油存积空间22流入的油量的关系来设计即可。

[径向油槽7g的周向的配置位置]

对于径向油槽7g而言，在推力面6f形成有一处，考虑驱动轴6的挠曲方向来设定其在推力面6f中的周向的配置位置。以下，参照图3以及图4对径向油槽7g的周向的配置位置进行说明。另外，在图3以及图4的说明之前，首先，使用图5对作用于驱动轴6的载荷以及载荷的作用方向进行说明。

图5是本发明的实施方式1所涉及的涡旋压缩机的作用于驱动轴的载荷以及载荷的作用方向的说明图。

对于Y轴而言，从轴心方向俯视观察驱动轴6时，将从驱动轴6的轴心连结偏心轴6a的轴心的方向(以下，称为偏心方向)设为+。对于Z轴而言，在驱动轴6的轴心将上方向设为+。X轴为与Y轴以及Z轴正交的坐标轴。驱动轴6在从上方观察时绕逆时针方向向θ(－X)方向旋转，但在相反侧的+X方向承受气体载荷。在图5中，Fx为在压缩室5压缩制冷剂气体所需要的气体载荷，主要作用到+X方向。另外，F_1x为作用于主轴承19的X轴方向的载荷。F_1y为作用于主轴承19的Y轴方向的载荷。F_2x为作用于副轴承11的X轴向的载荷。F_2y为作用于副轴承11的Y轴向的载荷。

另外，由于对驱动轴6作用有由于离心力使驱动轴6整体向偏心(+Y)方向倾斜的力矩，因此以抵消上述力矩的方式在转子10a的上下安装平衡器26a以及平衡器26b。F_BW1为由平衡器26a作用于驱动轴6的离心力所产生的载荷。F_BW2为由平衡器26b作用于驱动轴6的离心力所产生的载荷。

图3是本发明的实施方式1所涉及的涡旋压缩机的驱动轴的在Z-X截面的挠曲状态、和径向油槽的周向的配置位置的说明图。在图3中，(A)是表示作用于驱动轴6的气体载荷在低负荷运转时的情况，(B)是表示气体载荷在高负荷运转时的情况。另外，在(A)以及(B)的每一个中，(a)是表示驱动轴6的在Z-X截面的挠曲状态的图，(b)是从上方观察的驱动轴6的俯视图，且是表示作用于驱动轴6的载荷的图，(c)是从下方观察的径向油槽7g的周向的位置的说明图。另外，在图3中圆弧状的双线箭头表示驱动轴6的旋转方向。

由于摆动涡旋件2等的偏心旋转而向+Y方向对驱动轴6作用离心力Fc。但是，在采用由固定涡旋件1的漩涡突起(齿顶涡圈部)1b承受离心力Fc的构造的情况下，离心力Fc不作用于驱动轴6。这里，首先，在能够忽略离心力的Z-X截面中，在压缩室5压缩制冷剂气体所需要的气体载荷Fx作为主载荷向+X方向对驱动轴6作用，主轴部6b和副轴部6c则作用有与其相互平衡的反作用力。在主轴承19与主轴部6b之间，在副轴承11与副轴部6c之间分别存在有能够用于流体润滑的直径缝隙(通常，轴径的1/1000作右)。因此，驱动轴6挠曲变形，并且以主轴部6b在主轴承19向+X方向接近，副轴部6c在副轴承11向－X方向接近的方式轴整体倾斜，副轴部6c的轴心6h也相对于压缩机的轴心(Z轴)6g倾斜。其结果，在图3的(A)的低负荷运转时，推力面6f相对于推力承受面12以X轴的－方向浮起而推压X轴的+方向的方式倾斜。

并且，在高负荷运转时，如图3的(B)所示与低负荷运转时相比驱动轴6更大程度地挠曲变形。因此，副轴部6c的推力面6f相对于推力承受面12以X轴的+方向浮起而推压X轴的－方向的方式倾斜。若将径向油槽7g向推力承受面12推压，则表面压力在径向油槽7g的边缘附近局部性地变高而易磨损成为问题。因此，为了使径向油槽7g附近与推力承受面12不单侧接触，可以将径向油槽7g配置为避开±X方向。另一方面，在副轴承11的径向承受面11a，副轴部6c向－X方向接近而作用有载荷，因此轴向油槽7f设置于+X侧(反载荷侧)。

接下来，图4是本发明的实施方式1所涉及的涡旋压缩机的驱动轴的在Y-Z截面的挠曲状态、和径向油槽的周向的配置位置的说明图。在图4中，(A)表示低速运转时，(B)表示高速运转时。另外，在(A)以及(B)的每一个中，(a)是表示驱动轴6的在Y-Z截面的挠曲状态的图，(b)是表示从上方观察的驱动轴6的俯视图，且是表示作用于驱动轴6的载荷的图，(c)是从下方观察的径向油槽7g的周向的位置的说明图。另外，在图4中圆弧状的双线箭头表示驱动轴6的旋转方向。

若由于摆动涡旋件2等的偏心旋转而对驱动轴6作用离心力Fc，则存在对固定涡旋件1的漩涡突起(齿顶涡圈部)1b等局部性地作用大的载荷，或因驱动轴倾斜而转子振摆回转等问题。因此，作为缓和由离心力Fc引起的载荷的机构，在转子10a的上下安装平衡器26a以及平衡器26b，使作用于驱动轴6的Y-Z截面的力和力矩相互平衡。此时，边挠曲变形边倾斜的驱动轴6由于离心力Fc的有无而产生倾斜角的变化，但副轴部6c以大致相同的倾向倾斜。

转子10a的上侧的平衡器26a的离心力F_BW1向－Y方向作用，下侧的平衡器26b的离心力F_BW2向－Y方向作用，因此在副轴承11的径向承受面11a中，以在副轴部6c的下侧更接近－Y方向的方式倾斜。其结果，在图4的(A)的低速运转时以及(B)的高速运转时，推力面6f相对于推力承受面12均以Y轴的+方向浮起而推压Y轴的－方向的方式倾斜。因此，为了使径向油槽7g附近与推力承受面12不单侧接触，优选配置为避开－Y方向。

以上，如通过图3以及图4说明的那样，对驱动轴6作用有作为主要的载荷的气体载荷和离心力，而推力面6f发生倾斜，但在所有的运转条件下径向油槽7g难以单侧接触的是Y轴的+方向即偏心方向。因此，优选将径向油槽7g配置于偏心方向(+Y方向)。

并且，在最严峻的高速高负荷的运转条件下，如图3的(B)和图4的(B)所示，除了作为主要的载荷的气体载荷Fx外，转子上侧的平衡器26a的离心力F_BW1始终向－Y方向作用，转子下侧的平衡器的26b的离心力F_BW2始终向+Y方向作用。气体载荷Fx与离心力F_BW1的合力Fr向从上方观察时从+X轴向顺时针(反旋转方向)方向稍微偏移的角度方向作用，使驱动轴6挠曲变形，因此推力面6f所单侧接触的角度和副轴径向载荷的方向上也稍微偏移地作用。若考虑上述情况，则如图3的(B)的(c)和图4的(B)的(c)所记载的那样，在推力面6f的径向油槽7g的位置从下方观察时从Y轴的+方向(偏心方向)向逆时针(反旋转方向)方向偏移角度α配置的情况下，能够获得更高的耐久性。角度α为0deg以上且45deg以下的锐角范围。

(发明的效果)

根据上述的实施方式1，在推力面6f与推力承受面12之间具有随着从接触点12f朝向径向外侧而连续地增加的缝隙20。另外，具有如下结构：在推力面6f的外周侧具有油存积空间22，在润滑油通过径向油槽7g和缝隙20供给至推力承受面12后，在油存积空间22贮存油。这样，通过设置油存积空间22，能够始终确保润滑油在推力面6f与推力承受面12之间流动。其结果，在推力承受面12中，能够确保良好的油润滑状态和滑动状态，能够抑制驱动轴6的异常磨损以及驱动轴6的烧结等。这样，在实施方式1中，能够仅通过在推力面6f与推力承受面12之间设置随着朝径向外侧而变大的缝隙和油存积空间22这样的比较简便的手段，来提高压缩机的寿命和可靠性。

另外，通过在油排出流路21的中途设置节流流路21b，从而能够成为容易将润滑油暂时保持于油存积空间22内的结构，对于获得推力承受面12的良好的油润滑方面是有效的。

另外，作为油存积空间22的具体的结构，只要将推力承受面12的比径向的内侧靠径向外侧的部分设为随着朝向外侧而向下方倾斜的倾斜面12d即可，能够简单地构成。

另外，通过在推力承受面12的径向外侧存在油存积空间22，从而能够使推力面6f与推力承受面12所接触的滑动部的径向位置靠向内侧。因此，在驱动轴6的倾斜角变大的严峻的滑动条件亦即高负荷且高速运转时，能够降低在作为接触点的平坦面终点12c处的滑动速度。或者，能够将接触角度抑制为小。

另外，由于上表面罩9c的贯通孔23的上表面开口的周围形成为由曲面形成的倒角部12e，因此能够避开驱动轴6的旋转时与泵***轴6d的接触。

另外，由于驱动轴6的推力面6f的径向外侧端部形成为由曲面形成的倒角部6e，因此能够缓和与推力承受面12接触的接触角度，从而能够保持良好的滑动状态。

此外，压缩机并不限定于图1～图5所示的构造，能够在不脱离本发明的要旨的范围内例如像以下这样实施各种变形例。

＜实施方式1的变形例1＞

图6是表示本发明的实施方式1所涉及的涡旋压缩机的变形例1的图，且是将涡旋压缩机的比副轴承靠下端的部分放大的示意图。

变形例1与图2所示的基本结构相比较，不同点在于去除了泵***轴6d的推力供油横孔7e。另外，推力承受面12也为淬火硬化后的状态，且推力承受面12与副轴部6c(径向面)的淬火部位的距离与图2所示的基本结构相比更接近。另外，油存积空间22的空间也不像图2那样在内壁面22ca具有凹陷，因此容积变小的点与图2所示的基本结构不同。

在高速高负荷的运转条件下，推力面6f大幅倾斜而在曲率半径大的倒角部(圆角)6e发生接触并滑动。即便在像这样从泵***轴6d去掉了推力供油横孔7e的情况下，油也从径向承受面11a的下端侧的油密封部11d向油存积空间22流入。因此，利用储藏到上端22b为止的油的压力头，能够向推力承受面12的外侧大量供给始终稳定的油。另一方面，对于从推力承受面12的内周侧向倒角部6e，能够从泵***轴6d与贯通孔23之间的缝隙通过径向油槽7g供给从油泵9漏出的润滑油。然而，由后者的油泵泄漏产生的供油量因转速越低压力头越少而减少，因此在低速可能范围存在界限。

如在图2叙述的那样，在泵***轴6d设置推力供油横孔7e的结构，对于在离心泵作用下经由推力面6f的径向油槽7g向推力承受面12大量且始终稳定地供给润滑油是有效的。但是，除低速运转时的课题外，在本变形例1中也能够获得与其同等的效果。

＜实施方式1的变形例2＞

图7是表示本发明的实施方式1所涉及的涡旋压缩机的变形例2的图，且是将涡旋压缩机的比副轴承靠下端的部分放大的示意图。

变形例2与图2所示的基本结构相比较，以下两点不同。即，一点是，在推力承受面12侧没有倾斜面12d，而是将平坦面12b延伸至径向外侧的终端。另一点是，以推力面6f的径向外侧端部的倒角部6e的曲率半径Rs1比图2中的大的方式形成油存积空间22。此外，推力承受面12也为淬火硬化后的状态，推力承受面12与副轴部6c的淬火部位的距离接近，油存积空间22的空间也比图2中的小。

在图2中，推力承受面12的平坦面终点12c为该推力承受面12与推力面6f的接触点。与此相对，在变形例2中，通过将整个推力承受面12设为平坦面，从而若驱动轴6倾斜，则推力承受面12上的与倒角部6e的倒角开始位置6ea接触的点成为接触点12f。为此，通过增大倒角部6e的半径Rs，从而接触点12f相比于半径Rs小的情况位于靠推力承受面12的径向内侧的位置，因此能够降低接触点12f处的滑动速度。另外，通过增大倒角部6e的半径Rs，从而即便将整个推力承受面12设为平坦面12b也能够比半径Rs小的情况缓和接触角度。

另外，在变形例2中，构成为以从接触点12f与驱动轴6的轴心垂直地下降的线段为半径的圆(以下，接触滑动圆)在轴向观察时大于可动部9a。由于设为该结构，可获得以下的效果。即，对于上表面罩9c而言，外周部由主体基体9b支承，内周部侧则不被支承而成为浮起的状态，所谓的悬臂梁状。因此，假设接触滑动圆位于比油泵9的可动部9a靠内侧的位置，则上表面罩9c的内周部侧被驱动轴6压下，上表面罩9c可能会挠曲。但是，由于设为接触滑动圆大于可动部9a的结构，所以具有能够防止上表面罩9c的挠曲的效果。

＜实施方式1的变形例3＞

图8是表示本发明的实施方式1所涉及的涡旋压缩机的变形例3的图。在图8中，(a)是将涡旋压缩机的比副轴承靠下端的部分放大的示意图，(b)是本变形例3的推力承受面即环状钢板的从正上方观察的图。

变形例3与变形例2相比较，以下的点不同。使用厚度薄且表面粗糙度细的环状钢板12g作为推力承受面12这一点不同。环状钢板12g载置在油泵9的上表面罩9c之上使用。其中，“厚度薄”例如是指厚度为1mm以下，另外，“表面粗糙度细”例如是指表面粗糙度为z1以下。例如能够将厚度0.5mm的PK钢板等市场上出售的淬火薄板钢材用于环状钢板12g。环状钢板12g相当于本发明的环状部件的一个例子，是研磨淬火钢带的表面而完成的。

对于环状钢板12g而言，在圆形外周的一部分具有向外侧突出的耳状的突起部位12ga，在油泵9的主体基体9b的切口部位***耳状的突起部位12ga而以不旋转的方式将其固定。

在本变形例3中，通过使用环状钢板12g，从而环状钢板12g追随推力面6f的举动，因此滑动性提高。另外，由于使用市场上出售的淬火薄板钢材作为环状钢板12g，所以存在简便地完成加工的优点。

实施方式2

图9是表示本发明的实施方式2所涉及的涡旋压缩机的主要部分的图，且是将比副轴承靠下端的部分放大示出的示意图。

本实施方式2与图2所示的基本结构相比较不同点在于：将径向油槽7g的形成位置从推力面6f侧替换为推力承受面12侧，并且将径向油槽7g的数量增设为多个，优选为3个以上。另外，推力承受面12侧仅由与压缩机的轴心6g正交的平坦面12b形成，没有倾斜面12d。取而代之，推力面6f侧由从与轴心6g(压缩机的轴心基准)正交的正交面倾斜的倾斜面6fa形成的点不同。推力面6f随着从轴心6g朝向径向外侧而向上方倾斜。通过将推力面6f的倾斜角度设计为与在高负荷且高速运转下挠曲的副轴部6c的轴心6h的倾斜角度θs相同的程度，从而能够将推力面6f与推力承受面12的接触角度保持为小。其中，“在高负荷且高速运转时挠曲的轴心6g的倾斜角度”为1/1000～2/1000rad左右。

如图2那样，在将径向油槽7g形成于推力面6f的结构中，通过驱动轴6的旋转带来径向油槽7g位置的旋转而产生离心泵作用，具有将润滑油扩散到整个推力承受面12的效果。与此相对，如本实施方式2那样，在将径向油槽7g形成于推力承受面12的结构中，由于径向油槽7g的位置不旋转，因此径向油槽7g内的润滑油不易流动，不易在推力承受面12扩散。为此，在本实施方式2中，通过将径向油槽7g的数量增加为多个从而能够减小流路阻力，由此获得使润滑油扩散到整个推力承受面12的效果。

但是，径向油槽7g的流路截面积小于由泵***轴6d与上表面罩9c之间的环状的缝隙构成的流路的流路截面积。由此，能够使在径向油槽7g中流动的润滑油向推力承受面12的上表面侧溢出，借助推力面6f的旋转扩散到整个面，从而能够良好地保持润滑状态。

另外，通过设置倾斜面6fa，与不设置倾斜面6fa而是将推力面6f与推力承受面12均设为平坦面的情况相比，接触点12f位于径向内侧。因此，能够实现接触点12f上的滑动速度的降低和接触点12f上的接触角度的缓和。

对于径向油槽7g的形成位置，还是如在图2中叙述的那样设为推力面6f，才能够在离心力作用下向推力承受面12供给大量润滑油。但是，如本实施方式2那样，即便将径向油槽7g的形成位置设为推力承受面12，只要适当地设计径向油槽7g，也能够获得与实施方式1同等的效果。

另外，副轴承11的径向承受面11a的在驱动轴6的轴向上的两端部中的至少一个端部由曲面形成。由此，能够抑制由曲面形成的端部与驱动轴6的接触所导致的损伤。此外，在图9中示出有副轴承11的径向承受面11a的在驱动轴6的轴向上的两端部由曲面形成的结构。

实施方式3

图10是表示本发明的实施方式3所涉及的涡旋压缩机的主要部分的图，且是将比副轴承靠下端的部分放大示出的示意图。

辅助框架8b除径向载荷之外还承受由驱动轴6的自重和转子磁力产生的推力载荷。在图2中，由配置于辅助框架8b的下方的油泵9的上表面罩9c来承受该推力载荷，上表面罩9c的上表面成为推力承受面12。在本实施方式3中，不同点在于，由通过螺栓40固定于辅助框架8b的底部的底板8bc来承受推力载荷，底板8bc的上侧表面成为推力承受面12。推力承受面12的形状与图2大致相同。推力面6f的形状也与图2相同。

底板8bc为在中心部形成有贯通孔的环状的圆形台板，底板8bc的外径大于辅助框架8b的筒状部8ba的外径。在底板8bc开设有多个螺孔，使螺栓40穿过螺孔并与设置于辅助框架8b的螺孔螺合，由此将底板8bc固定于辅助框架8b。另外，泵***轴6d的长度比图2多出底板8bc的厚度的量。底板8bc相当于本发明的环状部件的一个例子。

根据本实施方式3，由与油泵9的上表面罩9c分体的底板8bc形成推力承受面12，因此能够不受油泵9的设计制约地选择底板8bc的材料以及厚度。因此，能够容易增强推力承受面12的表面硬度以及弯曲强度，而不受油泵9的设计制约。

另外，也可以在不脱离本发明的主旨的范围内适当地组合上述实施方式1、变形例1～变形例3、实施方式2以及实施方式3的各个特征性的结构。例如，将作为实施方式2的特征性构成的、在推力承受面12设置有多个径向油槽7g的结构与将倾斜面6fa设置于推力面6f的结构组合使用，不局限于此。例如，也可以与图2所示的将倾斜面12d设置于推力承受面12的结构组合。另外，也可以将变形例2的增大倒角部6e的曲率半径Rs1的结构与实施方式2组合。另外，也可以将变形例3的环状钢板12g组合到实施方式2以及实施方式3中。

另外，在上述实施方式1～3中，副轴承11和辅助框架8b以分体的方式构成，但也可以一体构成，并将一体化的构成部件作为支承驱动轴6的副轴部6c的径向面的副轴承。

另外，上述实施方式1～3中，形成推力承受面的部件为油泵9的上表面罩9c、环状钢板12g、或固定于辅助框架8b的底部的底板8bc，且与形成径向承受面11a的副轴承11以分体的方式构成。但是，如上述那样将副轴承11与辅助框架8b设为一体的基础上，还可以将形成推力承受面的部件设为一体，并将一体化后的构成部件作为支承驱动轴6的副轴部6c的径向面和推力面的副轴承。

另外，在上述说明中，对压缩机为涡旋压缩机的结构进行了说明，但并不局限于此，也可以为旋转压缩机等其他形式的压缩机。

附图标记说明

1...固定涡旋件；1a...台板；1b...漩涡突起；2...摆动涡旋件；2a...台板；2b...漩涡突起(齿顶涡圈部)；2c...偏心孔；3...吸入口；4...排出口；5...压缩室；6...驱动轴；6a...偏心轴；6b...主轴部；6c...副轴部；6d...泵***轴；6e...倒角部；6ea...倒角开始位置；6f...推力面；6fa...倾斜面；6g...压缩机的轴心；6h...副轴部的轴心；7a...供油纵孔；7b...供油横孔；7c...供油横孔；7d...供油横孔；7e...供油横孔；7f...轴向油槽；7g...径向油槽；8...壳体；8a...主框架；8b...辅助框架；8ba...筒状部(副轴承衬瓦)；8bb...凸缘部；8bc...底板；9...油泵；9a...可动部；9aa...内侧转子；9ab...外侧转子；9b...主体基体；9c...上表面罩；9d...下端开口；10...电动机；10a...转子；10b...定子；11...副轴承；11a...径向承受面；11c...油密封部；11d...油密封部；12...推力承受面；12b...平坦面；12c...平坦面终点；12d...倾斜面；12e...倒角部；12f...接触点；12g...环状钢板；12ga...突起部位；13...密闭容器；14...油储藏空间；15...制冷剂吸入管；16...制冷剂排出管；17...摆动轴承；18...摆动推力轴承；19...主轴承；21...油排出流路；21a...排出孔；21b...节流流路；22...油存积空间；22a...下端；22b...上端；22c...内周面；22ca...壁面部；23...贯通孔；24...螺钉；25...十字联轴节；26a...平衡器；26b...平衡器；29...返油管；29a...返油孔；40...螺栓；100...涡旋压缩机；A...压缩机构部；B...电动机部。