JP5548187B2 - 往復動圧縮機 - Google Patents

Description

本発明は、往復動圧縮機に関する。

往復動圧縮機は、例えば冷蔵庫に広く利用されている（特許文献１）。図１２は、典型的な往復動圧縮機の要部の縦断面図である。往復動圧縮機２００は、主な要素として、密閉容器１０１と、密閉容器１０１内に配置された圧縮機構１０３と、圧縮機構１０３を動作させるために密閉容器１０１内に配置されたモータ１０５とを備えている。

圧縮機構１０３は、シリンダ１１２、ピストン１１４、コンロッド１１８、シャフト１２０および軸受１２２を有している。シャフト１２０は、主軸部１２４と、主軸部１２４の上部に設けられた偏心部１２５とを有している。主軸部１２４は、軸受１２２内に位置しているジャーナル部１２６と、軸受１２２よりも下に突出してモータ１０５の回転子に固定された部分１２７とを含む。偏心部１２５とピストン１１４とは、コンロッド１１８で連結されている。モータ１０５の動力は、シャフト１２０およびコンロッド１１８を介してピストン１１４に伝達される。ピストン１１４がシリンダ１１２内を往復動することにより、冷媒が圧縮される。

シャフト１２０には、コンロッド１１８およびピストン１１４を介して、矢印Ａの方向に圧縮冷媒による荷重が作用する。大きい荷重を支持できるように、ジャーナル部１２６の長さが十分に確保されている。ただし、ジャーナル部１２６が長くなるにつれて、シャフト１２０と軸受１２２との間の摺動損失が増大する傾向がある。往復動圧縮機には、荷重の大きさが１サイクル中で大きく変動する性質があるので、長いジャーナル部１２６が逆効果になる可能性がある。つまり、荷重が大きいときには長いジャーナル部１２６が有効だが、荷重が小さいときには長いジャーナル部１２６が摺動損失の増大の原因となる。

この問題を受けて、従来、主軸部１２４に小径の中抜き１２８を形成している。中抜き１２８により、シャフト１２０を支持する能力を落とさず、シャフト１２０と軸受１２２との間の摺動損失を低減できる。

特開２００２−７０７４０号公報

しかし、本発明者らが鋭意検討を進めた結果、シャフトを支持する能力を落とさずに、摺動損失をさらに低減できる構造が存在することを突き止めた。本発明の目的は、往復動圧縮機における摺動損失を低減する技術を提供することにある。

すなわち、本発明は、
シリンダと、
前記シリンダ内に往復動可能に配置されたピストンと、
前記ピストンに接続されたコンロッドと、
前記ピストンの往復動方向に直交する回転軸を有し、自身の回転運動が前記ピストンの直線運動に変換されるように前記コンロッドに接続されたシャフトと、
前記シャフトを支持する軸受と、を備え、
前記シャフトは、前記軸受に覆われた部分としてジャーナル部を有し、
前記ジャーナル部は、前記回転軸に平行な方向に関する当該ジャーナル部の中点を基準として前記コンロッドに近い側に位置している第１ジャーナル部と、前記中点を基準として前記コンロッドから遠い側に位置している第２ジャーナル部とを含み、
前記軸受は、前記第１ジャーナル部を支持する第１摺動部と、前記第２ジャーナル部を支持する第２摺動部とを有し、
前記ピストンの往復動方向に平行かつ前記シャフトの回転軸を含む平面が、前記軸受の内周面と交わる２つの位置のうち、前記ピストンに近い側の位置を基準位置と定義したとき、
前記第１摺動部は、前記基準位置から見て前記シャフトの回転方向に０〜１８０度の範囲および２７０〜３６０度の範囲から選ばれる少なくとも１つの範囲に、他の範囲の部分よりも広い軸受すき間を形成している第１凹部を有する、往復動圧縮機を提供する。

後述するように、往復動圧縮機によると、軸受が発揮する支持力は、周方向に関して均一ではない。往復動圧縮機の軸受には、理論上、シャフトの支持への寄与が大きい部分と、寄与が小さい部分とが存在する。本発明によると、寄与が小さい部分に凹部を形成する。つまり、シャフトの支持への寄与が小さい部分とシャフトとの間の軸受すき間を軸受の信頼性が損なわれない程度に広くする。これにより、従来その部分で生じていた摺動損失を削減できるので、往復動圧縮機の効率が高まる。

本発明の第１実施形態にかかる往復動圧縮機の概略縦断面図 圧縮冷媒による荷重の作用方向を示す概略図 圧縮冷媒による荷重の作用方向および軸受保持力の作用方向を示す概略図 上ジャーナル部および上摺動部を示す、IVA-IVA線に沿った横断面図 下ジャーナル部および下摺動部を示す、IVB-IVB線に沿った横断面図 軸受の展開図 変形例にかかる軸受の展開図 上凹部の深さを示す横断面図 下凹部の深さを示す横断面図 本発明の第２実施形態にかかる往復動圧縮機の上ジャーナル部および上摺動部を示す横断面図 本発明の第２実施形態にかかる往復動圧縮機の下ジャーナル部および下摺動部を示す横断面図 コンロッド触れ回り角度、荷重の作用方向、上軸受保持力の作用方向、下軸受保持力の作用方向、上ジャーナル部の偏心方向、下ジャーナル部の偏心方向、負圧力の発生に関与する上摺動部の範囲、および負圧力の発生に関与する下摺動部の範囲をシャフトの回転角度毎に示す一覧表 本発明の第３実施形態にかかる往復動圧縮機の上ジャーナル部および上摺動部を示す横断面図（θ＝９０度） 本発明の第３実施形態にかかる往復動圧縮機の下ジャーナル部および下摺動部を示す横断面図（θ＝９０度） 図９Ａに続く横断面図（θ＝２７０度） 図９Ｂに続く横断面図（θ＝２７０度） 変形例にかかる往復動圧縮機の要部の縦断面図 別の変形例にかかる往復動圧縮機の要部の縦断面図 さらに別の変形例にかかる往復動圧縮機の要部の縦断面図 従来の往復動圧縮機を示す縦断面図

以下、添付の図面を参照して本発明の実施形態について説明する。

（第１実施形態）
図１は本実施形態の往復動圧縮機の縦断面図である。往復動圧縮機１００は、主な要素として、密閉容器１７と、密閉容器１７内に配置された圧縮機構５０と、圧縮機構５０を動作させるために密閉容器１７内に配置されたモータ２６（電気要素）とを備えている。

モータ２６は、固定子１８および回転子２５で構成されている。本実施形態では、モータ２６の回転軸が垂直方向に平行である。固定子１８の下部が支持バネ２４を介して密閉容器１７に固定されている。密閉容器１７の底部には、潤滑油（冷凍機油）を保持するための油貯まり１７ａが形成されている。

圧縮機構５０は、シャフト１、軸受２、ピストン４、シリンダ５およびコンロッド６を有している。軸受２およびシリンダ５は、支持フレーム２１の一部として一体に形成されている。モータ２６の回転軸と軸受２の中心軸とが一致するように、支持フレーム２１は、図示しない締結部材を介して密閉容器１７に固定されている。円筒状のシリンダ５内には、ピストン４が往復動可能に配置されている。ピストン４の往復動方向は水平方向に平行である。シリンダ５の端部には、弁１９（吸入弁および吐出弁）を有するシリンダヘッド２３が取り付けられている。ピストン４とシリンダヘッド２３との間に圧縮室５ａが形成されている。

シャフト１は、主軸部３９、偏心板２０および偏心部３を有している。主軸部３９は軸受２に挿入されている。主軸部３９の回転軸、つまり、シャフト１の回転軸は、ピストン４の往復動方向に直交しているとともに、垂直方向に平行である。本明細書では、シャフト１の回転軸に平行な方向を軸方向という。主軸部３９の上端に偏心板２０が設けられ、偏心板２０の上面に偏心部３（偏心軸）が設けられている。偏心部３および偏心板２０は、軸受２の外に位置している。偏心部３の中心は、主軸部３９の中心からずれている。偏心部３とピストン４とは、コンロッド６で連結されている。偏心部３およびコンロッド６の働きにより、モータ２６の回転運動がピストン４の往復運動に変換される。主軸部３９、偏心板２０および偏心部３は、通常、一体に形成されている。

具体的に、主軸部３９は、ジャーナル部２８、中抜き９および被駆動部３５を有する。ジャーナル部２８は、軸受２に覆われている部分である。中抜き９は、軸受２内においてジャーナル部２８を上ジャーナル部７（第１ジャーナル部）と下ジャーナル部８（第２ジャーナル部）とに分けている部分である。上ジャーナル部７は、下ジャーナル部８よりもコンロッド６の近くに位置している。軸方向に関して上ジャーナル部７の長さと下ジャーナル部８の長さとが等しくてもよいし、異なっていてもよい。中抜き９の外径は、ジャーナル部２８の外径よりも小さい。ジャーナル部２８の外径と中抜き９の外径との差は、例えば１００〜３００μｍである。中抜き９により、シャフト１と軸受２との間の摺動損失を低減できる。

被駆動部３５は、軸受２よりも下に突出してモータ２６の回転子２５に固定されている部分である。被駆動部３５の内部には、図示しない速度式オイルポンプ（遠心ポンプ）が形成されている。被駆動部３５の下端は油貯まり１７ａの中まで延びて潤滑油に接している。シャフト１が回転すると、被駆動部３５の下端から速度式オイルポンプに潤滑油が吸い込まれる。その後、オイルは、主軸部３９の外周面に形成された給油溝３７を通じて、潤滑および／またはシールが必要な部分に供給される。潤滑および／またはシールが必要な部分とは、例えば、ジャーナル部２８と軸受２とのすき間、偏心板２０の下面と軸受２の開口端面とのすき間、偏心部３とコンロッド６との接続部分、ピストン４とシリンダ５とのすき間である。

軸受２は、上ジャーナル部７を支持する上摺動部１０（第１摺動部）と、下ジャーナル部８を支持する下摺動部１１（第２摺動部）とを有する。上摺動部１０が上ジャーナル部７を覆い、下摺動部１１が下ジャーナル部８を覆っている。軸受２の中心軸は、シャフト１の回転軸に一致している。

上摺動部１０には、当該上摺動部１０の他の範囲の部分よりも広い軸受すき間を形成している上凹部２９（第１凹部）が形成されている。同様に、下摺動部１１には、当該下摺動部１１の他の範囲の部分よりも広い軸受すき間を形成している下凹部３０（第２凹部）が形成されている。上凹部２９および下凹部３０により、シャフト１を支持するのに軸受２に要求される能力を落とすことなく、シャフト１と軸受２との間の摺動損失を低減できる。なお、軸受すき間の広さ（寸法）は、一般には、軸受の内径とシャフトの径との差で定義される値を表す。しかし、本明細書では軸受２に凹部２９および３０が形成されているため、軸受２の内径が一定でない。そのため、軸受すき間の広さを以下のように定義しうる。すなわち、シャフト１の周囲の任意の角度位置における軸受２の中心軸から軸受２の内周面までの距離と、シャフト１の半径との差によって導かれる値を、当該角度位置における軸受すき間の広さと定義しうる。

なお、上凹部２９および下凹部３０のいずれか一方のみが設けられている場合でも摺動損失を低減する効果は得られる。ただし、後の説明から明らかなように、上摺動部１０が発揮する支持力は、下摺動部１１が発揮する支持力よりも大きい。そのため、上凹部２９によってもたらされる効果は、下凹部３０によってもたらされる効果よりも大きい。

モータ２６に電力が供給されると、回転子２５に固定されたシャフト１が回転する。シャフト１が回転すると、コンロッド６を介して偏心部３に連結されたピストン４がシリンダ５内で往復運動をする。ピストン４の往復運動に応じて、作動流体（典型的には冷媒）が圧縮室５ａに吸入され、圧縮される。このように、本実施形態の往復動圧縮機１００は、１シリンダタイプの往復動圧縮機として構成されている。なお、シャフト１の軸方向が水平方向に平行で、ピストン４の往復動方向が垂直方向に平行であってもよい。シャフト１の軸方向が水平方向に平行な場合にも、便宜上、コンロッド６が位置している側を軸方向の上側、これと反対側を軸方向の下側とする。

次に、上凹部２９および下凹部３０について詳しく説明する。

まず、図２に示すように、圧縮機構５０にＸＹ座標系を定義する。具体的には、シャフト１の回転軸上に原点Ｏを定める。ピストン４の往復動方向に平行かつ原点Ｏを通る軸をＸ軸と定義する。Ｘ軸およびシャフト１の回転軸に直交し、かつ原点Ｏを通る軸をＹ軸と定義する。このＸＹ座標系は、圧縮機構５０を上から見たときの平面図に対応している。また、ピストン４の往復動方向（Ｘ軸方向）に平行かつシャフト１の回転軸を含む平面が、軸受２の内周面と交わる２つの位置のうち、ピストン４に近い側の位置を基準位置Ｐと定義する。また、ピストン４が上死点に位置するときのシャフト１の回転角度θを０度と定義する。さらに、図２において、時計回り方向をシャフト１の回転方向、つまり正の回転方向と定義する。

コンロッド６は、シャフト１の位相および各部材の設計値に依存した振れ回り角度を示す。この角度を、コンロッド振れ回り角度βという。コンロッド振れ回り角度βは、コンロッド６の長さｌｃ、ピストン４のストロークＳ、シャフト１の回転角度θを用いて、式（１）で表される。コンロッド６の長さｌｃは、シャフト１の偏心部３の中心と、ピストンピン４ｋの中心とを結ぶ線分の長さに対応する。言い換えれば、コンロッド６の長さｌｃは、コンロッド６の一端に設けられた連結孔６ｈ₁の中心と、他端に設けられた連結孔６ｈ₂の中心とを結ぶ線分の長さで表される。「コンロッド振れ回り角度」は、長さｌｃを有するその線分と、Ｘ軸とが成す角度である。

次に、往復動圧縮機１００の運転時に発生する荷重について説明する。往復動圧縮機１００の運転時において、ピストン４には、図２の座標系で表して、−Ｘ方向（１８０度の方向）に圧縮冷媒による荷重が作用する。この荷重は、ピストン４およびコンロッド６を介してシャフト１に伝達される。より正確にシャフト１に対する荷重１２の作用方向を特定するためには、コンロッド振れ回り角度βを考慮する必要がある。つまり、荷重１２の作用方向は、正確には（１８０−β）度の方向である。例えば、シャフト１が一回転する間にβが−１７〜１７度の範囲で変動するのであれば、荷重１２の作用方向は１６３〜１９７度の範囲で変動する。

図３に示すように、荷重１２は、シャフト１と軸受２とのすき間（軸受すき間）に満たされた潤滑油が生み出す軸受保持力で支持される。詳細には、上ジャーナル部７と上摺動部１０とのすき間に満たされた潤滑油によって上軸受保持力１３が生み出され、下ジャーナル部８と下摺動部１１とのすき間に満たされた潤滑油によって下軸受保持力１４が生み出される。上軸受保持力１３および下軸受保持力１４の作用方向は、シャフト１における力のバランスおよびモーメントのバランスから、以下のように説明できる。

まず、軸方向の位置を表すために、図３に示す座標系を定義する。軸受２の下端２ｅを軸方向の基準位置、その基準位置から偏心部３に向かう方向を正方向と定義する。

シャフト１に最大の荷重１２が作用するのは、圧縮室５ａの容積が小さいときである。具体的には、シャフト１の回転角度θが０度（３６０度）付近で、ピストン４が上死点付近に位置するときに、荷重１２が最大になる。シャフト１の回転角度θが０度付近のときのコンロッド振れ回り角度βは、式（１）よりほぼ０度となる。つまり、シャフト１には、１８０度の方向に最大の荷重１２が作用する。シャフト１の回転角度θが０度から離れるにつれて、荷重１２は急激に小さくなる。よって、荷重１２の作用方向を１８０度の方向に固定して捉えることができる。以下、本実施形態では、コンロッド振れ回り角度βを無視し、シャフト１に対して１８０度の方向にのみ荷重１２が作用するものとする。

図３に示すように、軸方向に関する荷重１２の作用位置は、軸方向に関するピストン４の中点ｈ_pである。軸方向に関する上軸受保持力１３の作用位置は、軸方向に関する上ジャーナル部７の中点ｈ_uである。軸方向に関する下軸受保持力１４の作用位置は、軸方向に関する下ジャーナル部８の中点ｈ_lである。

ここで、荷重１２、上軸受保持力１３および下軸受保持力１４を、それぞれ、Ｆ、Ｐ_uおよびＰ_lと定義する。軸方向に関する上ジャーナル部７の長さをＬ_u、軸方向に関する下ジャーナル部８の長さをＬ_lと定義する。上ジャーナル部７および下ジャーナル部８の半径をＲと定義する。また、シャフト１の回転軸上の任意の高さＨ（ただし、ｈ_p＞Ｈ）の位置にある点を点Ａ、点Ａから荷重１２の作用位置ｈ_pまでの距離をｌ_r（＝ｈ_p−Ｈ）と定義する。点Ａから上軸受保持力１３の作用位置ｈ_uまでの距離をｌ_u（＝ｈ_u−Ｈ）、点Ａから下軸受保持力１４の作用位置ｈ_lまでの距離をｌ_l（＝ｈ_l−Ｈ）と定義する。シャフト１における力のバランスは式（２）で表される。式（２）では、荷重１２の作用方向が正の作用方向である。

点Ａにおけるモーメントのバランスは式（３）で表される。式（３）では、シャフト１の上端が荷重１２の作用方向と逆向きに回転する方向を正のモーメントの方向としている。式（２）および式（３）より式（４）が導かれる。式（２）および式（４）より式（５）が導かれる。

ここで、ｌ_r＝ｈ_p−Ｈ、ｌ_u＝ｈ_u−Ｈ、ｌ_l＝ｈ_l−Ｈなので、点Ａがシャフト１の回転軸上のどのような位置に存在していたとしても、（ｌ_r−ｌ_u）＞０、（ｌ_r−ｌ_l）＞０、（ｌ_l−ｌ_u）＜０となる。したがって、Ｆ＞０ならば、式（５）より、Ｐ_l＞０である。Ｐ_l＞０ならば、式（４）より、Ｐ_u＜０である。つまり、上軸受保持力１３は荷重１２と反対方向に作用し、下軸受保持力１４は荷重１２と同方向に作用する。

図３には、荷重１２、上軸受保持力１３および下軸受保持力１４が、それぞれ、１８０度の方向、０度の方向および１８０度の方向に示されている。このような方向に上軸受保持力１３および下軸受保持力１４が作用するので、シャフト１の偏心方向と軸受保持力の作用方向との関係に基づき、上ジャーナル部７は２７０度の方向に偏心し、下ジャーナル部８は９０度の方向に偏心する。つまり、力とモーメントの各バランスを保ってシャフト１が回転している限り、図３に示す方向に上軸受保持力１３および下軸受保持力１４が作用する。そして、このような方向に上軸受保持力１３および下軸受保持力１４が作用するためには、上ジャーナル部７および下ジャーナル部８の偏心方向も一義的に決まる。以下、ジャーナル部の偏心方向および軸受保持力の作用方向について詳しく説明する。

図４Ａは、上ジャーナル部および上摺動部を示す、IVA-IVA線に沿った拡大横断面図である。図４Ａには、上ジャーナル部７の偏心方向および上軸受保持力１３の作用方向が示されている。上ジャーナル部７が２７０度の方向に偏心しているため、１８０度よりも大きく２７０度よりも小さい範囲では、上ジャーナル部７と上摺動部１０との間の潤滑油は、上ジャーナル部７と上摺動部１０とのすき間が狭まる方向に巻き込まれる。したがって、１８０度よりも大きく２７０度よりも小さい範囲の潤滑油は、この範囲外の潤滑油よりも高圧となり、上ジャーナル部７を上摺動部１０から引き離す方向に正圧力１６を発生させる。正圧力１６は、反偏心方向（９０度の方向）を基準として、シャフト１の回転方向とは逆方向に少し回転した作用方向を持っている。

逆に、２７０〜３６０度の範囲では、潤滑油は、すき間が広くなる方向に放出される。したがって、２７０〜３６０度の範囲の潤滑油は、この範囲外の潤滑油よりも低圧となり、上ジャーナル部７を上摺動部１０に引き寄せる方向に負圧力１５を発生させる。負圧力１５は、偏心方向（２７０度の方向）を基準として、シャフト１の回転方向に少し回転した作用方向を持っている。正圧力１６と負圧力１５との合力が、上ジャーナル部７における上軸受保持力１３である。このように、上ジャーナル部７が２７０度の方向に偏心するとき、上軸受保持力１３は０度の方向に作用する。逆にいえば、上軸受保持力１３が荷重１２（図３参照）と反対方向に作用するためには、上ジャーナル部７が必然的に２７０度の方向に偏心する。

図４Ｂは、下ジャーナル部および下摺動部を示す、IVB-IVB線に沿った拡大横断面図である。図４Ｂには、下ジャーナル部８の偏心方向と下軸受保持力１４の作用方向とが示されている。下ジャーナル部８が９０度の方向に偏心しているため、０度よりも大きく９０度よりも小さい範囲では、下ジャーナル部８と下摺動部１１との間の潤滑油は、下ジャーナル部８と下摺動部１１とのすき間が狭まる方向に巻き込まれる。したがって、０度よりも大きく９０度よりも小さい範囲の潤滑油は、この範囲外の潤滑油よりも高圧となり、下ジャーナル部８を下摺動部１１から引き離す方向に正圧力３２を発生させる。正圧力３２は、反偏心方向（２７０度の方向）を基準として、シャフト１の回転方向とは逆方向に少し回転した作用方向を持っている。

逆に、９０〜１８０度の範囲では、潤滑油は、すき間が広くなる方向に放出される。したがって、９０〜１８０度の範囲の潤滑油は、この範囲外の潤滑油よりも低圧となり、下ジャーナル部８を下摺動部１１に引き寄せる方向に負圧力３１を発生させる。負圧力３１は、偏心方向（９０度の方向）を基準として、シャフト１の回転方向に少し回転した作用方向を持っている。正圧力３２と負圧力３１との合力が、下ジャーナル部８における下軸受保持力１４となる。このように、下ジャーナル部８が９０度の方向に偏心するとき、下軸受保持力１４は１８０度の方向に作用する。逆にいえば、下軸受保持力１４が荷重１２（図３参照）と同方向に作用するためには、下ジャーナル部８が必然的に９０度の方向に偏心する。

シャフト１は、上ジャーナル部７を２７０度の方向に、下ジャーナル部８を９０度の方向に傾けた姿勢で、０度の方向に作用する上軸受保持力１３と１８０度の方向に作用するする下軸受保持力１４とによって支持されながら回転する。この理論は、山本雄二、兼田▲貞▼宏著「トライボロジー」理工学社、1998年、P.84にも記載されている。

正圧力１６は、上ジャーナル部７と上摺動部１０とのすき間を広げる方向に作用するので、これはシャフト１の支持を実現する力である。同様に、正圧力３２は、下ジャーナル部８と下摺動部１１とのすき間を広げる方向に作用するので、これもシャフト１の支持を実現する力である。他方、負圧力１５は、上ジャーナル部７と上摺動部１０とのすき間を狭める方向に作用するので、これはシャフト１の支持を阻害する力である。同様に、負圧力３１は、下ジャーナル部８と下摺動部１１とのすき間を狭める方向に作用するので、これもシャフト１の支持を阻害する力である。

以上の説明から理解できるように、２７０〜３６０度および０〜１８０度の範囲の上摺動部１０は、理論上、正圧力１６の発生に関与せず、上ジャーナル部７の支持への寄与がとても小さい。故に、基準位置から見てシャフト１の回転方向に０〜１８０度の範囲および２７０〜３６０度の範囲から選ばれる少なくとも１つの範囲に上凹部２９を形成すれば、シャフト１を支持するのに上摺動部１０に要求される能力を落とさずに、上ジャーナル部７と上摺動部１０との間の摺動損失を低減できる。

９０〜３６０度の範囲の下摺動部１１は、理論上、正圧力３２の発生に関与せず、下ジャーナル部８の支持への寄与がとても小さい。故に、基準位置から見てシャフト１の回転方向に９０〜３６０度の範囲に下凹部３０を形成すれば、シャフト１を支持するのに下摺動部１１に要求される能力を落とさずに、下ジャーナル部８と下摺動部１１との間の摺動損失を低減できる。

上凹部２９および下凹部３０の具体的な構成についてさらに説明する。理解を容易にするため、軸受２の展開図を図５Ａに示す。

上述したように、理論上は、基準位置（０度）から見てシャフト１の回転方向に０〜１８０度および２７０〜３６０度の全範囲に上凹部２９が形成されていても構わない。ただし、軸受２の信頼性を考慮して、上凹部２９をこれらの範囲の一部にのみ形成することが好ましい。図５Ａに示すように、周方向に関する上凹部２９の寸法α₁をシャフト１の回転角度で表して、例えば２０〜４０度に調節する。同様に、周方向に関する下凹部３０の寸法α₂をシャフト１の回転角度で表して、例えば２０〜４０度に調節する。凹部２９および３０が形成されていない位置での軸受２の内周半径がＤならば、πＤ／９≦α₁≦２πＤ／９、および、πＤ／９≦α₂≦２πＤ／９の関係を満たすように寸法α₁およびα₂をそれぞれ調節できる。このようにすれば、シャフト１を停止状態からスムーズに回転させることができ、かつシャフト１を回転状態からスムーズに停止させることができる。シャフト１に傷がついたり、異音が発生したりするのを防止できる。図５Ａに示すように、軸受２を展開して平面視したときに、上凹部２９および下凹部３０は、例えば、短冊の形状を有している。

図１，３および５Ａに示すように、シャフト１に中抜き９が形成されている場合において、上凹部２９の一部および下凹部３０の一部は、それぞれ、シャフト１の軸方向に関して中抜き９に重なっている。このようにすれば、上凹部２９および下凹部３０を軸方向に延ばすことによってこれらの面積を稼げるので、摺動損失を低減する観点で有利である。

図１，３および５Ａに示すように、シャフト１の軸方向に関して、下凹部３０の下端３０ｅが軸受２の下端２ｅよりも上に位置している。このようにすれば、潤滑油が下凹部３０を通じて軸受２の外に漏出するのを防止できる。

他方、上凹部２９は軸受２の上端２ｔに突き抜けて偏心板２０の下面によって閉じられている。この構成によると、潤滑油が上凹部２９を通じて、偏心板２０の下面と軸受２の開口端面との間に供給される。本実施形態では、軸受２の開口端面でシャフト１のスラスト荷重を支持している。上凹部２９を給油路の一つとして利用すれば、偏心板２０の下面と軸受２の開口端面との間に効率よく潤滑油を供給できる。また、上凹部２９が軸受２の上端２ｔに突き抜けていると、上凹部２９を形成するための加工が容易であるとともに、上凹部２９の面積を稼いで摺動損失を低減する観点で有利である。

なお、図５Ｂに示すように、上凹部２９の上端２９ｔが、軸受２の上端２ｔよりも下に位置していてもよい。特に、軸受２の開口部に玉軸受を設けてシャフト１のスラスト荷重を支持する場合には、上凹部２９が軸受２の上端２ｔに突き抜けていない方が、軸受２内へのガスの侵入を防止する観点で有利である。また、上凹部２９が軸受２の上端２ｔに突き抜けていない場合には、周方向の全域にわたって一定の内径を有する部分が上摺動部１０に形成される。このような構成によると、上凹部２９のエッジによってシャフト１に傷がつくのを防止する観点で有利となる可能性がある。

図４Ａに示すように、シャフト１の回転軸に直交する断面において、上凹部２９は円弧状の表面プロファイルを有する。図４Ｂに示すように、シャフト１の回転軸に直交する断面において、下凹部３０も円弧状の表面プロファイルを有する。このような構成によると、上凹部２９および下凹部３０のエッジによってシャフト１に傷がつくのを防止できる。さらに、このような形状の上凹部２９と下凹部３０は、エンドミルなどの工具を利用して容易に形成できる。

上凹部２９の深さは特に限定されず、摺動損失を十分に低減できるように適宜調節すればよい。例えば、図６Ａに示すように、上ジャーナル部７の半径をＲ₁、上凹部２９が形成されていない位置での上摺動部１０の内周半径をＤ₁、シャフト１の回転軸から上凹部２９の最深部までの距離をｄ₁としたとき、Ｄ₁−Ｒ₁≦ｄ₁−Ｄ₁の関係を満足するように上凹部２９を形成できる。「上摺動部１０の内周半径」とは、軸受２の中心軸から上凹部２９が形成されていない位置での上摺動部１０の内周面までの距離を意味する。値（ｄ₁−Ｄ₁）は、シャフト１の径方向に関する上凹部２９の深さを表している。値（Ｄ₁−Ｒ₁）は、上凹部２９が形成されていない位置での、上摺動部１０と上ジャーナル部７とのすき間（軸受すき間）の半分の広さを表している。上凹部２９の深さの上限は特に限定されず、例えばｄ₁−Ｄ₁≦１．５ｍｍである。ただし、加工容易性や摺動損失を低減する効果を考えると、上凹部２９が数百μｍ（例えば２００μｍ）の深さを有していれば十分である。

同様に、下凹部３０の深さも特に限定されず、摺動損失を十分に低減できるように適宜調節すればよい。例えば、図６Ｂに示すように、下ジャーナル部８の半径をＲ₂、下凹部３０が形成されていない位置での下摺動部１１の内周半径をＤ₂、シャフト１の回転軸から下凹部３０の最深部までの距離をｄ₂としたとき、Ｄ₂−Ｒ₂≦ｄ₂−Ｄ₂の関係を満足するように下凹部３０を形成できる。「下摺動部１１の内周半径」とは、軸受２の中心軸から下凹部３０が形成されていない位置での下摺動部１１の内周面までの距離を意味する。値（ｄ₂−Ｄ₂）は、シャフト１の径方向に関する下凹部３０の深さを表している。値（Ｄ₂−Ｒ₂）は、下凹部３０が形成されていない位置での、下ジャーナル部８と下摺動部１１とのすき間（軸受すき間）の半分の広さを表している。下凹部３０の深さの上限は特に限定されず、例えばｄ₂−Ｄ₂≦１．５ｍｍである。上凹部２９と同様に、下凹部３０が数百μｍ（例えば２００μｍ）の深さを有していれば十分である。

（第２実施形態）
図７Ａに示すように、第２実施形態では、基準位置（０度）から見てシャフト１の回転方向に２７０〜３６０度の範囲に上凹部２９が位置している。図７Ｂに示すように、基準位置から見てシャフト１の回転方向に９０〜１８０度の範囲に下凹部３０が位置している。その他の構成は第１実施形態と同様なので、説明を省略する。

図７Ａに示すように、上ジャーナル部７が２７０度の方向に偏心するので、１８０度よりも大きく２７０度よりも小さい範囲の上摺動部１０が正圧力１６の発生に関与する。正圧力１６は、反偏心方向（９０度の方向）を基準として、シャフト１の回転方向とは逆方向に少し回転した作用方向を持っている。２７０〜３６０度の範囲の上摺動部１０が負圧力１５の発生に関与する。負圧力１５は、上ジャーナル部７の偏心方向（２７０度の方向）を基準として、シャフト１の回転方向に少し回転した作用方向を持っている。従って、２７０〜３６０度の範囲に上凹部２９が形成されている場合に、摺動損失を削減する効果をより十分に得ることができる。

また、図３および５Ａを参照して第１実施形態で説明したように、上凹部２９の一部は、軸方向に関して中抜き９に重なっている。この構成によると、上凹部２９内の潤滑油の圧力は、中抜き９内の潤滑油の圧力と等しくなる。中抜き９内の潤滑油の圧力は、密閉容器１７内の圧力とほぼ等しく、かつ図４Ａを参照して説明した負圧力１５よりも高い。つまり、基準位置から見てシャフト１の回転方向に２７０〜３６０度の範囲に上凹部２９が位置し、かつ上凹部２９が中抜き９に重なっていると、負圧力１５が抑制される。

図７Ａに示すように、正圧力１６と負圧力１５との合力が、上ジャーナル部７における上軸受保持力１３となる。本実施形態では、負圧力１５が抑制されているため、負圧力１５が正圧力１６よりも小さい。よって、上軸受保持力１３の作用方向が反偏心方向に近づく。上軸受保持力１３の作用方向が反偏心方向に近づけば近づくほど、上ジャーナル部７を上摺動部１０から引き離す方向の成分が大きくなるので、上摺動部１０が上ジャーナル部７を支持する能力は高まる。つまり、本実施形態によれば、摺動損失が低減するだけでなく、上摺動部１０が上ジャーナル部７を支持する能力も高まる。

同様の理論が下凹部３０にも当てはまる。図７Ｂに示すように、下ジャーナル部８が９０度の方向に偏心するので、０度よりも大きく９０度よりも小さい範囲の下摺動部１１が、正圧力３２の発生に関与する。正圧力３２は、反偏心方向（２７０度の方向）を基準として、シャフト１の回転方向とは逆方向に少し回転した作用方向を持っている。９０〜１８０度の範囲の下摺動部１１が負圧力３１の発生に関与する。負圧力３１は、下ジャーナル部８の偏心方向（９０度の方向）を基準として、シャフト１の回転方向に少し回転した作用方向を持っている。従って、９０〜１８０度の範囲に下凹部３０が形成されている場合に、摺動損失を削減する効果をより十分に得ることができる。

また、図３および５Ａを参照して第１実施形態で説明したように、下凹部３０の一部は、軸方向に関して中抜き９に重なっている。この構成によると、上凹部２９の場合と同じ理由により、負圧力３１が抑制される。

図７Ｂに示すように、正圧力３２と負圧力３１との合力が、下ジャーナル部８における下軸受保持力１４となる。本実施形態では、負圧力３１が抑制されているため、負圧力３１が正圧力３２よりも小さい。よって、下軸受保持力１４の作用方向が反偏心方向に近づく。下軸受保持力１４の作用方向が反偏心方向に近づけば近づくほど、下ジャーナル部８を下摺動部１１から引き離す方向の成分が大きくなるので、下摺動部１１が下ジャーナル部８を支持する能力は高まる。つまり、本実施形態によれば、摺動損失が低減するだけでなく、下摺動部１１が下ジャーナル部８を支持する能力も高まる。

なお、上凹部２９のみが中抜き９に重なっていてもよいし、下凹部３０のみが中抜き９に重なっていてもよい。

先に説明した式（４）および式（５）によると、上軸受保持力１３の作用方向が荷重１２の作用方向と反対になり、下軸受保持力１４の作用方向が荷重１２の作用方向と同じになる結果として、力とモーメントの各バランスが維持できている。つまり、力とモーメントの各バランスを維持するためには、上軸受保持力１３の作用方向は０度の方向、下軸受保持力１４の作用方向は１８０度の方向となることが必要である。

本実施形態では、図７Ａおよび図７Ｂを参照して説明したように、負圧力１５および３１を抑制できる位置に上凹部２９および下凹部３０を設けている。これにより、上軸受保持力１３および下軸受保持力１４の作用方向が、シャフト１の支持に有利な方向へと変化する。具体的には、上軸受保持力１３は、０度の方向からシャフト１の回転方向に少し回転した作用方向を有する。下軸受保持力１４は、１８０度の方向からシャフト１の回転方向に少し回転した作用方向を有する。そのため、一見すると、力とモーメントの各バランスが崩れるようにも思われる。

しかし、シャフト１の全体においては、上軸受保持力１３の９０度の方向の成分と、下軸受保持力１４の２７０度の方向の成分とが相殺し合い、かつ上軸受保持力１３の０度の方向の成分と下軸受保持力１４の１８０度の方向の成分とが相互に調節される。その結果、式（２）および式（３）が満たされる。したがって、本実施形態によると、力とモーメントの各バランスを維持しながら、上摺動部１０が上ジャーナル部７を支持する能力および下摺動部１１が下ジャーナル部８を支持する能力を高めることができる。

（第３実施形態）
第３実施形態では、コンロッド振れ回り角度βを考慮して、上凹部２９および下凹部３０の位置を規定している。具体的には、上凹部２９が、基準位置から見てシャフト１の回転方向に２８７〜３４３度の範囲に位置している。下凹部３０が、基準位置から見てシャフト１の回転方向に１０７〜１６３度の範囲に位置している。第２実施形態と同様に、上凹部２９および下凹部３０は、それぞれ、軸方向に関して中抜き９に重なっている。その他の構成は第１実施形態と同様なので、説明を省略する。

図２を参照して説明したように、圧縮冷媒による荷重１２はコンロッド６を介してシャフト１に伝達される。シャフト１に対する荷重１２の作用方向は、コンロッド触れ回り角度βを用いて（１８０−β）度の方向となる。コンロッド触れ回り角度βは、シャフト１の回転角度θに応じて変化するため、荷重１２の作用方向もシャフト１の回転角度θに応じて変化する。

図３を参照して説明したように、シャフト１が力とモーメントの各バランスを維持して回転するためには、上軸受保持力１３の作用方向が荷重１２の作用方向と反対になり、下軸受保持力１４の作用方向が荷重１２の作用方向と同じになる必要がある。

シャフト１の偏心方向、正圧力ならびに負圧力の発生機構、および軸受保持力の作用方向の相互関係の一般性は、山本らによる先の文献にも示されている。この相互関係に基づき、上ジャーナル部７が任意のψ_u度の方向に偏心した場合における、正圧力１６ならびに負圧力１５の発生機構、および上軸受保持力１３の作用方向について説明する。また、下ジャーナル部８が任意のψ_l度の方向に偏心した場合における、正圧力３２ならびに負圧力３１の発生機構、および下軸受保持力１４の作用方向について説明する。角度ψ_uおよびψ_lは、それぞれ、基準位置（０度）からのシャフト１の回転角度で特定される方向を表す。

図４Ａに示すように、上ジャーナル部７がψ_u度の方向に偏心した場合、（ψ_u−９０）度よりも大きくψ_u度よりも小さい範囲では、上ジャーナル部７と上摺動部１０との間の潤滑油は、すき間が狭まる方向に巻き込まれて高圧となる。したがって、（ψ_u−９０）度よりも大きくψ_u度よりも小さい範囲の上摺動部１０が、正圧力１６の発生に関与する。また、ψ_u〜（ψ_u＋９０）度の範囲では、上ジャーナル部７と上摺動部１０との間の潤滑油は、すき間が広くなる方向に放出されて低圧となる。したがって、ψ_u〜（ψ_u＋９０）度の範囲の上摺動部１０が、負圧力１５の発生に関与する。また、上軸受保持力１３は、φ_u度の方向（φ_u＝ψ_u＋９０）に作用する。

図４Ｂに示すように、下ジャーナル部８がψ_l度の方向に偏心した場合、（ψ_l−９０）度よりも大きくψ_l度よりも小さい範囲では、下ジャーナル部８と下摺動部１１との間の潤滑油は、すき間が狭まる方向に巻き込まれて高圧となる。したがって、（ψ_l−９０）度よりも大きくψ_l度よりも小さい範囲の下摺動部１１が、正圧力３２の発生に関与する。また、ψ_l〜（ψ_l＋９０）度の範囲では、下ジャーナル部８と下摺動部１１との間の潤滑油は、すき間が広くなる方向に放出されて低圧となる。したがって、ψ_l〜（ψ_l＋９０）度の範囲の下摺動部１１が、負圧力３１の発生に関与する。また、下軸受保持力１４は、φ_l度の方向（φ_l＝ψ_l＋９０）に作用する。

第１実施形態で説明したように、ψ_u＝２７０度のとき、２７０〜３６０度および０〜１８０度の範囲の上摺動部１０は、理論上、正圧力１６の発生に関与せず、上ジャーナル部７の支持への寄与はとても小さい。ψ_l＝９０度のとき、９０〜３６０度の範囲の下摺動部１１は、理論上、正圧力３２の発生に関与せず、下ジャーナル部８の支持への寄与はとても小さい。

他方、コンロッド触れ回り角度βを考慮すると、荷重１２の作用方向、上軸受保持力１３の作用方向、下軸受保持力１４の作用方向、上ジャーナル部７の偏心方向、下ジャーナル部８の偏心方向、負圧力１５の発生に関与する上摺動部１０の範囲、および負圧力３１の発生に関与する下摺動部１１の範囲は、互いに関連して変化する。これらの関係を図８に示す。

なお、川平睦義著「密閉型冷凍機」日本冷凍協会 1981年 P.47によると、往復動圧縮機におけるｌｃ／Ｓの典型的な範囲は、１．７５〜３．５である。ｌｃ／Ｓが小さければ小さいほど、コンロッド振れ回り角度βの取り得る範囲が広くなる。つまり、ｌｃ／Ｓ＝１．７５のとき、コンロッド振れ回り角度βの取り得る範囲が最大になる。先に示した式（１）にｌｃ／Ｓ＝１．７５を代入すると、−１≦sinθ≦１であることから、βの取り得る範囲は概ね−１７〜１７度となる。θ＝０〜１８０度の範囲でβが正の値を取り、θ＝１８０〜３６０度の範囲でβが負の値を取る。

シャフト１の回転角度θが０度のとき、コンロッド触れ回り角度βは０度、荷重１２の作用方向は１８０度、上軸受保持力１３の作用方向は０度、下軸受保持力１４の作用方向は１８０度、上ジャーナル部７の偏心方向は２７０度、下ジャーナル部８の偏心方向は９０度の各方向となる。負圧力１５の発生に関与する上摺動部１０の範囲は２７０〜３６０度、負圧力３１の発生に関与する下摺動部１１の範囲は９０〜１８０度となる。

シャフト１の回転角度θが９０度のとき、コンロッド触れ回り角度βは最大値である１７度、荷重１２の作用方向は１６３度、上軸受保持力１３の作用方向は３４３度、下軸受保持力１４の作用方向は１６３度、上ジャーナル部７の偏心方向は２５３度、下ジャーナル部８の偏心方向は７３度の各方向となる。負圧力１５の発生に関与する上摺動部１０の範囲は２５３〜３４３度（図９Ａ参照）、負圧力３１の発生に関与する下摺動部１１の範囲は７３〜１６３度（図９Ｂ参照）となる。

θ＝９０度のとき、負圧力１５の発生に関与する上摺動部１０の範囲は、最小の終了角度（３４３度）をとる。負圧力３１の発生に関与する下摺動部１１の範囲も最小の終了角度（１６３度）をとる。

シャフト１の回転角度θが１８０度のとき、コンロッド触れ回り角度βは０度、荷重１２の作用方向は１８０度、上軸受保持力１３の作用方向は０度、下軸受保持力１４の作用方向は１８０度、上ジャーナル部７の偏心方向は２７０度、下ジャーナル部８の偏心方向は９０度の各方向となる。負圧力１５の発生に関与する上摺動部１０の範囲は２７０〜３６０度、負圧力３１の発生に関与する下摺動部１１の範囲は９０〜１８０度となる。

シャフト１の回転角度θが２７０度のとき、コンロッド触れ回り角度βは最小値である−１７度、荷重１２の作用方向は１９７度、上軸受保持力１３の作用方向は１７度、下軸受保持力１４の作用方向は１９７度、上ジャーナル部７の偏心方向は２８７度、下ジャーナル部８の偏心方向は１０７度の各方向となる。負圧力１５の発生に関与する上摺動部１０の範囲は２８７〜３６０度および０〜１７度（図１０Ａ参照）、負圧力３１の発生に関与する下摺動部１１の範囲は１０７〜１９７度（図１０Ｂ参照）となる。

θ＝２７０度のとき、負圧力１５の発生に関与する上摺動部１０の範囲は、最大の開始角度（２８７度）をとる。負圧力３１の発生に関与する下摺動部１１の範囲も最大の開始角度（１０７度）をとる。

上ジャーナル部７の偏心方向が２５３〜２８７度の範囲で変化し、下ジャーナル部８の偏心方向が７３〜１０７度の範囲で変化するので、シャフト１はあたかも揺れながら回転する。上摺動部１０の２８７〜３４３度の範囲および下摺動部１１の１０７〜１６３度の範囲は、シャフト１の回転角度θによらず、それぞれ、負圧力１５および３１の発生に関与する。したがって、図９Ａおよび１０Ａに示すように、基準位置から見てシャフト１の回転方向に２８７〜３４３度の範囲に上凹部２９を設ければ、摺動損失の低減およびシャフト１を支持する能力の向上にいっそう効果的である。同様の理由により、図９Ｂおよび１０Ｂに示すように、１０７〜１６３度の範囲に下凹部３０を設けることができる。

コンロッド振れ回り角度βの最大値および最小値の絶対値がβabsであるとき、上凹部２９および下凹部３０の位置を次のように一般化できる。すなわち、上凹部２９が基準位置から見てシャフト１の回転方向に（２７０＋βabs）〜（３６０−βabs）度の範囲に位置し、下凹部３０が基準位置から見てシャフト１の回転方向に（９０＋βabs）〜（１８０−βabs）度の範囲に位置しているとよい。

（変形例）
図１１Ａに示すように、中抜き９は軸受２に形成されていてもよい。軸受２が、中抜き９よりもコンロッド６の近くに位置している上摺動部１０と、中抜き９よりもコンロッド６から遠くに位置している下摺動部１１とに分かれるように、軸受２に中抜き９を形成しうる。中抜き９が形成された部分における軸受２の内径は、中抜き９が形成されていない部分における軸受２の内径よりも大きい。また、中抜き９は、シャフト１および軸受２の両方に形成されていてもよい。

ところで、シャフト１の軸方向に関する位置を「高さ位置」と定義したとき、中抜き９が形成されている高さ位置において、シャフト１と軸受２との間のすき間（軸受すき間）の広さは、給油溝が形成されている部分除き、シャフト１の周方向に関して一定である。これに対し、上凹部２９および下凹部３０が形成されている高さ位置において、軸受すき間の広さは、シャフト１の周方向に関して一定でない。また、各実施形態で説明した上凹部２９は、上ジャーナル部７を支持する上摺動部１０に設けられている点で中抜き９とは異なる。同様に、下凹部３０は、下ジャーナル部８を支持する下摺動部１１に設けられている点で中抜き９とは異なる。この違いは、シャフト１の支持への寄与が小さい部分に選択的に上凹部２９および下凹部３０を形成していることに基づく。

また、図１１Ｂに示すように、中抜きを有さないシャフト１を各実施形態に適用できる。図１１Ｂの例では、軸受２にも中抜きは形成されていない。シャフト１の回転軸に平行な方向に関するジャーナル部２８の中点Ｍを基準としてコンロッド６に近い側に位置している部分を第１ジャーナル部７、中点Ｍを基準としてコンロッド６から遠い側に位置している部分を第２ジャーナル部８と定義できる。ジャーナル部２８に関するこの定義付けは、中抜きの有無によらず、シャフト１に適用されうる。中抜きは、上軸受保持力１３および下軸受保持力１４の各発生方向に影響を及ぼさない。同様に、中抜きは、上ジャーナル部７および下ジャーナル部８の各偏心方向に影響を及ぼさない。したがって、各実施形態で説明した効果は、中抜きの有無によらず、得ることができる。

また、図１１Ｃに示すように、下ジャーナル部８を支持する部分として、軸受２がすべり軸受以外の構造、例えば転がり軸受部１１ｋを有していてもよい。この場合においても、上摺動部１０に形成された上凹部２９は、摺動損失を低減する効果を発揮しうる。

また、上凹部２９は、各実施形態で説明した範囲にのみ形成されていることが好ましい。例えば、上凹部２９が、基準位置から見てシャフト１の回転方向に２７０〜３６０度の範囲に位置しているものとする。このとき、上凹部２９と同じ高さ位置を占有している残りの部分（０度より大きく２７０度よりも小さい角度範囲の部分）が、当該部分とシャフト１との間に一定の広さの軸受すき間を形成していることが好ましい。この構成によれば、軸受保持力の低下を招くことなく摺動損失のみを効果的に削減できる。また、各実施形態で説明した角度範囲において、複数の上凹部２９が形成されていてもよい。これらは、下凹部３０についても同様である。

Claims (11)

1. シリンダと、
   前記シリンダ内に往復動可能に配置されたピストンと、
   前記ピストンに接続されたコンロッドと、
   前記ピストンの往復動方向に直交する回転軸を有し、自身の回転運動が前記ピストンの直線運動に変換されるように前記コンロッドに接続されたシャフトと、
   前記シャフトを支持する軸受と、を備え、
   前記コンロッドから見て前記シャフトの片側のみが前記軸受によって支持された片持ち式の往復動圧縮機であって、
   前記シャフトは、前記軸受に覆われた部分としてジャーナル部を有し、
   前記ジャーナル部は、前記回転軸に平行な方向に関する当該ジャーナル部の中点を基準として前記コンロッドに近い側に位置している第１ジャーナル部と、前記中点を基準として前記コンロッドから遠い側に位置している第２ジャーナル部とを含み、
   前記軸受は、前記第１ジャーナル部を支持する第１摺動部と、前記第２ジャーナル部を支持する第２摺動部とを有し、
   前記ピストンの往復動方向に平行かつ前記シャフトの回転軸を含む平面が、前記軸受の内周面と交わる２つの位置のうち、前記ピストンに近い側の位置を基準位置と定義したとき、
   前記第１摺動部は、前記基準位置から見て前記シャフトの回転方向に０〜１８０度の範囲および２７０〜３６０度の範囲から選ばれる少なくとも１つの範囲に、他の範囲の部分よりも広い軸受すき間を形成している第１凹部を有する、往復動圧縮機。
2. 前記第２摺動部は、前記基準位置から見て前記シャフトの回転方向に９０〜３６０度の範囲に、他の範囲の部分よりも広い軸受すき間を形成している第２凹部を有する、請求項１に記載の往復動圧縮機。
3. 前記第１凹部が、前記基準位置から見て前記シャフトの回転方向に２７０〜３６０度の範囲に位置し、
   前記第２凹部が、前記基準位置から見て前記シャフトの回転方向に９０〜１８０度の範囲に位置している、請求項２に記載の往復動圧縮機。
4. 前記コンロッドの振れ回り角度の最大値および最小値の絶対値がβabsであるとき、
   前記第１凹部が、前記基準位置から見て前記シャフトの回転方向に（２７０＋βabs）〜（３６０−βabs）度の範囲に位置し、
   前記第２凹部が、前記基準位置から見て前記シャフトの回転方向に（９０＋βabs）〜（１８０−βabs）度の範囲に位置している、請求項３に記載の往復動圧縮機。
5. 前記第１凹部が、前記基準位置から見て前記シャフトの回転方向に２８７〜３４３度の範囲に位置し、
   前記第２凹部が、前記基準位置から見て前記シャフトの回転方向に１０７〜１６３度の範囲に位置している、請求項３に記載の往復動圧縮機。
6. 前記シャフトは、前記ジャーナル部よりも小さい外径を有する中抜きをさらに有し、
   前記中抜きは、前記軸受内において前記ジャーナル部を前記回転軸に沿って前記第１ジャーナル部と前記第２ジャーナル部とに分けており、
   前記第１凹部の一部および前記第２凹部の一部が、それぞれ、前記シャフトの軸方向に関して前記中抜きに重なっている、請求項２〜５のいずれか１項に記載の往復動圧縮機。
7. 前記シャフトの軸方向に関して、前記第２凹部の下端が前記軸受の下端よりも上に位置している、請求項２〜６のいずれか１項に記載の往復動圧縮機。
8. 前記シャフトの前記回転軸に直交する断面において、前記第１凹部および前記第２凹部が、それぞれ、円弧状の表面プロファイルを有する、請求項２〜７のいずれか１項に記載の往復動圧縮機。
9. 前記第１ジャーナル部の半径をＲ₁、前記第１凹部が形成されていない位置での前記第１摺動部の内周半径をＤ₁、前記シャフトの前記回転軸から前記第１凹部の最深部までの距離をｄ₁としたとき、Ｄ₁−Ｒ₁≦ｄ₁−Ｄ₁の関係を満足する、請求項１〜８のいずれか１項に記載の往復動圧縮機。
10. 前記第２ジャーナル部の半径をＲ₂、前記第２凹部が形成されていない位置での前記第２摺動部の内周半径をＤ₂、前記シャフトの前記回転軸から前記第２凹部の最深部までの距離をｄ₂としたとき、Ｄ₂−Ｒ₂≦ｄ₂−Ｄ₂の関係を満足する、請求項２〜８のいずれか１項に記載の往復動圧縮機。
11. 前記第１凹部は、前記軸受の端に突き抜けていない、請求項１〜１０のいずれか１項に記載の往復動圧縮機。

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