(57)【要約】      （修正有）【課題】集中荷重がかかるローラの最大変形量を最小限に規制し、円滑な回転を保証して信頼性の向上を得られる密閉型回転式圧縮機と、この密閉型回転式圧縮機を備えて冷凍効率の向上を得られる冷凍サイクル装置を提供する。【解決手段】密閉型回転式圧縮機１は、回転軸偏心部１３ａに転がり軸受２３の内輪部２３ａを嵌合し、外輪部２３ｂをローラとして兼用し、内輪部と外輪部との間に介在する転動体２３ｃの軌道面Ｍをローラ内径部に形成し、ブレード２７の幅寸法をＴ［ｍｍ］、ローラの外径部半径をＲｒ［ｍｍ］、ローラ内径部軌道面Ｍの最外周半径をＲｉ［ｍｍ］、ローラのヤング率をＥｒ［ＭＰａ］、転動体間の軌道輪上における距離をＣ［ｍｍ］、吐出圧力と吸込み圧力との差圧をΔＰ［ＭＰａ］としたとき、下記関係式（１）が成り立つ。2010229866.tif 000013【選択図】図３
2010229866.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
密閉ケース内に、電動機部と、この電動機部に回転軸を介して連結される圧縮機構部とを収容し、
上記圧縮機構部は、シリンダ室が形成されるシリンダと、上記回転軸に設けられる偏心部に嵌合し上記シリンダ室で偏心運動をなすローラと、上記シリンダに往復動自在に設けられローラ外周面に当接してシリンダ室を二分するブレードと、上記シリンダ室で圧縮された高圧ガスを密閉ケース内に吐出案内する吐出弁機構と、
上記シリンダに設けられ、上記吐出弁機構から密閉ケース内に吐出された高圧ガスを上記ブレード後端部に導き、ブレードに対して背圧を付与する背圧付与手段と、
を具備した密閉型回転式圧縮機において、
上記回転軸偏心部に、転がり軸受の内輪部が嵌合され、
上記転がり軸受の外輪部を、上記ブレードが当接する上記ローラとして兼用され、
上記転がり軸受の内輪部と外輪部との間に介在される転動体の軌道面が、外輪部内径部であるローラ内径部に形成され、
ブレードの幅寸法をＴ［ｍｍ］、ローラの外径部半径をＲｒ［ｍｍ］、ローラの内径部軌道面の最外周半径をＲｉ［ｍｍ］、ローラのヤング率をＥｒ［ＭＰａ］、各転動体間の軌道輪上における距離をＣ［ｍｍ］、圧縮機運転時の吐出圧力と吸込み圧力との差圧をΔＰ［ＭＰａ］としたとき、下記関係式（１）が成り立つ
ことを特徴とする密閉型回転式圧縮機。
【数９】
2010229866.tif 000012
【請求項２】
上記ブレードのローラとの当接部における曲率半径Ｒｖ［ｍｍ］と、上記ローラ外径部半径Ｒｒ［ｍｍ］から下記関係式（７）式にて計算される等価半径ρ［ｍｍ］について、上記ブレードの幅寸法Ｔ［ｍｍ］と下記関係式（６）が成り立つ
ことを特徴とする請求項１記載の密閉型回転式圧縮機。
ρ  ≧  Ｔ                                ……（６）
ここで、  １／ρ  ＝  １／Ｒｖ  ＋  １／Ｒｒ        ……（７）
【請求項３】
上記ブレードにおけるローラとの当接面およびローラの外周面において、表面粗さがＲｚ（ＪＩＳ規格）で、３．２μｍ以下である
ことを特徴とする請求項２記載の密閉型回転式圧縮機。
【請求項４】
上記請求項１ないし請求項３のいずれかに記載の回転式圧縮機と、凝縮器と、膨張装置と、蒸発器とを冷媒管を介して連通して冷凍サイクルが構成される
ことを特徴とする冷凍サイクル装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、回転軸の偏心部に転がり軸受を嵌合し、この転がり軸受の外輪部をブレードが当接するローラとして兼用した密閉型回転式圧縮機と、この密閉型回転式圧縮機を冷凍サイクル構成部品として備えた冷凍サイクル装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
従来から多用される密閉型回転式圧縮機は、密閉ケース内に、電動機部と、この電動機部に回転軸を介して連結される圧縮機構部とを収容してなる。上記圧縮機構部は、シリンダ室を形成するシリンダと、回転軸に設けられる偏心部に嵌合するローラと、圧縮ばねによる背圧を受けて先端縁がローラ外周面に当接するブレードとを備えている。
【０００３】
このような構造から、圧縮作用自体は何らの支障も無く円滑に行われている。しかしながら、回転軸偏心部とブレードとの間に介在するローラは、すべり軸受として機能している。回転軸の直径と比較してローラの内径が大であり、直径の大きな部分が回転することで、すべり軸受としての摩擦損失が大となり、効率の向上が阻害されている。
【０００４】
本発明者等は、圧縮作用のより円滑化を求め、圧縮効率の向上を目指す新技術の開発の一環として、回転軸の偏心部に嵌合されブレードの先端縁が当接するローラに着目し、［特許文献１］を開示した。この新技術は転がり軸受を、回転軸と主軸受、副軸受およびローラとの、少なくとも１ヶ所に設けて、給油効率の向上を図っている。
【０００５】
具体的には、転がり軸受を回転軸の偏心部に取付け、外輪部外周面にブレード先端縁を当接させ、外輪部をローラとして兼用している。すなわち、ローラとして転がり軸受を備えることとなり、摩擦損失の低減を図れ、圧縮効率の向上を得る。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００６】
【特許文献１】特開２００７−２９１９９６号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００７】
ところで、一般的に転がり軸受は、固定体と回転体との間に介設されていて、集中荷重がかかることはない。たとえば、車軸と車輪との間に用いられる転がり軸受は、車軸に嵌め込まれる内輪部は勿論のこと、車輪に嵌め込まれる外輪部のいずれにも、部分的に集中荷重がかからずにすむ。
【０００８】
したがって、通常用いられる範囲での転がり軸受では、外輪部と内輪部の最大変形量（撓み量）を考慮する必要はない。これに対して上述のように、密閉型回転式圧縮機の圧縮機構部に、ローラの代用として転がり軸受の外輪部を兼用させると、背圧を受けたブレードの先端縁がローラを押圧し、ローラに集中荷重が掛かることは避けられない。
【０００９】
吸込み圧と吐出圧との差圧の大きい運転条件等では、上記集中荷重の影響でローラの内径部に形成される転動体（ボール）の軌道面に変形が生じる虞れがある。その結果、フレーキング（軌道面の金属剥離）等の発生があって、転がり軸受の信頼性が損なわれてしまう。  
上記［特許文献１］においては、上述の不安要素に対する何らの措置も考慮するには至らないものであった。
【００１０】
本発明は上記事情にもとづきなされたものであり、その目的とするところは、回転軸の偏心部に転がり軸受を嵌合し、この外輪部をローラとして兼用させることとして、ブレードから集中荷重がかかることで生じるローラの最大変形量を最小限に抑制し、円滑な回転を保証して信頼性の向上を得られる密閉型回転式圧縮機と、この密閉型回転式圧縮機を備えて冷凍効率の向上を得られる冷凍サイクル装置を提供しようとするものである。
【課題を解決するための手段】
【００１１】
上記目的を満足するため本発明の密閉型回転式圧縮機は、密閉ケース内に、電動機部と、この電動機部に回転軸を介して連結される圧縮機構部とを収容し、上記圧縮機構部は、シリンダ室が形成されるシリンダと、回転軸の偏心部に嵌合してシリンダ室で偏心運動をなすローラと、シリンダに往復動自在に設けられローラ外周面に当接してシリンダ室を二分するブレードと、シリンダ室で圧縮された高圧ガスを密閉ケース内に吐出案内する吐出弁機構と、シリンダに設けられ吐出弁機構から密閉ケース内に吐出された高圧ガスをブレード後端部に導きブレードに対して背圧を付与する背圧付与手段とを具備し、  
回転軸偏心部に転がり軸受の内輪部を嵌合し、転がり軸受の外輪部をブレードが当接するローラとして兼用し、転がり軸受の内輪部と外輪部との間に介在される転動体の軌道面を外輪部内径部であるローラ内径部に形成し、  
ブレードの幅寸法をＴ［ｍｍ］、ローラの外径部半径をＲｒ［ｍｍ］、ローラの内径部軌道面の最外周半径をＲｉ［ｍｍ］、ローラのヤング率をＥｒ［ＭＰａ］、各転動体間の軌道輪上における距離をＣ［ｍｍ］、圧縮機運転時の吐出圧力と吸込み圧力との差圧をΔＰ［ＭＰａ］としたとき、下記関係式（１）が成り立つ。
【数１】
2010229866.tif 000003
【発明の効果】
【００１２】
本発明の密閉型回転式圧縮機によれば、転がり軸受の外輪部をローラとして兼用させることを前提として、集中荷重がかかるローラの最大変形量を最小限に規制し、円滑な回転を保証して信頼性の向上を得られる。  
本発明の冷凍サイクル装置によれば、上記密閉型回転式圧縮機を冷凍サイクル構成部品として備えて、冷凍サイクル効率の向上を得られる。
【図面の簡単な説明】
【００１３】
【図１】本発明における実施の形態に係る、密閉型回転式圧縮機の縦断面図と、冷凍サイクル装置の冷凍サイクル構成図。
【図２】同実施の形態に係る、密閉型回転式圧縮機における圧縮機構部の横断平面図。
【図３】同実施の形態に係る、圧縮機構部一部の横断平面図。
【図４】同実施の形態に係る、図３の一部を拡大した図。
【図５】同実施の形態に係る、ローラ最大変形量と疲れ寿命の特性図。
【発明を実施するための形態】
【００１４】
以下、本発明の実施の形態を、図面にもとづいて説明する。  
図１は、密閉型回転式圧縮機１の縦断面図および、冷凍サイクル装置Ｒの冷凍サイクル構成図である。  
図中１は、密閉型回転式圧縮機（以下、単に「圧縮機」と呼ぶ）であり、この圧縮機１については後述する。前記圧縮機１の上端部には冷媒管Ｐが接続され、この冷媒管Ｐには、凝縮器２と、膨張弁（膨張装置）３と、蒸発器４およびアキュームレータ５が順次設けられる。さらに冷媒管Ｐは、アキュームレータ５から上記圧縮機１の側部に接続されていて、これらで冷凍サイクル装置Ｒの冷凍サイクルが構成される。  
つぎに、上記圧縮機１について説明する。  
上記圧縮機１は、密閉ケース１０を備えていて、この密閉ケース１０内部の上部側に電動機部１１が収容され、下部側に圧縮機構部１２が収容される。これら電動機部１１と圧縮機構部１２は、回転軸１３を介して一体に連結される。
【００１５】
上記密閉ケース１０の内底部には潤滑油を集溜する油溜り部１４が形成され、下部側に配置される圧縮機構部１２のほとんど大部分が潤滑油中に浸漬される。密閉ケース１０の上面部には、凝縮器２に連通する吐出管である冷媒管Ｐが接続され、密閉ケース１０の下部周壁には、アキュームレータ５に連通する吸込み管である冷媒管Ｐが接続される。
【００１６】
上記電動機部１１は、回転軸１３に嵌着固定される回転子（ロータ）１５と、この回転子１５の外周面と狭小の間隙を存して内周面が対向され、密閉ケース１０内周壁に嵌着固定される固定子（ステータ）１６とから構成される。
【００１７】
つぎに、上記圧縮機構部１２について、図１および図２にもとづいて説明する。  
図２は、圧縮機構部１２を拡大して示す横断平面図である。  
圧縮機構部１２は、密閉ケース１０の内周壁に嵌着固定され、軸芯に内径孔を備えたシリンダ２０と、シリンダ２０上面に取付けられる主軸受２１と、シリンダ２０下面に取付けられる副軸受２２を備えている。シリンダ内径孔は、主軸受２１と副軸受２２によって塞がれる空間部であり、この空間部はシリンダ室Ｓとなる。
【００１８】
上記回転軸１３は、電動機部１１とシリンダ２０上面との間の部分が上記主軸受２１にに貫通され、回転自在に軸支される。また、回転軸１３はシリンダ２０下面から下端までの間の部分が上記副軸受２２に貫通され、回転自在に軸支される。  
上記主軸受２１と副軸受２２はともに、シリンダ２０の内径孔を塞ぐフランジ部２１ａ，２２ａと、このフランジ部２１ａ，２２ａの軸芯部に沿って一体に突設され、回転軸１３を軸支する軸受孔を備えた枢支部２１ｂ，２２ｂとからなる。
【００１９】
上記回転軸１３には、中心軸が所定量だけ偏心する偏心部１３ａが一体に設けられている。偏心部１３ａの周面には、後述する転がり軸受２３が嵌合される。偏心部１３ａおよび転がり軸受２３は上記シリンダ室Ｓに収容されていて、転がり軸受２３の外周面一部は軸方向に沿ってシリンダ室Ｓ周壁に線状に接触するよう設計されている。
【００２０】
上記転がり軸受２３は、所定の肉厚に形成され、内径部が回転軸偏心部１３ａに緩い状態で嵌合する内輪部２３ａと、所定の肉厚に形成され外周面一部が軸方向に沿ってシリンダ室Ｓ周壁に線状に接触する外輪部２３ｂと、この内輪部２３ａと外輪部２３ｂとの間に介在される複数の転動体（ボール）２３ｃとから構成される。
【００２１】
回転軸１３が回転すれば、外輪部２３ｂ外周面のシリンダ室Ｓ周壁に対する接触位置が、漸次、周方向に移動するようになっている。すなわち、外輪部２３ｂは従来から用いられる回転式圧縮機のローラと全く同一の作用をなすものであるので、これ以降、すべり軸受２３の外輪部２３ｂを、「ローラ」と呼ぶ。
【００２２】
上記シリンダ２０には、ブレード室２５が設けられる。このブレード室２５は、シリンダ２０の外周面から軸芯方向に向って所定深さに設けられる横孔２５ａと、この横孔２５ａの先端部とシリンダ２０の内径孔であるシリンダ室Ｓとを連通し、かつシリンダ２０の上下面に亘って設けられるブレード収容溝２５ｂとからなる。
【００２３】
上記横孔２５ａに圧縮ばね２６が収容され、ブレード収容溝２５ｂにブレード２７が移動自在に収容される。圧縮ばね２６の一端部は密閉ケース１０内周壁に接触し、他端部はブレード２７後端部に接触する。ブレード２７は圧縮ばね２６の弾性力による背圧を受け、先端縁はローラ２３ｂ外周面に軸方向に沿って当接し、シリンダ室Ｓを二分する。
【００２４】
シリンダ２０の下面から横孔２５ａに亘って連通用孔２８が設けられていて、油溜り部１４の潤滑油は上記連通用孔２８を介して横孔２５ａに導かれる。横孔２５ａに充満する潤滑油はブレード２７の後端部に背圧を付与し、かつブレード２７両側面とブレード収容溝２５ｂ両側壁との間に浸透して、ブレード２７の円滑な移動を保証する。
【００２５】
このようにして、上記圧縮ばね２６とともに上記連通用孔２８は、ブレード２７に対する背圧付与手段Ｊを構成する。ただし、実質的にブレード２７に背圧を付与するのは、連通用孔２８を介して横孔２５ａに導かれる高圧の潤滑油である。圧縮ばね２６は専ら、圧縮運転の起動時において押圧作用をなす、補助的な背圧付与手段Ｊとして存在する。
【００２６】
一方、主軸受２１には吐出孔３０が設けられる。吐出孔３０が設けられる位置は、ブレード２７先端縁がローラ２３ｂ外周面に当接する部位の近傍で、この一側部になる。吐出孔３０は吐出弁機構３１により開閉され、主軸受２１に取付けられ密閉ケース１０内に開口する案内孔を備えたバルブカバー３２が吐出弁機構３１を覆う。
【００２７】
上記シリンダ２０において、ブレード２７のローラ２３ｂとの接触部位を挟んで吐出孔３０とは反対側の部位に、孔部である吸込み部３３が設けられる。この吸込み部３３は、シリンダ２０を径方向に貫通して、密閉ケース１０内とシリンダ室Ｓに連通し、かつ上記アキュームレータ５に連通する吸込み管である冷媒管Ｐが接続される。
【００２８】
つぎに、このようにして構成される密閉型回転式圧縮機１の圧縮作用および冷凍サイクル装置Ｒの冷凍作用について説明する。  
圧縮機１を構成する電動機部１１に通電することで、固定子１６に発生する回転磁界によって回転子１５が回転し、回転子１５と一体の回転軸１３が回転駆動される。電動機部１１から回転軸１３に駆動トルクが作用し、回転軸１３に設けられる偏心部１３ａと転がり軸受２３が一体にシリンダ室Ｓにおいて偏心運動を行う。
【００２９】
シリンダ室Ｓの一部が負圧化し、アキュームレータ５から冷媒管Ｐを介して冷媒が導かれる。冷媒は、ローラ２３ｂ周面とシリンダ室Ｓ周面とブレード２７とで区画される空間部位に導かれ、ローラ２３ｂの偏心回転にともない上記空間部位の容量が低減することで圧縮される。
【００３０】
上記空間部位が最も小さくなったとき、冷媒は所定の高圧状態になるとともに高温化する。高温高圧化したガス冷媒により吐出弁機構３１が開放され、バルブカバー３２の案内孔を介して密閉ケース１０内部に導かれ充満する。密閉ケース１０内に充満するガス冷媒は、密閉ケース１０の上端部に接続される冷媒管Ｐへ吐出される。  
ガス冷媒は凝縮器２において外気もしくは水などと熱交換し、凝縮液化して液冷媒に変る。この液冷媒は、膨張弁３に導かれて断熱膨張し、さらに蒸発器４に導かれて、蒸発器４が配置される周辺部位の空気と熱交換し蒸発する。
【００３１】
冷媒の蒸発にともなって周辺部位から蒸発潜熱を奪って冷気に変える。すなわち、周辺部位に対する冷凍作用をなす。蒸発器４で蒸発した冷媒は、アキュームレータ５に導かれ気液分離される。そして、圧縮機１のシリンダ室Ｓに吸込まれ、再び圧縮されて高温高圧のガス冷媒に変り、上述の冷凍サイクルを繰り返す。
【００３２】
つぎに、図３および図４にもとづいて、上記密閉型回転式圧縮機１の圧縮機構部１２を構成するローラ２３ｂとブレード２７について説明する。  
図３は、圧縮機構部１２の一部を拡大した図、図４は図３の拡大図である。
【００３３】
上記ブレード２７は、圧縮運転の起動時は圧縮ばね２６の弾性力をもって背圧を受け、圧縮運転が安定した状態では油溜り部１４の高圧化した潤滑油が連通用孔２８からブレード室２５の横孔２５ａに充満することで背圧を受ける。
【００３４】
背圧を受けたブレード２７の先端縁はローラ２３ｂに当接し、ローラ２３ｂに対して集中荷重Ｆｖ［Ｎ］を付与する。このとき、吸込み圧と吐出圧との差圧が大きい条件時等では、ブレード２７のローラ２３ｂに対する集中荷重Ｆｖが過大になり、あるいはローラ２３ｂの剛性が小になる。
【００３５】
そのため、転動体２３ｃが接触するローラ２３ｂの内径部軌道面Ｍに変形が生じる虞れがあり、フレーキング等が発生してローラ２３ｂの円滑な自転が妨げられ、転がり軸受２３に対する信頼性が著しく損なわれてしまう。
【００３６】
この対策を備えるために、ブレード２７の集中荷重Ｆｖによる、荷重方向のローラ２３ｂの最大変形量σｍａｘ［ｍｍ］を求める。  
すなわち、ブレード２７からの集中荷重Ｆｖの作用点（ローラ２３ｂに対する接触点）の両側にある転動体２３ｃの位置を固定端とし、ローラ２３ｂを真直な梁材として近似する。すると、機械工学便覧、Ａ４材料力学から、下記関係式（２）が求められる。
【数２】
2010229866.tif 000004
【００３７】
圧縮機１運転時の吐出圧力と吸込み圧力との差圧をΔＰ［ＭＰａ］、ブレード２７の幅寸法をＴ［ｍｍ］、ブレード２７とローラ２３ｂの厚み（図１に示す）をＨ［ｍｍ］としたときの集中荷重Ｆｖの最大値は、関係式（３）から求められる。  
Ｆｖｍａｘ［Ｎ］  ＝  ΔＰ・Ｔ・Ｈ      ……（３）
また、ローラ２３ｂの外周半径をＲｒ［ｍｍ］、ローラ２３ｂの内径部軌道面Ｍの最外周半径をＲｉ［ｍｍ］としたときの、ローラ２３ｂの断面２次モーメントＩｒは、関係式（４）から求められる。  
Ｉｒ  ＝  Ｈ・（Ｒｒ−Ｒｉ）３  ／  １２            ……（４）  
上記関係式（３）、（４）を、上記関係式（２）に代入すると、下記関係式（５）が求められる。
【数３】
2010229866.tif 000005
【００３８】
図５は、ローラ２３ｂの最大変形量σｍａｘと疲れ寿命比Ｌ／Ｌ０の特性図である。  
この図は、ブレード２７の集中荷重Ｆｖによる荷重方向のローラ２３ｂの最大変形量σｍａｘが０のときの、ローラ２３ｂの内径部軌道面Ｍにおける転がり疲れ寿命をＬ０とし、ローラ２３ｂの最大変形量σｍａｘに対する転がり疲れ寿命の関係を示す。  
図５から、ローラ２３ｂの最大変形量σｍａｘが、０．００１ｍｍ以上になると、急速に疲れ寿命が低下するのが分る。
【００３９】
たとえば、車軸と車輪との間に用いられる転がり軸受等、通常の使用方法では、玉軸受（すなわち、転動体）の軌道面はハウジングあるいは軸に倣うので、内輪部は勿論のこと、外輪部においても変形する虞れは全く無い。したがって、通常用いられる範囲での転がり軸受に対し、外輪部と内輪部の最大変形量σｍａｘを考慮する必要はない。
【００４０】
これに対して上述のように、密閉型回転式圧縮機１における圧縮機構部１２に、転がり軸受２３の外輪部２３ｂをローラの代用として用いると、背圧を受けたブレード２７による集中荷重Ｆｖが外輪部であるローラ２３ｂにかかることは避けられない。  
ローラ２３ｂの剛性が低いと、この内径面である転動体２３ｃの軌道面に変形が生じ、転動体２３ｃが円滑に転がることができない。ローラ２３ｂの最大変形量σｍａｘがある値を越えると、フレーキング等が生じて急速に転がり寿命の低下を招く。
【００４１】
そこで、図５から、ローラ２３ｂの最大変形量σｍａｘが、０．００１ｍｍと等しい、もしくはそれ以下である、以下の関係式（１）を満たすことによって、転がり寿命の低下を防ぎ、信頼性の高い圧縮機１を得られる。
【数４】
2010229866.tif 000006
【００４２】
さらに、本発明では、上記関係式（１）を満たしたうえで、ブレード２７のローラ２３ｂとの当接部における曲率半径Ｒｖ［ｍｍ］と、ローラ２３ｂの外周半径Ｒｒ［ｍｍ］から、下記関係式（７）で計算される等価半径ρ［ｍｍ］について、ブレード２７の幅寸法Ｔ［ｍｍ］と、下記関係式（６）が成り立つことを特徴としている。  
ρ  ≧  Ｔ                          ……（６）  
ここで、  １／ρ  ＝  １／Ｒｖ  ＋  １／Ｒｒ      ……（７）
すなわち、ローラ２３ｂとブレード２７との接触状態は、図４に示すように、異なる曲率を有する円筒体の接触状態に置き換えることができる。  
ブレード２７のローラ２３ｂに対する集中荷重Ｆｖにより、ローラ２３ｂとブレード２７は面接触する。そのときの弾性接触長さｄ［ｍｍ］は関係式（８）で表され、関係式（９）に展開できる。
【数５】
2010229866.tif 000007
【００４３】
【数６】
2010229866.tif 000008
【００４４】
ローラ２３ｂとブレード２７との接触部には、関係式（１０）で表されるヘルツ応力Ｐｍａｘ［ＭＰａ］が発生する。（ヘルツの弾性接触理論）  
【数７】
2010229866.tif 000009
【００４５】
ヘルツ応力Ｐｍａｘが大きい場合、ローラ２３ｂとブレード２７との接触面において異常摩耗が生じる危険性が高くなり、信頼性が低下する。また、ローラ２３ｂの自転が抑制され、最悪の場合にはローラ２３ｂが自転しなくなる。この場合、常にローラ２３ｂ内径部軌道面Ｍの同一箇所で負荷を受けて、転がり軸受２３としての寿命低下を招く。  
この問題に対して、先に説明した関係式（６）を満たすように設計することにより、関係式（１０）は次式（１１）で表される。
【数８】
2010229866.tif 000010
【００４６】
したがって、ブレード２７の幅寸法Ｔ［ｍｍ］に係らず、常に、ヘルツ応力Ｐｍａｘを関係式（１１）で示す数値以下にすることができ、信頼性設計を容易にして、信頼性の高い圧縮機１を得られる。  
以下に、実施例の数値を、［表１］に示す。
【表１】
2010229866.tif 000011
【００４７】
上記［表１］における実施例３は実施例２に対し、ローラ２３ｂの内径部軌道面Ｍの半径Ｒｉを、関係式（１）を満たす範囲内でできるだけ大きくし、直径の大きな転動体２３ｃを使えるようにしたものである。  
このように転動体２３ｃの直径を大きくすることにより、転がり軸受２３の基本定格荷重が増大するので、基本定格荷重を重視した設計仕様を提供できる。
【００４８】
なお、公知例１（たとえば  特開２００３−１４０１２３号）においては、分子中に塩素を含まない冷媒および潤滑油としてポリオールエステル、またはポリビニルエーテルを基油として用いても、ローラとベーンの異常な摩耗が防止されるような信頼性の高い回転式圧縮機を提供するため、以下のような条件を開示している。
【００４９】
すなわち、ベーンのローラとの摺接部における曲率半径（Ｒｖ）（ｃｍ）が次式（Ａ）で示されるようなベーンを用いる。  Ｔ  ＜  Ｒｖ  ＜Ｒｒ    ……（Ａ）  
ただし、Ｔはベーンの厚さ（ｃｍ）、Ｒｒはベーンと摺接するローラの外周曲率半径（ｃｍ）。
【００５０】
上記した関係式（６）、（７）に関し、公知例１の数値を比較してみると、公知例１の範囲  Ｔ＜Ｒｖ＜Ｒｒ  では、実施例に対してヘルツ応力Ｐｍａｘが大きく、信頼性が劣っているのが分る。  
また、関係式（６）、（７）に関し、ブレード２７のローラ２３ｂとの当接面および、ローラ２３ｂの外周面において、その表面粗さがＲｚ（ＪＩＳ規格）で、３．２ｍｍ以下とする。
【００５１】
すなわち、上記構造の圧縮機１を採用することで、ブレード２７とローラ２３ｂとの当接面において摩擦抵抗が小さくなるため、ローラ２３ｂの自転が容易になり、ローラ内径部軌道輪の同一位置で負荷を受けることを防止し、転がり軸受の寿命が向上する。よって、信頼性の高い圧縮機１が得られる。
【００５２】
なお、上記実施の形態において、シリンダ室Ｓが１つの圧縮機１について説明したが、これに限定されるものではなく、２つ以上のシリンダ室を有する圧縮機にも適用することができる。  
さらに、本発明は上述した実施の形態そのままに限定されるものではなく、実施段階ではその要旨を逸脱しない範囲で構成要素を変形して具体化できる。そして、上述した実施の形態に開示されている複数の構成要素の適宜な組み合わせにより種々の発明を形成できる。
【符号の説明】
【００５３】
１０…密閉ケース、１１…電動機部、１３…回転軸、１２…圧縮機構部、Ｓ…シリンダ室、２０…シリンダ、２３ｂ…ローラ（外輪部）、２７…ブレード、３１…吐出弁機構、Ｊ…背圧付与手段、２３ａ…内輪部、２３ｃ…転動体、Ｍ…ローラの内径部軌道面、１…密閉型回転式圧縮機、２…凝縮器、３…膨張弁（膨張装置）、４…蒸発器、Ｐ……冷媒管。
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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