图1、图2表示本发明第1实施例的卧式密封旋转压缩机主要部分视图。此压缩机具有密封容器1、压缩装置以及驱动压缩机的电机。压缩装置和电机收纳在容器1内。在密封容器的底部贮有润滑油。吸入管15（图1中双点划线）和排出管19穿过容器1的端部安装。吸入管15通到压缩装置内，排出管19在密封容器1中开口。
压缩装置包括缸体4、主轴承5、副轴承6、曲柄轴9、转子11以及叶片12。缸体4是中空的筒状。轴承5、6密封缸体的两侧开口、在缸体4中形成工作室。曲柄轴9穿过工作室的中央、由轴承5、6支承。曲柄轴9具有偏心轴10，此偏心轴10配置于缸体内的工作室中。另一方面，电机具有定子2和转子3，曲柄轴9与转子3相连。
转子11也是中空的圆筒状。其外径较缸体4内径小。转子11配置于缸体4的动作室内，可自由回转地与曲柄轴的偏心轴部分10相嵌套。曲柄轴9回转时，转子11一边与缸体4的内侧壁面相接触，一边沿内侧壁面偏心回转。
缸体4具有槽4b（图2）。槽4b在半径方向贯通缸体4，并沿缸体4的轴线延伸。泵（pump）腔4a形成于槽4b的外侧，与槽4b相连。虽然在后面还要详述泵室4a，但简单地讲它导入容器1中的润滑油。叶片12是平板状零件，它可以滑动地安装于槽4b中。螺旋弹簧13配置于叶片12的外侧。泵腔4a的润滑油和弹簧13作于用叶片12，将叶片12向缸体4内压出。因此，叶片12一直和转子11相接触，将缸体4的工作室划分成吸入室7（低压室）和压缩室8（高压室）。叶片12随转子11的偏心回转而沿槽4b往复运动。
在缸体4上设有吸入口15a和排出口16a（图2）。吸入口15a通到缸体4内的吸入室7中，排出口16a通到压缩室8中。排出室18形成于副轴承6上。排出室盖（cover）17安装于副轴承6上，以盖住排出室18。排出口16a通过副轴承6的排出阀16与排出室18相通。
排出室18与压缩装置外的密封容器1内的空间连通。
如图1所示，泵腔4a通过吸入流体单向阀（diode）20与容器1中的润滑油连通。流体单向阀20设于主轴承5上。流体单向阀20的单侧开口变小，以限制润滑油从泵腔4a向容器1中流动。此外，泵腔4a还通过排出流体单向阀21与曲柄轴9的注油孔相通。注油盖22安装于排出盖17上，形成注通路。此注油通路与排出流体单向阀21和曲柄轴9的注油孔23相连。除注油孔外，曲柄轴9上还形成了注油槽24。
以上所述的压缩机具有特别润滑转子和叶片的油供给手段及机构。此润滑机构包括设于叶片12上的凹部及油槽30。槽30形成于吸入室7一侧的叶片侧面12a上，延叶片12往复运动方向延伸。槽30的设置满足下列条件：
（1）在曲柄轴9的转角θ接近90°时，槽30与缸体4的吸入室7连通。
（2）曲柄轴9的转角接近0°时，槽30与泵室4a的润滑油14连通。
（3）曲柄轴9无论处于何种位置，槽30都不会同时连通吸入室7和泵腔4a双方。
此外，所说的转角θ，如图2所示，是曲柄轴9相对于叶片12的转角。当叶片向缸体外侧移动最大位移时，转角θ为0°。
油槽30的尺寸最好如此设定：进入到缸体4内的润滑油油量是
仅从滑动部分渗入油量的1.5倍。如，家用冰箱、空调的旋转压缩机的缸体容积是5-20CC、转数是3000-3600rpm。这种情况下，从滑动部分渗入到缸体内的润滑油量是10cc/min，所以，最好槽30形成的尺寸应使润滑油的供给量为大约5cc/min。
本实施例的旋转压缩机按如下说明进行压缩、工作。电机通电则转子3回转驱动曲柄轴9。转子12和曲柄轴9的偏心轴10一起在缸体4内回转。随转子11的偏心回转，吸入室7逐渐增大其容积，接着，容积变小成为压缩室8。工作流体通过吸入管15及吸入口15a流入吸入室7，在压缩室8被压缩。被压缩的工作流体从排出口16a经排出阀16进入副轴承6的排出室18。此后，高压的工作流体进入密封容器1内，由排出管19排到外部。容器1内的润滑油14由高压工作流体加压。
压缩机的润动部分的润滑按以下说明进行。曲柄轴9回转，叶片12压在转子11上，往复运动。叶片在泵腔4a内伸缩，泵腔4a的容积变化。由此容积变化引起的泵作用，容器1中的润滑油14通过吸入流体单向阀20吸入泵腔4a。润滑油14由流体单向阀限制其回流到容器1中，并通过排出流体单向阀21和注入盖22的通路，向曲柄轴9的注油孔23及给油槽24供给。此外，润滑油14还通过叶片12和槽4b的间隙流入到缸体4的工作室中。这样供给的润滑油，润滑轴承滑动部、转子11和叶片12的滑动部，并被密封（seal）。
下面，说明旋转压缩机中叶片和转子接触部的滑动和润滑。
本发明者对冰箱用旋转压缩机进行了实验。研究了曲柄轴1转中，叶片和转子的相对滑动速度Vpm/sec。图4是实验结果。图中的实线表示第1工作条件下的Vp。此时的回转速度为60rps，吸入压力Ps是0.111MPa，排出压力Pd是1.185MPa。虚线是第2工作条件下Vp。此时，回转速度和吸入压力与第1工作条件相同，排出压力是1.573PMa，相对于曲柄轴回转的转子和叶片的相对滑动速度Vp分解成转子自转速度部分和转子公转速度部分。即，Vp＝由自转引起的滑动速度+由公转引起的滑动速度。图中，Vp的符号规定为：转子滑动方向和曲轴的回转方向相同时为正，相反时为负。
如图4可见，在一般压力条件下（排出压力Pd＝1.185mpa）时，当曲柄轴的转角接近90°时，速度Vp由正变负，而当转角在180°-270°之间时，Vp由负变正。因此，在这些回转角中，转子相对于叶片的滑动方向反向。此外，当排出压力由通常压力上升到过负载状态（排出压力Pd＝1.573MPa）时，转子最初反向时转角变小，约为50°。这样，可以看出，在曲轴转1转时，转子相对于叶片的滑动速度Vp由正变负，然后再由负变正，叶片和转子的接触部分往复滑动。由于速度Vp的平均值为正，转子边往复滑动循环，一边以曲柄轴回转速度1/10的缓慢速度，与曲柄轴转向同方向地自转。
此处的着眼点是：当转子相对叶片的滑动方向反向时，转子和叶片间的润滑油的油膜被破坏。即，在曲柄轴的1转中，转子相对叶片的滑动方向反向时，转子和叶片的接触部处于最恶劣润滑条件。
本发明的发明者进一步进行了实验，研究了转子往复滑动时的磨损状态。图5表示磨损状态的模式图。此实验中，限制了相对于曲柄轴的转子自转运动，叶片和转子在同一地方往复滑动（图5箭头所示）。此外，实验是用和实际制品一样可以实现压缩运转的压缩机进行的。
图5表示叶片12和转子11接触部磨损的最终状态。转子的磨损深度△h，在实验初期在往复滑动区间的两端，即在相对于叶片12的、转子滑动方向反向位置处变大。转子磨损逐渐变化，最终在压缩室侧的端部，即相对滑动速度Vp由正变负的曲柄轴角位置（θ＝90°）附近，变的最大。
由这些实验结果，可以看出：通过在曲柄轴的转角为90°附近，向接触部供给润滑油，可以改善叶片和转子接触部的磨损。本实施例中，采用上述油槽30的润滑机构，可大幅度地提高旋转压缩机的可靠性。
参照图3a-图3D，说明本发明的润滑机构的动作。这些图中，与图1相反，将叶片12画在了转子11的上方。图3A表示曲轴的转角为0°。此时叶片为转子11所推压，最大限度地移动到泵腔4a一侧。叶片12的油槽30与泵腔4a连通。高压（排出压力）的润滑油14被导入泵腔4a中。此润滑油如图中箭头所示，吸入槽30内。一般，润滑油14中溶解了重量为10-20%的工作流体（冷冻系统中为致冷剂）。
图3B表示转角θ为90°状态。在此位置，槽30与低压的吸入室7连通。如前所述，槽30中的润滑油14中含有工作流体。此工作流体由排出压和吸入室7低压之差，瞬时发泡，并体积膨胀。膨胀的工作流体和润滑油14一起，如图中箭头所示喷向叶片12和转子11的接触部。
图3C表示回转角θ是180°时的状态。在此位置，槽30完全露出于吸入室7中，低压的工作流体充满槽30。图3D表示曲柄轴转角是270°时状态。曲柄轴9进一步回转，转角θ为0°时，槽30再次与泵腔4a连通。油腔4a的润滑油14由槽30内低压工作流体和高压润滑油14的压力差，而吸入槽30中。
油槽30如前所述，不会同时连通吸入室7和泵腔4a。即，槽30内一直吸入一定量的润滑油，此润滑油在最佳时期供给到转子11和叶片12的接触部。所以，不会向缸体4中供给过剩的润滑油，不会导致压缩机性能降低。在压缩机的运转中，润滑机构持续以上说明的动作，确实地向叶片12和转子11的接触部供给润滑油。所以，叶片12和转子11接触部的润滑状态在最易出问题的工作位置被大幅度改善。本实施例，即使在使用氟里昂代用品的更恶劣的润滑条件下，也可大幅度提高压缩机可靠性。
图6和图7表示本发明另一实施例的立式密封型压缩机主要部分视图。在以下的说明中，与实施例一样的结构部分使用图1，图2中的符号，而省略了其说明。第2实施例的压缩机压缩动作与第1
实施例相同。此立式压缩机中，轴承滑动部分的供油机构、以及转子和叶片的润滑机构和第1实施例相异。
图6中，符号9a表示供油部件（piece）。供油部件9a安装于曲柄轴9的下端，浸在密封容器1的润滑油14中。供油部件9a具有开口。另一方面，曲柄轴9在其内部形成供油孔。此供油孔和供油部件9a的开口连通。曲柄轴9的供油孔还和曲柄轴的供油孔23及给油槽23相连。供油部件9a的开口比曲柄轴9的给油孔径稍小。曲柄轴9回转时，容器1中的润滑油14由于泵作用，由供油部件9a的开口被吸入到曲柄轴9的给油孔。此润滑油再由曲柄轴9的给油孔供给到给油孔23和给油槽23，润滑轴承滑动部分。
第2实施例中的润滑转子和叶片的润滑机构包括凹部31（图7）。凹部31分别设置于主轴承5和副轴承6的端板上，向缸体4的工作室开口。凹部31最好形成为圆形槽。二个凹部31的尺寸及位置设定满足下述条件。即，凹部31由偏心回转的转子11盖住，在曲轴9的转角为0°附近时，与转子11的内侧连通，在转角为90°附近时，与吸入室7连通。凹部31不同时连通转子11的内侧和吸入室双方。
参照图8A-图8D说明本实施例润滑机构的动作。图8A表示曲柄轴9转角θ为0°时状态。此时主轴承和副轴承6的凹部31与转子11内侧连通。通过向上述轴承滑动部供油，润滑油14一直充满转子11的内侧。转子11内的高压润滑油14按箭头所示方向吸入两
凹部31。在润滑油14中通常溶解有重量为10-20%的工作流体。图8B表示曲柄轴的转角θ为90°时状态。此时，凹部31与低压吸入室7连通。凹部31内润滑油14中含有的工作流体瞬时发泡、体积膨胀，膨胀的工作流体与润滑油14一起，沿箭头所示方向，喷向叶片12和转子11的接触部。
图8C表示曲柄轴转角θ为180°状态。此时，两凹部31完全露出于低压吸入室7中，低压工作流体充满凹部31。图8D表示曲柄轴转角为270°时状态。曲柄轴9进一步回转，则转角变成0°，这时，凹部31再次与转子11内侧连通。转子11内侧的润滑油14由凹部31内低压工作流体和高压润滑油14的压力差吸入凹部31。
由第2实施例的两个凹部31构成的润滑机构，和第1实施例一样，不会导致压缩机性能降低，在最佳时期确实地润滑叶片12和转子11的接触部。因此，即使在使用润滑不好的替代氟里昂时，也能提高压缩机的可靠性。此外，凹部31为圆形槽时，使用端铣（endmill）、钻削等方法，易加工形成。
以上说明的两个实施例的任何一个，都是在磨损最大的曲柄轴转角90°附近，直接将附加的润滑油供给到缸体内，润滑叶片和转子的接触部。但，本发明的润滑不局限于这些形态。例如，在油轴的转角为90°附近时，向流入缸体的工作流体混入追加的润滑油，供给到缸体内也可。本发明的发明者旨在阐明：流入压缩机的工作流体中的极微量润滑油，也能较大地抑制叶片和转子接触部的磨损。
本发明者，对家用冰箱的旋转压缩机进行了另外的实验。研究了工作流体中的润滑油量g和转子/叶片的磨损量△h之间的关系。图9表示其实验结果。从图9表示的结果看，当工作流体中含有的润滑油量g增加时，可减小转子和叶片之间的磨损。这是由于润滑油和工作流体一起以雾状常时供给，少量的润滑油可有效地润滑转子和叶片的接触部之故。但是，经压缩机循环的工作流体中的润滑油量最好较少。例如，在转子压缩机用于致冷系统时，工作流体（致冷气体）中的润滑油会降低冷凝器、及蒸发器的热交换性能。因此，只增加压缩机内工作流体中的润滑油量，需要大致保持循环工作流体大致不变的机构。
图10及图11表示本发明第3实施例的卧式旋转压缩机的主要部分。此压缩机的基本构造与第1实施例的大致相同。此压缩机流向缸体4的动作流体的吸入路径以及润滑转子和叶片的润滑机构与第1实施例不同。第3实施例的压缩机是从缸体的横向吸入工作流体的构造。
下面参照图10、图11说明本实施例的润滑机构。图10中的参考符号32表示叶片12的凹部及贮油槽。槽32以切去叶片12的吸入室7一侧的端面的一部分来形成。一方面，在缸体4上形成润滑油供给槽33。此槽33一侧端部向用于叶片12的槽4b开口。贮油槽32的尺寸、位置满足下述条件。即，在曲柄轴9的转角θ在90°附近时，槽32与润滑油供给槽33相连通，在曲柄轴9的转角为0°附近
时，与泵腔4a连通。此外，无论曲柄轴处于哪一转角位置，槽32都不同时连通润滑油供给槽33和泵腔4a两方。
缸体4还设有吸入通路15b。吸入管15压入吸入通路15b一侧端部。固定、吸入通路15b的另一端向缸体4内的吸入室7开口。图10表示曲柄轴9的转角为90°附近时的状态。此时，吸入通路15b的配置使从吸入管15流出的工作流体喷向叶片和转子11的接触部。油供给孔34形成于缸体4上，将油供给槽33和吸入通路15b连通。油喷管35固定于油供给孔34中，向吸入通路15b内突出。
如此构成的润滑机构按以下所述的方法工作。叶片12的油槽32在曲柄轴9的转角θ为0°附近时，与泵腔4a连通。此时，泵腔4a内的高压润滑油14吸入到槽32中。在润滑油14中，一般溶解有重量10-20%的工作流体。曲柄轴转角在90°附近时，槽32与润滑油供给槽33连通。因此，槽32由槽33、油供给孔34及喷出管35与低压吸入通路15b连通。
贮油槽32与通路15b连通，则含于槽32内的润滑油14内的工作流体瞬时发泡、体积膨胀。此工作流体随润滑油14经油供给槽33、油供给孔34、油喷管35流出到吸入通路15b内。流出的润滑油14在吸入通路15b内变成雾状。雾状的润滑油14和从吸入管15流出的工作流体一起，如图10虚线箭头所示，喷出吸入室7内，润滑叶片12和转子11的接触部。此时，槽32变成充满低压工作流体状态（混入一部分低压润滑油）。
曲柄轴9进一步回转，转角再次变成0°时，则贮油槽32与泵腔4a连通。泵腔4a的润滑油14由槽32内的低压工作流体和高压润滑油14之间的压力差再吸入到槽32中。并且，在曲柄轴9任一转角位置，吸入通路15b和泵腔4a两方不同时连通。因此，不会向缸体内供给过剩润滑油，故不会导致压缩机性能低下。
在压缩机的运转中，润滑机构持续上述动作，压缩装置内的工作流体中的润滑油量可以比循环工作流体中的润滑油量多。所以，叶片12和转子11的接触部可确实地被润滑。
图12表示利用本发明旋转压缩机的例子。此时，压缩机安装于冷冻系统中。冷却循环系统中除本发明的旋转压缩机36外，还包括冷凝器37、膨胀阀38以及蒸发器39。旋转压缩机36具有润滑转子11和叶片12接触部的润滑机构，在曲柄轴9的转角为90°附近，向缸体4的吸入室7内供给润滑油。
在这样构成的冷冻系统中，电机通电，转子3回转，驱动曲柄轴9。由曲柄轴的驱动，转子11工作，将致冷气体吸入到缸体4内并压缩。压缩了的高温、高压致冷剂由排出管19流入冷凝器37中。致冷气体在冷凝器37内进行热交换、液化。液化致冷剂由膨胀阀38节流，绝热膨胀，变成低压，低温。然后，致冷剂流入蒸发器39中，在这里再次进行热交换、气化。从蒸发器39流出的致冷气体经吸入管15再次吸入旋转压缩机中。
此冷冻系统中，工作流体使用HFC类的氟里昂。用HFC类的
氟里昂不破坏臭氧层。此冷冻系统虽然专门用于致冷、冷气系统，但由于装有本发明的旋转压缩机，可以向滑动条件恶劣的转子和叶片接触部供给充足的润滑油。因此，转子和叶片之间的磨损问题可以被消除，得到高可靠性的致冷、空调系统。
图13表示本发明第4实施例密封形旋转压缩机主要部分。此压缩机的基本构造与第1实施例的基本相同。此压缩机润滑转子和叶片的润滑机构与第1实施例不同。
润滑机构包括设在叶片12上的凹部130。凹部130形成于叶片12的吸入室7一侧的侧面12a。在泵腔4a与7同时连通这一点上，凹部130与第1实施例的润滑机构不同。即，凹部130在转子11相对叶片12的滑动方向反向时，将泵腔4a的润滑油14供给到吸入室7中。
下面参照图14A-图14D说明此实施例的润滑机构的动作。图14A表示曲柄轴的转角为0°时状态。此时，向吸入室7吸入工作流体动作已结束。此后，开始吸入的工作流体的压缩，以及开始从吸入口15a向下一个吸入室吸入工作流体。曲轴的转角θ＝0°的状态时，叶片12向泵腔4a一侧移动最大位移。槽130也处于进入缸体4的槽4b内位置。
曲柄轴9回转时，叶片12随转子11的运动向缸体4内移动。如图14B所示，转角θ在90°附近时，如前所述相对滑动速度Vp为0，转子相对于叶片12的滑动方向反向。此时，叶片12的凹部130使
泵腔4a与吸入室7连通。泵腔4a内的润滑油14随叶片12的移动惯性及吸入室7泵腔4a的压力差，通过凹部130送入吸入室7内。润滑油14在流入吸入室7内的瞬间，膨胀雾化。雾化的润滑油粘附于转子11的大部分表面。同时，由吸入口15a流入工作流体将转子11表面的润滑油14压向转子和叶片12的接触部。其结果是，在转子11的滑动方向反向时，向转子和叶片12的接触部供给充足的润滑油14，使润滑条件变好。
曲柄轴9进一步回转，如图14C所示，转角θ变为180°时，叶片12向缸体4内的突出量最大，此时，叶片12的凹部130从泵腔4a脱出。因此，泵腔4a和吸入室7被断开，润滑油不流到吸入室7内。
此后随着转子11的回转，叶片12从缸体4移动到泵腔4a一侧。图14D表示曲柄轴的转角为270°时的状态。这时，叶片12凹部130再次与泵腔4a连通，泵腔4a与吸入室7连通。泵腔4a的润滑油14再次被送到吸入室7内。但是，与图14B所示情况相比，叶片12与润滑油14的流入方向相反地移动。因此，叶片12的惯性抑制给油，仅此就会降低给油效果。
就这样，本实施例的润滑机构也随着曲轴9的回转动作，向转子11和叶片12的接触部供给润滑油。这种给油仅在转子11相对叶片12的滑动方向反向时进行。因此可防止由于向缸体内供给过剩的润滑油引起的压缩机性能降低。可高效地润滑转子11和叶片12的接触部。
下面，就向吸入室7内供给的润滑油量进行说明。通过叶片12的凹部润滑油量Q以下式表示。
Q＝由平板相对移动产生的流量+由压力斜率引起的流量＝（ 1/2 Uh-h3/12μ·dp/dx）×b
此处：U＝平板相对速度
h＝凹部130和缸体4槽4b的间隙尺寸
μ＝润滑油粘度
dp/dx＝压力斜率
b＝凹部130的宽度尺寸
上式中右边第一项的由平板相对运动产生的流量和第2项由压力斜率产生的流量相比极小，故，润滑油量Q可只近似表示成由压力斜率引起的流量。
因此，例如，就旋转压缩机的定常运转状态进行说明，此时压缩机吸入压力Ps＝0.111MPa，排出压力Pd＝1.185MPa，以运转频率60HZ进行运转。在上述条件下，如图4所示，曲柄轴9的转角θ大致为90°时，转子11和叶片12的接触部的滑动方向反向，在上述定常运转状态下，μ＝2.66×10-4Pa.s，吸入室7和泵腔4a连通时距离L＝5.9mm，h＝0.3mm，b＝2mm。则从泵腔4a到吸入室7的润滑油量Q可从上式导出为：
Q＝｛（0.3×10-3）3/12×2.66×10-4×1.074×106/5.9×10-3｝×2×10-3
＝3.06×10-3m3/S＝0.18m·L/min。
即，在上述运转条件下，当转子11相对于叶片12的滑动方向反向时，以每分钟0.18ml的流量由泵腔4a向吸入室7输入润滑油。
而且，例如，如图4所示，当排出压力Pd从1.573MPa变化到1.185MPa时，转子11的滑动方向的反向时刻也变化。但是，即使在这种情况下，通过加大叶片12凹部130的宽度尺寸b，可增加向吸入室7送入的润滑油14的量。
图15表示图13的实施例中叶片12的一具体例。此例中，凹部及槽131位于叶片12的侧面12a及端面12b之间的角部。此槽131通过切去叶片12的角的一部分来作成。此槽131可通过简单加工形成，不要很严格的尺寸精度及精加工。
图16是图13的实施例中叶片12的另一个具体例。此例中，槽132形成于叶片12侧面12a的中央。图17表示叶片12安装于旋转压缩机上时的安装状态。槽132具有一定的宽度b、以及具有半径为R的圆弧状底面。由于槽132的深度圆滑变化，故润滑油14的流动阻力较小。此外，尺寸b较易改变，通过的槽132的润滑油量可以变更。
图17表示图13中的实施例的另一个具体例。此例中，槽133位于叶片12侧面12a的中央。图18表示叶片安装于旋转式压缩机上的状态。槽133具有一定宽度及具有平坦的底面。此外，槽133的倾斜满足下述条件。即，槽133使泵腔4a与吸入室7连通时，如图19
所示，槽133的泵腔4a一侧的间隙尺寸h′和吸入室7一侧的间隙尺寸h″与槽133中央的间隙尺寸相等。通过这样的形状，润滑油14由槽133一直保持一定的流量和流速。故，通过槽133的流路的润滑油的流量均匀，再确保较稳定的流量。此外，此槽133可由机加工、放电加工形成，比较容易地变更宽度尺寸b。
图20表示图13的实施例中叶片12的另一个具体实例。此例中，槽134位于叶片12侧面12a的中央，图21表示叶片12安装于旋转压缩机上的状态。槽134保持一定的宽度b。泵腔4a侧的槽134的端部形成为与叶片往复运动方向垂直。此外，槽134的底面如图21所示，从垂直端部向吸入室7一次逐渐变浅，呈直线状倾斜。槽134向吸入室7一侧移动时，除叶片的惯性外，垂直端部具有将润滑油压向的效果，供油性能良好。此外，此槽134也可由机加工、放电加工形成，尺寸b较容易变更。
以上根据附图说明了本发明的实施例，但本发明不局限于上述些特定形式。可按权利要求记载有种种变更。例如，上述说明的实施例中采用了单一缸体，但本发明也适应于具有双缸体的压缩机。此外，本发明除压缩机外，也适应于具有同样旋转形式的膨胀机，真空泵。