JP2006161818A - Scroll compressor - Google Patents

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Hiroshi Ogawa
博史 小川
Minoru Ishii
稔 石井
Yoshihide Ogawa
喜英 小川
Wataru Izumisawa
渉 泉澤
Susumu Kawaguchi
進 川口
Original Assignee
Mitsubishi Electric Corp
三菱電機株式会社
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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To reduce amount of gas refrigerant generated from lubricating oil for reducing pressure in a bearing and improve lubricity of the bearing. <P>SOLUTION: In this scroll compressor, a pair of two claws 9a of an Oldham's ring 9 are engaged with a swing scroll 2, and a pair of two claws 9c on the other side of the Oldham's ring 9 are engaged with a fixed scroll 1. <P>COPYRIGHT: (C)2006,JPO&NCIPI

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, reference numeral 1 denotes a fixed scroll whose phase with the guide frame 15 is controlled by a reamer pin (not shown), and the outer peripheral portion of the base plate portion 1a is attached to the guide frame 15 by bolts (not shown). It is concluded. Further, a plate-like spiral tooth 1b is formed on one surface (lower side in FIG. 19) of the base plate portion 1a.
Reference numeral 2 denotes an orbiting scroll, and a plate-like spiral tooth 2b having substantially the same shape as the plate-like spiral tooth 1b of the fixed scroll 1 is formed on one surface (upper side in FIG. 19) of the base plate portion 2a. Further, a hollow cylindrical boss 2f is formed at the center of the surface of the base plate 2a opposite to the plate-like spiral tooth 2b (lower side in FIG. 19), on the inner surface of the boss 2f. A rocking bearing 2c is formed. In addition, a thrust surface 2d that can slide in pressure contact with the thrust bearing 3a of the compliant frame 3 is formed on the outer peripheral portion of the surface on the same side as the boss portion 2f. A pair of Oldham guide grooves 2e is formed on the outer peripheral portion of the base plate portion 2a of the orbiting scroll 2 in a substantially straight line, and two Oldham rings 9 are provided in the Oldham guide groove 2e. The pair of swinging side claws 9a are engaged so as to be slidable back and forth in the radial direction. On the other hand, the pair of Oldham guide grooves 3b having a phase difference of about 90 degrees with the Oldham guide groove 2e of the orbiting scroll 2 is also formed on the compliant frame 3 in a substantially straight line. The frame side claw 9b of the Oldham ring 9 is engaged with 3b so as to be slidable back and forth in the radial direction. In addition, a main bearing 3c that supports the main shaft 4 that is rotationally driven by an electric motor in the radial direction is formed at the center of the compliant frame 3.
In addition, a reamer hole 3g into which the reamer pin 17 is press-fitted is formed in the compliant frame 3, and the reamer pin 17 is engaged with a key groove 15e formed in the guide frame 15, thereby compliant frame. 3 and the guide frame 15 are managed in phase (rotational direction position), that is, the compliant frame 3 is restrained in the rotational direction with respect to the guide frame.
The outer peripheral surface of the guide frame 15 is shrink-fitted in the sealed container 10 and partitions the internal space of the sealed container 10 into an intake gas atmosphere 10c and a discharge gas atmosphere 10d. The inner surface of the guide frame 15 is formed with two cylindrical surfaces whose coaxiality is controlled, that is, an upper fitting cylindrical surface 15a and a lower fitting cylindrical surface 15b, each of which is an outer periphery of the compliant frame 3. The surface is engaged with two cylindrical surfaces formed by controlling the coaxiality, that is, an upper fitting cylindrical surface 3d and a lower fitting cylindrical surface 3e. The guide frame 15 is formed with two seal grooves for accommodating the seal material on the inner surface thereof, and the upper seal material 16a and the lower seal material 16b are fitted into the seal grooves. The sealed space formed by these two sealing materials, the inner surface of the guide frame 15 and the outer surface of the compliant frame 3, that is, the high-pressure space 15c is discharged through a high-pressure introduction hole 15d formed in the guide frame 15. It communicates with the gas atmosphere 10d.
A pin portion 4a having a flat portion substantially parallel to the axial direction of the main shaft is formed at the end of the main shaft 4 on the swing scroll side (upper side in FIG. 19). The flat portion of the pin portion 4a and the slider The flat part formed in the inner surface of 5 is engaged so that reciprocation is possible. Reference numeral 10a denotes a suction pipe that guides the low-pressure gas before being compressed to the suction gas atmosphere 10c. Reference numeral 10b denotes a discharge pipe that discharges the compressed high-pressure gas from the discharge gas atmosphere 10d to the outside of the sealed container 10.
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 high pressure space 15 communicating through the high pressure introduction hole 15d is also high pressure, and the compliant frame 3 is formed between the upper fitting cylindrical surface 3d and the lower fitting cylindrical surface 3e. It is guided by the guide frame 15 at two places and floats to the fixed scroll side (upward in FIG. 19). Therefore, the orbiting scroll 2 pressed against the compliant frame 3 via the thrust bearing 3a is also lifted upward. As a result, the tooth tip and the tooth bottom of the orbiting scroll 2 are respectively connected to the tooth bottom and the tooth of the fixed scroll 1, respectively. First contact and slide.
Further, at the time of start-up or liquid compression, the thrust direction gas load Fgth acting on the orbiting scroll 2 increases, and the orbiting scroll 2 moves the compliant frame 3 to the anti-fixed scroll side via the thrust bearing 3a (FIG. 19). Is pushed downward), a relatively large gap is generated between the tooth tip and the tooth bottom of the orbiting scroll 2 and the tooth bottom and the tooth tip of the fixed scroll 1, and an abnormal pressure rise in the compression chamber is avoided. .
Although a part or all of the overturning moment generated in the orbiting scroll 2 is transmitted to the compliant frame 3 via the thrust bearing 3a, the bearing load received from the main bearing 3c and the two reaction effects thereof The combined force of the forces, that is, the resultant force of the reaction force received from the guide frame 15 via the upper fitting cylindrical surface 3d and the reaction force received from the guide frame 15 via the lower fitting cylindrical surface 3e, is overturned. Since it acts so as to cancel out the moment, it has very good following operation stability during steady operation and relief operation stability.
国際公開第95/12759号International Publication No. 95/12759
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 compliant frame 3, as shown in FIG. By engaging the upper fitting cylindrical surface 3d and the lower fitting cylindrical surface 3e with two cylindrical surfaces formed on the guide frame 15, that is, the upper fitting cylindrical surface 15a and the lower fitting cylindrical surface 15b, respectively. Since the axial movement of the compliant frame 3 is guided, high precision coaxiality of two cylindrical surfaces is required for both parts. That is, if the coaxiality of the two cylindrical surfaces of one part is poor, the two parts cannot be engaged. This is a problem in terms of processing productivity and assembly productivity. One solution to this problem is to increase the clearance between the engagement gaps of each cylindrical surface. Then, the operating compliant frame swings with the large clearance as the swing radius. This is not desirable because it leads to a decrease in reliability due to an increase in noise and wear at the engaging portion and a decrease in efficiency due to an increase in the radial leakage gap.
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 compliant frame 3 and the guide frame 15, respectively. The purpose is to improve the workability of parts.
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 claim 1 of the present invention is provided in a sealed container whose inside is a discharge gas pressure atmosphere, and the fixed scroll in which the respective plate-like spiral teeth are meshed with each other so as to form a compression chamber therebetween. A swing scroll, a frame that supports the swing scroll in the axial direction, a frame that supports a main shaft that drives the swing scroll in a radial direction, an Oldham ring that restrains the rotation of the swing scroll, and the swing scroll. A boss formed on the surface of the moving scroll opposite to the plate-like spiral teeth, a thrust surface provided on the outer periphery of the boss, and a thrust surface formed on the frame, A thrust bearing that can be slidably contacted, an inner peripheral side of the thrust bearing, an outer peripheral side of the boss portion, and between the frame and the orbiting scroll A boss portion outer space formed between and having a pressure higher than the suction gas pressure and lower than or equal to the discharge gas pressure, and further outside the boss portion outer space and on the outer peripheral side of the thrust bearing, is the suction gas pressure. And a pair of claws of the Oldham ring engaged with the orbiting scroll, and another pair of claws of the Oldham ring engaged with the fixed scroll. It is a thing to match.
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 claim 2 of the present invention, an Oldham guide groove for guiding two pairs of claws of the Oldham ring is provided in the fixed scroll and the orbiting scroll, and two pairs of the fixed scrolls are paired. Among the Oldham guide grooves, one guide groove is disposed within a range advanced from 0 degree to 30 degrees in the winding end direction from the winding end position of the plate-like spiral teeth of the fixed scroll. Of the pair of Oldham guide grooves, the other Oldham guide groove is disposed within a range of 150 to 180 degrees in the winding start direction of the plate-like spiral teeth from the other Oldham guide groove position.
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 claim 1 of the present invention is provided in a sealed container whose inside is a discharge gas pressure atmosphere, and the fixed scroll in which the respective plate-like spiral teeth are meshed with each other so as to form a compression chamber therebetween. A swing scroll, a frame that supports the swing scroll in the axial direction, a frame that supports a main shaft that drives the swing scroll in a radial direction, an Oldham ring that restrains the rotation of the swing scroll, and the swing scroll. A boss formed on the surface of the moving scroll opposite to the plate-like spiral teeth, a thrust surface provided on the outer periphery of the boss, and a thrust surface formed on the frame, A thrust bearing that can be slidably contacted, an inner peripheral side of the thrust bearing, an outer peripheral side of the boss portion, and between the frame and the orbiting scroll Formed between the boss portion outer space that is higher than the suction gas pressure and lower than the discharge gas pressure, further outside the boss portion outer space, and between the swing scroll and the compliant frame. And a base plate outer peripheral space which is a suction gas pressure, and engages the pair of claws of the Oldham ring with the orbiting scroll and the other pair of claws of the Oldham ring. Is engaged with the fixed scroll, so that the gap between the two plate-like spiral teeth can be minimized, and the two plate-like spiral teeth can be prevented from colliding with impact during operation, and the orbiting scroll, etc. Therefore, the high-efficiency and low-noise compressor can be obtained at low cost.
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 claim 2 of the present invention, an Oldham guide groove for guiding two pairs of claws of the Oldham ring is provided in the fixed scroll and the orbiting scroll, and two pairs of the fixed scrolls are paired. Among the Oldham guide grooves, one guide groove is disposed within a range advanced from 0 degree to 30 degrees in the winding end direction from the winding end position of the plate-like spiral teeth of the fixed scroll. Of the pair of Oldham guide grooves, the other Oldham guide groove is disposed within a range of 150 to 180 degrees in the winding start direction of the plate-like spiral teeth from the other Oldham guide groove position. The Oldham guide groove and its discarded part can directly connect the Oldham ring to the fixed scroll without increasing the outer diameter of the compressor. Without increasing the cost compact is impaired, it is possible to manage higher-precision radial clearance between both the plate-like spiral tooth, low noise compressor can be obtained with high efficiency.
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。
Embodiment 1 FIG.
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 Embodiment 1 of the present invention. Reference numeral 1 denotes a fixed scroll, the outer periphery of which is fastened to a guide frame 15 by bolts (not shown), and a plate-like spiral tooth 1b is formed on one surface (lower side in FIG. 1) of the base plate 1a. At the same time, two pairs of Oldham guide grooves 1c are formed in a substantially straight line on the outer periphery, and two pairs of fixed-side claws 9c of the Oldham ring 9 reciprocate in the Oldham guide grooves 1c. It is slidably engaged. Further, a fitting cylindrical surface 1e that engages with the upper fitting cylindrical surface 3d of the compliant frame 3 is formed on the outer peripheral portion, and the suction pipe 10a is viewed from the side of the fixed scroll 1 (right side in FIG. 1). Is press-fitted through the sealed container 10.
Reference numeral 2 denotes an orbiting scroll, and a plate-like spiral tooth 2b having substantially the same shape as the plate-like spiral tooth 1b of the fixed scroll 1 is formed on one surface (upper side in FIG. 1) of the base plate portion 2a. A hollow cylindrical boss 2f is formed at the center of the surface of the base plate 2a opposite to the plate-like spiral tooth 2b (lower side in FIG. 1), and the boss 2f is formed on the inner surface of the boss 2f. A rocking bearing 2c is formed. In addition, a thrust surface 2d that can slide in pressure contact with the thrust bearing 3a of the compliant frame 3 is formed on the outer peripheral portion of the surface on the same side as the boss portion 2f. A pair of Oldham guide grooves 2e having a phase difference of about 90 degrees with the Oldham guide groove 1c of the fixed scroll is formed on the outer peripheral portion of the base plate portion 2a of the orbiting scroll 2 in a substantially straight line. The Oldham guide groove 2e is engaged with a pair of swing-side claws 9a of the Oldham ring 9 so as to be reciprocally slidable.
At the center of the compliant frame 3, a main bearing 3c and an auxiliary main bearing 3h that support the main shaft 4 that is rotationally driven by an electric motor in the radial direction are formed. Further, a reamer hole 3g into which the reamer pin 17 is press-fitted is formed in the dimension stop surface 3f of the compliant frame 3, and this reamer pin 17 is engaged with the reamer hole 1i formed in the dimension stop surface 1d of the fixed scroll 1. Thus, the compliant frame 3 is restrained in the rotational direction by the fixed scroll 1. The reamer pin 17 for restraining rotation of the compliant frame may be engaged with a reamer hole or a key groove provided in the guide frame 15 instead of the fixed scroll.
Although the outer peripheral surface 15g of the guide frame 15 is fixed to the closed container 10 by shrink fitting or welding, the high-pressure refrigerant gas discharged from the discharge port 1f of the fixed scroll 1 is closer to the motor side than the guide frame 15 (FIG. 1). The flow path leading to the discharge pipe 10b provided on the lower side is secured. Further, a lower fitting cylindrical surface 15b is formed on the inner side of the guide frame 15 on the electric motor side (lower side in FIG. 1), and a lower fitting cylindrical surface 3e formed on the outer peripheral surface of the compliant frame 3; Is engaged. The guide frame 15 is formed with two seal grooves for accommodating the seal material on the inner surface thereof, and the upper seal material 16a and the lower seal material 16b are fitted into the seal grooves. The space formed by these two sealing materials, the inner side surface of the guide frame 15 and the outer side surface of the compliant frame 3, that is, the frame space 15f is bossed through the pressure equalizing hole 3i formed in the compliant frame 3. It communicates with the outside space 2h. Note that the upper seal material 16a and the lower seal material 16b are not necessarily required, and are parts that can be omitted if they can be sealed in a minute gap at the engagement location. Further, the space on the outer peripheral side of the thrust bearing 3a surrounded by the base plate 2a of the orbiting scroll and the compliant frame 3, that is, the base plate outer peripheral space 2i, is the suction near the end of the winding of the plate-like spiral teeth. Since it communicates with the space 1g, it has an intake gas atmosphere.
At the end of the main shaft 4 on the side of the orbiting scroll (upper side in FIG. 1), an orbiting shaft portion 4b is formed, which is rotatably engaged with the orbiting bearing 2c of the orbiting scroll 2. A main shaft balancer 4e is shrink-fitted, and a main shaft portion 4c that is rotatably engaged with the main bearing 3c and the auxiliary main bearing 3h of the compliant frame 3 is formed below the main shaft balancer 4e. The other end portion of the main shaft is formed with a sub shaft portion 4d that is rotatably engaged with the sub bearing 6a of the sub frame 6, and the motor rotates between the sub shaft portion 4d and the main shaft portion 4c. Child 8 is shrink fitted. An upper balancer 8a is fastened to the upper end surface of the motor rotor 8, and a lower balancer 8b is fastened to the lower end surface, and static balance and dynamic balance are obtained by the three balancers with the main shaft balancer 4e. ing. Further, an oil pipe 4 f is press-fitted into the lower end surface of the main shaft 4, and sucks up the refrigerating machine oil 10 e accumulated at the bottom of the sealed container 10.
Further, a glass terminal 10 f is attached to the side surface of the sealed container 10, and a lead wire from the motor stator 7 is joined.
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 discharge gas atmosphere 10d has a high pressure during steady operation, the refrigeration oil 10e at the bottom of the sealed container 10 passes through the oil pipe 4f and the high pressure oil supply hole 4g provided through the main shaft 4 in the axial direction. Guided to space 2g. The high-pressure oil is depressurized by the rocking bearing 2c to become an intermediate pressure, and flows into the boss portion outer space 2h. The refrigerating machine oil having the intermediate pressure flows into the frame space 15f through the pressure equalizing hole 3i, and then opened to the base plate outer peripheral space 2i, which is a low pressure space, through an intermediate pressure adjusting valve and the like. Now, although the sum of the force resulting from the intermediate pressure in the boss outer space 2h and the pressing force from the orbiting scroll 2 via the thrust bearing 3a acts as a downward force on the compliant frame 3, the frame space 15f The sum of the force due to the intermediate pressure and the force due to the high pressure acting on the portion exposed to the high pressure atmosphere at the lower end surface acts as an upward force, and this upward force is greater than the downward force described above. It is set to be. For this reason, the compliant frame 3 is guided by the upper fitting cylindrical surface 3d of the fixed scroll 1 on the upper fitting cylindrical surface 1e and the lower fitting cylindrical surface 3e of the guide frame 15 on the lower fitting cylindrical surface 15b. (Upward in FIG. 1). The orbiting scroll 2 pressed against the compliant frame 3 via the thrust bearing 3a is also lifted upward. As a result, the tooth tip and the tooth bottom of the orbiting scroll 2 are respectively connected to the tooth bottom and tooth of the fixed scroll 1 respectively. First contact and slide.
Further, at the time of start-up or liquid compression, the thrust direction gas load Fgth acting on the orbiting scroll 2 increases, and the orbiting scroll 2 moves the compliant frame 3 to the anti-fixed scroll side via the thrust bearing 3a (FIG. 1). , And a relatively large gap is generated between the tooth tip and the tooth bottom of the orbiting scroll 2 and the tooth bottom and the tooth tip of the fixed scroll 1, and an abnormal pressure rise in the compression chamber is avoided. This is the same as the conventional example. The maximum amount of the relief amount at this time is managed to an appropriate value depending on the distance between the relief contact surface 3q of the compliant frame 3 and the relief contact surface 15h of the guide frame 15.
Now, to the compliant frame 3, a part or all of the overturning moment generated in the orbiting scroll 2 is transmitted through the thrust bearing 3a. The combined force of the force, that is, the resultant force of the reaction force received from the fixed scroll 1 via the upper fitting cylindrical surface 3d and the reaction force received from the guide frame 15 via the lower fitting cylindrical surface 3e, is overturned. Since it acts so as to cancel out the moment, it has the very good following operation stability during steady operation and relief operation stability as in the conventional example.
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 guide frame 15 is fixed to the sealed container 10 by shrink fitting or welding (first step), the lower fitting cylindrical surface 3e of the compliant frame 3 is fixed to the lower fitting cylinder of the guide frame 15. It is inserted into the surface 15b from above (second step). Then, after incorporating components such as the main shaft, Oldham ring, and orbiting scroll, the fixed scroll is adjusted in phase so that the fixed claw 9c of the Oldham ring 9 is engaged with the Oldham guide groove 1c of the fixed scroll 1 this time. The first fitting cylindrical surface 1e is fitted into the upper fitting cylindrical surface 3d of the compliant frame 3 from above (third step). Since such a fitting method and an assembling method are adopted, even if the coaxiality of the two fitting cylindrical surfaces of the compliant frame 3 is poor, it can be assembled without any problem by adjustment when inserting the fixed scroll, that is, coaxial. That is, it is only necessary to assemble the fixed scroll so that it is eccentric with respect to the guide frame. As a result, high-precision coaxial processing of the fitting cylindrical surfaces at each of the two locations of the compliant frame and the guide frame, which was necessary in the past, is no longer necessary, improving the yield of the parts and assembling because the coaxiality is poor during assembly. It is also possible to avoid a situation where it cannot be performed, that is, a decrease in productivity. In the embodiment shown in FIG. 2, the compliant frame 3 and the fixed scroll 1 are engaged with each other by a cylindrical surface. Instead, the radius of the compliant frame 5 is obtained by fastening both members via a leaf spring. Even if direction movement is restricted, the same effect can be obtained. In that case, it may be more productive to perform fastening with a leaf spring before fitting the compliant frame 3 into the guide frame 15. In the embodiment of FIG. 2, the guide frame is fixed to the hermetic container 10 before the compliant frame 3 and the fixed scroll 1 are assembled to the guide frame 15, but conversely, the guide frame is fixed to the hermetic container. But there is no problem. Further, the same effect can be obtained by fastening the vicinity of the upper portion of the guide frame 15 with the compliant frame 3 and the leaf spring instead of fastening the vicinity of the upper portion of the fixed scroll 1 and the compliant frame 3 via the leaf spring.
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 scroll 1 on which the plate-like spiral teeth 1b are formed, one pair of two fixed-side claws 9c of the Oldham ring 9 are slidably engaged with each other. An Oldham guide groove 1c is formed substantially in a straight line, and on the other hand, a pair of swing-side claws 9a of the Oldham ring 9 are reciprocally slidable on the boss portion 2f side of the base plate portion of the swing scroll 2. A pair of Oldham guide grooves 2e that are engaged with each other are formed substantially in a straight line. And on one surface (the upper surface in FIG. 3) of the ring portion of the Oldham ring 9, two pairs of fixed claw 9c on a straight line and two pairs of rocking sides on a straight line. The claws 9a are formed with a phase angle of approximately 90 degrees.
In the conventional scroll compressor, the Oldham ring 9 connects the orbiting scroll 2 and the compliant frame 3, the compliant frame 3 is positioned on the guide frame 15 with a reamer pin, and the guide frame 15 is also a reamer pin. It was positioned on the fixed scroll 1. In other words, in addition to the processing error of the Oldham ring claw and the processing error of the guide groove, the processing error such as the reamer hole processing and the assembly error were added in two stages, so that the fixed scroll and the orbiting scroll are phased with high accuracy. It was very difficult. On the other hand, in the present embodiment, the fixed scroll and the orbiting scroll are directly connected by the Oldham ring, so that the phase error between the fixed scroll and the orbiting scroll can be brought to a level with no problem.
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 container 10 is basically an intake gas atmosphere. In a so-called high-pressure shell type scroll compressor in which the inside of the hermetic container 10 is basically a discharge gas atmosphere, it is particularly difficult in the case of a scroll compressor in which the swing scroll 2 is floated and pressed against the fixed scroll 1. It had been. This is because, in such a system, pressure sealing is performed at the outer peripheral portion of the upper end surface of the base plate portion of the orbiting scroll 2, so that the Oldham guide groove can be formed in the fixed scroll without impairing its sealing performance. This is because the outer diameter of the fixed scroll and thus the outer diameter of the sealed container must be increased. On the other hand, in the structure of the present embodiment, since the intermediate pressure and the low pressure are sealed by the thrust bearing, the Oldham can be directly connected to the fixed scroll and the orbiting scroll.
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-like spiral tooth 1b. This is because the center distance of the Oldham guide groove 1c on the left side increases as the phase angle advances from the end of the winding, and it becomes necessary to increase the outer diameter of the sealed container. On the other hand, the Oldham guide groove 1c on the right side as viewed in the figure is disposed at a position returned from the Oldham guide groove 1d on the left side by a little less than a half turn (180 degrees). In addition to the reason described above, this is a restriction that it should not interfere with the winding end portion of the orbiting scroll that swings and the meat of the Oldham guide groove side wall 1h on the lower side toward the figure of the Oldham guide groove 1c on the right side. This is because, due to the restriction that the thickness must be secured, it cannot return 180 degrees from the Oldham guide groove 1c on the left side and becomes slightly less than 180 degrees. In other words, one of the two Oldham guide grooves 1c provided on the fixed scroll 1 (the left side in the figure) is a position slightly advanced from the winding end position of the plate-like spiral teeth, for example, from 0 degrees to 30 degrees. One of the most space-efficient sealed containers is placed at a position advanced by one and the other (right side as viewed in the figure) at a position slightly less than 180 degrees, for example, at a position returned from 150 degrees to 180 degrees. It can be said that this method does not require an increase in the outer diameter.
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 base plate portion 2a of the orbiting scroll 2 is entirely in a low-pressure atmosphere as schematically shown in the upper half of FIG. The thrust direction component Fgth of the compression load acting on the orbiting scroll 2 and the resultant force of the tooth tip contact force Ftip between the orbiting scroll 2 and the fixed scroll 1 are all received as the thrust bearing load Fth0. On the other hand, in the frame compliant scroll compressor according to the first embodiment of the present invention shown in FIG. 1, the boss space 2g is in a high-pressure atmosphere as schematically shown in the lower half of FIG. The resultant force of the thrust load direction component Fgth of the compression load acting on 2 and the tooth tip contact force Ftip of the orbiting scroll 2 and the fixed scroll 1 is partially canceled by the differential pressure Fpd caused by the high pressure of the boss portion. The remaining Fgth + Ftip−Fpd is received by the thrust bearing load Fth1. That is, the thrust bearing load is reduced by Fpd as compared with the prior art.
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 orbiting scroll 2 and the tooth tips of the orbiting scroll 2 and the fixed scroll 1. A part of the resultant force of the tooth bottom contact force Ftip is canceled by the differential pressure Fpd caused by the high pressure of the boss portion, and the thrust bearing load Fth2 receives the remaining Fgth + Ftip−Fpd. That is, the thrust bearing load is reduced by Fpd as compared with the prior art.
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 outer space 2h is further changed to intermediate pressure as shown schematically in FIG. Is reduced. That is, assuming that the thrust bearing load in this case is Fth3, Fth3 = Fgth + Ftip−Fpd−Fpm = Fth1−Fpm, and the boss portion outer space 2h is further reduced by Fpm by further reducing the intermediate pressure.
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 machine oil 10e collected at the bottom of the hermetic container 10 is sucked from the lower end of the oil pipe 4f with a slight differential pressure, and rises against the gravity in the high-pressure oil supply hole 4g of the main shaft 4.
On the way, a part of the lubricating oil is first pulled in the radial direction by centrifugal force in the secondary shaft lateral hole 4i and guided to the secondary bearing 6a. The oil moves up the counter shaft vertical groove 4j provided in the vertical direction or at a predetermined angle on the counter shaft portion 4d of the main shaft and is simultaneously caught in the bearing gap to lubricate the bearing surface of the sub bearing 6a. The refrigerating machine oil that has been lubricated accumulates in the countershaft lubrication outlet space 6d, and then returns to the bottom of the sealed container 10 again via the oil drain hole 6e.
Further, the remaining lubricating oil rising through the high-pressure oil supply hole 4g is then pulled in the radial direction by centrifugal force in the main shaft lateral hole 4k and guided to the main shaft lubrication inlet space 3k of the compliant frame 3. Most of the oil is squeezed by the bearing clearance of the main bearing 3c and rises in FIG. 1 while being decompressed, and becomes the same intermediate pressure as the boss portion outer space 2h on the upper end surface of the main bearing 3c. On the other hand, the remaining lubricating oil guided to the main shaft lubricating inlet space 3k is guided to the main shaft lower half oblique vertical groove 4l to lubricate the auxiliary main bearing 3h as shown in a partial sectional perspective view in FIG. Since the lower half oblique vertical groove 4l of the main shaft communicates with the main shaft lubrication inlet space 3k and the lower end stops in the middle of the auxiliary main bearing 3h, a large amount of refrigerating machine oil is supplied to the auxiliary main bearing 3h. It does not leak out from the lower end. Further, the main shaft lower half oblique vertical groove 4l is twisted in the counter-rotating direction from the inlet toward the bag path (from the top to the bottom in FIGS. 1 and 8). The refrigerating machine oil is pumped toward the bag path (downward in FIGS. 1 and 8).
Further, all of the remaining lubricating oil that rises further through the high-pressure oil supply hole 4g reaches the boss space 2g, and is then throttled by the bearing clearance of the rocking bearing 2c and lowered in FIG. At the lower end surface of 2c, the intermediate pressure is the same as that of the boss portion outer space 2h.
In the above description, the refrigeration oil rises up to the high pressure oil supply hole 4g against gravity due to a slight differential pressure. However, if the high pressure oil supply hole 4g is formed eccentrically, centrifugal force Can take part or all of the drive source.
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 outer space 2h of the boss part and flows into the frame space 15f surrounded by the compliant frame 3 and the guide frame 15 via the pressure equalizing hole 3i of the compliant frame 3.
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 valve storage space 3p is provided as a deep hole having a predetermined depth on the end surface of the compliant frame 3 that is in pressure contact with the lower end surface of the thrust bearing 3a, and an intermediate pressure adjustment valve 3l is stored therein. An intermediate pressure adjusting spring 3m is housed in a state of being compressed by the intermediate pressure adjusting valve 3l and the thrust bearing 3a. Further, the regulating valve storage space 3p communicates with the frame space 15f by the regulating valve front passage 3j, but when the intermediate pressure regulating valve 3l is pressed against the intermediate pressure regulating spring 3m, that is, pressed downward in FIG. In such a case, the opening of the pre-regulation valve flow path 3j is completely closed by the intermediate pressure adjustment valve 3l.
Now, the intermediate pressure refrigerating machine oil and the foamed intermediate pressure refrigerant gas in the frame space 15f are mixed with the lubricating oil supplied with the differential pressure one after another when the intermediate pressure regulating valve 3l is closed. ) Will rise gradually. When the differential pressure between the intermediate pressure and the low pressure (intake gas atmospheric pressure) becomes larger than a predetermined value determined by the spring constant of the intermediate pressure adjusting spring 3m and the cross-sectional area of the flow path before the adjusting valve, the intermediate pressure adjustment is performed. The valve 3l further contracts the intermediate pressure adjusting spring 3m and moves upward in FIG. 9, that is, the intermediate pressure adjusting valve 3l opens. As a result, the intermediate pressure oil and the intermediate pressure refrigerant gas in the frame space 15f are opened to the adjustment valve storage space 3p through the adjustment valve front passage 3j. The low-pressure refrigerating machine oil and the refrigerant gas are then discharged to the base plate outer peripheral space 2i through the post-regulator valve flow path 3n. In the present embodiment, the intermediate pressure refrigerating machine oil and the intermediate pressure refrigerant gas accumulated in the frame space 15f have been described as an example in which the intermediate pressure refrigerant gas is released to the base plate outer peripheral space 2i without passing through the thrust bearing surface. However, it is expected that the intermediate pressure oil in the frame space boss outer space 2h is supplied to the thrust bearing surface by the splashing of the main shaft balancer 4e. In addition to this structure, the intermediate pressure refrigerating machine oil may have a structure in which the intermediate pressure refrigerating machine oil passes through the thrust bearing surface on the way from the frame space 15f to the intermediate pressure adjusting valve 3l, or the low pressure refrigerating machine oil after being opened by the intermediate pressure adjusting valve 3l. In some cases, a structure for selectively supplying to the thrust bearing surface is effective.
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 pressure adjusting spring 3m and the flow path cross-sectional area of the flow path 3j before the adjusting valve.
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 outer space 2h is communicated with an appropriate pressure in the compression chamber. A method of controlling the pressure and a method of using it together with an intermediate pressure regulating valve are also applicable, and the intermediate pressure can be managed with relatively high accuracy.
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 compliant frame 2, the differential pressure Fpd2 caused by the high pressure space exposure of the compliant frame and the differential pressure Fpm2 caused by the intermediate pressure of the frame space act as an upward force in FIG. 10 acts as a downward force in FIG. 10, and the difference between them acts as a thrust bearing load Fth3 (Fth3 = Fpd2 + Fpm2-Fpm) and acts as a downward bearing reaction force in FIG. To do. The working area Spd2 of the Fpd2 is the substantial seal diameter of the lower seal material 16b with the main bearing diameter as the inner diameter (the actual seal diameter of the anti-high pressure seal portion in the frame space, and in this embodiment, the outer diameter of the lower end surface of the composite frame. Is the area of a hollow concentric circle having the same outer diameter as the outer diameter, and the working area Spm2 of Fpm2 is the inner diameter of the substantial seal diameter of the lower seal material 16b and the substantial seal diameter of the upper seal material 16a The area of the hollow concentric circle whose outer diameter is the seal diameter is the area of the hollow concentric circle having the main bearing diameter as the inner diameter and the average diameter of the thrust bearing 3a as the outer diameter.
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 thrust bearing 3a is the outer diameter.
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 lower seal material 16b and the actual seal diameter of the upper seal material 16a are other characteristics. Is a value that can be set freely with almost no effect on.
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 compliant frame 3 has been described as high pressure, intermediate pressure, and thrust bearing load, but in addition to this, between the compliant frame 3 and the guide frame 15 (not necessarily It is not necessary to be in the frame space 15f), and it is also possible to easily apply an elastic force by inserting an elastic body or supporting the compliant frame with a leaf spring as described above, depending on the use conditions of the compressor Is very effective.
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。
Embodiment 2. FIG.
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 Embodiment 21 of the present invention. Reference numeral 1 denotes a fixed scroll, the outer periphery of which is fastened to a guide frame 15 by bolts (not shown), and a plate-like spiral tooth 1b is formed on one surface (right side in FIG. 11) of the base plate 1a. At the same time, a pair of Oldham guide grooves are formed on the outer peripheral portion in a substantially straight line, and a pair of fixed claws 9c of the Oldham ring 9 are reciprocally slidable in the Oldham guide groove. Is engaged. Further, a fitting cylindrical surface that engages with the upper fitting cylindrical surface of the compliant frame 3 is formed on the outer peripheral portion, and from the upper surface direction (left side in FIG. 11) of the fixed scroll 1, the suction pipe 10a is It is press-fitted through the sealed container 10.
Reference numeral 2 denotes a swing scroll, and a plate-like spiral tooth 2b having substantially the same shape as the plate-like spiral tooth 1b of the fixed scroll 1 is formed on one surface (left side in FIG. 11) of the base plate portion. Further, a hollow cylindrical boss 2f is formed at the center of the surface opposite to the plate-like spiral teeth 2b (the lower side in FIG. 1) of the base plate, and the inner surface of the boss 2f is rocked. A dynamic bearing 2c is formed and is rotatably engaged with the slider 5. In addition, a thrust surface is formed on the outer peripheral portion of the surface on the same side as the boss portion 2 f so as to be able to press and slide with the thrust bearing 3 a of the compliant frame 3. In addition, a pair of Oldham guide grooves having a phase difference of approximately 90 degrees with the Oldham guide groove of the fixed scroll is formed on the outer peripheral portion of the base plate portion of the orbiting scroll 2 in a substantially straight line. In this Oldham guide groove, two pairs of swinging side claws 9a of the Oldham ring 9 are engaged so as to be slidable back and forth. In addition, spiral grooves are formed in the tooth tip portions of the plate-like spiral teeth 1b of the fixed scroll 1 and the plate-like spiral teeth 2b of the orbiting scroll 2, and a chip seal 19 is inserted into each of the grooves. Has been.
At the center of the compliant frame 3, a main bearing 3c and an auxiliary main bearing 3h that support the main shaft 4 that is rotationally driven by an electric motor in the radial direction are formed. A dimension stop plate 18 is inserted between the dimension stop surface 3 f of the compliant frame 3 and the dimension stop surface 1 d of the fixed scroll 1.
Although the outer peripheral surface of the guide frame 15 is fixed to the sealed container 10 by shrink fitting or welding, the high-pressure refrigerant gas discharged from the discharge port 1f of the fixed scroll 1 is moved from the guide frame 15 to the motor side (in FIG. 11). The flow path leading to the discharge pipe 10b provided on the right side) is secured in the upper half of the sealed container 10, and at the same time, the flow path that allows the refrigerating machine oil 10e to pass is secured in the lower half of the sealed space 10. ing. A lower fitting cylindrical surface is formed on the inner side of the guide frame 15 on the electric motor side (right side in FIG. 11), and is engaged with the lower fitting cylindrical surface formed on the outer peripheral surface of the compliant frame 3. ing. The guide frame 15 is formed with two seal grooves for accommodating the seal material on the inner surface thereof, and the upper seal material 16a and the lower seal material 16b are fitted into the seal grooves. The space formed by these two sealing materials, the inner side surface of the guide frame 15 and the outer side surface of the compliant frame 3, that is, the frame space 15f is bossed through the pressure equalizing hole 3i formed in the compliant frame 3. It communicates with the outside space 2h. Note that the upper seal material 16a and the lower seal material 16b are not necessarily required, and are parts that can be omitted if they can be sealed in a minute gap at the engagement location. Further, the space on the outer peripheral side of the thrust bearing 3a surrounded by the base plate portion of the orbiting scroll and the compliant frame 3, that is, the base plate outer peripheral space 2i, is a suction space that is in the vicinity of the end of the winding of the plate-like spiral teeth. Since it communicates with 1 g, the atmosphere is an inhaled gas.
A pin portion 4a having a flat portion substantially parallel to the axial direction of the main shaft is formed on the end of the main shaft 4 on the swing scroll side (left side in FIG. 11). The flat portion of the pin portion 4a and the slider The flat part formed in the inner surface of 5 is engaged so that reciprocation is possible. A main shaft balancer 4e is fitted on the lower side, and a main shaft portion is formed below the main shaft 3c and the auxiliary main bearing 3h of the compliant frame 3 so as to be rotatable. Yes. Further, the other end portion of the main shaft is formed with a sub shaft portion that is rotatably engaged with the sub bearing 6a and the auxiliary sub bearing 6b of the sub frame 6, and between the sub shaft portion and the main shaft portion described above. The electric motor rotor 8 is shrink fitted. An upper balancer 8a is fastened to the left end surface of the motor rotor 8, and a lower balancer 8b is fastened to the right end surface, and static balance and dynamic balance are achieved by the three balancers with the spindle balancer 4e described above. ing.
A subframe cover 6 i is attached to the subframe 6, and a subbearing space 6 c is formed between the lower end surface of the main shaft 4. Further, a glass terminal 10 f is attached to the side surface of the sealed container 10, and a lead wire from the motor stator 7 is joined.
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 outer space 2h and the pressing force from the orbiting scroll 2 via the thrust bearing 3a acts on the compliant frame 3 as a downward force, The sum of the force caused by the intermediate pressure in the frame space 15f and the force caused by the high pressure acting on the portion exposed to the high-pressure atmosphere on the lower end surface acts as an upward force, and this upward force is the downward force described above. It is set to be greater than the force. For this reason, the compliant frame 3 is guided by the upper fitting cylindrical surface of the fixed scroll 1 and the lower fitting cylindrical surface of the guide frame 15 by the lower fitting cylindrical surface (see FIG. 11). As a result, the dimension stop surface 3 f of the compliant frame 3 is in pressure contact with the dimension stop surface 1 d of the fixed scroll 1 via the dimension stop plate 18. On the other hand, the orbiting scroll 2 pressed against the compliant frame 3 via the thrust bearing 3a is pushed by the compliant frame 3 and floats leftward. Each of the tooth roots and the tooth tips is operated with a predetermined gap. Depending on the operating conditions, specifically, when the discharge gas temperature is high, such as in a high compression ratio operation, the thermal expansion of both plate-like spiral teeth increases particularly near the center, and the teeth of both plate-like spiral teeth It may happen that the tip and the root of the tooth come into pressure contact. However, in that case, the swing scroll 2 is slightly relieved together with the compliant frame 3, so that there is no problem of reliability such as seizure. In the present embodiment, the dimension plate 18 is inserted to manage the gap between the tooth roots with high accuracy. However, the axial dimension of each component is managed with high accuracy or high accuracy. It is possible to abolish this dimension stop plate by fitting. Further, in the present embodiment, as described in the first embodiment of the present invention, as a generation source of the urging force of the frame compliant, an elastic force such as a spring, and an urging force due to the high pressure and the intermediate pressure. It is also possible to use together.
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 outer space 2h is basically the same as in the first embodiment of the invention. In the present embodiment, since the boss part space 2g and the boss part outer space 2h are set to the same pressure, the oil supply path does not bypass the rocking bearing surface even if a slider is used. It became possible to lubricate. For this reason, the radial clearance between the plate-like spiral teeth 1b of the fixed scroll 1 and the plate-like spiral teeth 2b of the orbiting scroll 2 is always minimized, and a highly efficient frame-compliant system with little loss due to leakage. A scroll compressor is realized.
Further, at the time of start-up or liquid compression, the thrust direction gas load Fgth acting on the orbiting scroll 2 increases, and the orbiting scroll 2 moves the compliant frame 3 to the anti-fixed scroll side via the thrust bearing 3a (FIG. 11). In the right direction), the gap between the tooth tip and the tooth bottom of the orbiting scroll 2 and the tooth bottom and the tooth tip of the fixed scroll 1 becomes relatively large, and an abnormal pressure rise in the compression chamber is avoided. This is the same as in the first embodiment.
Although the compliant frame 3 receives a part or all of the overturning moment of the orbiting scroll 2 via the thrust bearing 3a, the bearing load received from the main bearing 3c and the resultant force of the two forces, ie, the upper reaction, A couple of forces generated by the reaction force received from the fixed scroll 1 via the fitting cylindrical surface and the reaction force received from the guide frame 15 via the lower fitting cylindrical surface acts so as to cancel the rollover moment. It is the same as in the first embodiment that it has very good following operation stability during steady operation and relief operation stability.
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 surface 1d of the fixed scroll 1 is hf1, the distance from the tooth tip is hf2, and the tooth tip with respect to the thrust surface 2d of the orbiting scroll 2 is used as a reference. If the distance is ho1, the distance from the tooth bottom is ho2, the thickness of the dimension stop plate 18 is hs, and the distance between the upper end surface of the thrust bearing 3a of the compliant frame 3 and the dimension stop surface 3f is hc, the compliant When the frame 3 is in pressure contact with the fixed scroll 1 with the dimension stop plate 18 in between, the clearance δ1 between the tooth bottom of the fixed scroll 1 and the tooth tip of the orbiting scroll 2 and the tooth tip of the fixed scroll 1 and the orbiting scroll 2 The clearance from the tooth bottom is δ1 = hc + hs + hf1−ho1> 0
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 scroll 2 that is swinging and the stationary scroll 1 that is stationary are not in contact in the thrust direction, so that no loss due to the sliding contact between them occurs. . In addition to this, the gap between the tooth roots is managed to be small as described above, and in addition, since the tip seal 19 is mounted as a sealing material in the gap, the compressed refrigerant from the tooth root gaps. Almost no leakage occurs. For the above reasons, a highly efficient frame compliant scroll compressor with low mechanical loss and low leakage loss has been realized. On the other hand, since the dimension stop plate 18 is relatively cheaper than the thrust bearing 3a, the cost is lower than when the thrust bearing 3a is conventionally used as an adjustment member for the axial clearance between the tooth tip and the tooth bottom. In addition, since the surface hardness is high, the risk of fretting wear due to the extremely small pressure contact sliding of the compliant frame 3 is reduced.
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 machine oil 10e collected at the bottom of the sealed container 10 is sucked into the oil supply hole 6g provided at the subframe 6 at one end and opened at the bottom of the sealed container 10 with a slight differential pressure. The sub-frame 6 is guided to a sub-shaft lubrication inlet space 6h which is a space between two bearings, that is, the sub-bearing 6a and the auxiliary sub-bearing 6b. Most of the oil is squeezed by the bearing clearance of the sub-bearing 6a and flows in the right direction in FIG. 11 while being depressurized, and reaches intermediate bearing pressure 6c as intermediate pressure. On the other hand, the remaining lubricating oil guided to the countershaft lubrication inlet space 6h is guided to the countershaft upper half oblique vertical groove 4q to lubricate the auxiliary subbearing 6b as shown in a partial sectional perspective view in FIG. In addition, since the right end of the sub-shaft upper half oblique vertical groove 4q communicates with the sub-shaft lubrication inlet space 6h and the left end stops in the middle of the auxiliary sub-bearing 6b, a large amount of refrigerating machine oil is supplied to the auxiliary sub-lubricating space 6h. There is no leakage from the left end of the bearing 6b. Further, the countershaft upper half oblique vertical groove 4l is twisted in the counter-rotating direction from the inlet toward the bag path (from right to left in FIGS. 11 and 13). The refrigerating machine oil in the space 6h is pumped toward the bag path (to the left in FIGS. 11 and 13).
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 oil supply hole 4h provided flows from right to left in FIG. On the way, the intermediate pressure refrigerant gas having a relatively small inertial force is selectively transmitted from the intermediate pressure gas vent hole 4m that allows the anti-eccentric direction of the intermediate pressure oil supply hole 4h to communicate with the boss portion outer space 2h. The outer space 2h is pulled out. After the gas escapes and becomes oil rich, the intermediate pressure refrigerating machine oil reaches the boss space 2g.
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 slider 5. It flows into the boss part outer space 2h via the vertical groove.
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 machine oil 10e collected at the bottom of the sealed container 10 is sucked with a slight differential pressure into an oil supply hole 15i provided at the guide frame 15 and having one end opened at the bottom of the sealed container 10. Guided to the second frame space 15j between the compliant frame 3 and the guide frame 15. In FIG. 14, the second frame space is partitioned from the frame space 15 f, which is an intermediate pressure, on the left side by the lower sealing material 16 b, and the lower fitting cylindrical surface 3 e of the compliant frame 3 and the lower fitting of the guide frame 15 on the right side. It is partitioned at a fitting portion with the combined cylindrical surface 15b. In addition, when the sealing performance of the fitting portion between the compliant frame and the guide frame is poor because the clearance is too large, and the pulling of the refrigerating machine oil due to the slight differential pressure in the oil supply hole 15i is hindered, Some sealing material may be inserted on the right side of the second frame space 15j in FIG.
Next, the lubricating oil in the second frame space 15 j enters the main shaft lubricating inlet space 3 k through the oil supply hole 3 r provided in the compliant frame 3. Most of the oil is throttled by the bearing clearance of the main bearing 3c and depressurized while proceeding to the left in FIG. 11 or FIG. 14, and at the upper end surface of the main bearing 3c, the intermediate pressure is the same as that of the outer space 2h of the boss part. Become. On the other hand, the remaining lubricating oil guided to the main shaft lubricating inlet space 3k is guided to the main shaft lower half slant vertical groove 4l of the main shaft 4 and lubricates the auxiliary main bearing 3h as shown in a partial sectional perspective view in FIG. Since the lower half oblique vertical groove 4l of the main shaft communicates with the main shaft lubrication inlet space 3k and the lower end stops in the middle of the auxiliary main bearing 3h, a large amount of refrigerating machine oil is supplied to the auxiliary main bearing 3h. It does not leak from the right edge of. Further, the main shaft lower half oblique vertical groove 4l is twisted in the counter-rotating direction from the inlet toward the bag path (from the left to the right in FIGS. 11 and 14). The refrigerating machine oil is pumped toward the bag path (to the right in FIGS. 11 and 14).
The refrigerating machine oil that has been reduced to the intermediate pressure by the auxiliary bearing 6a and then lubricated the slider, the refrigerating machine oil that has been reduced to the intermediate pressure by the rocking bearing 2c, and the refrigerant oil that has been dissolved in the refrigerating machine oil in a high-pressure state is frozen by Refrigerant gas that has been foamed and vaporized from the machine oil joins in the outer space 2h of the boss portion, and flows into the frame space 15f surrounded by the compliant frame 3 and the guide frame 15 via the pressure equalizing hole 3i of the compliant frame 3. Since the subsequent flow is the same as that of Embodiment 1 of the present invention, the description thereof is omitted.
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。
Embodiment 3 FIG.
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 inlet space 3k in FIG. Therefore, the following description will be limited to the lubrication to the main spindle lubrication inlet space 3k. In the case of horizontal installation, it is relatively easy to form an oil supply hole that penetrates the guide frame 15 and the compliant frame 3 from the bottom of the sealed container 10. However, in the case of vertical installation, the stator 7 and the rotor 8 of the motor are obstructed, and it is difficult to easily form the oil supply hole. Of course, it is possible to provide a hole penetrating vertically in the motor stator 7 and insert an oil supply pipe such as a copper pipe into the hole, but this leaves a problem in assembling and the like.
FIG. 15 is an explanatory schematic diagram of Embodiment 3, which is an example of realizing high-pressure oil supply to the main shaft with a relatively simple structure. The refrigerating machine oil 10e accumulated at the bottom of the hermetic container 10 is guided to the countershaft lubrication inlet space 6h through the oil pipe 6f and the oil supply hole 6g by a slight differential pressure. Thereafter, the passage that is squeezed by the auxiliary bearing 6a to become an intermediate pressure and flows to the auxiliary bearing space 6c is basically the same as the horizontal placement described above, and is omitted. In the case of this example, in addition to the intermediate pressure oil supply hole 4h penetrating up and down in the intermediate pressure atmosphere, the main shaft is sealed with a blind hole from the lower end surface by plugging the lower end surface with a plug 4n. An oil supply hole 4g is also formed. The high-pressure oil supply hole communicates with the vicinity of the upper end of the sub-shaft upper half oblique vertical groove 4q in the sub-shaft portion so that the eccentric direction coincides, and the main-shaft lubrication inlet passes through the main shaft lateral hole 4k in the main shaft portion. It communicates with the space 3k. As a result, a part of the oil in the auxiliary shaft lubrication inlet space 6h rises in the auxiliary shaft upper half oblique vertical groove 4q by the screw pump action, and the high pressure oil supply from the communication point in phase with the high pressure oil supply hole 4g near the upper end thereof. After flowing into the hole 4g and ascending the high-pressure oil supply hole 4g, it is guided to the main spindle lubrication inlet space 3k through the main spindle lateral hole 4k. FIG. 16 is an explanatory perspective view around the half-slanted vertical groove on the auxiliary shaft of the auxiliary shaft portion 4d.
In the third embodiment, the sub-axis upper half oblique vertical groove 4q is literally drawn as an oblique groove, but there is no problem because a pumping action can be obtained even with a straight groove.
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。
Embodiment 4 FIG.
In the third embodiment, the vertical hole penetrating the upper and lower ends of the main shaft 4 and the hollow vertical hole whose upper and lower ends are sealed are described as a structure for providing two vertical holes in parallel. As shown in FIG. 17 as the fourth embodiment, a structure in which the in-axis separator 4p is press-fitted into one vertical hole is also considered, and this method is generally superior in productivity.
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。
Embodiment 5. FIG.
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 frame 14 and the orbiting scroll 2 are connected by the Oldham ring 9 in the same manner as the variable crank type described with reference to FIG. Therefore, when the fixed scroll 1 is rotationally assembled, that is, when the main shaft 4 is rotated in the eccentric direction or the anti-eccentric direction by an appropriate amount while rotating about the fixed scroll 1, the fixed scroll 1 is aligned and assembled with a bolt or the like. Although the phase of the orbiting scroll 2 is controlled with respect to the frame 14 by the Oldham ring 9, the fixed scroll has no phase management means for the frame 14, so the fixed scroll can be positioned randomly. Oops. Therefore, in order to realize the rotation assembly, it is necessary to maintain the phase of the fixed scroll with respect to the frame with high accuracy by using a complicated jig or assembly device. For this reason, in the conventional fixed crank type scroll compressor, a method of positioning the fixed scroll 1 on the frame 14 with a reamer pin or the like is often employed.
On the other hand, in the present embodiment, the fixed scroll 1 and the orbiting scroll 2 are made to be highly accurate, that is, the positional deviation between the centers of the two spirals is small and the rotation of the two spirals by the assembling method illustrated in FIG. The displacement is small and it is possible to assemble with rotation. In FIG. 18, a rotating assembly weight 22 is attached below the main shaft 4 in the eccentric direction or anti-eccentric direction of the swing scroll 2, and the swing scroll 2, Oldham ring 9, and fixed scroll 1 are attached to the frame. Although the bolts 14 and the main shaft 4 are set, the bolts for fixing the fixed scroll 1 to the frame 14 are not completely fastened. The fixed scroll pressing device 21 for rotating assembly that guides high-pressure air 21b for applying a differential pressure downward to the fixed scroll 1 in the figure without restraining the fixed scroll 1 is attached to the base plate portion 1a of the fixed scroll 1. However, it is installed through the sealing material 21a.
In the state configured as described above, when the orbiting scroll 2 is oscillated with a slightly larger oscillation radius than the actual operation by stably swinging the main shaft 4 in an appropriate direction by an appropriate amount, the fixed scroll is obtained. 1 swings with a small radius. The center of motion of the small scroll motion of the fixed scroll 1 theoretically coincides with the center of motion of the swing motion of the swing scroll 2. Next, when the high-pressure air 21b of the rotary assembly fixed scroll pressing device 21 is gradually increased in this state, the micro-oscillation radius of the fixed scroll 1 gradually decreases, and the spiral center of the fixed scroll 1 is gradually swung by the swing scroll 2. It stops in line with the center of dynamic motion. That is, an ideal rotation assembly is realized. The reason why the fixed scroll 1 swings is that the swing scroll 2 and the fixed scroll 1 are directly connected by the Oldham ring 9, that is, are phase-determined.
By the above means, the concentricity between the center of the plate-like spiral tooth 2b of the orbiting scroll 2 and the center of the orbiting bearing 2d, which was conventionally required, is not so required. This is because even if the concentricity is bad, it is adjusted at the time of rotating assembly.
発明の実施の形態1の縦断面図Embodiment 1 of the invention 発明の実施の形態1の加工性や組立性の説明図Explanatory drawing of workability and assemblability of Embodiment 1 of the invention 発明の実施の形態1のオルダムリングによる連結の斜視図The perspective view of the connection by the Oldham ring of Embodiment 1 of invention 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位置の説明図Explanatory drawing of the Oldham guide groove position of the fixed scroll of Embodiment 1 of invention 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メス型ボスの場合の説明図Explanatory drawing in the case of the female boss of the thrust bearing load reduction by the high pressure of the boss | hub part space of Embodiment 1 of invention 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オス型ボスの場合の説明図Explanatory drawing in the case of the male type boss of the thrust bearing load reduction by high pressure of the boss | hub part space of Embodiment 1 of invention 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図Explanatory drawing of the thrust bearing load reduction by intermediate pressure-ization of the boss | hub outer space of Embodiment 1 of invention 発明の実施の形態1の主軸受の給油説明図Oil supply explanatory drawing of the main bearing of Embodiment 1 of the invention 発明の実施の形態1の中間圧調整弁の説明図Explanatory drawing of the intermediate pressure regulating valve of Embodiment 1 of invention 発明の実施の形態1の各種スラスト力低減の説明図Explanatory drawing of various thrust force reduction of Embodiment 1 of invention 発明の実施の形態2の縦断面図Embodiment 2 of the invention 発明の実施の形態2の寸止めの説明図Explanatory drawing of the dimension stop of Embodiment 2 of invention 発明の実施の形態2の副軸受の給油説明図Oil supply explanatory diagram of the auxiliary bearing of the second embodiment of the invention 発明の実施の形態2の主軸受の給油説明図Oil supply explanatory diagram of the main bearing of the second embodiment of the invention 発明の実施の形態3の給油経路の説明図Explanatory drawing of the oil supply path | route of Embodiment 3 of invention 発明の実施の形態3の副軸部まわり説明斜視図FIG. 9 is an explanatory perspective view around the auxiliary shaft portion of the third embodiment of the invention. 発明の実施の形態4の主軸の構造説明図Structure explanatory drawing of the main shaft of Embodiment 4 of the invention 発明の実施の形態5の組立方法の説明図Explanatory drawing of the assembly method of Embodiment 5 of invention. 従来のスクロール圧縮機の部分縦断面図Partial vertical sectional view of a conventional scroll compressor 従来のスクロール圧縮機の加工性や組立性の説明図Explanatory drawing of workability and assembly of conventional scroll compressor
符号の説明Explanation of symbols
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)

  1. 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ことを特徴とするスクロール圧縮機。 A fixed scroll and an orbiting scroll, each of which is provided in an airtight container having a discharge gas pressure atmosphere and in which the respective plate-like spiral teeth mesh with each other so as to form a compression chamber therebetween, A frame that supports the main shaft that drives the orbiting scroll in the radial direction, an Oldham ring that restrains the rotation of the orbiting scroll, and an opposite side to the plate-like spiral teeth of the orbiting scroll. A boss portion formed on the surface, a thrust surface provided on an outer peripheral portion of the boss portion, a thrust bearing formed on the frame and slidable against the thrust surface of the orbiting scroll, and the thrust bearing Is formed in a space between the frame and the orbiting scroll, and is higher than the suction gas pressure. A boss portion outer space that is a pressure equal to or lower than a force; and a base plate outer space that is formed outside the boss portion outer space and on the outer periphery side of the thrust bearing and is a suction gas pressure. Scroll compression characterized in that two pairs of claws of the ring engage with the swing scroll and the other two pairs of claws of the Oldham ring engage with the fixed scroll. Machine.
  2. 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ことを特徴とする請求項1に記載のスクロール圧縮機。 An Oldham guide groove for guiding a pair of claws of the Oldham ring is provided in the fixed scroll and the orbiting scroll, and one guide groove of the pair of Oldham guide grooves of the fixed scroll is provided as the guide groove. Arranged within a range advanced from 0 degree to 30 degrees in the direction of winding end from the winding end position of the plate-like spiral teeth of the fixed scroll, and another Oldham guide among the pair of Oldham guide grooves of the fixed scroll 2. The scroll compressor according to claim 1, wherein the groove is disposed within a range of 150 degrees to 180 degrees in the winding start direction of the plate-like spiral teeth from the other Oldham guide groove position.
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