JP2004245044A

JP2004245044A - Scroll compressor for carbon dioxide refrigerant

Info

Publication number: JP2004245044A
Application number: JP2003032452A
Authority: JP
Inventors: Atsushi Yamazaki; 淳山崎; Shigeki Iwanami; 重樹岩波; Kazuhide Uchida; 和秀内田
Original assignee: Denso Corp; Nippon Soken Inc
Current assignee: Denso Corp; Soken Inc
Priority date: 2003-02-10
Filing date: 2003-02-10
Publication date: 2004-09-02

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a scroll compressor for carbon-dioxide refrigerant, wherein pressure acting on contact parts of spiral blades of two scrolls is made appropriate to secure sufficient sealing properties, and at the same time abrasion caused by excessive pressure is prevented in the case of installing a swing-ring type driven crank mechanism utilizing a double eccentric mechanism in a crank part of the compressor. <P>SOLUTION: In the scroll compressor, a swirl scroll is rotatably supported. A spiral blade part 6b of the swirl scroll is pressed against a spiral blade part 8b of a stationary scroll to form an actuation chamber 9 for compression of the refrigerant. If the distance between a center (a) of a bush 7 constituting a part of the driven crank mechanism 21 and a center of an eccentric drive pin 1a of a drive shaft constituting the other part of the mechanism is taken as L, and the radius of the drive pin 1a is taken as R, then the setting is made so that the value R/L is at most 1. Thus, the range of fluctuation of the pressing force F<SB>D</SB>becomes narrow to eliminate an application of an excessive pressing. <P>COPYRIGHT: (C)2004,JPO&NCIPI

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明はスクロール型圧縮機に係り、特に、二酸化炭素からなる冷媒を圧縮するのに適したスクロール型圧縮機のクランク機構に関する。
【０００２】
【従来の技術】
近年は、地球環境保護の観点から、二酸化炭素（ＣＯ_２）を冷媒とする空調装置等の冷凍サイクルの開発が進められている。一般的なフロン系冷媒を圧縮するスクロール型圧縮機の従来技術においては、旋回スクロールの偏心量、従って、公転半径を増大する方向において変化させ得る所謂「従動クランク機構」を用いて、旋回スクロール及び固定スクロールのそれぞれの渦巻き形の羽根部が相互に接触する部分に押し付け力を作用させて、両スクロールの渦巻き形の羽根部の間に形成される作動室において圧縮された冷媒が低圧側へ漏れ出る量を低減させる技術が知られている。この従動クランク機構には幾つかの型があるが、その一つとして、二重偏心機構を利用した所謂「スイングリンク型従動クランク機構」が知られている（例えば、特許文献１参照）。
【０００３】
【特許文献１】
特開昭５６−１２９７９１号公報
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
二酸化炭素冷媒用のスクロール型圧縮機においては、隣接する作動室間の差圧が、フロン系の冷媒を圧縮する場合に比べて非常に大きくなるので、作動室において圧縮された冷媒が低圧側へ漏れ出る量を低減させるために、高い押し付け力を旋回スクロールに与える必要がある。また、圧縮機部のハウジング内に電動モータをも封入して密閉型の電動圧縮機を構成する場合には、ハウジングを構成する複数個の部材を溶接する際に、それらの個々のハウジング部材によって軸承される駆動シャフトと固定スクロールや旋回スクロール等との間に軸ずれが起こり易いので、渦巻き形の羽根部の間に作用する押し付け力のばらつきが大きくなるという問題がある。
【０００５】
特に、冷媒が二酸化炭素であるために圧縮機の容量が小さくなり、両スクロールの渦巻き形の羽根部の軸方向高さ（幅）も小さくなることから、接触する渦巻き形の羽根部の間にきわめて高い面圧が作用するので、もし前述のような軸ずれが発生すると圧縮機としての信頼性や性能を確保することができなくなるという二酸化炭素冷媒用のスクロール型圧縮機に特有の問題がある。
【０００６】
本発明は、このように、二酸化炭素を冷媒として圧縮するスクロール型圧縮機における問題に鑑み、簡単な手段によってそれらの問題を解消することを目的としている。
【０００７】
【課題を解決するための手段】
本発明においては、前述の問題を解消することができる手段として、特許請求の範囲の請求項１に記載された通りの特徴のある従動クランク機構を備えている二酸化炭素冷媒用のスクロール型圧縮機を提供する。
【０００８】
本発明のスクロール型圧縮機においては、スイングリンク型の従動クランク機構を構成する一つの部材であるシャフトの駆動ピンの半径をＲとすると共に、駆動ピンの中心と従動クランク機構を構成する他の一つの部材であるブッシュの中心との距離をＬとした時に、それらの比であるＲ／Ｌの値が１よりも小さくなるように設定することを特徴とする。
【０００９】
スイングリンク型の従動クランク機構を構成する駆動ピンとブッシュとの寸法関係をこのように設定することによって、固定スクロールの渦巻き形の羽根部に向かって旋回スクロールの渦巻き形の羽根部を半径方向に付勢する押し付け力の変動幅が狭くなるので、その分だけ過剰な押し付け力を旋回スクロールに加える必要がなくなることから、過剰な押し付け力による一対のスクロールの渦巻き形の羽根部における接触部分や、その他の摺動部分における摩耗を低減することができ、スクロール型圧縮機の信頼性及び耐久性と、運転効率を含む動力性能を向上させることができる。
【００１０】
また、ハウジング内に駆動用の電動モータをも収容して圧縮機部と直結すると共に、全体を密閉して二酸化炭素冷媒が漏れ出る可能性のある部分を完全に閉塞すると、高圧となる二酸化炭素冷媒であっても漏洩を防止することができ、圧縮機の信頼性と効率を更に高めることができる。
【００１１】
【発明の実施の形態】
はじめに、図１を参照して本発明が適用される二酸化炭素（ＣＯ_２）冷媒用のスクロール型圧縮機の実施例の全体構造について説明する。図１に示す１はシャフト（駆動用の回転軸）であって、その下端には、スイングリンク型の従動クランク機構の一部を構成する駆動ピン１ａが、シャフト１の中心軸心に対して所定量だけ偏心した位置に一体的に形成されている。２は電動モータであって、電力の供給を受けた時にシャフト１を回転駆動する。モータ２は密閉ハウジング３の内面に取り付けられた固定のステータ２ａと、シャフト１に取り付けられてステータ２ａの内部において回転し得るロータ２ｂと、ステータ２ａに巻かれたコイル２ｃ等からなっている。図示実施例の場合はモータ２が圧縮機のハウジング部分と一体化された共通のハウジング３の内部に構成されて、圧縮機部１１と共に外気に対して密閉されている。
【００１２】
４は、密閉ハウジング３内の上部に取り付けられた隔壁状の支持板３１によって支持されるフロントラジアル軸受であって、二酸化炭素冷媒を通過させ得る隙間を有する。もっとも、二酸化炭素冷媒の通路として支持板３１に適当な大きさの開口を設けてもよい。ハウジング３の上端は、それに皿状の端板３２を溶接によって取り付けることにより、外気に対して完全に密閉される。フロントラジアル軸受４は、ハウジング３の中間部分に取り付けられた後述の仕切り壁１２によって支持されているリアラジアル軸受５と共に、シャフト１を回転自由に支持している。なお、本発明は構造的に高い強度を必要とする二酸化炭素冷媒用のスクロール型圧縮機を対象としているが、必ずしもモータ一体型の圧縮機に限って適用される訳ではなく、シャフト１を回転駆動する動力源が、例えば車両に搭載されている内燃機関のように、圧縮機部１１とは別体のものであってもよい。
【００１３】
６は旋回スクロールであって、概ね円板状の端板部６ａと、それから軸線方向に突出するように形成された渦巻き形の羽根部６ｂと、端板部６ａの背面に形成された円筒状のボス部６ｃ等からなっている。旋回スクロール６は、ボス部６ｃに圧入して取り付けられた旋回スクロール軸受１６を介して、円柱形のブッシュ７によって、それに対して回転可能に支持されている。ブッシュ７はその中心軸線ａに対して偏心した位置にシャフト１の駆動ピン１ａを回転可能に受け入れる偏心穴７ａを備えていて、駆動ピン１ａと偏心穴７ａとが係合することによってシャフト１により支持される。なお、駆動ピン１ａと偏心穴７ａとの間にニードルベアリングを設けることも可能である。また、１３は、駆動ピン１ａの先端に取り付けられてブッシュ７の抜け止めとなるサークリップを示している。
【００１４】
この実施例では、シャフト１の駆動ピン１ａと、偏心穴７ａを有するブッシュ７と、旋回スクロール６のボス部６ｃに設けられた旋回スクロール軸受１６によって所謂「スイングリンク型の従動クランク機構」２１が構成される。従って、旋回スクロール６は、この従動クランク機構２１を介してシャフト１によってその中心軸線Ａに対する偏心量が可変の状態で支持されて、中心軸線Ａの回りに公転運動をすることができる。ブッシュ７のシャフト１に対する偏心量ｅ、即ち、シャフト１の中心軸線Ａとブッシュ７の中心軸線ａとの距離は旋回スクロール６の公転半径となる。
【００１５】
この偏心量ｅは従動クランク機構２１がシャフト１から旋回スクロール６へトルクを伝達する際に増大する傾向を帯びるので、それによって旋回スクロール６が半径方向外方に向かって押し出される。従って、偏心量ｅ、即ち旋回スクロール６の公転半径は、旋回スクロール６の羽根部６ｂが後述の固定スクロールの羽根部と接触して半径方向外方への移動を阻止された状態で決まる。なお、図示していないが、旋回スクロール６の端板部６ａには旋回スクロール６の自転を阻止して公転運動のみを許す自転防止機構が設けられる。
【００１６】
８は固定スクロールであって、ハウジング３の内面に固定された端板部８ａと、端板部８ａから軸方向に突出する旋回スクロール６のそれと同様な渦巻き形の羽根部８ｂとを備えていて、羽根部８ｂは旋回スクロール６の羽根部６ｂと噛み合っている。このように、固定スクロール８の渦巻き形の羽根部８ｂと旋回スクロール６の渦巻き形の羽根部６ｂが噛み合うことによって、それらの羽根部６ｂ及び８ｂの間に軸方向に見た時に三日月形に見える作動室９が対になって複数個形成される。
【００１７】
そして、図示しない冷凍サイクルから戻って来て、ハウジング３に設けられた吸入ポート２０からモータ２の内部を通過してそれを冷却した後に、モータ２と圧縮機部１１との仕切り壁１２に形成された通路１２ａを通って吸入室１４内へ導入される二酸化炭素（ＣＯ_２）ガスを、外周において作動室９が吸入室１４に向かって開いた時に作動室９の内部へ吸入し、旋回スクロール６がシャフト１の回転に伴って公転をする間に作動室９が閉じて、旋回スクロール６及び固定スクロール８の中心部に向かって作動室９が半径方向に移動しながら縮小する間に二酸化炭素冷媒を圧縮する。最後に作動室９が中心部において開いた時に、吐出圧に達した冷媒が固定スクロール８の端板部８ａに設けられた吐出孔８ｃを通過して、逆止弁型の吐出弁１７を押し開いて吐出室１５内へ吐出される。なお、１９は吐出弁１７を保護する弁止板である。
【００１８】
１８は端板部８ａに設けられた吐出ポートであって、図示しない配管によって冷凍サイクルに連通しており、作動室９内で圧縮されて吐出室１５内へ吐出された高圧の二酸化炭素冷媒を冷凍サイクルのガスクーラへ導く。なお、図１に示す１０はバランサであって、偏心量が変化するブッシュ７に取り付けられているか或いはシャフト１に固定されていて、従動クランク機構２１及び旋回スクロール６の偏心した質量に対して可及的に釣り合うことにより、振動が発生するのを防止する。また、図中の参照符号８ｄは固定スクロール８の端板部８ａに取り付けられて吐出室１５を密閉する仕切り板を示しており、３３は高圧となる吐出室１５の気密性を高めるためにハウジング３の下端部に溶接によって取り付けられた皿状の端板を示している。
【００１９】
次に、図２から図８の各図を参照して、本発明の特徴部分であるスイングリンク型の従動クランク機構２１と、その内部に作用する摩擦力や、従動クランク機構２１の作動によって旋回スクロール６の渦巻き形の羽根部６ｂと固定スクロール８の渦巻き形の羽根部８ｂとの間に作用する押し付け力等の変動について詳細に説明する。図１に示す従動クランク機構２１を上下方向の概ね中間の位置において水平な面によって切断して下方（又は上方）から見た図形を概念的に示す図２と前述の図１等から明らかなように、ブッシュ７の偏心穴７ａにシャフト１の駆動ピン１ａが回転可能に挿入されることにより、駆動ピン１ａがブッシュ７を回転可能に支持している。
【００２０】
シャフト１の駆動ピン１ａには大きい駆動力と支持力が作用するので、それを回転可能に受け入れているブッシュ７の偏心穴７ａの内面との間に大きい摩擦力が作用する。その摩擦係数をμとする。ここで、旋回スクロール６の渦巻き形の羽根部６ｂにおける外面の一部が、固定スクロール８の渦巻き形の羽根部８ｂにおける内面の一部に接触している状態において、それらの間に作用する押し付け力Ｆ_Ｄの大きさは、作動室９内で二酸化炭素冷媒が圧縮されることによって旋回スクロール６のボス部６ｃとブッシュ７との間に作用する圧縮反力をＦ_Ｐ、駆動ピン１ａのスイング角度をγ、駆動ピン１ａの位置、即ちブッシュ７の中心と駆動ピン１ａの中心との距離をＬ、駆動ピン１ａの半径をＲとすると、次の関係式（１）から求めることができる。そして、この場合の押し付け力Ｆ_Ｄの最大値である最大押し付け力Ｆ_Ｄ _ｍａｘと、最小値である最小押し付け力Ｆ_Ｄ _ｍｉｎは、それぞれ下記の関係式（２）と（３）によって与えられる。
【００２１】
【数１】

【００２２】
この関係式（２）に示す最大押し付け力Ｆ_Ｄ _ｍａｘは、例えば、図３に示したように、旋回スクロール６の渦巻き形の羽根部６ｂと固定スクロール８の渦巻き形の羽根部８ｂとの接触部Ｃにおいて、製造上の誤差として、それらの表面のいずれかが相手方に向かって僅かに突出している時か、又は、図４に示したように、ブッシュ７の中心ａが軸ずれ等によってａ’の位置へ僅かに移動し、正常な位置にあった時のブッシュ７の中心ａと接触部Ｃとの距離Ｄよりも、軸ずれした中心ａ’と接触部Ｃとの距離Ｄ’の方が小さくなったような時に、旋回スクロール６の公転半径ｅが正常な値よりも僅かに小さくなることによって発生する。
【００２３】
式（３）に示す最小押し付け力Ｆ_Ｄ _ｍｉｎはその反対であって、旋回スクロール６の公転半径ｅが正常な値よりも僅かに大きくなった場合、即ち、図５に示したように、製造上の誤差として、接触部Ｃにおける表面のいずれかが僅かに窪んでいる時とか、或いは、図６のように、軸ずれ等によってブッシュ７の中心が正常な位置ａからずれた位置ａ’へ移動して、正常な位置にあるブッシュ７の中心ａと接触部Ｃとの距離Ｄよりも、軸ずれした中心ａ’と接触部Ｃとの距離Ｄ’の方が大きくなったような場合に発生する。なお、図３から図６において参照符号ｒはシャフト１及びブッシュ７等の回転方向を示している。
【００２４】
式（１）によって算出される押し付け力Ｆ_Ｄの変化を図７に示す。最大押し付け力Ｆ_Ｄ _ｍａｘを示す上縁の曲線は式（２）に対応し、最小押し付け力Ｆ_Ｄ _ｍｉｎを示す下縁の曲線は式（３）に対応している。これら上下の曲線の間となる変動幅は、シャフト１の駆動ピン１ａの表面と、ブッシュ７の偏心穴７ａの内面との間に作用する摩擦力μＦの変化によって発生している。このように、駆動ピン１ａとブッシュ７の偏心穴７ａとの間に作用する摩擦力が変化することによって、押し付け力ＦＤ_Ｄは図７に示す上縁Ｆ_Ｄ _ｍａｘと下縁Ｆ_Ｄ _ｍｉｎとの間で変動する。作動室９が縮小することによって加圧される二酸化炭素冷媒が低圧側へ漏洩するのを防止するための必要荷重として、図７に示したように、変動する最小押し付け力Ｆ_Ｄ _ｍｉｎの最小値に相当する大きさの荷重を加えると、前述の摩擦力の変動による押し付け力の変動幅が大きいほど過大な押し付け力が発生する期間が長くなるので、これが機械損失の増大と、接触摺動部分の摩耗による信頼性の低下につながることになる。
【００２５】
そこで、前述の式（１）において、その変動量を低減させる方法について考察する。まず、圧縮反力Ｆ_Ｐは運転条件等に応じて略一定の値として決まるし、シャフト１の駆動ピン１ａのスイング角度γは、漏れを抑制する最低の必要荷重を発生させるという条件から決定される。また、摩擦係数μは駆動ピン１ａ及びブッシュ７に使用することができる材料の物性から上限がある。
【００２６】
しかしながら、ブッシュ７に対する駆動ピン１ａの位置を決めるＬの値や、駆動ピン１ａの半径Ｒの値は比較的自由に設定することができる。従って、この点に着目して、Ｒ／Ｌの値が１よりも小さくなるように、且つ、駆動ピン１ａの信頼性を確保することができる値よりも大きくなるように設定すると、図８に示したように押し付け力の変動幅を狭い範囲に圧縮して本発明の課題を解決することができる。
【００２７】
なお、図８においては、Ｒ／Ｌの値を１とした場合と、Ｒ／Ｌの値を０．６とした場合について、押し付け力の変動を比較して示している。Ｒ／Ｌの値が１の場合よりも、Ｒ／Ｌの値が０．６の場合の方が、押し付け力の変動幅が狭くなることが明らかである。
【図面の簡単な説明】
【図１】スクロール型圧縮機の全体構成を示す縦断面図である。
【図２】本発明の特徴に対応する部分を拡大して示す概念的な断面図である。
【図３】凸部接触によって公転半径が小さくなる場合を示す断面図である。
【図４】軸ずれによって公転半径が小さくなる場合を示す断面図である。
【図５】凹部接触によって公転半径が大きくなる場合を示す断面図である。
【図６】軸ずれによって公転半径が大きくなる場合を示す断面図である。
【図７】Ｒ／Ｌ＝１の状態における押し付け力の変動を示す線図である。
【図８】Ｒ／Ｌの値を変えたことによる押し付け力の変化を示す線図である。
【符号の説明】
１…シャフト
１ａ…駆動ピン
２…モータ
３…ハウジング
６…旋回スクロール
６ａ…端板部
６ｂ…渦巻き形の羽根部
６ｃ…ボス部
７…ブッシュ
７ａ…偏心穴
８…固定スクロール
８ａ…端板部
８ｂ…渦巻き形の羽根部
９…作動室
９ａ…中心部の作動室
１１…圧縮機部
１４…吸入室
１５…吐出室
１６…旋回スクロール軸受
２１…スイングリンク型の従動クランク機構
Ａ…シャフトの中心軸線
ａ…ブッシュの中心軸線
ｅ…旋回スクロールの偏心量（公転半径）
Ｆ_Ｄ …渦巻き形の羽根部の間の押し付け力
Ｆ_Ｄ _ｍａｘ …最大押し付け力
Ｆ_Ｄ _ｍｉｎ …最小押し付け力
Ｆ_Ｐ …圧縮反力
Ｌ…駆動ピンの位置
Ｒ…駆動ピンの半径
ｒ…回転方向
γ…駆動ピンのスイング角度
μ…ブッシュと駆動ピンの間の摩擦係数[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a scroll compressor, and more particularly to a crank mechanism of a scroll compressor suitable for compressing a refrigerant composed of carbon dioxide.
[0002]
[Prior art]
In recent years, from the viewpoint of global environmental protection, the development of refrigeration cycles such as air conditioners using carbon dioxide (CO ₂ ) as a refrigerant has been promoted. In the prior art of a scroll type compressor that compresses a general CFC-based refrigerant, an eccentric amount of the orbiting scroll, and thus, a so-called “driven crank mechanism” that can be changed in a direction in which the orbital radius increases, is used for the orbiting scroll and By applying a pressing force to a portion where the respective spiral blades of the fixed scroll contact each other, the refrigerant compressed in the working chamber formed between the spiral blades of both scrolls leaks to the low pressure side. Techniques for reducing the amount of emission are known. There are several types of this driven crank mechanism, and as one of them, a so-called “swing link type driven crank mechanism” using a double eccentric mechanism is known (for example, see Patent Document 1).
[0003]
[Patent Document 1]
JP-A-56-129791
[Problems to be solved by the invention]
In a scroll type compressor for carbon dioxide refrigerant, the differential pressure between adjacent working chambers is much larger than when compressing CFC-based refrigerant, so the refrigerant compressed in the working chambers goes to the low pressure side. In order to reduce the amount of leakage, it is necessary to apply a high pressing force to the orbiting scroll. Further, when an electric motor is also enclosed in the housing of the compressor section to constitute a hermetic electric compressor, when welding a plurality of members constituting the housing, the individual housing members are used. Axial misalignment is likely to occur between the drive shaft to be supported and the fixed scroll, the orbiting scroll, or the like, so that there is a problem that the dispersion of the pressing force acting between the spiral blades increases.
[0005]
In particular, since the refrigerant is carbon dioxide, the capacity of the compressor is reduced, and the height (width) of the spiral blades of both scrolls is also reduced. Since the extremely high surface pressure acts, if the above-described shaft misalignment occurs, there is a problem peculiar to the scroll type compressor for carbon dioxide refrigerant that the reliability and performance as the compressor cannot be secured. .
[0006]
The present invention has been made in view of the above-described problems in the scroll compressor that compresses carbon dioxide as a refrigerant, and has as its object to solve those problems by simple means.
[0007]
[Means for Solving the Problems]
In the present invention, as a means capable of solving the above-mentioned problem, a scroll compressor for a carbon dioxide refrigerant having a driven crank mechanism having a characteristic as described in claim 1 of the claims. I will provide a.
[0008]
In the scroll type compressor of the present invention, the radius of the drive pin of the shaft, which is one of the members constituting the swing link type driven crank mechanism, is set to R, and the center of the drive pin and the other components forming the driven crank mechanism When the distance from the center of the bush, which is one member, is set to L, the ratio of R / L, which is the ratio between them, is set to be smaller than 1.
[0009]
By setting the dimensional relationship between the drive pin and the bush constituting the swing link type driven crank mechanism in this manner, the spiral scroll blades of the orbiting scroll are attached radially toward the spiral scroll blades of the fixed scroll. Since the fluctuation range of the pressing force to be applied becomes narrower, it is not necessary to apply an excessive pressing force to the orbiting scroll by that much, so that the contact portion of the pair of scrolls in the spiral blade portion of the pair of scrolls due to the excessive pressing force, etc. The wear at the sliding portion of the scroll type compressor can be reduced, and the reliability and durability of the scroll compressor and the power performance including the operation efficiency can be improved.
[0010]
In addition, an electric motor for driving is also housed in the housing and is directly connected to the compressor unit. Even if it is a refrigerant, leakage can be prevented, and the reliability and efficiency of the compressor can be further improved.
[0011]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
First, the overall structure of a scroll type compressor for carbon dioxide (CO ₂ ) refrigerant to which the present invention is applied will be described with reference to FIG. Reference numeral 1 shown in FIG. 1 denotes a shaft (rotating shaft for driving). At a lower end thereof, a drive pin 1a constituting a part of a swing link type driven crank mechanism is provided with respect to a center axis of the shaft 1. It is integrally formed at a position eccentric by a predetermined amount. Reference numeral 2 denotes an electric motor, which rotates the shaft 1 when power is supplied. The motor 2 includes a fixed stator 2a attached to the inner surface of the sealed housing 3, a rotor 2b attached to the shaft 1 and rotatable inside the stator 2a, a coil 2c wound on the stator 2a, and the like. In the case of the illustrated embodiment, the motor 2 is formed inside a common housing 3 integrated with the housing portion of the compressor, and is sealed from the outside air together with the compressor section 11.
[0012]
Reference numeral 4 denotes a front radial bearing supported by a partition-like support plate 31 attached to an upper portion in the closed housing 3 and has a gap through which a carbon dioxide refrigerant can pass. Of course, an opening of an appropriate size may be provided in the support plate 31 as a passage for the carbon dioxide refrigerant. The upper end of the housing 3 is completely sealed from outside air by attaching a dish-shaped end plate 32 thereto by welding. The front radial bearing 4 rotatably supports the shaft 1 together with a rear radial bearing 5 supported by a later-described partition wall 12 attached to an intermediate portion of the housing 3. Although the present invention is directed to a scroll type compressor for carbon dioxide refrigerant which requires a structurally high strength, the present invention is not necessarily applied to a compressor integrated with a motor. The power source to be driven may be separate from the compressor unit 11, such as an internal combustion engine mounted on a vehicle.
[0013]
Reference numeral 6 denotes an orbiting scroll, which is a generally disk-shaped end plate portion 6a, a spiral blade portion 6b formed so as to protrude in an axial direction from the end plate portion 6a, and a cylindrical shape formed on the back surface of the end plate portion 6a. And the like. The orbiting scroll 6 is rotatably supported by a cylindrical bush 7 via an orbiting scroll bearing 16 which is press-fitted into the boss 6c. The bush 7 is provided with an eccentric hole 7a rotatably receiving the drive pin 1a of the shaft 1 at a position eccentric with respect to its center axis a, and the drive pin 1a and the eccentric hole 7a Supported. Note that a needle bearing can be provided between the drive pin 1a and the eccentric hole 7a. Reference numeral 13 denotes a circlip attached to the tip of the drive pin 1a to prevent the bush 7 from coming off.
[0014]
In this embodiment, a so-called "swing link type driven crank mechanism" 21 is constituted by a driving pin 1a of the shaft 1, a bush 7 having an eccentric hole 7a, and a revolving scroll bearing 16 provided on a boss 6c of the revolving scroll 6. Be composed. Therefore, the orbiting scroll 6 is supported by the shaft 1 via the driven crank mechanism 21 in a state where the amount of eccentricity with respect to the center axis A is variable, and can orbit around the center axis A. The amount of eccentricity e of the bush 7 with respect to the shaft 1, that is, the distance between the central axis A of the shaft 1 and the central axis a of the bush 7 is the orbital radius of the orbiting scroll 6.
[0015]
Since the amount of eccentricity e tends to increase when the driven crank mechanism 21 transmits torque from the shaft 1 to the orbiting scroll 6, the orbiting scroll 6 is thereby pushed outward in the radial direction. Therefore, the amount of eccentricity e, that is, the orbital radius of the orbiting scroll 6, is determined in a state where the blade 6b of the orbiting scroll 6 comes into contact with the blade of a fixed scroll described later and is prevented from moving outward in the radial direction. Although not shown, the end plate portion 6a of the orbiting scroll 6 is provided with a rotation preventing mechanism that prevents the orbiting scroll 6 from rotating and allows only revolving motion.
[0016]
Reference numeral 8 denotes a fixed scroll, which includes an end plate portion 8a fixed to the inner surface of the housing 3, and a spiral blade portion 8b similar to that of the orbiting scroll 6 protruding in the axial direction from the end plate portion 8a. The blade 8b meshes with the blade 6b of the orbiting scroll 6. As described above, the spiral blade 8b of the fixed scroll 8 and the spiral blade 6b of the orbiting scroll 6 mesh with each other, so that when viewed in the axial direction between the

blades

6b and 8b, they look crescent-shaped. A plurality of working chambers 9 are formed in pairs.
[0017]
After returning from a refrigeration cycle (not shown) and passing through the inside of the motor 2 through a suction port 20 provided in the housing 3 to cool the motor, it is formed on a partition wall 12 between the motor 2 and the compressor unit 11. Carbon dioxide (CO ₂ ) gas introduced into the suction chamber 14 through the passage 12a is sucked into the inside of the working chamber 9 when the working chamber 9 is opened toward the suction chamber 14 on the outer periphery, and the orbiting scroll While the working chamber 9 is closed while the orbit 6 is revolving with the rotation of the shaft 1, the carbon dioxide is reduced while the working chamber 9 is radially moved toward the center of the orbiting scroll 6 and the fixed scroll 8 and contracts. Compress refrigerant. Finally, when the working chamber 9 is opened at the center, the refrigerant having reached the discharge pressure passes through the discharge hole 8c provided in the end plate 8a of the fixed scroll 8, and pushes the check valve type discharge valve 17. It is opened and discharged into the discharge chamber 15. Reference numeral 19 denotes a valve stop plate for protecting the discharge valve 17.
[0018]
Reference numeral 18 denotes a discharge port provided in the end plate portion 8a, which communicates with the refrigeration cycle through piping (not shown), and is used to supply high-pressure carbon dioxide refrigerant compressed in the working chamber 9 and discharged into the discharge chamber 15. It leads to the gas cooler of the refrigeration cycle. A balancer 10 shown in FIG. 1 is attached to the bush 7 of which the amount of eccentricity changes or is fixed to the shaft 1 and is movable with respect to the eccentric mass of the driven crank mechanism 21 and the orbiting scroll 6. By balancing as much as possible, the occurrence of vibration is prevented. Reference numeral 8d in the drawing denotes a partition plate attached to the end plate portion 8a of the fixed scroll 8, and seals the discharge chamber 15. Reference numeral 33 denotes a housing for increasing the airtightness of the discharge chamber 15 where the pressure is high. 3 shows a dish-shaped end plate attached to the lower end of the plate 3 by welding.
[0019]
Next, with reference to FIGS. 2 to 8, the swing link driven crank mechanism 21, which is a characteristic part of the present invention, and the frictional force acting on the inside thereof and the turning by the operation of the driven crank mechanism 21. The variation of the pressing force and the like acting between the spiral blade portion 6b of the scroll 6 and the spiral blade portion 8b of the fixed scroll 8 will be described in detail. FIG. 2 conceptually shows a figure viewed from below (or above) by cutting the driven crank mechanism 21 shown in FIG. 1 at a substantially middle position in the vertical direction by a horizontal surface, and is apparent from FIG. The drive pin 1a of the shaft 1 is rotatably inserted into the eccentric hole 7a of the bush 7, so that the drive pin 1a rotatably supports the bush 7.
[0020]
Since a large driving force and a large supporting force act on the driving pin 1a of the shaft 1, a large frictional force acts between the driving pin 1a and the inner surface of the eccentric hole 7a of the bush 7, which rotatably receives the driving force. The friction coefficient is represented by μ. Here, in a state where a part of the outer surface of the spiral blade 6b of the orbiting scroll 6 is in contact with a part of the inner surface of the spiral blade 8b of the fixed scroll 8, pressing is applied between them. magnitude of the force F _D is the compression reaction force F _P acting between the boss portion 6c and the bushing 7 of the orbiting scroll 6 by the carbon dioxide refrigerant is compressed by the working chamber _9, the swing drive pin 1a Assuming that the angle is γ, the position of the drive pin 1a, that is, the distance between the center of the bush 7 and the center of the drive pin 1a is L, and the radius of the drive pin 1a is R, the following equation (1) can be used. Then, the pressing force _F and the maximum pressing force _F _{D max} is the maximum value and _D, the minimum pressing force _F _{D min} is the minimum value in this case is given by the respective relation below and (2) (3).
[0021]
(Equation 1)

[0022]
Maximum pushing force F _D _max shown in equation (2), for example, as shown in FIG. 3, the contact between the blade portion 6b of the spiral of the orbiting scroll 6 and the blade portion 8b of the spiral of the fixed scroll 8 In part C, as a manufacturing error, when any of those surfaces slightly protrudes toward the other party, or as shown in FIG. The distance D 'between the center a' and the contact portion C, which are off-axis, is smaller than the distance D between the center a of the bush 7 and the contact portion C when it is slightly moved to the position ' Is caused when the orbital radius e of the orbiting scroll 6 becomes slightly smaller than a normal value.
[0023]
Minimum pressing force F _D _min shown in equation (3) is a vice versa, if the radius of revolution e of the orbiting scroll 6 is slightly greater than the normal value, i.e., as shown in FIG. 5, prepared The above error may be caused when one of the surfaces of the contact portion C is slightly depressed, or as shown in FIG. 6, the center of the bush 7 is shifted from the normal position a to a position a ′ due to an axis shift or the like. When the distance D ′ between the center a ′ and the contact portion C, which are shifted from each other, is larger than the distance D between the center a of the bush 7 and the contact portion C in the normal position. appear. In FIGS. 3 to 6, reference numeral r indicates the rotation direction of the shaft 1, the bush 7, and the like.
[0024]
Figure 7 shows the change of the pressing force F _D is calculated by equation (1). Curve of the upper edge indicating the maximum pressing force F _D _max corresponds to the formula (2), the curve of the lower edge of the minimum pressing force F _D _min corresponds to equation (3). The fluctuation range between these upper and lower curves is caused by a change in the frictional force μF acting between the surface of the drive pin 1 a of the shaft 1 and the inner surface of the eccentric hole 7 a of the bush 7. Thus, by the frictional force acting between the eccentric hole 7a of the drive pin 1a and the bushing 7 is changed, the pressing force FD _D is the edge _F _{D max} and the lower edge _F _{D min} on shown in FIG. 7 Fluctuate between As shown in FIG. 7, as a necessary load for preventing the carbon dioxide refrigerant pressurized by the reduction of the working chamber 9 from leaking to the low pressure side, as shown in FIG. 7, the minimum value of the fluctuating minimum pressing force F _D _min When a load having a magnitude corresponding to the above is applied, the larger the fluctuation range of the pressing force due to the above-mentioned fluctuation of the frictional force, the longer the period in which an excessive pressing force is generated. This increases the mechanical loss and the contact sliding portion. This will lead to a decrease in reliability due to wear of the device.
[0025]
Therefore, a method of reducing the fluctuation amount in the above-described equation (1) will be considered. First, the compression reaction force _FP is determined as a substantially constant value according to operating conditions and the like, and the swing angle γ of the drive pin 1a of the shaft 1 is determined from the condition that a minimum required load for suppressing leakage is generated. You. Further, the friction coefficient μ has an upper limit due to the physical properties of the materials that can be used for the drive pin 1a and the bush 7.
[0026]
However, the value of L that determines the position of the drive pin 1a with respect to the bush 7 and the value of the radius R of the drive pin 1a can be set relatively freely. Therefore, focusing on this point, if the value of R / L is set to be smaller than 1 and larger than a value that can ensure the reliability of the drive pin 1a, FIG. As shown, the problem of the present invention can be solved by compressing the fluctuation range of the pressing force to a narrow range.
[0027]
FIG. 8 shows a comparison of the fluctuation of the pressing force when the value of R / L is set to 1 and when the value of R / L is set to 0.6. It is clear that the fluctuation range of the pressing force is smaller when the value of R / L is 0.6 than when the value of R / L is 1.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a vertical cross-sectional view showing the overall configuration of a scroll compressor.
FIG. 2 is a conceptual cross-sectional view showing a portion corresponding to a feature of the present invention in an enlarged manner.
FIG. 3 is a cross-sectional view illustrating a case where a revolution radius is reduced by contact with a convex portion.
FIG. 4 is a cross-sectional view showing a case where a revolution radius is reduced due to an axial deviation.
FIG. 5 is a cross-sectional view showing a case where a revolution radius increases due to contact with a concave portion.
FIG. 6 is a cross-sectional view showing a case where a revolution radius increases due to an axial deviation.
FIG. 7 is a diagram showing a change in pressing force in a state of R / L = 1.
FIG. 8 is a diagram showing a change in pressing force due to a change in the value of R / L.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Shaft 1a ... Drive pin 2 ... Motor 3 ... Housing 6 ... Revolving scroll 6a ... End plate part 6b ... Spiral blade part 6c ... Boss part 7 ... Bush 7a ... Eccentric hole 8 ... Fixed scroll 8a ... End plate part 8b .., A spiral blade 9, a working chamber 9 a, a central working chamber 11, a compressor section 14, a suction chamber 15, a discharge chamber 16, a revolving scroll bearing 21, a swing link driven crank mechanism A, and a central axis of a shaft a: Center axis of bush e: Eccentric amount of orbiting scroll (revolution radius)
F D _... pressing force between the blade portions of the spiral-shaped F _D _{max ...} maximum pressing force F _D _{min ...} minimum pressing force F P _... radius r ... rotational direction position R ... drive pin of the compression reaction force L ... driving pin γ … Swing angle of drive pin μ… Friction coefficient between bush and drive pin

Claims

A housing for accommodating the compressor section therein;
A shaft rotatably supported by the housing and having a partially eccentric drive pin;
A cylindrical bush having a hole rotatably receiving the drive pin at a position eccentric with respect to its own central axis;
A swing-link driven crank mechanism having an end plate portion having a boss portion rotatably receiving the bush and a spiral blade portion, the swing link type being constituted by the shaft, the drive pin, the bush, and the boss portion. Orbiting scroll that orbits by being driven through
A fixed scroll fixed to the housing and having a spiral blade portion and an end plate portion that mesh with the orbiting scroll,
While the orbiting scroll revolves, a plurality of working chambers formed between the blades of the orbiting scroll and the blades of the fixed scroll move while moving from the outer periphery toward the center. In a scroll compressor that compresses carbon dioxide refrigerant in the working chamber by continuously reducing the volume of
When the radius of the drive pin is R and the distance between the center of the drive pin and the center of the bush is L, the value of the ratio R / L is set to be smaller than 1. A scroll compressor for carbon dioxide refrigerant, characterized in that:

The scroll type compressor for carbon dioxide refrigerant according to claim 1, wherein an electric motor that rotationally drives the shaft is housed in the housing in a sealed state together with the compressor unit.