JP2006161818A - Scroll compressor - Google Patents
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Abstract
Description
この発明は、冷凍空調機器に使用される冷媒圧縮機に係るものである。 The present invention relates to a refrigerant compressor used in a refrigeration air conditioner.
図１９は、国際公開番号 ＷＯ ９５／１２７５９ で示される従来のスクロール圧縮機の部分縦断面図である。
図１９において、１は固定スクロールであり、リーマピン（図示せず）によってガイドフレーム１５との位相が管理されており、また台板部１ａの外周部はボルト（図示せず）によってガイドフレーム１５に締結されている。また、台板部１ａの一方の面（図１９において下側）には板状渦巻歯１ｂが形成されている。
２は揺動スクロールであり、台板部２ａの一方の面（図１９において上側）には固定スクロール１の板状渦巻歯１ｂと実質的に同一形状の板状渦巻歯２ｂが形成されており、また台板部２ａの板状渦巻歯２ｂと反対側の面（図１９において下側）の中心部には中空円筒形状のボス部２ｆが形成されており、そのボス部２ｆの内側面には揺動軸受２ｃが形成されている。また、ボス部２ｆと同じ側の面の外周部には、コンプライアントフレーム３のスラスト軸受３ａと圧接摺動可能なスラスト面２ｄが形成されている。また、揺動スクロール２の台板部２ａの外周部には、２個１対のオルダム案内溝２ｅがほぼ一直線上に形成されており、このオルダム案内溝２ｅにはオルダムリング９の２個１対の揺動側爪９ａが半径方向に往復摺動自在に係合されている。他方、コンプライアントフレーム３にも、揺動スクロール２のオルダム案内溝２ｅとほぼ９０度の位相差を持つ２個１対のオルダム案内溝３ｂがほぼ一直線上に形成されており、このオルダム案内溝３ｂにはオルダムリング９のフレーム側爪９ｂが半径方向に往復摺動自在に係合されている。また、コンプライアントフレーム３の中心部には、電動機によって回転駆動される主軸４を半径方向に支持する主軸受３ｃが形成されている。
加えて、コンプライアントフレーム３にはリーマピン１７が圧入されるリーマ穴３ｇが形成されており、このリーマピン１７はガイドフレーム１５に形成されたキー溝１５ｅに係合されており、これによってコンプライアントフレーム３とガイドフレーム１５との位相（回転方向位置）が管理されているすなわちコンプライアントフレーム３はガイドフレームに対して回転方向に拘束される。
ガイドフレーム１５の外周面は密閉容器１０に焼きばめられており、密閉容器１０の内部空間を吸入ガス雰囲気１０ｃと吐出ガス雰囲気１０ｄとに仕切っている。またガイドフレーム１５の内側面には、同軸度が管理された２つの円筒面すなわち上嵌合円筒面１５ａと下嵌合円筒面１５ｂとが形成されており、それぞれは、コンプライアントフレーム３の外周面にやはり同軸度が管理されて形成された２つの円筒面すなわち上嵌合円筒面３ｄと下嵌合円筒面３ｅと係合されている。またガイドフレーム１５の内側面には、シール材を収納するシール溝が２ヶ所に形成されており、それらのシール溝に上シール材１６ａおよび下シール材１６ｂが嵌着されている。そしてこれら２つのシール材とガイドフレーム１５の内側面とコンプライアントフレーム３の外側面とによって形成された密閉空間、すなわち高圧空間１５ｃは、ガイドフレーム１５に形成された高圧導入孔１５ｄを介して吐出ガス雰囲気１０ｄと連通している。
主軸４の揺動スクロール側（図１９において上側）端部には、主軸の軸線方向と実質的に平行な平面部を有するピン部４ａが形成されており、このピン部４ａの平面部とスライダー５の内側面に形成された平面部とが往復摺動可能に係合されている。１０ａは圧縮される前の低圧ガスを吸入ガス雰囲気１０ｃに導く吸入管であり、１０ｂは圧縮された後の高圧ガスを吐出ガス雰囲気１０ｄから密閉容器１０の外に排出する吐出管である。
FIG. 19 is a partial longitudinal sectional view of a conventional scroll compressor indicated by International Publication No. WO 95/12759.
In FIG. 19,
In addition, a reamer hole 3g into which the
The outer peripheral surface of the
A
次に、この従来のスクロール圧縮機の基本動作について説明する。定常運転時には、吐出ガス雰囲気が高圧であるので、高圧導入孔１５ｄを介して連通している高圧空間１５も高圧となり、コンプライアントフレーム３は上嵌合円筒面３ｄと下嵌合円筒面３ｅの２ヶ所でガイドフレーム１５に案内され固定スクロール側（図１９でおいて上方）に浮き上がっている。そのため、スラスト軸受３ａを介してコンプライアントフレーム３に押し付けられている揺動スクロール２も同じく上方に浮き上がり、その結果揺動スクロール２の歯先と歯底は、固定スクロール１のそれぞれ歯底と歯先に接触し摺動する。
また起動時や液圧縮時などには、揺動スクロール２に作用するスラスト方向ガス負荷Ｆｇｔｈが大きくり、揺動スクロール２はスラスト軸受３ａを介してコンプライアントフレーム３を反固定スクロール側（図１９において下方）に押し下げるので、揺動スクロール２の歯先や歯底と固定スクロール１の歯底や歯先との間には比較的大きな隙間が生じ、圧縮室内の異常な圧力上昇が回避される。
なお、コンプライアントフレーム３には、揺動スクロール２に発生する転覆モーメントの一部または全部がスラスト軸受３ａを介して伝達されるものの、主軸受３ｃから受ける軸受負荷と、その反作用である２つの力の合力、すなわち上嵌合円筒面３ｄを介してガイドフレーム１５から受ける反力と下嵌合円筒面３ｅを介してガイドフレーム１５から受ける反力との合力、とによって生ずる偶力が前記転覆モーメントを打ち消すように作用するので、非常に良好な定常運転時追随動作安定性およびリリーフ動作安定性を有する。
Next, the basic operation of this conventional scroll compressor will be described. During steady operation, the discharge gas atmosphere is high pressure, so the
Further, at the time of start-up or liquid compression, the thrust direction gas load Fgth acting on the orbiting
Although a part or all of the overturning moment generated in the orbiting
以上に説明した、コンプライアントフレームがそれ自身のモーメントバランスをとりながら軸方向に可動である従来のスクロール圧縮機は、図２０に示すようにコンプライアントフレーム３に形成された２ヶ所の円筒面すなわち上嵌合円筒面３ｄと下嵌合円筒面３ｅとを、ガイドフレーム１５に形成された２ヶ所の円筒面すなわち上嵌合円筒面１５ａと下嵌合円筒面１５ｂとに各々係合することで、コンプライアントフレーム３の軸方向運動のガイドを行うので、両部品ともに２ヶ所の円筒面の高精度な同軸度が要求されていた。すなわち仮に一方の部品の２ヶ所の円筒面の同軸度が悪ければ、両部品を係合することが出来ないという、加工生産性上も組立生産性上も問題のある構成であった。この解決手段の１つとして、各々の円筒面の係合隙間のクリアランスを大きくすることが考えられるが、それでは運転中のコンプライアントフレームがその大きなクリアランスを揺動半径として揺動運動することとなり、騒音の増大や係合箇所の摩耗による信頼性の低下や半径方向洩れ隙間の増大による効率の低下を招くので望ましくない。
この発明は、上記の問題点を解消するためになされたもので、コンプライアントフレーム３とガイドフレーム１５の２ヶ所の嵌合円筒面のクリアランスを大きくすることなく、両部品の組立性、ならびに各々の部品の加工性を改善することを目的とする。
As described above, the conventional scroll compressor in which the compliant frame is movable in the axial direction while maintaining its own moment balance has two cylindrical surfaces formed on the
The present invention has been made in order to solve the above-described problems, and it is possible to assemble both parts without increasing the clearances of the two fitting cylindrical surfaces of the
また、以上説明したコンプライアントフレームがそれ自身のモーメントバランスをとりながら軸方向に可動である従来のスクロール圧縮機、すなわち従来のフレームコンプライアントスクロール圧縮機では、揺動スクロールの自転を拘束するオルダムリングが、揺動スクロールとコンプライアントフレームの間に設けられていた。このため本来高精度な回転方向位置決めが要求される固定スクロールと揺動スクロールは、オルダムリングに係わる回転方向誤差に加えて、コンプライアントフレームとガイドフレームの回転方向組立誤差、さらにガイドフレームと固定スクロールの回転方向組立誤差を含んだ状態で位置決めされていた。その結果、トータルの回転方向誤差が大きくなり、半径方向洩れ隙間が大きいために効率が悪く、加えて半径方向で固定スクロール板状渦巻歯と揺動スクロール板状渦巻歯が衝撃的に衝突するために騒音が大きいという問題点が有った。
この発明は、上記の問題点を解消するためになされたもので、圧縮機の外径を大きくしてコストアップを招くことなく、固定スクロールと揺動スクロールの回転方向の組立誤差を小さくすることで、効率の向上ならびに騒音を低減することを目的とする。
In the conventional scroll compressor in which the compliant frame described above is movable in the axial direction while maintaining its own moment balance, that is, in the conventional frame compliant scroll compressor, the Oldham ring that restrains the rotation of the orbiting scroll. Is provided between the orbiting scroll and the compliant frame. For this reason, fixed scrolls and orbiting scrolls, which inherently require highly accurate rotational direction positioning, in addition to rotational direction errors associated with the Oldham ring, rotational direction assembly errors between compliant frames and guide frames, and guide frames and fixed scrolls. It was positioned in a state that included assembly errors in the rotational direction. As a result, the total rotational direction error becomes large and the radial leakage gap is large, resulting in poor efficiency. In addition, the fixed scroll plate-like spiral teeth and the orbiting scroll plate-like spiral teeth collide impactively in the radial direction. However, there was a problem that the noise was loud.
The present invention has been made to solve the above-described problems, and reduces the assembly error in the rotational direction of the fixed scroll and the orbiting scroll without increasing the outer diameter of the compressor and increasing the cost. The purpose is to improve efficiency and reduce noise.
また、以上説明したコンプライアントフレームがそれ自身のモーメントバランスをとりながら軸方向に可動である従来のスクロール圧縮機は、揺動スクロールとスラスト軸受との圧接力Ｆｔｈが大きいため、特に低速運転時には負荷容量の減少と相まってその摩擦係数が大きくなり効率が悪く、時には焼付などの信頼性上のトラブルを引き起こすという問題点があった。
この発明は、上記の問題点を解消するためになされたもので、揺動軸受の潤滑性を損なうことなく、また主軸に圧力差に起因するスラスト力を発生させることによる新たなスラスト損失を生じさせることなく、またスライダーによる板状渦巻歯の半径方向の洩れ隙間極小化機能を損ねることなく、スラスト軸受負荷Ｆｔｈを軽減することを目的とする。
In addition, the conventional scroll compressor in which the compliant frame described above is movable in the axial direction while maintaining its own moment balance has a large pressure contact force Fth between the orbiting scroll and the thrust bearing. In combination with the decrease in capacity, the coefficient of friction increases and the efficiency is poor, sometimes causing problems such as seizure and other reliability problems.
The present invention has been made to solve the above-described problems, and does not impair the lubricity of the oscillating bearing, and causes a new thrust loss by generating a thrust force due to the pressure difference in the main shaft. It is an object of the present invention to reduce the thrust bearing load Fth without reducing the function of minimizing the leakage gap in the radial direction of the plate-like spiral teeth by the slider.
また、主軸のクランク半径が一定のいわゆる固定クランク方式である従来のスクロール圧縮機においては、固定スクロールとフレーム（またはガイドフレーム）がリーマピンなどで位置決めされると同時に、揺動スクロールとフレーム（またはガイドフレームまたはコンプライアントフレーム）がオルダムリングで位相決めされていたため、固定スクロールを揺動スクロールの高精度な組付けが困難であり、その結果板状渦巻歯の側面隙間が大きいために効率が低下したり、板状渦巻歯の側面が互いに衝突するために騒音が大きいといった問題点があった。 この発明は、上記の問題点を解消するためになされたもので、固定クランク方式のスクロール圧縮機において両渦巻の組み付け精度を向上させることを目的とする。 In a conventional scroll compressor having a so-called fixed crank system in which the crank radius of the main shaft is constant, the fixed scroll and the frame (or guide frame) are positioned by a reamer pin or the like, and at the same time, the swing scroll and the frame (or guide) The frame or compliant frame) is phased by the Oldham ring, so it is difficult to assemble the fixed scroll with a high-precision swing scroll. As a result, the side clearance of the plate-shaped spiral teeth is large, resulting in a decrease in efficiency. In addition, the side surfaces of the plate-like spiral teeth collide with each other, and there is a problem that the noise is large. The present invention has been made to solve the above-described problems, and an object of the present invention is to improve the assembly accuracy of both vortices in a fixed crank scroll compressor.
また、従来のスクロール圧縮機を、フロン規制でＲ４１０Ａなどの高圧冷媒を使用した場合には、板状渦巻歯の強度確保のための扁平化と相まってスラスト軸受負荷Ｆｔｈが極端に大きくなってしまうという問題点があった。
この発明は、上記の問題点を解消するためになされたもので、高圧冷媒を使用した時のスラスト軸受負荷Ｆｔｈの軽減を目的とする。
In addition, when a conventional scroll compressor uses a high-pressure refrigerant such as R410A according to Freon regulations, the thrust bearing load Fth becomes extremely large in combination with flattening for ensuring the strength of the plate-like spiral teeth. There was a problem.
The present invention has been made to solve the above-described problems, and aims to reduce the thrust bearing load Fth when a high-pressure refrigerant is used.
また、高圧雰囲気の潤滑油を軸受で減圧して吸入ガス雰囲気に導くことで軸受の給油を行う従来の冷媒圧縮機では、潤滑油の減圧に伴い溶け込んでいた冷媒が多量に発泡するため軸受の潤滑性を損なうという問題があった。
この発明は、上記の問題を解消するためになされたもので、軸受での減圧する潤滑油から発生するガス冷媒を軽減し、軸受の潤滑性を向上させることを目的とする。
Also, in conventional refrigerant compressors that supply oil to the bearing by reducing the pressure of the lubricating oil in the high-pressure atmosphere to the suction gas atmosphere, the refrigerant that has melted as the lubricating oil is depressurized foams in large quantities. There was a problem of impairing lubricity.
The present invention has been made in order to solve the above-described problems, and an object thereof is to reduce gas refrigerant generated from lubricating oil whose pressure is reduced in a bearing and to improve the lubricity of the bearing.
本発明の請求項１に関するスクロール圧縮機は、内部が吐出ガス圧力雰囲気である密閉容器内に設けられ、それぞれの板状渦巻歯が相互間に圧縮室を形成するように互いに噛み合わされた固定スクロールおよび揺動スクロールと、前記揺動スクロールを軸方向に支持すると共に、前記揺動スクロールを駆動する主軸を半径方向に支持するフレームと、前記揺動スクロールの自転を拘束するオルダムリングと、前記揺動スクロールの前記板状渦巻歯と反対側の面に形成されたボス部と、前記ボス部の外周部に設けられたスラスト面と、前記フレームに形成され、前記揺動スクロールの前記スラスト面と圧接摺動可能なスラスト軸受と、前記スラスト軸受の内周側で、かつ前記ボス部の外周側で、かつ前記フレームと前記揺動スクロールとの間の空間に形成され、吸入ガス圧力より高く吐出ガス圧力以下の圧力であるボス部外側空間と、前記ボス部外側空間の更に外側で、かつ前記スラスト軸受の外周側に形成され、吸入ガス圧力である台板外周部空間と、を備え、前記オルダムリングの２個１対の爪を前記揺動スクロールに係合すると共に、前記オルダムリングのもう一方の２個１対の爪を前記固定スクロールに係合するようにしたものである。
The scroll compressor according to
また、本発明の請求項２に関するスクロール圧縮機は、前記オルダムリングの２個１対の爪を案内するオルダム案内溝を前記固定スクロール及び前記揺動スクロールに設け、前記固定スクロールの２個１対のオルダム案内溝のうち、１個の案内溝を前記固定スクロールの板状渦巻歯の巻終わり位置から巻終わり方向に０度から３０度進んだ範囲内に配置し、前記固定スクロールの２個１対のオルダム案内溝のうち、もう１個のオルダム案内溝を前記他方のオルダム案内溝位置より前記板状渦巻歯の巻始め方向に１５０度から１８０度戻った範囲内に配置したものである。
In the scroll compressor according to
本発明の請求項１に関するスクロール圧縮機は、内部が吐出ガス圧力雰囲気である密閉容器内に設けられ、それぞれの板状渦巻歯が相互間に圧縮室を形成するように互いに噛み合わされた固定スクロールおよび揺動スクロールと、前記揺動スクロールを軸方向に支持すると共に、前記揺動スクロールを駆動する主軸を半径方向に支持するフレームと、前記揺動スクロールの自転を拘束するオルダムリングと、前記揺動スクロールの前記板状渦巻歯と反対側の面に形成されたボス部と、前記ボス部の外周部に設けられたスラスト面と、前記フレームに形成され、前記揺動スクロールの前記スラスト面と圧接摺動可能なスラスト軸受と、前記スラスト軸受の内周側で、かつ前記ボス部の外周側で、かつ前記フレームと前記揺動スクロールとの間の空間に形成され、吸入ガス圧力より高く吐出ガス圧力以下の圧力であるボス部外側空間と、前記ボス部外側空間の更に外側で、かつ前記揺動スクロールと前記コンプライアントフレームとの間に形成され、吸入ガス圧力である台板外周部空間と、を備え、前記オルダムリングの２個１対の爪を前記揺動スクロールに係合すると共に、前記オルダムリングのもう一方の２個１対の爪を前記固定スクロールに係合するようにしたので、両板状渦巻歯の隙間が極小化できると共に、両板状渦巻歯が運転中に衝撃的に衝突することが回避でき、かつ揺動スクロールなどの部品加工精度が甘くできるので、高効率で低騒音な圧縮機が低コストで得られる。
The scroll compressor according to
また、本発明の請求項２に関するスクロール圧縮機は、前記オルダムリングの２個１対の爪を案内するオルダム案内溝を前記固定スクロール及び前記揺動スクロールに設け、前記固定スクロールの２個１対のオルダム案内溝のうち、１個の案内溝を前記固定スクロールの板状渦巻歯の巻終わり位置から巻終わり方向に０度から３０度進んだ範囲内に配置し、前記固定スクロールの２個１対のオルダム案内溝のうち、もう１個のオルダム案内溝を前記他方のオルダム案内溝位置より前記板状渦巻歯の巻始め方向に１５０度から１８０度戻った範囲内に配置したので、固定スクロールのオルダム案内溝およびその捨て加工部分が圧縮機の外径を大きくすることなくオルダムリングを固定スクロールと直接連結でき、密閉容器の外周が大きくなりコンパクト性が損なわれコストアップを招くことなく、両板状渦巻歯の半径方向隙間をより高精度の管理することが可能となり、高効率で低騒音な圧縮機が得られる。
In the scroll compressor according to
実施の形態１．
まず最初に、図１〜図１０において、本発明の実施の形態１の説明を行う。なお、従来例と共通の構造や動作の説明は省略する。
図１は、本発明の実施の形態１の縦断面図である。１は固定スクロールであり、外周部はガイドフレーム１５にボルト（図示せず）によって締結されており、また台板部１ａの一方の面（図１において下側）には板状渦巻歯１ｂが形成されていると同時に、外周部には２個１対のオルダム案内溝１ｃがほぼ一直線上に形成され、このオルダム案内溝１ｃにはオルダムリング９の２個１対の固定側爪９ｃが往復摺動自在に係合されている。さらに外周部には、コンプライアントフレーム３の上嵌合円筒面３ｄと係合する嵌合円筒面１ｅが形成されており、また固定スクロール１の側面方向（図１において右側）からは吸入管１０ａが、密閉容器１０を貫通して圧入されている。
２は揺動スクロールであり、台板部２ａの一方の面（図１において上側）には固定スクロール１の板状渦巻歯１ｂと実質的に同一形状の板状渦巻歯２ｂが形成されており、また台板部２ａの板状渦巻歯２ｂと反対側の面（図１において下側）の中心部には中空円筒形状のボス部２ｆが形成されており、そのボス部２ｆの内側面には揺動軸受２ｃが形成されている。また、ボス部２ｆと同じ側の面の外周部には、コンプライアントフレーム３のスラスト軸受３ａと圧接摺動可能なスラスト面２ｄが形成されている。また、揺動スクロール２の台板部２ａの外周部には、前記固定スクロールのオルダム案内溝１ｃとほぼ９０度の位相差を持つ２個１対のオルダム案内溝２ｅがほぼ一直線上に形成されており、このオルダム案内溝２ｅにはオルダムリング９の２個１対の揺動側爪９ａが往復摺動自在に係合されている。
コンプライアントフレーム３の中心部には、電動機によって回転駆動される主軸４を半径方向に支持する主軸受３ｃおよび補助主軸受３ｈが形成されている。また、コンプライアントフレーム３の寸止め面３ｆにはリーマピン１７が圧入されるリーマ穴３ｇが形成されており、このリーマピン１７は固定スクロール１の寸止め面１ｄに形成されたリーマ穴１ｉに係合されており、これによってコンプライアントフレーム３は固定スクロール１によって回転方向に拘束されることになる。なお、このコンプライアントフレームの自転拘束用のリーマピン１７は、固定スクロールにではなくガイドフレーム１５に設けたリーマ穴やキー溝等に係合されても良い。
ガイドフレーム１５の外周面１５ｇは焼きばめもしくは溶接などによって密閉容器１０に固着されているものの、固定スクロール１の吐出ポート１ｆから吐出される高圧の冷媒ガスをガイドフレーム１５より電動機側（図１において下側）に設けられた吐出管１０ｂに導く流路は確保されている。またガイドフレーム１５の内側面の電動機側（図１において下側）には、下嵌合円筒面１５ｂが形成されており、コンプライアントフレーム３の外周面に形成された下嵌合円筒面３ｅと係合されている。またガイドフレーム１５の内側面には、シール材を収納するシール溝が２ヶ所に形成されており、それらのシール溝に上シール材１６ａおよび下シール材１６ｂが嵌着されている。そしてこれら２つのシール材とガイドフレーム１５の内側面とコンプライアントフレーム３の外側面とによって形成された空間、すなわちフレーム空間１５ｆは、コンプライアントフレーム３に形成された均圧孔３ｉを介してボス部外側空間２ｈと連通している。なお、上シール材１６ａおよび下シール材１６ｂは必ずしも必要ではなく、係合箇所の微小隙間でシールが可能で有れば省略できる部品である。また、上下を揺動スクロールの台板部２ａとコンプライアントフレーム３で囲われたスラスト軸受３ａの外周側の空間、すなわち台板外周部空間２ｉは、板状渦巻歯の巻終わり近傍である吸入空間１ｇと連通しているので、吸入ガス雰囲気となっている。
主軸４の揺動スクロール側（図１において上側）端部には、揺動スクロール２の揺動軸受２ｃと回転自在に係合する揺動軸部４ｂが形成されており、その下側には主軸バランサ４ｅが焼きばめられており、さらにその下側にはコンプライアントフレーム３の主軸受３ｃおよび補助主軸受３ｈと回転自在に係合する主軸部４ｃが形成されている。また主軸の他端部には、サブフレーム６の副軸受６ａと回転自在に係合する副軸部４ｄが形成されており、この副軸部４ｄと前述した主軸部４ｃとの間に電動機回転子８が焼きばめられている。また、この電動機回転子８の上端面には上バランサ８ａが、下端面には下バランサ８ｂが締結されており、前述した主軸バランサ４ｅとの３個のバランサによって静バランスおよび動バランスがとられている。さらに主軸４の下端面にはオイルパイプ４ｆが圧入されており、密閉容器１０の底部に溜まった冷凍機油１０ｅを吸い上げる。
また、密閉容器１０の側面にはガラス端子１０ｆが取り付けれており、電動機固定子７からのリード線が接合されている。
First, the first embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. The description of the structure and operation common to the conventional example is omitted.
FIG. 1 is a longitudinal sectional view of
At the center of the
Although the outer peripheral surface 15g of the
At the end of the
Further, a glass terminal 10 f is attached to the side surface of the sealed
次に、この実施の形態１のスクロール圧縮機の基本動作について説明する。定常運転時には吐出ガス雰囲気１０ｄが高圧となるので、密閉容器１０の底部の冷凍機油１０ｅがオイルパイプ４ｆ、主軸４に軸方向に貫通して設けられた高圧油給油穴４ｇを経由してボス部空間２ｇに導かれる。そして、この高圧油は揺動軸受２ｃで減圧されて中間圧となり、ボス部外側空間２ｈに流れる。中間圧となった冷凍機油は、均圧孔３ｉを通ってフレーム空間１５ｆに流れ、その後中間圧調整弁などを経由して低圧空間である台板外周部空間２ｉに開放される。さてコンプライアントフレーム３には、ボス部外側空間２ｈの中間圧に起因する力およびスラスト軸受３ａを介しての揺動スクロール２からの押付け力の合計が下向きの力として作用するものの、フレーム空間１５ｆの中間圧に起因する力および下端面の高圧雰囲気に露出している部分に作用する高圧に起因する力の合計が上向きの力として作用し、そしてこの上向きの力が前述した下向きの力より大きくなるように設定されている。このためコンプライアントフレーム３は、上嵌合円筒面３ｄを固定スクロール１の嵌合円筒面１ｅに、下嵌合円筒面３ｅをガイドフレーム１５の下嵌合円筒面１５ｂに案内され、固定スクロール側（図１でおいて上方）に浮き上がっている。そしてスラスト軸受３ａを介してコンプライアントフレーム３に押し付けられている揺動スクロール２も、同じく上方に浮き上がり、その結果揺動スクロール２の歯先と歯底は、固定スクロール１のそれぞれ歯底と歯先に接触し摺動する。
また起動時や液圧縮時などには、揺動スクロール２に作用するスラスト方向ガス負荷Ｆｇｔｈが大きくり、揺動スクロール２はスラスト軸受３ａを介してコンプライアントフレーム３を反固定スクロール側（図１において下方）に強く押し下げるので、揺動スクロール２の歯先や歯底と固定スクロール１の歯底や歯先との間には比較的大きな隙間が生じ、圧縮室内の異常な圧力上昇が回避されるのは従来例と同じである。なお、この時のリリーフ量は、コンプライアントフレーム３のリリーフ当り面３ｑとガイドフレーム１５のリリーフ当り面１５ｈとの距離によって、その最大値が適当な値に管理されている。
さて、コンプライアントフレーム３には、揺動スクロール２に発生する転覆モーメントの一部または全部がスラスト軸受３ａを介して伝達されるものの、主軸受３ｃから受ける軸受負荷と、その反作用である２つの力の合力、すなわち上嵌合円筒面３ｄを介して固定スクロール１から受ける反力と下嵌合円筒面３ｅを介してガイドフレーム１５から受ける反力との合力、とによって生ずる偶力が前記転覆モーメントを打ち消すように作用するので、非常に良好な定常運転時追随動作安定性およびリリーフ動作安定性を有することも従来例と同じである。
Next, the basic operation of the scroll compressor according to the first embodiment will be described. Since the
Further, at the time of start-up or liquid compression, the thrust direction gas load Fgth acting on the
Now, to the
図２は、発明の実施の形態１の、コンプライアントフレームおよびガイドフレームの加工性の向上やコンプライアントフレームの組立性の向上を説明するための図である。組立の順序としては、密閉容器１０にガイドフレーム１５を焼きばめや溶接などで固定（第１ステップ）した後、コンプライアントフレーム３の下嵌合円筒面３ｅをガイドフレーム１５の下嵌合円筒面１５ｂに上方から（第２ステップ）嵌入する。そして、主軸やオルダムリングや揺動スクロールなどの部品を組み込んだ後に、今度はオルダムリング９の固定側爪９ｃが固定スクロール１のオルダム案内溝１ｃと係合するように位相を合わせて、固定スクロール１の嵌合円筒面１ｅをコンプライアントフレーム３の上嵌合円筒面３ｄに上方から嵌入（第３ステップ）する。このような嵌合方式ならびに組立方式を採用したため、コンプライアントフレーム３の２ヶ所の嵌合円筒面の同軸度が悪くても、固定スクロールを嵌入する際の調整で問題なく組み立てれる、すなわち同軸のズレ分だけガイドフレームに対して固定スクロールを偏芯させて組み付ければよい訳である。その結果、従来は必要であったコンプライアントフレームおよびガイドフレームの各々２ヶ所の嵌合円筒面の高精度同軸加工が不要となり、部品の歩留まりが向上すると共に、組立時に同軸度が悪いために組み付けられないという事態すなわち生産性の低下も回避できる。なお、図２の実施例では、コンプライアントフレーム３と固定スクロール１とは円筒面で係合されているが、その代わりに両部材を板バネを介して締結することでコンプライアントフレーム５の半径方向移動を拘束しても同一の効果が得られる。その際には、コンプライアントフレーム３をガイドフレーム１５に嵌入する前に板バネによる締結を行った方が生産性に優れる場合もある。また、図２の実施例では、コンプライアントフレーム３や固定スクロール１をガイドフレーム１５に組み付ける前にガイドフレームを密閉容器１０に固定しているが、逆にガイドフレームの密閉容器への固着を最後にしても何ら問題はない。さらに、固定スクロール１とコンプライアントフレーム３の上部近傍を板バネを介して締結する代わりに、ガイドフレーム１５の上部近傍をコンプライアントフレーム３と板バネで締結することでも同様の効果が得られる。
FIG. 2 is a diagram for explaining the improvement of the workability of the compliant frame and the guide frame and the improvement of the assembly property of the compliant frame according to the first embodiment of the invention. As for the assembly order, after the
図３は、発明の実施の形態１の、オルダムリングの連結に関する説明のための斜視図である。固定スクロール１の板状渦巻歯１ｂが形成されている側の端面の外周部には、オルダムリング９の２個１対の固定側爪９ｃが往復摺動自在に係合する２個１対のオルダム案内溝１ｃがほぼ一直線上に形成されており、他方揺動スクロール２の台板部のボス部２ｆ側には、オルダムリング９の２個１対の揺動側爪９ａが往復摺動自在に係合する２個１対のオルダム案内溝２ｅがほぼ一直線上に形成されている。そして、オルダムリング９のリング部の一方の面（図３に於いて上側の面）に、前述した一直線上の２個１対の固定側爪９ｃおよび一直線上の２個１対の揺動側爪９ａがお互いにほぼ９０度の位相角をもって形成されている。
さて、従来のスクロール圧縮機では、オルダムリング９は揺動スクロール２とコンプライアントフレーム３とを連結し、そのコンプライアントフレーム３がガイドフレーム１５にリーマピンで位置決めされ、さらにそのガイドフレーム１５がリーマピンで固定スクロール１に位置決めされていた。すなわちオルダムリングの爪の加工誤差および案内溝の加工誤差に加えて、リーマ穴加工などの加工誤差や組立誤差が２段階上乗せされていたため、固定スクロールと揺動スクロールとを高精度に位相決めすることは非常に困難であった。それに対して本実施形態では、固定スクロールと揺動スクロールをダイレクトにオルダムリングで連結したので、固定スクロールと揺動スクロールの位相誤差を問題のないレベルにすることが可能となった。
なお、このオルダムリングによる固定スクロールと揺動スクロールの直結は、密閉容器１０の内部が基本的に吸入ガス雰囲気であるいわゆる低圧シェルタイプのスクロール圧縮機では既に実用化されている技術ではあるが、密閉容器１０の内部が基本的に吐出ガス雰囲気であるいわゆる高圧シェルタイプのスクロール圧縮機では、中でも揺動スクロール２を単体で浮上させて固定スクロール１に押し付ける方式のスクロール圧縮機の場合は困難とされていた。というのは、そのような方式の場合には、揺動スクロール２の台板部上端面の外周部で圧力シールするので、そのシール性を損なうことなく固定スクロールにオルダム案内溝を形成するためには、極端に固定スクロールの外径ひいては密閉容器の外径を大きくせざるを得ないからである。これに対して本実施の形態の構造では、スラスト軸受で中間圧と低圧をシールしたので固定スクロールと揺動スクロールのオルダム直結が可能となったのである。
FIG. 3 is a perspective view for explaining the connection of the Oldham ring according to the first embodiment of the invention. On the outer peripheral portion of the end surface of the fixed
In the conventional scroll compressor, the
The direct connection between the fixed scroll and the orbiting scroll by the Oldham ring is a technique that has already been put into practical use in a so-called low-pressure shell type scroll compressor in which the inside of the sealed
図４は、発明の実施の形態１の、固定スクロールのオルダム案内溝の配置の説明図である。図の向かって左側のオルダム案内溝１ｃは板状渦巻歯１ｂの巻終わり位置の直後の位相角位置に配置している。これは巻終わりから位相角が進めば進むほど左側のオルダム案内溝１ｃの中心距離が大きくなり、ひいては密閉容器の外径を大きくする必要が生じてしまうからである。他方、図に向かって右側のオルダム案内溝１ｃは左側のオルダム案内溝１ｄから半周（１８０度）弱だけ戻った位置に配置している。これは先程の理由に加えて、揺動運動する揺動スクロールの巻終わり箇所と干渉してはいけないという制約と右側のオルダム案内溝１ｃの図に向かって下側のオルダム案内溝側壁１ｈの肉厚を確保せねばならないという制約のため、左側のオルダム案内溝１ｃから１８０度戻ることはできず１８０度弱となってしまうからである。換言すると、固定スクロール１に設けられた２個１対のオルダム案内溝１ｃのうちの１個（図に向かって左側）は板状渦巻歯の巻終わり位置からやや進んだ位置例えば０度から３０度進んだ位置に配置し、もう１個（図に向かって右側）はそれより１８０度弱戻った位置例えば１５０度から１８０度戻った位置に配置するのが、最もスペース効率のよい密閉容器の外径を大きくせずに済む方法であると言える。
FIG. 4 is an explanatory view of the arrangement of the Oldham guide grooves of the fixed scroll according to the first embodiment of the invention. The Oldham guide groove 1c on the left side of the figure is arranged at the phase angle position immediately after the winding end position of the plate-
図５は、発明の実施の形態１の、ボス部空間の高圧化によるスラスト軸受負荷軽減の説明用模式図である。従来のスクロール圧縮機では、密閉容器の内部が吸入ガス雰囲気であるいわゆる低圧シェル方式なので、図５の上半分に模式的に示すように揺動スクロール２の台板部２ａの背面は全面低圧雰囲気であり、揺動スクロール２に作用する圧縮負荷のスラスト方向成分Ｆｇｔｈと揺動スクロール２と固定スクロール１との歯先歯底接触力Ｆｔｉｐの合力は、すべてスラスト軸受負荷Ｆｔｈ０として受ける。他方、図１に示す本発明の実施の形態１のフレームコンプライアント方式のスクロール圧縮機では、図５の下半分に模式的に示すようにボス部空間２ｇを高圧雰囲気としたので、揺動スクロール２に作用する圧縮負荷のスラスト方向成分Ｆｇｔｈと揺動スクロール２と固定スクロール１との歯先歯底接触力Ｆｔｉｐの合力は、その一部がボス部の高圧に起因する差圧力Ｆｐｄでキャンセルされ、残りの Ｆｇｔｈ＋Ｆｔｉｐ−Ｆｐｄ をスラスト軸受負荷Ｆｔｈ１が受けることとなる。すなわちスラスト軸受負荷は、従来に対してＦｐｄだけ軽減されることになる。
FIG. 5 is a schematic diagram for explaining thrust bearing load reduction by increasing the pressure of the boss space in the first embodiment of the invention. In the conventional scroll compressor, since the inside of the hermetically sealed container is a so-called low-pressure shell system, the back surface of the
図６は、発明の実施の形態１の、ボス部がオス型の場合のボス部空間の高圧化によるスラスト軸受負荷低減の説明用模式図である。原理は図５の下半分のメス型の場合と全く同じで、図６に於いて、揺動スクロール２に作用する圧縮負荷のスラスト方向成分Ｆｇｔｈと揺動スクロール２と固定スクロール１との歯先歯底接触力Ｆｔｉｐの合力は、その一部がボス部の高圧に起因する差圧力Ｆｐｄでキャンセルされ、残りの Ｆｇｔｈ＋Ｆｔｉｐ−Ｆｐｄ をスラスト軸受負荷Ｆｔｈ２が受けることとなる。すなわちスラスト軸受負荷は、従来に対してＦｐｄだけ軽減されることになる。
FIG. 6 is a schematic diagram for explaining thrust bearing load reduction by increasing the pressure of the boss portion space when the boss portion is a male type according to the first embodiment of the invention. The principle is exactly the same as that of the lower half female type in FIG. 5, and in FIG. 6, the thrust direction component Fgth of the compression load acting on the
図７は、発明の実施の形態１の、ボス部外側空間の中間圧化によるスラスト軸受負荷軽減の説明用模式図である。図５の下半分に模式的に示したボス部空間２ｇを高圧化した場合に対して、図７に模式的に示すようにさらにボス部外側空間２ｈを中間圧化することでさらにスラスト軸受負荷が軽減される。すなわち、この場合のスラスト軸受負荷をＦｔｈ３とすると、 Ｆｔｈ３＝Ｆｇｔｈ＋Ｆｔｉｐ−Ｆｐｄ−Ｆｐｍ＝Ｆｔｈ１−Ｆｐｍ となり、ボス部外側空間２ｈを中間圧化することでさらにＦｐｍだけ軽減されることになる。
FIG. 7 is a schematic diagram for explaining the reduction of the thrust bearing load by the intermediate pressure in the outer space of the boss portion according to the first embodiment of the invention. When the boss part space 2g schematically shown in the lower half of FIG. 5 is increased in pressure, the boss part
次に、図１および図８によって本発明の実施の形態１の給油経路の説明を行う。図１に於いて、密閉容器１０の底部に溜まった冷凍機油１０ｅはオイルパイプ４ｆの下端から微差圧で吸い込まれ、主軸４の高圧油給油穴４ｇを重力に逆らい上昇する。
途中でまず潤滑油の一部が、副軸横穴４ｉで遠心力によって半径方向に引っ張られ、副軸受６ａに導かれる。その油は主軸の副軸部４ｄに鉛直方向もしくは所定の角度をもって設けられた副軸縦溝４ｊを上昇しながら同時に軸受隙間に巻き込まれて副軸受６ａの軸受面を潤滑する。潤滑を終えた冷凍機油は、副軸潤滑出口空間６ｄに溜まり、その後排油穴６ｅを経由して再び密閉容器１０の底部に戻される。
また、高圧油給油穴４ｇを上昇する残りの潤滑油は次に、主軸横穴４ｋで遠心力によって半径方向に引っ張られ、コンプライアントフレーム３の主軸潤滑入口空間３ｋに導かれる。その油の大部分は、主軸受３ｃの軸受クリアランスで絞られて減圧しながら図１に於いて上昇し、主軸受３ｃの上端面でボス部外側空間２ｈと同一の中間圧となる。他方、主軸潤滑入口空間３ｋに導かれた残りの潤滑油は、図８に部分断面斜視図で示すように主軸下半分斜縦溝４ｌに導かれて補助主軸受３ｈを潤滑する。なお、この主軸下半分斜縦溝４ｌは、その上端が主軸潤滑入口空間３ｋに連通すると共にその下端は補助主軸受３ｈの途中で止まりになっているので、大量の冷凍機油が補助主軸受３ｈの下端から漏れ出ることはない。また主軸下半分斜縦溝４ｌは、入口から袋小路に向かって（図１および図８に於いて上から下に向かって）反回転方向にねじられているので、ネジポンプ効果により主軸潤滑入口空間３ｋの冷凍機油は袋小路に向かって（図１および図８に於いて下方向に）圧送される。
また、高圧油給油穴４ｇを更に上昇する残りの潤滑油はすべてボス部空間２ｇに至り、その後揺動軸受２ｃの軸受クリアランスで絞られて減圧しながら図１に於いて下降し、揺動軸受２ｃの下端面でボス部外側空間２ｈと同一の中間圧となる。
なお、以上の説明では、冷凍機油が重力に抗して高圧油給油穴４ｇを上昇するのは、微差圧によるとしていたが、高圧油給油穴４ｇを偏芯して形成すれば、遠心力がその駆動源の一部もしくは全部を担うことが可能である。
Next, the oil supply path according to the first embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. 1 and 8. In FIG. 1, the refrigerating
On the way, a part of the lubricating oil is first pulled in the radial direction by centrifugal force in the secondary
Further, the remaining lubricating oil rising through the high-pressure
Further, all of the remaining lubricating oil that rises further through the high-pressure
In the above description, the refrigeration oil rises up to the high pressure
さて、主軸受３ｃで中間圧に減圧された冷凍機油および揺動軸受２ｃで中間圧に減圧された冷凍機油、ならびに高圧状態でそれら冷凍機油に溶解していたものの減圧によって冷凍機油から発泡気化してきた冷媒ガスは、ボス部外側空間２ｈで合流し、コンプライアントフレーム３の均圧孔３ｉを経由してコンプライアントフレーム３とガイドフレーム１５で囲われたフレーム空間１５ｆに流れる。
Now, the refrigerating machine oil decompressed to the intermediate pressure by the main bearing 3c, the refrigerating machine oil decompressed to the intermediate pressure by the rocking bearing 2c, and those that have been dissolved in the refrigerating machine oil in a high-pressure state are foamed and evaporated from the refrigerating machine oil. The refrigerant gas merged in the
図９は、発明の実施の形態１の、中間圧調整弁まわりの構成説明図である。コンプライアントフレーム３のスラスト軸受３ａの下端面と圧接する端面には所定の深さを有する深穴として調整弁収納空間３ｐが設けられており、その中には中間圧調整弁３ｌが収納され、またその中間圧調整弁３ｌとスラスト軸受３ａとで縮まされた状態で中間圧調整スプリング３ｍが収納されている。またその調整弁収納空間３ｐは、調整弁前流路３ｊによってフレーム空間１５ｆと連通しているものの、中間圧調整弁３ｌが中間圧調整スプリング３ｍに押さえつけられているときすなわち図９で下方に押し付けられているときには、調整弁前流路３ｊの開口部は中間圧調整弁３ｌで完全に塞がれる構造になっている。
さて、フレーム空間１５ｆの中間圧冷凍機油および発泡した中間圧冷媒ガスは、中間圧調整弁３ｌが閉じている場合は次々と差圧給油されてくる潤滑油との混合で、その圧力（中間圧）は徐々に上昇する。そして中間圧と低圧（吸入ガス雰囲気圧力）との差圧が、中間圧調整スプリング３ｍのバネ定数及び調整弁前流路の流路断面積で決定される所定の値より大きくなると、中間圧調整弁３ｌは中間圧調整スプリング３ｍをさらに縮ませて図９に於いて上方に移動する、すなわち中間圧調整弁３ｌは開く。その結果フレーム空間１５ｆの中間圧油および中間圧冷媒ガスが、調整弁前流路３ｊを通り調整弁収納空間３ｐに開放される。そして低圧となった冷凍機油および冷媒ガスは、その後調整弁後流路３ｎを経て台板外周部空間２ｉに排出される。なお、本実施の形態に於いては、フレーム空間１５ｆに溜まった中間圧冷凍機油および中間圧冷媒ガスは、スラスト軸受面を経由することなく台板外周部空間２ｉに開放される例で説明したが、それはフレーム空間ボス部外側空間２ｈの中間圧油が主軸バランサ４ｅの跳ねかけ等によりスラスト軸受面に供給されることを期待したものである。この構造以外にも、フレーム空間１５ｆから中間圧調整弁３ｌに到る途中に中間圧冷凍機油がスラスト軸受面を経由する構造にするとか、中間圧調整弁３ｌで開放された後の低圧冷凍機油を選択的にスラスト軸受面に供給する構造が有効な場合もある。
FIG. 9 is an explanatory diagram of the configuration around the intermediate pressure regulating valve according to the first embodiment of the invention. An adjustment
Now, the intermediate pressure refrigerating machine oil and the foamed intermediate pressure refrigerant gas in the
以上の説明から、中間圧調整スプリング３ｍのバネ定数および調整弁前流路３ｊの流路断面積を管理することで、中間圧Ｐｍが、
Ｐｍ＝Ｐｓ＋一定値
で比較的精度良く管理できることがわかる。
なお、本実施の形態では中間圧調整弁の背部を低圧としスプリングで弁を押し閉じる構造によって、中間圧Ｐｍを、 Ｐｍ＝Ｐｓ＋一定値 で制御する方式を説明したが、別の方法として、中間圧調整弁の背部を高圧としスプリングで弁を押し開く構造によって、中間圧Ｐｍを、
Ｐｍ＝Ｐｄ−一定値
で制御する方式や、中間圧調整弁の背部に高圧と低圧を作用させてその作用面積比を適当に選定することで、 中間圧Ｐｍを、
Ｐｍ＝Ｐｄ×ｎ＋Ｐｓ×（１−ｎ） ， ０＜ｎ＜１
で制御する方式や、上記の方式を組み合わせる方法など様々な方式が適用可能であり、各方式は特性を異にするもののいずれの方式を採用しても中間圧を比較的精度良く管理できる。
また、中間圧調整弁を使用せず、揺動スクロールの台板部の適当な位置に台板を貫通する抽気孔を設け、ボス外側空間２ｈを圧縮室の適当な圧力に連通させることで中間圧を制御する方式や、それと中間圧調整弁とを併用する方式も適用可能でありかつやはり中間圧を比較的精度良く管理できる。
From the above description, the intermediate pressure Pm is obtained by managing the spring constant of the intermediate
It can be seen that Pm = Ps + a constant value can be managed with relatively high accuracy.
In this embodiment, the method of controlling the intermediate pressure Pm with Pm = Ps + a constant value by using a structure in which the back portion of the intermediate pressure adjusting valve is set to a low pressure and the valve is closed with a spring has been described. Due to the structure in which the back of the pressure regulating valve is high and the valve is opened with a spring, the intermediate pressure Pm is
Pm = Pd-A method of controlling at a constant value, or by applying high pressure and low pressure to the back of the intermediate pressure regulating valve and selecting an appropriate area ratio, the intermediate pressure Pm is
Pm = Pd * n + Ps * (1-n), 0 <n <1
Various methods, such as a method of controlling with the above and a method of combining the above methods, can be applied. Even if any method is adopted, the intermediate pressure can be managed with relatively high accuracy.
Further, without using an intermediate pressure adjusting valve, an extraction hole penetrating the base plate is provided at an appropriate position of the base plate portion of the orbiting scroll, and the boss
さて、本発明のフレームコンプライアント方式スクロール圧縮機は、以上の説明のように中間圧Ｐｍを制御する方法として様々な方法が適用可能であるが、このことに加えて、その中間圧あるいは高圧が、揺動スクロールおよびコンプライアントフレームに作用する面積を比較的自由に設定できるという利点をも有する。このことを図１０に於いて説明する。
コンプライアントフレーム２には、コンプライアントフレームの高圧空間露出に起因する差圧力Ｆｐｄ２およびフレーム空間の中間圧に起因する差圧力Ｆｐｍ２が、図１０で上方向の力として作用し、他方ボス部外側空間の中間圧に起因する差圧力Ｆｐｍが、図１０で下方向の力として作用し、それらの差がスラスト軸受負荷Ｆｔｈ３（Ｆｔｈ３＝Ｆｐｄ２＋Ｆｐｍ２−Ｆｐｍ）として、図１０で下方向の軸受反力として作用する。なお、Ｆｐｄ２の作用面積Ｓｐｄ２は、主軸受径を内径とし下シール材１６ｂの実質シール径（フレーム空間の対高圧シール箇所の実質シール径で本実施例の場合はコンプラフレームの下端面外径と同じ）を外径とする中空同心円の面積であり、Ｆｐｍ２の作用面積Ｓｐｍ２は、下シール材１６ｂの実質シール径を内径とし上シール材１６ａの実質シール径（フレーム空間の対低圧シール箇所の実質シール径）を外径とする中空同心円の面積であり、Ｆｐｍの作用面積Ｓｐｍは、主軸受径を内径としスラスト軸受３ａの平均直径を外径とする中空同心円の面積である。
また、揺動スクロール２には、ボス部空間２ｇの高圧に起因する差圧力Ｆｐｄおよびボス部外側空間の中間圧に起因する差圧力Ｆｐｍが、図１０で上方向の力として作用し、他方冷媒ガスの圧縮に起因するスラストガス負荷Ｆｇｔｈが、図１０で下方向のとして作用し、それらの差が固定スクロールとの歯先歯底押付力Ｆｔｉｐ（Ｆｔｉｐ＝Ｆｐｄ＋Ｆｐｍ＋Ｆｔｈ３−Ｆｇｔｈ）として、図１０で下方向の圧接力として作用する。なお、Ｆｐｍの作用面積Ｓｐｍは、揺動軸受２ｃの軸受径を内径としスラスト軸受３ａの平均直径を外径とする中空同心円の面積である。
上記の作用面積を決定する径のうち、揺動軸受径と主軸受径は、一般に機械損失極小化と信頼性確保の折衷で決められることが多いため大きな変更は困難であるが、スラスト軸受の平均直径は、軸受の給油溝のパターン変更やシール材の採用などで比較的容易に変更可能であり、さらに下シール材１６ｂの実質シール径と上シール材１６ａの実質シール径は、他の特性にほとんど影響を与えることなく自由に設定できる値である。
The frame compliant scroll compressor of the present invention can be applied to various methods for controlling the intermediate pressure Pm as described above. In addition to this, the intermediate pressure or the high pressure can be controlled. Also, there is an advantage that the area acting on the swing scroll and the compliant frame can be set relatively freely. This will be described with reference to FIG.
In the
Further, the differential pressure Fpd caused by the high pressure in the boss portion space 2g and the differential pressure Fpm caused by the intermediate pressure in the boss portion outer space act as an upward force in FIG. The thrust gas load Fgth resulting from the compression of the gas acts as a downward direction in FIG. 10, and the difference between them is the bottom tip pressing force Ftip with the fixed scroll (Ftip = Fpd + Fpm + Fth3−Fgth) in FIG. Acts as a direction pressure. The working area Spm of Fpm is an area of a hollow concentric circle in which the bearing diameter of the rocking bearing 2c is the inner diameter and the average diameter of the
Of the above diameters that determine the working area, the rocking bearing diameter and the main bearing diameter are generally determined by the compromise between minimizing mechanical loss and ensuring reliability. The average diameter can be changed relatively easily by changing the bearing oil groove pattern or using a seal material. The actual seal diameter of the
したがって、本発明のフレームコンプライアント方式スクロール圧縮機では、年間の平均エネルギー効率に大きな影響を与える代表的な運転条件に於いて、機械損失増大の主要因であるスラスト軸受負荷Ｆｔｈと歯先歯底押付力Ｆｔｉｐとを、従来では考えられないほど極小化することが可能となる。その根拠としては、既に述べたように、中間圧の値の管理に関して多くの手法が容易に適用できること、そしてその中間圧および高圧の作用面積を比較的自由に設定できることの２点である。加えて、本発明のフレームコンプライアント方式のスクロール圧縮機は、従来のスクロール圧縮機の説明でも述べたように、現在量産されている固定スクロールコンプライアント方式のスクロール圧縮機や揺動スクロールコンプライアント方式のスクロール圧縮機と比べて、コンプライアントの動作の安定性に勝るので、さらにスラスト軸受負荷Ｆｔｈや歯先押付力Ｆｔｉｐの低減が可能で有るばかりか、コンプライアント部材のバタツキに起因する洩れも少ない圧縮機となる。
本発明の実施の形態１では、一回転中の圧縮負荷の変動ならびに運転保証領域で、スラスト軸受負荷Ｆｔｈが実質的に正の値であること、歯先歯底押付力Ｆｔｉｐが実質的に正の値であること、さらに揺動スクロールが転覆しないことを必要条件とし、一般的な運転条件での平均Ｆｔｈおよび平均Ｆｔｉｐの極小化を図っている。中でも潤滑条件の悪い歯先歯底摺動を極力小さく設定することで、一般的な運転条件で常に、
０＜Ｆｔｉｐ＜Ｆｔｈ＜Ｆｇｔｈ
を実現している。
Therefore, in the frame compliant scroll compressor of the present invention, the thrust bearing load Fth and the tip of the tooth root that are the main factors of the increase in mechanical loss in typical operating conditions that greatly affect the annual average energy efficiency. It is possible to minimize the pressing force Ftip, which is unthinkable in the past. There are two reasons for this, as described above, that many methods can be easily applied to the management of the value of the intermediate pressure, and that the working area of the intermediate pressure and the high pressure can be set relatively freely. In addition, as described in the description of the conventional scroll compressor, the frame compliant scroll compressor according to the present invention includes a fixed scroll compliant scroll compressor and a swing scroll compliant system that are currently mass-produced. Compared with conventional scroll compressors, the operation of the compliant is superior, so that it is possible to further reduce the thrust bearing load Fth and the tip pressing force Ftip, and there is also less leakage due to flutter of the compliant member. It becomes a compressor.
In the first embodiment of the present invention, the thrust bearing load Fth is substantially positive and the tooth tip bottom pressing force Ftip is substantially positive in the fluctuation of the compression load during one rotation and the operation guarantee region. It is a necessary condition that the rocking scroll does not roll over, and the average Fth and the average Ftip under general operating conditions are minimized. Above all, by setting the tip bottom sliding with poor lubrication conditions as small as possible,
0 <Ftip <Fth <Fgth
Is realized.
なお、本実施の形態では、コンプライアントフレーム３に作用するスラスト方向のとして、高圧、中間圧、スラスト軸受負荷で説明したが、この他にもコンプライアントフレーム３とガイドフレーム１５との間（必ずしもフレーム空間１５ｆである必要はない）に弾性体を挿入したりコンプライアントフレームを前述したように板バネで支持することで弾性力を付与することも容易に可能であり、圧縮機の使用条件によっては非常に有効である。
In the present embodiment, the thrust direction acting on the
さて、以上ようにスラスト摺動する箇所のスラスト方向押付け力を軽減することは、現行の冷媒ＨＣＦＣ２２でも有効ではあるが、スラスト方向押付け力が更に過大となる高圧冷媒、例えばＨＦＣ４１０Ａを使用した場合にはさらに有効である。 Now, reducing the thrust direction pressing force at the thrust sliding portion as described above is effective even with the current refrigerant HCFC22, but when using a high-pressure refrigerant such as HFC410A that further increases the thrust direction pressing force. Is even more effective.
また、本実施の形態では、主軸受および揺動軸受およびスラスト軸受で潤滑油を減圧させるので、その潤滑油に溶け込んでいた冷媒が発泡する。このような場合に潤滑油として冷媒との相溶性の良いいわゆる相溶油を使用すると、軸受潤滑面に多くの気泡状冷媒ガスが存在してしまい、その結果軸受油膜が途切れてしまい機械損失の増大や焼付を招きやすい。そこで、本実施の形態では、ＨＦＣ冷媒に対して相溶性の小さいハードアルキルベンゼンなどのいわゆる非相溶油を使用している。 In the present embodiment, the lubricating oil is decompressed by the main bearing, the rocking bearing and the thrust bearing, so that the refrigerant dissolved in the lubricating oil is foamed. In such a case, if so-called compatible oil having good compatibility with the refrigerant is used as the lubricating oil, a large amount of bubble-like refrigerant gas exists on the bearing lubrication surface, and as a result, the bearing oil film is interrupted and mechanical loss is reduced. It is easy to cause increase and seizure. Therefore, in the present embodiment, so-called incompatible oil such as hard alkylbenzene having low compatibility with the HFC refrigerant is used.
実施の形態２．
次ぎに、図１１〜１４において、本発明の実施の形態２の説明を行う。なお、本発明の実施の形態１と共通の構造や動作の説明は省略する。
図１１は、本発明の実施の形態２１の縦断面図である。１は固定スクロールであり、外周部はガイドフレーム１５にボルト（図示せず）によって締結されており、また台板部１ａの一方の面（図１１において右側）には板状渦巻歯１ｂが形成されていると同時に、外周部には２個１対のオルダム案内溝がほぼ一直線上に形成され、このオルダム案内溝にはオルダムリング９の２個１対の固定側爪９ｃが往復摺動自在に係合されている。さらに外周部には、コンプライアントフレーム３の上嵌合円筒面と係合する嵌合円筒面が形成されており、また固定スクロール１の上面方向（図１１において左側）からは吸入管１０ａが、密閉容器１０を貫通して圧入されている。
２は揺動スクロールであり、台板部の一方の面（図１１において左側）には固定スクロール１の板状渦巻歯１ｂと実質的に同一形状の板状渦巻歯２ｂが形成されており、また台板部の板状渦巻歯２ｂと反対側の面（図１において下側）の中心部には中空円筒形状のボス部２ｆが形成されており、そのボス部２ｆの内側面には揺動軸受２ｃが形成されスライダー５と回転自在に係合されている。また、ボス部２ｆと同じ側の面の外周部には、コンプライアントフレーム３のスラスト軸受３ａと圧接摺動可能なスラスト面が形成されている。また、揺動スクロール２の台板部の外周部には、前記固定スクロールのオルダム案内溝とほぼ９０度の位相差を持つ２個１対のオルダム案内溝がほぼ一直線上に形成されており、このオルダム案内溝にはオルダムリング９の２個１対の揺動側爪９ａが往復摺動自在に係合されている。なお、固定スクロール１の板状渦巻歯１ｂおよび揺動スクロール２の板状渦巻歯２ｂの歯先部には、それぞれ渦巻状の溝が形成されており、その溝にはそれぞれチップシール１９が挿入されている。
コンプライアントフレーム３の中心部には、電動機によって回転駆動される主軸４を半径方向に支持する主軸受３ｃおよび補助主軸受３ｈが形成されている。また、コンプライアントフレーム３の寸止め面３ｆと固定スクロール１の寸止め面１ｄとの間には、寸止めプレート１８が挿入されている。
ガイドフレーム１５の外周面は焼きばめもしくは溶接などによって密閉容器１０に固着されているものの、固定スクロール１の吐出ポート１ｆから吐出される高圧の冷媒ガスをガイドフレーム１５より電動機側（図１１において右側）に設けられた吐出管１０ｂに導く流路が密閉容器１０の上半分に確保されていると同時に、密閉空間１０の下半分には冷凍機油１０ｅの往来を可能とする流路が確保されている。またガイドフレーム１５の内側面の電動機側（図１１において右側）には、下嵌合円筒面が形成されており、コンプライアントフレーム３の外周面に形成された下嵌合円筒面と係合されている。またガイドフレーム１５の内側面には、シール材を収納するシール溝が２ヶ所に形成されており、それらのシール溝に上シール材１６ａおよび下シール材１６ｂが嵌着されている。そしてこれら２つのシール材とガイドフレーム１５の内側面とコンプライアントフレーム３の外側面とによって形成された空間、すなわちフレーム空間１５ｆは、コンプライアントフレーム３に形成された均圧孔３ｉを介してボス部外側空間２ｈと連通している。なお、上シール材１６ａおよび下シール材１６ｂは必ずしも必要ではなく、係合箇所の微小隙間でシールが可能で有れば省略できる部品である。また、上下を揺動スクロールの台板部とコンプライアントフレーム３で囲われたスラスト軸受３ａの外周側の空間、すなわち台板外周部空間２ｉは、板状渦巻歯の巻終わり近傍である吸入空間１ｇと連通しているので、吸入ガス雰囲気となっている。
主軸４の揺動スクロール側（図１１において左側）端部には、主軸の軸線方向と実質的に平行な平面部を有するピン部４ａが形成されており、このピン部４ａの平面部とスライダー５の内側面に形成された平面部とが往復摺動可能に係合されている。そして、その下側には主軸バランサ４ｅが焼きばめられており、さらにその下側にはコンプライアントフレーム３の主軸受３ｃおよび補助主軸受３ｈと回転自在に係合する主軸部が形成されている。また主軸の他端部には、サブフレーム６の副軸受６ａおよび補助副軸受６ｂと回転自在に係合する副軸部が形成されており、この副軸部と前述した主軸部との間に電動機回転子８が焼きばめられている。また、この電動機回転子８の左端面には上バランサ８ａが、右端面には下バランサ８ｂが締結されており、前述した主軸バランサ４ｅとの３個のバランサによって静バランスおよび動バランスがとられている。
サブフレーム６には、サブフレームカバー６ｉが取り付けられており、主軸４の下端面との間に副軸受空間６ｃを形成している。また、密閉容器１０の側面にはガラス端子１０ｆが取り付けれており、電動機固定子７からのリード線が接合されている。
Next, a second embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. The description of the structure and operation common to the first embodiment of the present invention is omitted.
FIG. 11 is a longitudinal sectional view of
At the center of the
Although the outer peripheral surface of the
A
A
次に、この実施の形態２のスクロール圧縮機の基本動作について説明する。定常運転時は、コンプライアントフレーム３にはボス部外側空間２ｈの中間圧に起因する力およびスラスト軸受３ａを介しての揺動スクロール２からの押付け力の合計が下向きの力として作用するものの、フレーム空間１５ｆの中間圧に起因する力および下端面の高圧雰囲気に露出している部分に作用する高圧に起因する力の合計が上向きの力として作用し、そしてこの上向きの力は前述した下向きの力より大きくなるように設定されている。このためコンプライアントフレーム３は、上嵌合円筒面を固定スクロール１の嵌合円筒面に、下嵌合円筒面をガイドフレーム１５の下嵌合円筒面に案内され、固定スクロール側（図１１でおいて左方向）に浮き上がり、その結果コンプライアントフレーム３の寸止め面３ｆは、寸止めプレート１８を介して固定スクロール１の寸止め面１ｄに圧接している。他方、スラスト軸受３ａを介してコンプライアントフレーム３に押し付けられている揺動スクロール２はコンプライアントフレーム３に押されて左方向に浮き上がるものの、揺動スクロール２の歯先と歯底は固定スクロール１のそれぞれ歯底と歯先と所定の隙間を有した状態で運転される。なお、運転条件によっては、具体的には高圧縮比運転などの吐出ガス温度が高くなる条件では、両板状渦巻歯の熱膨張が特にその中心近傍で大きくなり、両板状渦巻歯の歯先と歯底が圧接してしまうことが起こりうる。しかしその際には、揺動スクロールは２はコンプライアントフレーム３と共に微小にリリーフするので、焼付等の信頼性のトラブルを引き起こすことはない。また、本実施の形態では、寸止めプレート１８を挿入して歯先歯底の隙間を高精度に管理する方式で説明したが、各部品の軸方向寸法を高精度に管理するもしくは高精度に嵌合することでこの寸止めプレートを廃止することは可能である。さらに、本実施の形態に於いても、発明の実施の形態１で説明したように、フレームコンプライアントの付勢力の発生源として、バネ等の弾性力や、それらと高圧、中間圧による付勢力を併用することも可能である。
ところで、既に説明した発明の実施の形態１ではボス部空間２ｇが高圧であるのに対して、本実施の形態ではボス部空間２ｇを中間圧とするものであるが、この中間圧に起因する力とボス部外側空間２ｈの中間圧に起因する力によって、スラスト軸受負荷Ｆｔｈが大幅に軽減されるメカニズムは発明の実施の形態１と基本的には同じである。また、本実施の形態では、ボス部空間２ｇとボス部外側空間２ｈとを同一圧力としたので、スライダーを採用しても給油経路が揺動軸受面をバイパスしてしまうことがなく揺動軸受を潤滑することが可能となった。このため、固定スクロール１の板状渦巻歯１ｂと揺動スクロール２の板状渦巻歯２ｂとの半径方向隙間が常時極小化されており、洩れに起因する損失の少ない高効率なフレームコンプライアント方式スクロール圧縮機が実現されている。
また起動時や液圧縮時などには、揺動スクロール２に作用するスラスト方向ガス負荷Ｆｇｔｈが大きくり、揺動スクロール２はスラスト軸受３ａを介してコンプライアントフレーム３を反固定スクロール側（図１１において右方向）に強く押し下げるので、揺動スクロール２の歯先や歯底と固定スクロール１の歯底や歯先との間の隙間が比較的大きくなり、圧縮室内の異常な圧力上昇が回避されるのは実施の形態１と同じである。
さて、コンプライアントフレーム３はスラスト軸受３ａを介して揺動スクロール２の転覆モーメントの一部または全部を受けるものの、主軸受３ｃから受ける軸受負荷と、その反作用である２つの力の合力、すなわち上嵌合円筒面を介して固定スクロール１から受ける反力と下嵌合円筒面を介してガイドフレーム１５から受ける反力との合力、とによって生ずる偶力が前記転覆モーメントを打ち消すように作用するので、非常に良好な定常運転時追随動作安定性およびリリーフ動作安定性を有することも実施の形態１と同じである。
Next, the basic operation of the scroll compressor according to the second embodiment will be described. During steady operation, although the sum of the force resulting from the intermediate pressure of the boss
By the way, while the boss part space 2g has a high pressure in the first embodiment of the invention already described, the boss part space 2g is set to an intermediate pressure in the present embodiment, but this is caused by the intermediate pressure. The mechanism by which the thrust bearing load Fth is significantly reduced by the force and the force resulting from the intermediate pressure in the boss portion
Further, at the time of start-up or liquid compression, the thrust direction gas load Fgth acting on the
Although the
図１２は、発明に実施の形態２の、固定スクロールとコンプライアントフレームの寸止めの説明図である。図に於いて、固定スクロール１の寸止め面１ｄを基準とした歯底との距離をｈｆ１、歯先との距離をｈｆ２とし、揺動スクロール２のスラスト面２ｄを基準とした歯先との距離をｈｏ１、歯底との距離をｈｏ２とし、寸止めプレート１８の厚さをｈｓとし、コンプライアントフレーム３のスラスト軸受３ａの上端面と寸止め面３ｆとの距離をｈｃとすると、コンプライアントフレーム３が寸止めプレート１８を挟んで固定スクロール１と圧接しているときには、固定スクロール１の歯底と揺動スクロール２の歯先とのクリアランスδ１および固定スクロール１の歯先と揺動スクロール２の歯底とのクリアランスは、それぞれ
δ１＝ｈｃ＋ｈｓ＋ｈｆ１−ｈｏ１＞０
δ２＝ｈｃ＋ｈｓ＋ｈｆ２−ｈｏ２＞０
に設定されている。そしてδ１およびδ２は、数μｍから数十μｍの小さな値に管理されている。このため、圧縮機の運転中に、揺動運動している揺動スクロール２と静止している固定スクロール１はスラスト方向で接触していないので、両者の接触摺動に起因する損失は発生しない。このことに加えて、上記のように歯先歯底の隙間は小さく管理されており、加えてその隙間にチップシール１９がシール材として装着されているので、歯先歯底隙間からの圧縮冷媒の洩れもほとんど発生しない。以上の理由で、機械損失が小さくかつ洩れ損失の小さい高効率なフレームコンプライアント方式スクロール圧縮機が実現されている。他方寸止めプレート１８は、スラスト軸受３ａより比較的安価であるので、歯先と歯底の軸方向クリアランスの調整部材として従来のようにスラスト軸受３ａを採用するより低コストを実現していることに加えて、その表面硬度が高い故にコンプライアントフレーム３の極めて微小な圧接摺動に起因するフレッティング摩耗の危険性も減じている。
FIG. 12 is an explanatory diagram of the fixing of the fixed scroll and the compliant frame according to the second embodiment of the present invention. In the figure, the distance from the tooth bottom with reference to the dimension stop
δ2 = hc + hs + hf2−ho2> 0
Is set to Δ1 and δ2 are managed to be small values of several μm to several tens of μm. For this reason, during the operation of the compressor, the swinging
では次に、図１１および図１３および図１４によって発明の実施の形態２の給油経路の説明を行う。なお、図１３は副軸受周りの給油説明図、図１４は主軸受周りの給油説明図である。
本実施の形態で示す高圧シェル方式横置きフレームコンプライアント方式のスクロール圧縮機は、ラジアル軸受部の給油に際して大別して２つの並列した給油経路を有する。１つは副軸受を給油した後に揺動軸受すなわちスライダーを給油する経路、もう１つは主軸受を給油する経路であり、両者は最後には合流する。ではまずは前者の説明から始める。図１１と図１３に於いて、密閉容器１０の底部に溜まった冷凍機油１０ｅは、サブフレーム６に設けられその一端が密閉容器１０の底部に開口する給油穴６ｇに微差圧で吸い込まれ、サブフレーム６の２つの軸受すなわち副軸受６ａと補助副軸受６ｂとの間の空間である副軸潤滑入口空間６ｈに導かれる。その油の大部分は、副軸受６ａの軸受クリアランスで絞られて減圧しながら図１１に於いて右方向に流れ、中間圧となって副軸受空間６ｃに到る。他方、副軸潤滑入口空間６ｈに導かれた残りの潤滑油は、図１３に部分断面斜視図で示すように副軸上半分斜縦溝４ｑに導かれて補助副軸受６ｂを潤滑する。なお、この副軸上半分斜縦溝４ｑは、その右端が副軸潤滑入口空間６ｈに連通すると共にその左端は補助副軸受６ｂの途中で止まりになっているので、大量の冷凍機油が補助副軸受６ｂの左端から漏れ出ることはない。また副軸上半分斜縦溝４ｌは、入口から袋小路に向かって（図１１および図１３に於いて右から左に向かって）反回転方向にねじられているので、ネジポンプ効果により副軸潤滑入口空間６ｈの冷凍機油は袋小路に向かって（図１１および図１３に於いて左方向に）圧送される。
さて、中間圧に減圧されて副軸受空間６ｃに到った冷凍機油およびそこから発泡した中間圧冷媒ガスは、主軸に上下貫通し、かつ偏芯して（必ずしも偏芯している必要はない）設けられた中間圧油給油穴４ｈを図１１に於いて右から左に流れる。その途中で、中間圧油給油穴４ｈの反偏芯方向とボス部外側空間２ｈとを連通させる中間圧ガス抜き穴４ｍから、慣性力が相対的に小さい中間圧冷媒ガスが選択的にボス部外側空間２ｈに抜かれる。ガスが抜けて油リッチとなった後、中間圧冷凍機油はボス部空間２ｇに到る。
ボス部空間２ｇに到った中間圧油は、その一部はスライダー５の下端面（図１１において右端面）からボス部外側空間に漏れ出るものの、大部分はスライダー５の外周面に設けられた縦溝を経由してボス部外側空間２ｈに流れる。
引き続いて、もう１つの給油経路である主軸受の給油経路についての説明に移る。図１１と図１４に於いて、密閉容器１０の底部に溜まった冷凍機油１０ｅは、ガイドフレーム１５に設けられその一端が密閉容器１０の底部に開口する給油穴１５ｉに微差圧で吸い込まれ、コンプライアントフレーム３とガイドフレーム１５との間の第２フレーム空間１５ｊに導かれる。この第２フレーム空間は、図１４において左側は下シール材１６ｂによって中間圧であるフレーム空間１５ｆと仕切られており、右側はコンプライアントフレーム３の下嵌合円筒面３ｅとガイドフレーム１５の下嵌合円筒面１５ｂとの嵌合箇所で仕切られている。なお、上記のコンプライアントフレームとガイドフレームとの嵌合箇所のシール性がクリアランスが大きすぎる等の理由で悪く、給油穴１５ｉでの微差圧による冷凍機油の引き上げが阻害される場合には、第２フレーム空間１５ｊの図１４における右側にも何らかのシール材を挿入しても良い。
次に第２フレーム空間１５ｊの潤滑油は、コンプライアントフレーム３に設けられた給油穴３ｒを通って主軸潤滑入口空間３ｋに入る。その油の大部分は、主軸受３ｃの軸受クリアランスで絞られて減圧しながら図１１もしくは図１４に於いて左側に進み、主軸受３ｃの上端面でボス部外側空間２ｈと同一の中間圧となる。他方、主軸潤滑入口空間３ｋに導かれた残りの潤滑油は、図２４に部分断面斜視図で示すように主軸４の主軸下半分斜縦溝４ｌに導かれて補助主軸受３ｈを潤滑する。なお、この主軸下半分斜縦溝４ｌは、その上端が主軸潤滑入口空間３ｋに連通すると共にその下端は補助主軸受３ｈの途中で止まりになっているので、大量の冷凍機油が補助主軸受３ｈの右端から漏れ出ることはない。また主軸下半分斜縦溝４ｌは、入口から袋小路に向かって（図１１および図１４に於いて左から右に向かって）反回転方向にねじられているので、ネジポンプ効果により主軸潤滑入口空間３ｋの冷凍機油は袋小路に向かって（図１１および図１４に於いて右方向に）圧送される。
さて、副軸受６ａで中間圧に減圧された後にスライダーを潤滑した冷凍機油および揺動軸受２ｃで中間圧に減圧された冷凍機油、ならびに高圧状態でそれら冷凍機油に溶解していたものの減圧によって冷凍機油から発泡気化してきた冷媒ガスは、ボス部外側空間２ｈで合流し、コンプライアントフレーム３の均圧孔３ｉを経由してコンプライアントフレーム３とガイドフレーム１５で囲われたフレーム空間１５ｆに流れる。その後の流れは、本発明の実施の形態１と同様なので説明を割愛する。
Next, the oil supply path of the second embodiment of the invention will be described with reference to FIGS. 11, 13, and 14. FIG. 13 is an explanatory diagram of oil supply around the auxiliary bearing, and FIG. 14 is an explanatory diagram of oil supply around the main bearing.
The high-pressure shell type horizontal frame compliant type scroll compressor shown in the present embodiment has two parallel oil supply passages when roughly dividing the radial bearing portion. One is a path for supplying the rocking bearing, that is, the slider after supplying the auxiliary bearing, and the other is a path for supplying the main bearing. Let's start with the former explanation. In FIG. 11 and FIG. 13, the refrigerating
Now, the refrigerating machine oil reduced to the intermediate pressure and reaching the auxiliary bearing space 6c and the intermediate-pressure refrigerant gas foamed therefrom penetrate vertically through the main shaft and are eccentric (not necessarily eccentric). ) The intermediate pressure
A part of the intermediate pressure oil that has reached the boss space 2g leaks from the lower end surface of the slider 5 (the right end surface in FIG. 11) to the outer space of the boss portion, but most of it is provided on the outer peripheral surface of the
Subsequently, a description will be given of the oil supply path of the main bearing, which is another oil supply path. In FIG. 11 and FIG. 14, the refrigerating
Next, the lubricating oil in the second frame space 15 j enters the main shaft lubricating
The refrigerating machine oil that has been reduced to the intermediate pressure by the
実施の形態３．
以上が横置きの場合の給油経路の説明であるが、次にこの実施の形態２を縦置きにした場合を説明する。縦置きの場合に問題となるのが、図１４に於ける主軸潤滑入口空間３ｋへの高圧潤滑油の供給である。そこで、以降は主軸潤滑入口空間３ｋへの給油に限定した説明を行う。横置きの場合には、密閉容器１０の底部からガイドフレーム１５とコンプライアントフレーム３を貫通しての給油穴を形成することは比較的容易であった。しかし縦置きの場合には、電動機の固定子７および回転子８が妨げとなり簡単には給油穴を形成することは困難である。もちろん、電動機固定子７に上下に貫通する穴を設け、その穴に銅パイプなどの給油パイプを挿入することは可能ではあるが、組立性などに課題を残すことになる。
図１５に示すのは、比較的簡単な構造で主軸への高圧油給油を実現する一例である、実施の形態３の説明模式図である。密閉容器１０の底部に溜まっている冷凍機油１０ｅは、微差圧によってオイルパイプ６ｆおよび給油穴６ｇを経て副軸潤滑入口空間６ｈに導かれる。その後副軸受６ａで絞られて中間圧となり副軸受空間６ｃへ流れる経路は既に説明した横置きと基本的に同じなので割愛する。さて、この例の場合、主軸には中間圧雰囲気の上下に貫通した中間圧油給油穴４ｈに加えて、下端面からの止まり穴をその下端面入口に栓４ｎをすることで密封した高圧油給油穴４ｇも形成されている。そしてこの高圧油給油穴は、副軸部では副軸上半分斜縦溝４ｑの上端近傍と偏芯方向が一致することにより連通していると共に、主軸部では主軸横穴４ｋを介して主軸潤滑入口空間３ｋと連通している。この結果、副軸潤滑入口空間６ｈの油の一部はネジポンプ作用で副軸上半分斜縦溝４ｑを上昇し、その上端近傍の高圧油給油穴４ｇと位相が一致した連通箇所から高圧油給油穴４ｇに流入し、そしてこの高圧油給油穴４ｇを上昇した後に、主軸横穴４ｋを通って主軸潤滑入口空間３ｋに導かれる。副軸部４ｄの副軸上半分斜縦溝まわりの説明斜視図を図１６に示す。
なお、この実施の形態３では、副軸上半分斜縦溝４ｑを文字通り斜め溝で描いたが、真直溝であってもポンプ作用は得られるので問題ない。
The above is the description of the oil supply path in the horizontal position. Next, the case where the second embodiment is set in the vertical position will be described. A problem in the case of vertical installation is the supply of high-pressure lubricating oil to the main shaft lubricating
FIG. 15 is an explanatory schematic diagram of
In the third embodiment, the sub-axis upper half oblique
実施の形態４．
また、この実施の形態３では、主軸４の上下端を貫通する縦穴と上下端が密閉された中空縦穴とを同時に構成する手段として、２つの縦穴を平行して設ける構造で説明したが、図１７に実施の形態４として示すように、１つの縦穴に軸内セパレータ４ｐを圧入する構造も考え、この方法の方が一般的には生産性に勝る。
In the third embodiment, the vertical hole penetrating the upper and lower ends of the
実施の形態５．
さて、次に固定クランク方式のスクロール圧縮機の固定スクロールの組み付けに関する発明について説明する。従来の固定クランク方式のスクロール圧縮機では、従来の技術として図１９を用いて説明した可変クランク方式と同様に、フレーム１４と揺動スクロール２とがオルダムリング９で連結されていた。そのため、固定スクロール１を回転組み立て、すなわち主軸４を適切な量だけ偏芯方向もしくは反偏芯方向に安定して振れ周り回転させながら固定スクロール１を調芯しボルトなどで組み付けようとしたとき、揺動スクロール２はオルダムリング９によってフレーム１４に対して位相が管理されているものの固定スクロールはそのフレーム１４に対しての位相管理手段が無いので、固定スクロールは無秩序に位置をとることができてしまった。それ故、回転組立を実現するためには複雑なジグや組立装置によって固定スクロールの位相をフレームに対して一定にかつ高精度に保持する必要があった。そのためもあってか、従来の固定クランク方式のスクロール圧縮機では、固定スクロール１をリーマピンなどによってフレーム１４に位置決めするという手法が採用されることが多かった。
これに対して、本実施の形態では図１８に例示するような組立方法により、固定スクロール１と揺動スクロール２とを高精度に、すなわち両渦巻の中心の位置ズレが小さくかつ両渦巻の回転ズレが小さく、回転組立することが可能となる。図１８において、主軸４の下方には揺動スクロール２の偏芯方向または反偏芯方向に回転組立用ウエイト２２が取り付けられており、また揺動スクロール２やオルダムリング９や固定スクロール１はフレーム１４や主軸４にセッティングされているものの固定スクロール１をフレーム１４に固定するボルトは完全には締結されていない。固定スクロール１の台板部１ａには、固定スクロール１を拘束することなく固定スクロール１に対して図で下方向に差圧力を作用させるための高圧エアー２１ｂを導く回転組立用固定スクロール押付け装置２１が、シール材２１ａを介して設置されている。
以上のように構成した状態で、主軸４を適切な方向に適切な量だけ安定して振れ回すことにより揺動スクロール２を実運転より僅かに大きな揺動半径で揺動運動させると、固定スクロール１は微小半径で揺動運動する。そして、この固定スクロール１の微小揺動運動の運動中心は、揺動スクロール２の揺動運動の運動中心と理論上は一致する。次にこの状態で回転組立用固定スクロール押付け装置２１の高圧エアー２１ｂを徐々に大きくすると、固定スクロール１の微小揺動半径は徐々に小さくなりやがて固定スクロール１の渦巻中心は揺動スクロール２の揺動運動中心と一致して静止する。すなわち理想的な回転組立が実現される。なお、固定スクロール１が揺動運動するのは、揺動スクロール２と固定スクロール１とが直接オルダムリング９で連結されている、すなわち位相決めされているからである。
なお、以上の手段により、従来は必要であった揺動スクロール２の板状渦巻歯２ｂの中心と揺動軸受２ｄの中心との同心度もさほど要求されなくなる。というのは、たとえ同心度が悪くても回転組立時に調整されるからである。
Now, the invention relating to the assembly of the fixed scroll of the fixed crank scroll compressor will be described. In the conventional fixed crank type scroll compressor, the
On the other hand, in the present embodiment, the fixed
In the state configured as described above, when the
By the above means, the concentricity between the center of the plate-
１ 固定スクロール、１ａ 台板部、１ｂ 板状渦巻歯、１ｃ オルダム案内溝、１ｄ 寸止め面、１ｅ 嵌合円筒面、１ｆ 吐出ポート、１ｇ 吸入空間、１ｈ オルダム案内溝側壁、１ｉ リーマ穴、１ｊ ボルト、２ 揺動スクロール、２ａ 台板部、２ｂ 板状渦巻歯、２ｃ 揺動軸受、２ｄ スラスト面、２ｅ オルダム案内溝、２ｆ ボス部、２ｇ ボス部空間、２ｈ ボス部外側空間、２ｉ 台板外周部空間、３ コンプライアントフレーム、３ａ スラスト軸受、３ｂ オルダム案内溝、３ｃ 主軸受、３ｄ 上嵌合円筒面、３ｅ 下嵌合円筒面、３ｆ 寸止め面、３ｇ リーマ穴、３ｈ 補助主軸受、３ｉ 均圧孔、３ｊ 調整弁前流路、３ｋ 主軸潤滑入口空間、３ｌ 中間圧調整弁、３ｍ 中間圧調整スプリング、３ｎ 調整弁後流路、３ｐ 調整弁収納空間、３ｑ リリーフ当り面、３ｒ 給油穴、４ 主軸、４ａ ピン部、４ｂ 揺動軸部、４ｃ 主軸部、４ｄ 副軸部、４ｅ 主軸バランサ、４ｆ オイルパイプ、４ｇ 高圧油給油穴、４ｈ 中間圧油給油穴、４ｉ 副軸横穴、４ｊ 副軸縦溝、４ｋ 主軸横穴、４ｌ 主軸下半分斜縦溝、４ｍ 中間圧ガス抜き穴、４ｎ 栓、４ｐ 軸内セパレータ、４ｑ 副軸上半分斜縦溝、５ スライダー、６ サブフレーム、６ａ 副軸受、６ｂ 補助副軸受、６ｃ 副軸受空間、６ｄ 副軸潤滑出口空間、６ｅ 排油穴、６ｆ オイルパイプ、６ｇ 給油穴、６ｈ 副軸潤滑入口空間、７ 電動機固定子、８ 電動機回転子、８ａ 上バランサ、８ｂ 下バランサ、９ オルダムリング、９ａ 揺動側爪、９ｂ フレーム側爪、９ｃ 固定側爪、１０ 密閉容器、１０ａ 吸入管、１０ｂ 吐出管、１０ｃ 吸入ガス雰囲気、１０ｄ 吐出ガス雰囲気、１０ｅ 冷凍機油、１０ｆ ガラス端子、１４ フレーム、１５ ガイドフレーム、１５ａ 上嵌合円筒面、１５ｂ 下嵌合円筒面、１５ｃ 高圧空間、１５ｄ 高圧導入孔、１５ｅ キー溝、１５ｆ フレーム空間、１５ｇ 外周面、１５ｈ リリーフ当り面、１５ｉ 給油穴、１５ｊ 第２フレーム空間、１６ａ 上シール材、１６ｂ 下シール材、１７ リーマピン、１８ 寸止めプレート、１９ チップシール、２０ 回転組立台、２１ 回転組立用固定スクロール押付け装置、２１ａ シール材、２１ｂ 高圧エアー、２２ 回転組立用ウエイト。 DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Fixed scroll, 1a Base plate part, 1b Plate-shaped spiral tooth, 1c Oldham guide groove, 1d Stopping surface, 1e Fitting cylindrical surface, 1f Discharge port, 1g Suction space, 1h Oldham guide groove side wall, 1i Reamer hole, 1j Bolt, 2 oscillating scroll, 2a base plate part, 2b plate spiral tooth, 2c oscillating bearing, 2d thrust surface, 2e Oldham guide groove, 2f boss part, 2g boss part space, 2h boss part outer space, 2i base plate Peripheral space, 3 compliant frame, 3a thrust bearing, 3b Oldham guide groove, 3c main bearing, 3d upper fitting cylindrical surface, 3e lower fitting cylindrical surface, 3f dimension stop surface, 3g reamer hole, 3h auxiliary main bearing, 3i Pressure equalizing hole, 3j Flow path before adjusting valve, 3k Spindle lubrication inlet space, 3l Intermediate pressure adjusting valve, 3m Intermediate pressure adjusting spring, 3n Flow path after adjusting valve, 3p Valve regulating storage space, 3q relief contact surface, 3r oil supply hole, 4 main shaft, 4a pin, 4b swing shaft, 4c main shaft, 4d sub shaft, 4e main shaft balancer, 4f oil pipe, 4g high pressure oil supply hole, 4h Intermediate pressure oil supply hole, 4i Side shaft vertical hole, 4j Side shaft vertical groove, 4k Main shaft horizontal hole, 4l Main shaft lower half oblique vertical groove, 4m Intermediate pressure vent hole, 4n plug, 4p In-shaft separator, 4q Secondary shaft upper half Oblique vertical groove, 5 slider, 6 subframe, 6a auxiliary bearing, 6b auxiliary auxiliary bearing, 6c auxiliary bearing space, 6d auxiliary shaft lubrication outlet space, 6e oil drain hole, 6f oil pipe, 6g oil supply hole, 6h auxiliary shaft lubrication inlet Space, 7 Motor stator, 8 Motor rotor, 8a Upper balancer, 8b Lower balancer, 9 Oldham ring, 9a Swing side claw, 9b Frame side claw, 9c Fixed side claw, 10 Airtight container 10a suction pipe, 10b discharge pipe, 10c suction gas atmosphere, 10d discharge gas atmosphere, 10e refrigerating machine oil, 10f glass terminal, 14 frame, 15 guide frame, 15a upper fitting cylindrical surface, 15b lower fitting cylindrical surface, 15c high pressure space 15d High pressure introduction hole, 15e Key groove, 15f Frame space, 15g Outer peripheral surface, 15h Relief contact surface, 15i Oil supply hole, 15j Second frame space, 16a Upper seal material, 16b Lower seal material, 17 Reamer pin, 18 Dimensional stop plate , 19 Chip seal, 20 rotation assembly table, 21 fixed scroll pressing device for rotation assembly, 21a sealing material, 21b high pressure air, 22 weight for rotation assembly.
Claims (2)
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-
2006
- 2006-02-07 JP JP2006029997A patent/JP2006161818A/en active Pending
Cited By (6)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| EP2221452A2 (en) | 2009-02-20 | 2010-08-25 | Sanyo Electric Co., Ltd. | Scroll type compressor |
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| CN104763631A (en) * | 2015-04-02 | 2015-07-08 | 合肥通用机械研究院 | Vortex refrigeration compressor with sliding and rolling friction pair bent axle supporting structure |
| WO2021044954A1 (en) * | 2019-09-05 | 2021-03-11 | パナソニックＩｐマネジメント株式会社 | Scroll compressor |
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