密閉容器内に潤滑油を貯溜するとともに、固定子と回転子を備えた電動要素と、前記電動要素の上方に配置された圧縮要素とを収容し、前記圧縮要素は、外径面に前記回転子が嵌合された主軸部と偏心軸部とを有するシャフトと、シリンダを備えたシリンダブロックと、前記シリンダの内部に往復動可能に挿設されたピストンと、両端に小端穴と大端穴を有し、前記小端穴には前記ピストンに取り付けられたピストンピンが挿入され、前記大端穴には前記偏心軸部が挿入されることで、前記ピストンと前記偏心軸部とを連結する連結棒を備え、前記偏心軸部の外径面が凸形状の曲面とした密閉型圧縮機。大端穴の内面を、凹形状の曲面で形成した請求項1に記載の密閉型圧縮機。大端穴と偏心軸部を、鉛直断面における曲率半径がそれぞれ一定の値となっており、大端穴内面の曲率半径Rcを、偏心軸部の曲率半径Reの大きさと同等以上とした請求項2に記載の密閉型圧縮機。偏心軸部の最大径を、大端穴の最小径より小さくした請求項3に記載の密閉型圧縮機。大端穴と偏心軸の最小隙間をCeとし、大端穴の高さをHとした場合、大端穴内面の曲率半径Rcを、H2/4Ceより大きくした請求項3または4に記載の密閉型圧縮機。主軸受と主軸部の間の隙間の範囲内でシャフトが最大限傾いた場合でも、偏心軸部と大端穴の曲面同士が相対するように、大端穴内面の曲率半径Rcと、偏心軸部の曲率半径Reを選択した請求項3から5のいずれか一項に記載の密閉型圧縮機。主軸受と主軸部の隙間をC、主軸受の長さをL、連結棒の大端穴の高さをHとした場合、偏心軸部の曲率半径Reおよび大端穴の曲率半径Reを共にLH/4Cより小さく選択した請求項3から6のいずれか一項に記載の密閉型圧縮機。しかしながら、上記特許文献1に記載された構成では、球面軸受50と大端穴37の摺動部は、通常の円筒型の摺動部を有する場合に比べて摩擦が大きい。なぜならば、摺動部の油膜圧力の発生方向が球の半径方向となるため、摺動部の中心から離れるほど荷重の作用する方向との乖離が大きくなる。このため、同じ荷重を支持するためには、球面軸受50は、円筒型の摺動部を有する場合に比べて多くの摺動面積が必要となる。そのため、粘性摩擦が増加するという課題を有していた。また、球面軸受を組み込むためには、連結棒35の大端部を分割する必要があるなど、構造が複雑で製造コストが増加するという課題を有していた。さらに、上記特許文献2に記載された従来の構成のように、連結棒135の小端穴136に球面部151を形成した場合、摺動部で発生する油膜圧力が小さくなり、摩擦や摩耗が増加する。この理由は、ピストンピン38と小端穴136の摺動部は摺動速度が小さく、かつ大端穴137に比べ、小さい面積で荷重を支持する。また、円筒型の摺動部を有し、小さく均一な隙間を有する構成において、大きな荷重が作用した際には、隙間の潤滑油のスクイーズ効果によって油膜圧力が発生し、金属接触の発生を抑制することができるが、本構成の摺動部では、中央から離れるほど摺動部の隙間が大きくなる構成であり、摺動部全体を平均すると隙間が大きくなるため、荷重が作用した際に発生する油膜圧力が小さくなる。したがって、荷重が作用した際に、隙間の小さい中央部の金属接触が顕著となり、摩擦や摩耗が増加するという課題を有していた。本発明は、前記従来の課題を解決するもので、主軸部の傾きに起因する他の摺動部の片当りの発生を防止し、摺動損失を低減して効率を向上するとともに、摩耗の発生を防止し、信頼性を向上することを目的とする。上記従来の課題を解決するために、本発明の密閉型圧縮機は、シャフトの主軸部を軸支する主軸受と、両端に小端穴と大端穴を有し、小端穴にはピストンに取り付けられたピストンピンが挿入され、大端穴には偏心軸部が挿入されることで、ピストンと偏心軸部とを連結する連結棒とを備え、偏心軸部が凸形状の曲面で形成されたものである。これにより、圧縮荷重などにより主軸部と主軸受の隙間の範囲内でシャフトが傾斜しても、偏心軸部が凸形状の曲面で傾斜を吸収するので、偏心軸部やピストンピン、ピストンなどの摺動部の片当たりを防止でき、摺動部の局所的な金属接触の発生を防止するという作用を有する。本発明の密閉型圧縮機は、摺動部の局所的な金属接触の発生を防止し、摩擦を小さくすることで入力を低減し、効率を向上することができるとともに、局所的な金属接触に起因する摺動部の傷つきや摩耗の発生を抑制し、信頼性を向上することができる。第1の発明は、密閉容器内に潤滑油を貯溜するとともに、固定子と回転子を備えた電動要素と、前記電動要素の上方に配置された圧縮要素とを収容し、前記圧縮要素は、外径面に前記回転子が嵌合された主軸部と偏心軸部とを有するシャフトと、シリンダを備えたシリンダブロックと、前記シリンダの内部に往復動可能に挿設されたピストンと、両端に小端穴と大端穴を有し、前記小端穴には前記ピストンに取り付けられたピストンピンが挿入され、前記大端穴には前記偏心軸部が挿入されることで、前記ピストンと前記偏心軸部とを連結する連結棒を備え、前記偏心軸部の外径面を凸形状の曲面としたものである。かかる構成とすることにより、圧縮荷重などにより主軸部と主軸受の隙間の範囲内でシャフトが傾斜しても、偏心軸部が凸形状の曲面で傾斜を吸収することができる。その結果、偏心軸部やピストンピン、ピストンなどの摺動部の片当たりを防止でき、摺動部の局所的な金属接触の発生を防止する。したがって、摺動部での摩耗の発生を抑制し、信頼性を向上することができる。第2の発明は、第1の発明の大端穴の内面を、凹形状の曲面で形成したものである。かかることにより、シャフトの傾きを吸収して片当たりを防止することができる。しかも、偏心軸部の凸形状と大端穴の凹形状を組み合わせることで、等価半径を大きくすることができる。かかる構成は、油膜圧力が発生しやすくなり、局所的な接触摩擦の発生を防止することができる。第3の発明は、第2の発明の大端穴と偏心軸部を、鉛直断面における曲率半径がそれぞれ一定の値となっており、大端穴内面の曲率半径Rcを、偏心軸部の曲率半径Reの大きさと同等以上としたものである。かかることにより、摺動部で発生する油膜圧力がわずかに中心向きに傾斜しており、しかもお互いの中心がずれた場合には、元の位置に戻すように油膜圧力が発生するので、連結棒から偏心軸部へ作用する荷重を摺動部の中心付近で安定して支持することができる。その結果、局所的な接触による摩擦の発生を防止することができる。第4の発明は、第3の発明の偏心軸部の最大径を、大端穴の最小径より小さくしたものである。かかることにより、大端穴を偏心軸部に容易に装入することができ、単純な構成で生産性を良くすることができる。第5の発明は、第3または第4の発明において、大端穴と偏心軸の最小隙間をCeとし、大端穴の高さをHとした場合、大端穴内面の曲率半径Rcを、H2/4Ceより大きくしたものである。かかることにより、偏心軸部の最大径が、大端穴の最小径より確実に小さくなり、大端穴を偏心軸部に容易に装入することができる。その結果、単純な構成で生産性を良くすることができる。第6の発明は、第3から第5の発明のいずれか一つの発明において、主軸受と主軸部の間の隙間の範囲内でシャフトが最大限傾いた場合でも、偏心軸部と大端穴の曲面同士が相対するように、大端穴内面の曲率半径Rcと、偏心軸部の曲率半径Reを選択したものである。かかることにより、シャフトの片当たりによる摩擦や摩耗の発生を防止することができる。第7の発明は、第3から6のいずれか一つの発明において、主軸受と主軸部の隙間をC、主軸受の長さをL、連結棒の大端穴の高さをHとした場合、偏心軸部の曲率半径Reおよび大端穴の曲率半径Reを共にLH/4Cより小さく選択したものである。かかることにより、主軸部が最大限傾いても、大端部の中央付近の曲面同士で荷重を支持でき、片当りによる摩擦や摩耗の発生を防止することができる。以下、本発明の実施の形態について、図面を参照しながら説明する。なお、この実施の形態によってこの発明が限定されるものではない。実施の形態1図1は、本発明の実施の形態1における密閉型圧縮機の縦断面図、図2は、同実施の形態1における要部断面図である。図1、図2において、密閉容器202内底部に潤滑油204を貯留するとともに、圧縮機本体206がサスペンションスプリング208により密閉容器202内で懸架されている。また、密閉容器202には、温暖化係数の低い冷媒であるR600aイソブタンが充填されている。圧縮機本体206は、電動要素210と、これによって駆動される圧縮要素212とからなり、密閉容器202には、電動要素210に電源を供給するための電源端子213が取り付けられている。まず、電動要素210について説明する。電動要素210は、鋼板を積層した鉄心と巻線を有する固定子214と、固定子214の内径側に配置された回転子216を備えており、固定子214の巻線が電源端子213を経由して密閉型圧縮機外の電源図示せずと導線により接続されている。次に、圧縮要素212について説明する。圧縮要素212は、電動要素210の上方に配設されている。圧縮要素212を構成するシャフト218は、主軸部220と、主軸部220上端から延出し、主軸部220と平行な偏心軸部222を備えている。また、主軸部220の外径面に、回転子216が焼嵌めなどの方法で固定されている。さらに、シャフト218は、主軸部220表面に設けたらせん状の給油溝などからなる給油機構223を備えている。シリンダブロック224は、円筒形の内面を有する主軸受226を備えている。主軸受226の内径は、主軸部220の外径より10~20μm程度大きく設定され、主軸受226に主軸部220が回転自在な状態で挿入されることで、シャフト218は支持されている。そして、圧縮要素212は、偏心軸部222に作用した荷重を偏心軸部222の下側に配置された主軸部220と主軸受226で支持する片持ち軸受の構成になっている。また、シリンダブロック224は、円筒状の穴部であるシリンダ234を備えており、ピストン230がシリンダ234に往復自在に挿入されている。シリンダ234の端面には、バルブプレート240が取り付けられ、シリンダ234およびピストン230とともに圧縮室242を形成する。さらに、バルブプレート240を覆って蓋をするようにシリンダヘッド244が固定されている。吸入マフラ246は、PBTなどの樹脂で成型され、内部に消音空間を形成し、シリンダヘッド244に取り付けられている。連結棒235は、両端に設けた小端穴236と大端穴237を有し、小端穴236にピストン230に取り付けられたピストンピン238が挿入され、大端穴237に偏心軸部222が挿入されることで、偏心軸部222とピストン230を連結している。偏心軸部222は、ほぼ円筒形であるが、大端穴237との摺動部の中央部の直径がわずかに大きい凸形状をなし、偏心軸部222の中央部の最大径はDeである。また、偏心軸部222は、鉛直断面において一定の曲率半径Reを有している。さらに、大端穴237の内面は、凹形状の曲面で形成され、鉛直方向の中心から離れるほど直径が小さくなり、上下端で大端穴237の最小径Dcとなっている。また大端穴237は、鉛直断面において一定の曲率半径Rcを有している。偏心軸部222の曲率半径Reは、大端穴237の曲率半径Rcに比べ小さく、また、偏心軸部222の最大径Deは、大端穴237の最小径Dcより小さい。また、大端穴237と偏心軸部222の最小隙間Ceと、大端穴237の高さHを用いると、大端穴237内面の曲率半径Rcは、H2/4Ceより大きくなるように選択されている。さらに、主軸受226と主軸部220の隙間Cと、主軸受226の長さLと、大端穴237の高さHを用いると、偏心軸部222の曲率半径Reおよび大端穴237の曲率半径Rcは、LH/4Cより小さくなるように選択されている。一例として、L=50mm、H=13mm、C=20μm、Ce=20μmの場合、Reは2500mm、Rcは5000mmに設定されており、いずれもLH/4C、すなわち8125mmより小さく、H2/4Ceすなわち2112.5mmより大きくなるように選択されている。以上のように構成された密閉型圧縮機について、以下その動作、作用を説明する。電源端子213より電動要素210に通電されると、固定子214に発生する磁界により、回転子216はシャフト218とともに回転する。主軸部220の回転に伴う偏心軸部222の偏心回転は、連結棒235により変換され、ピストン230をシリンダ234内で往復運動させる。そして、圧縮室242が容積変化することで、密閉容器202内の冷媒を圧縮室242内に吸入し、圧縮する圧縮動作を行う。圧縮動作の後に行われる吸入行程において、密閉容器202内の冷媒は、吸入マフラ246を介して圧縮室242内に間欠的に吸入され、圧縮室242内で圧縮された後、高温高圧の冷媒は吐出配管248などを経由して密閉容器202からの冷凍サイクル図示せずへ送られる。また、圧縮動作に伴う荷重が、連結棒235よりシャフト218の偏心軸部222に作用し、偏心軸部222の下側に配置された主軸部220と主軸受226で、シャフト218を支持し、この際、主軸部220は主軸受226の隙間内で傾斜する。図4は、シャフト218に荷重が作用した際の傾きを模式的に示したものである。図3に示すピストン230が下死点の近傍に位置する状態では、圧縮荷重が作用しないため、シャフト218はほとんど傾斜していない。一方、図4に示すようにピストン230が上死点の近傍に位置する状態では、ピストン230に作用した圧縮荷重が、偏心軸部222に伝わり、主軸部220は、主軸受226の隙間内で傾斜する。このシャフト218の傾斜の大きさは、ピストン230に作用する荷重の大きさ、あるいは主軸受226における油膜圧力の大きさなどによっても影響を受ける。シャフト218が傾き、偏心軸部222が傾斜していても、偏心軸部222の外表面は曲面で形成されるため、連結棒235の片当たりを抑制することができる。すなわち、連結棒235から水平方向に作用する荷重を、曲面で傾きを吸収しながら大端穴237を支持することができ、片当たりの発生を防止する。さらに、大端穴237の内面は、凹形状の曲面で形成されるため、偏心軸部222の凸形状の曲面との組み合わせで、実質的に曲率半径が大きい状態のように、広い幅で油膜圧力が発生しやすくなり、局所的な接触による摩擦の発生を防止することができる。また特に、大端穴237と偏心軸部222は、鉛直断面における曲率半径がそれぞれRcとReの一定値となっており、曲率半径Reの偏心軸部222の外側に、これより小さい曲率半径Rcを有する大端穴237を配置することで、摺動部で発生する油膜圧力がわずかに中心向きに傾斜する。しかもお互いの中心がずれた場合に中央へ復元するように力が作用するため、摺動部の中央付近で安定して荷重を支持することができる。次に、偏心軸部222の最大径Deと大端穴237の最小径Dcの関係について説明する。大端穴237は、内面の曲率半径Rcであるので、中心からH/2だけ離れた大端穴237の上下端では、中央部より、すなわち、17μmだけ直径が小さくなる。大端穴237と偏心軸部222の中央部での隙間は、20μmであるため、偏心軸部222の最大径Deは、大端穴237の最小径Dcより3μm大きいことがわかる。ここで、上記の関係を式にあらわすと、であり、これを変形すると、Rc>H2-Ce2/4Ceとなる。CeはHより十分小さいので、Rc>H2/4Ceであれば、偏心軸部222の最大径Deは大端穴237の最小径Dcより大きいことになる。以上のように、本発明において、偏心軸部222の最大径Deは、大端穴237の最小径Dcより小さいので、大端穴237を偏心軸部222へ上方よりに容易に装入することができる。その結果、単純な構成で生産性を良くすることができる。次に、シャフト218の傾斜との関連について、図4を用いて説明する。図4は、傾斜時の接触点の位置を説明する模式図である。主軸受226と主軸部220の隙間Cの範囲内で、シャフト218が傾いた場合、偏心軸部222も同時に傾斜する。シャフト218が最大限傾いたときの角度θは、Tanθ=C/Lで表される。偏心軸部222と大端穴237はともに曲面で形成され、間に油膜が介在した状態で接するように近接することで摺動部を形成している。曲率半径Re、Rcの大きさが異なるため、お互いの位置が傾斜した場合、近接点は中立位置のAからBへ移動し、この位置の変化は、ReTanθ=RcC/Lで表される。即ち、曲率半径Rcが小さいほど、傾斜時の近接点の移動が小さいことになる。また大端穴237の高さはHであるが、仮に、Bへの移動距離がH/2とすると、近接点が摺動部の端部に到達してしまうことになり、この場合、片当りの状態になり油膜が形成されにくくなる。本発明では、RcとReがLH/4Cより小さく選択されているので、近接点の移動距離がH/4より小さいことになり、近接点の周辺に油膜が形成されやすく、大端穴237の端部と片当たりすることがない。したがって、主軸部が最大限傾いても、大端部の中央付近の曲面同士で荷重を支持できるので、片当りによる摩擦や摩耗の発生を防止することができる。