JP2008144678A - Scroll compressor - Google Patents

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Tatsuya Sasaki
辰也 佐々木
Hideto Nakao
英人 中尾
Kimiaki Matsukawa
公映 松川
Tetsuzo Matsuki
哲三 松木
Masaki Sato
勝紀 佐藤
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Mitsubishi Electric Corp
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Mitsubishi Electric Corp
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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To secure reliability of whole product life of a scroll compressor by preventing seizure and damage of sliding surfaces of an oscillating scroll and a thrust bearing. <P>SOLUTION: In a scroll compressor provided with the oscillating scroll 2 and a fixed scroll 1 combined with keeping eccentricity of scroll projections 1b, 2b projectingly provided on base plates 1a, 2a, an oscillating shaft 6a transmitting rotary drive force of a motor 10 to the oscillating scroll 2 via a main shaft 6, and a thrust bearing 18 installed with opposing to the base plate 2a of the oscillating scroll 2 and supporting thrust load of the oscillating scroll 2, a surface opposing to an oscillating scroll base plate 18 of the thrust bearing 18 includes an inclined part 18a having an inside recessed shape on an inner circumference part, and includes a flat surface part 18b in which the oscillating scroll base plate 2a and the thrust bearing 18 are in parallel on an outer circumference part. <P>COPYRIGHT: (C)2008,JPO&INPIT

Description

この発明は、冷凍空調機器に使用されるスクロール圧縮機に関するものである。   The present invention relates to a scroll compressor used in a refrigeration air conditioner.

従来のスクロール圧縮機では、運転中において、固定スクロールおよび揺動スクロールの中心に向かうほど冷媒の圧力および温度が高くなり、圧縮された冷媒の荷重による圧力変形と熱変形とにより、揺動スクロールの台板は揺動スクロール台板を支持するスラスト軸受方向に中凸形状に歪む。したがって、揺動スクロール台板とスラスト軸受の内周側端部とが片あたり摺動を起こし、片あたり摺動部で異常摩耗が発生することや、焼付不具合が発生するという問題点があった。
この問題に対して、例えば、スラスト軸受の揺動スクロール台板を支持する面（揺動スクロール台板に対向するスラスト軸受の摺動面）、または揺動スクロール台板のスラスト軸受に支持される面（スラスト軸受に対向する揺動スクロール台板の摺動面）を半径方向に傾斜させ、摺動面の内周側が外周側に対し軸方向に微小寸法だけ凹む中凹形状に形成したスクロール圧縮機がある（例えば、特許文献１参照。）。 In a conventional scroll compressor, during operation, the pressure and temperature of the refrigerant increase toward the center of the fixed scroll and the orbiting scroll. The pressure and thermal deformation caused by the compressed refrigerant load cause the orbiting scroll to move. The base plate is distorted in a convex shape in the direction of the thrust bearing that supports the swing scroll base plate. Therefore, there is a problem that the swing scroll base plate and the inner peripheral side end portion of the thrust bearing slide per piece, and abnormal wear occurs in the sliding portion per piece and seizure failure occurs. .
To solve this problem, for example, the surface of the thrust bearing that supports the swing scroll base plate (the sliding surface of the thrust bearing facing the swing scroll base plate) or the thrust bearing of the swing scroll base plate is supported. Scroll compression with a sloping surface (sliding surface of the orbiting scroll base plate facing the thrust bearing) that is inclined in the radial direction, with the inner peripheral side of the sliding surface recessed in a small dimension in the axial direction relative to the outer peripheral side (For example, refer to Patent Document 1).

特開昭６２−１２６２０３号公報JP-A-62-126203

このようなスクロール圧縮機にあっては、例えば、モータの回転速度が小さい条件で運転するときには、圧縮室内の冷媒が漏れることで、揺動スクロール台板に大きな圧力が作用せず変形が生じにくい。揺動スクロール台板が変形していない場合には、スラスト軸受または揺動スクロール台板の摺動面が傾斜していることで、摺動面の外周側の凸部分で片あたりが生じ、焼付が発生するという問題があった。   In such a scroll compressor, for example, when the motor is operated under a condition where the rotational speed of the motor is low, the refrigerant in the compression chamber leaks, so that a large pressure does not act on the orbiting scroll base plate and the deformation hardly occurs. . When the rocking scroll base plate is not deformed, the sliding surface of the thrust bearing or the rocking scroll base plate is inclined, so that the protruding portion on the outer peripheral side of the sliding surface causes contact and seizure. There was a problem that occurred.

また、モータの回転速度が大きい条件で運転するときには、圧縮された冷媒の荷重による圧力変形と熱変形とにより揺動スクロール台板が歪んだとしても、スラスト軸受または揺動スクロール台板の摺動面が傾斜しているので、揺動スクロール台板の摺動面とスラスト軸受の摺動面とは面接触し、片あたり摺動を起こすことはない。しかしながら、揺動スクロール台板またはスラスト軸受の摺動面全体が半径方向に傾斜していると、揺動スクロールとスラスト軸受との間に介在する潤滑油にくさび効果が発生せず、十分な油膜の負荷容量が得られない可能性がある。ゆえに、摺動面で異常摩耗が発生し、焼付不具合に至ることが懸念される。   In addition, when the motor is operated under a high rotational speed, even if the swing scroll base plate is distorted due to pressure deformation and thermal deformation due to the load of the compressed refrigerant, the sliding of the thrust bearing or the swing scroll base plate Since the surface is inclined, the sliding surface of the orbiting scroll base plate and the sliding surface of the thrust bearing are in surface contact with each other, and no sliding occurs per piece. However, if the entire sliding surface of the orbiting scroll base plate or the thrust bearing is inclined in the radial direction, a wedge effect does not occur in the lubricating oil interposed between the orbiting scroll and the thrust bearing, and a sufficient oil film is obtained. The load capacity may not be obtained. Therefore, there is a concern that abnormal wear occurs on the sliding surface, resulting in seizure failure.

ところで、従来の冷媒を用いた圧縮機においては、冷媒中の塩素原子による塩化物保護膜により固体潤滑性が発せられ、上記のような従来構成のスラスト軸受と揺動スクロール台板との摺動面も耐摩耗性向上が期待されるが、冷媒のＨＦＣ（ハイドロフルオロカーボン）化、自然冷媒化が進められている近年では、ＨＦＣや自然冷媒には共に冷媒中に塩素原子が含まれていないため、固体潤滑効果を有する塩化物の保護膜が形成されず、摺動面の摩耗や焼付を防止することがさらに重要な課題となっている。
特に、自然冷媒の一つである二酸化炭素（ＣＯ2）冷媒においては、ＨＦＣの中で最も高圧で作動するＲ４１０Ａ冷媒の約３倍の作動圧力となるため、摺動条件が厳しい。
したがって、ＣＯ2冷媒のような作動圧力の高い冷媒を用いたスクロール圧縮機のスラスト軸受と揺動スクロール台板との摺動面においては、片あたりや無潤滑状態での摺動により、異常摩耗が発生し、焼付不具合に至ることが懸念されている。 By the way, in a compressor using a conventional refrigerant, solid lubricity is emitted by the chloride protective film by chlorine atoms in the refrigerant, and the sliding between the conventional thrust bearing and the swing scroll base plate as described above is performed. The surface is also expected to have improved wear resistance, but in recent years when refrigerants are becoming HFC (hydrofluorocarbon) and natural refrigerants, both HFC and natural refrigerants do not contain chlorine atoms. Further, a chloride protective film having a solid lubricating effect is not formed, and it is an even more important issue to prevent wear and seizure of the sliding surface.
In particular, a carbon dioxide (CO 2 ) refrigerant, which is one of natural refrigerants, has an operating pressure that is about three times that of an R410A refrigerant that operates at the highest pressure in the HFC, and therefore has a severe sliding condition.
Therefore, the sliding surfaces of the scroll compressor thrust bearing and the orbiting scroll base plate using a refrigerant having a high operating pressure such as CO 2 refrigerant are abnormally worn due to sliding on one side or in a non-lubricated state. It is feared that this will cause seizure defects.

この発明は、上記のような問題点を解決するためになされたものであり、揺動スクロールとスラスト軸受との摺動面の焼付や損傷を防止することを目的としている。   The present invention has been made to solve the above-described problems, and an object of the present invention is to prevent seizure and damage of the sliding surfaces of the orbiting scroll and the thrust bearing.

この発明に係るスクロール圧縮機は、スラスト軸受の揺動スクロール台板に対向する面が、内周部に内側凹形状となる傾斜部を有し、外周部に上記揺動スクロール台板と上記スラスト軸受との対向面が平行となる平面部を有するものである。   In the scroll compressor according to the present invention, the surface of the thrust bearing that faces the swing scroll base plate has an inclined portion having an inner concave shape in the inner peripheral portion, and the swing scroll base plate and the thrust on the outer peripheral portion. It has a plane part in which the surface facing the bearing is parallel.

この発明によれば、冷媒圧縮時に揺動スクロールの台板が圧力変形および熱変形を起こし中凸形状に歪んでも、揺動スクロールとスラスト軸受との摺動面の焼付や損傷を防止することができる。   According to this invention, even if the base plate of the orbiting scroll undergoes pressure deformation and thermal deformation during refrigerant compression and is distorted into a middle convex shape, seizure and damage of the sliding surface between the orbiting scroll and the thrust bearing can be prevented. it can.

実施の形態１．
図１は本発明の実施の形態１によるスクロール圧縮機の全体構成を示す断面構成図である。同図において、固定スクロール１は、台板１ａの下面に渦巻突起１ｂが設けられ、揺動スクロール２は、台板２ａの上面に渦巻突起２ｂが設けられると共に、台板２ａの底面に偏心穴２ｃが設けられており、各台板１ａ、２ａに突設された渦巻突起１ｂ，２ｂを互いに偏心させて組合せ、圧縮室５を形成する。圧縮室５の外周側には吸入口３が形成され、台板１ａの中心部には吐出口４が形成されている。また、固定スクロール１および揺動スクロール２は、底部に油溜め１４を有し、側壁に冷媒吸入管１５が接続された密閉容器１３内の上部に配置されている。
主軸６の上端に、主軸６の中心に対して偏心して設けられた揺動軸６ａは、偏心穴２ｃ内に圧入された揺動軸受１７と摺動自在に連結されている。また、揺動軸６ａにはバランサ６ｂが突設されるとともに、主軸６の中心から偏心した位置には軸心方向に貫通して給油孔７ａが形成されている。また、主軸６の下端部には、上端開口が上記下端部に嵌合され、下端開口が油溜め１４の潤滑油中に浸漬されているオイルキャップ７ｂが設置されており、給油孔７ａとオイルキャップ７ｂとにより給油機構７が構成されている。 Embodiment 1 FIG.
FIG. 1 is a cross-sectional configuration diagram showing the overall configuration of a scroll compressor according to Embodiment 1 of the present invention. In the figure, the fixed scroll 1 is provided with a spiral projection 1b on the lower surface of a base plate 1a, and the orbiting scroll 2 is provided with a spiral projection 2b on the upper surface of the base plate 2a and an eccentric hole on the bottom surface of the base plate 2a. 2c is provided, and the spiral protrusions 1b, 2b protruding from the base plates 1a, 2a are eccentrically combined with each other to form the compression chamber 5. A suction port 3 is formed on the outer peripheral side of the compression chamber 5, and a discharge port 4 is formed in the center of the base plate 1a. Further, the fixed scroll 1 and the orbiting scroll 2 are disposed in the upper part of the hermetic container 13 having an oil sump 14 at the bottom and a refrigerant suction pipe 15 connected to the side wall.
A swing shaft 6a provided eccentric to the center of the main shaft 6 at the upper end of the main shaft 6 is slidably connected to a swing bearing 17 press-fitted in the eccentric hole 2c. Further, a balancer 6b is projected from the swing shaft 6a, and an oil supply hole 7a is formed at a position eccentric from the center of the main shaft 6 so as to penetrate in the axial direction. An oil cap 7b is installed at the lower end of the main shaft 6 so that the upper end opening is fitted to the lower end and the lower end opening is immersed in the lubricating oil in the oil sump 14. The oil supply mechanism 7 is constituted by the cap 7b.

さらに、上部ハウジング８ａと下部ハウジング８ｂとによりハウジング８が構成され、上部ハウジング８ａは、その上端部で固定スクロール１を固定するとともに、スラスト軸受１８を介して揺動スクロール２を下方から摺動自在に支持する。また、下部ハウジング８ｂは密閉容器１３の側壁内面に固定され、上部ハウジング８ａを下方から支持するとともに、主軸受１９を介して主軸６を回転自在に支持している。
上部ハウジング８ａと下部ハウジング８ｂとの間には、バランサ６ｂを収容するバランサ室８ｃが形成されている。また、上部ハウジング８ａには、ハウジング８の上方の空間２１と下方の空間２２とを連通する複数の通路９が形成されている。さらに、下部ハウジング８ｂには、ハウジング８の下方の空間２２とバランサ室８ｃとを連通する通路９が形成されている。さらにまた、密閉容器１３の側壁内面と下部ハウジング８ｂとの間には、冷媒吸入管１５からの冷媒を上方分岐孔２０ａ、下方分岐孔２０ｂ、および中心方向分岐孔２０ｃの三方向に分岐する分岐室２０が形成されている。 Further, the upper housing 8a and the lower housing 8b constitute a housing 8. The upper housing 8a fixes the fixed scroll 1 at the upper end thereof, and the slidable scroll 2 can be slid from below via a thrust bearing 18. To support. The lower housing 8 b is fixed to the inner surface of the side wall of the sealed container 13, supports the upper housing 8 a from below, and rotatably supports the main shaft 6 via the main bearing 19.
A balancer chamber 8c for accommodating the balancer 6b is formed between the upper housing 8a and the lower housing 8b. The upper housing 8a is formed with a plurality of passages 9 for communicating the space 21 above the housing 8 and the space 22 below. Furthermore, a passage 9 is formed in the lower housing 8b to communicate the space 22 below the housing 8 and the balancer chamber 8c. Furthermore, between the inner surface of the side wall of the sealed container 13 and the lower housing 8b, the branch from which the refrigerant from the refrigerant suction pipe 15 branches in three directions, that is, an upper branch hole 20a, a lower branch hole 20b, and a central branch hole 20c. A chamber 20 is formed.

密閉容器１３内にはロータ１０ａおよびステータ１０ｂからなる電動機１０が設置され、ロータ１０ａは主軸６の周面に固設されている。また、ステータ１０ｂは下部ハウジング８ｂの下部にボルト（図示せず）にて固定され、ロータ１０ａを、ギャップ１１を有して囲んでいる。
揺動スクロール２と上部ハウジング８ａとの間には、揺動スクロール２の軸周りの自転を防止し、主軸周りに公転させるオルダム継手１２が設けられている。
また、吐出口４には冷媒吐出管１６が接続され、この冷媒吐出管１６の他端は密閉容器１３の外部の冷媒配管（図示せず）に接続される。 An electric motor 10 including a rotor 10 a and a stator 10 b is installed in the sealed container 13, and the rotor 10 a is fixed to the peripheral surface of the main shaft 6. The stator 10b is fixed to the lower portion of the lower housing 8b with bolts (not shown), and surrounds the rotor 10a with a gap 11.
An Oldham coupling 12 is provided between the orbiting scroll 2 and the upper housing 8a to prevent rotation about the axis of the orbiting scroll 2 and revolve around the main axis.
A refrigerant discharge pipe 16 is connected to the discharge port 4, and the other end of the refrigerant discharge pipe 16 is connected to a refrigerant pipe (not shown) outside the sealed container 13.

次に動作について説明する。電動機１０のロータ１０ａとともに主軸６が回転すると、電動機１０の回転駆動力が揺動軸６ａに伝達され、揺動スクロール２はオルダム継手１２により自転を阻止されながら主軸６の周りで公転運動を行う。これにより、渦巻突起１ｂと渦巻突起２ｂとの組合せにより形成された圧縮室５が次第に容積を減じながら中心側に移動するので、吸入口３から圧縮室５に吸入された冷媒は次第にその圧力を高め、吐出口４および冷媒吐出管１６を通じて機外の冷媒配管内へ圧送される。   Next, the operation will be described. When the main shaft 6 rotates together with the rotor 10a of the electric motor 10, the rotational driving force of the electric motor 10 is transmitted to the oscillating shaft 6a, and the oscillating scroll 2 revolves around the main shaft 6 while being prevented from rotating by the Oldham joint 12. . As a result, the compression chamber 5 formed by the combination of the spiral protrusion 1b and the spiral protrusion 2b moves toward the center while gradually reducing the volume, so that the refrigerant sucked into the compression chamber 5 from the suction port 3 gradually reduces its pressure. It is pumped up into the refrigerant pipe outside the machine through the discharge port 4 and the refrigerant discharge pipe 16.

このようにして密閉容器１３内の冷媒が外部へ吐出されるので、密閉容器１３内は負圧となり、機外の冷媒配管から冷媒が冷媒吸入管１５を通じて吸入される。吸入された冷媒は分岐室２０に入り、その一部は上方分岐孔２０ａを経て吸入口３から圧縮室５に吸入される。また、吸入された冷媒の他の一部は下方分岐孔２０ｂを経て、あるいは、中心方向分岐孔２０ｃから電動機１０のギャップ１１を経て、ハウジング８の下方の空間２２に至り、これら冷媒は通路９を経て吸入口３から圧縮室５に吸入される。   Since the refrigerant in the sealed container 13 is discharged to the outside in this way, the inside of the sealed container 13 becomes negative pressure, and the refrigerant is sucked through the refrigerant suction pipe 15 from the refrigerant pipe outside the apparatus. The sucked refrigerant enters the branch chamber 20, and a part of the refrigerant is sucked into the compression chamber 5 from the suction port 3 through the upper branch hole 20a. Further, another part of the sucked refrigerant passes through the lower branch hole 20b or from the central branch hole 20c through the gap 11 of the electric motor 10 to the space 22 below the housing 8, and the refrigerant passes through the passage 9 Then, the air is sucked into the compression chamber 5 from the suction port 3.

また、油溜め１４の潤滑油は、給油機構７の遠心ポンプ作用により給油孔７ａを通じて主軸６の上端部へ送られて揺動軸受１７を潤滑し、さらに、スラスト軸受１８およびオルダム継手１２に供給されて、これら摺動部を潤滑する。また、オルダム継手１２に供給された潤滑油は返油孔８ｄを経てバランサ室８ｃに至り、その一部は主軸受１９に供給されてこれら摺動部を潤滑する。また、バランサ室８ｃ内の潤滑油は通路９を経て油溜め１４に戻される。   Further, the lubricating oil in the oil sump 14 is sent to the upper end portion of the main shaft 6 through the oil supply hole 7 a by the centrifugal pump action of the oil supply mechanism 7 to lubricate the rocking bearing 17 and further supplied to the thrust bearing 18 and the Oldham coupling 12. Then, these sliding parts are lubricated. Further, the lubricating oil supplied to the Oldham coupling 12 reaches the balancer chamber 8c through the oil return hole 8d, and a part of the lubricating oil is supplied to the main bearing 19 to lubricate these sliding portions. Further, the lubricating oil in the balancer chamber 8 c is returned to the oil sump 14 through the passage 9.

次に、図２〜図４を用いて揺動スクロール２と、揺動スクロール２の台板２ａに対向して設置され、揺動スクロール２のスラスト荷重を支持するスラスト軸受１８との関係について説明する。図２は、運転中における揺動軸６ａの中心Ａとスラスト軸受１８の中心（主軸６の中心）Ｏとの関係を示しており、スラスト軸受１８を上部より見た際の図である。揺動軸６ａの中心Ａは主軸６の中心Ｏの周りを、Ａ１，Ａ２，Ａ３，Ａ４と回転する。図３は、図２のＢ−Ｂ線での断面構成図であり、揺動スクロール２の揺動軸６ａの中心Ａが、図２のＡ１（またはＡ３）の位置にある時の図である。また、図３は、揺動スクロール２とスラスト軸受１８との対向面が、揺動スクロール２とスラスト軸受１８との摺動面全体に亘って平行な場合の関係を示しており（従来構成）、図３（ａ）は揺動スクロール２の変形が生じていない状態、図３（ｂ）は揺動スクロール２の変形が生じている状態を示している。   Next, the relationship between the orbiting scroll 2 and the thrust bearing 18 that is installed opposite to the base plate 2a of the orbiting scroll 2 and supports the thrust load of the orbiting scroll 2 will be described with reference to FIGS. To do. FIG. 2 shows the relationship between the center A of the rocking shaft 6a and the center of the thrust bearing 18 (center of the main shaft 6) O during operation, and is a view when the thrust bearing 18 is viewed from above. The center A of the swing shaft 6a rotates around the center O of the main shaft 6 as A1, A2, A3, and A4. 3 is a cross-sectional configuration view taken along line BB in FIG. 2, and is a view when the center A of the swing shaft 6a of the swing scroll 2 is at the position A1 (or A3) in FIG. . FIG. 3 shows the relationship when the facing surface of the orbiting scroll 2 and the thrust bearing 18 is parallel over the entire sliding surface of the orbiting scroll 2 and the thrust bearing 18 (conventional configuration). 3A shows a state where the swing scroll 2 is not deformed, and FIG. 3B shows a state where the swing scroll 2 is deformed.

前述したとおり、スクロール圧縮機の運転中には、固定スクロール１および揺動スクロール２の中心に向かうほど冷媒の圧力および温度が高くなり、圧縮された冷媒の荷重によって圧力変形と熱変形が生じ、揺動スクロール２の台板２ａは、図３（ｂ）に示すようにスラスト軸受方向に中凸形状に歪む。今、揺動スクロール２の中心部に圧力Ｑが作用していると仮定すると、冷媒圧力および冷媒の熱による揺動スクロール２の変形は、図３（ｂ）に示すように表される。図３（ｂ）に示す場合には、揺動スクロール２の変形により、揺動スクロール台板２ａとスラスト軸受１８とは、スラスト軸受１８の内周部で局部的に片あたり摺動を起こす。   As described above, during operation of the scroll compressor, the pressure and temperature of the refrigerant increase toward the center of the fixed scroll 1 and the orbiting scroll 2, and pressure deformation and thermal deformation occur due to the load of the compressed refrigerant, As shown in FIG. 3B, the base plate 2a of the orbiting scroll 2 is distorted into a middle convex shape in the thrust bearing direction. Assuming that the pressure Q is acting on the central portion of the orbiting scroll 2, the deformation of the orbiting scroll 2 due to the refrigerant pressure and the heat of the refrigerant is expressed as shown in FIG. In the case shown in FIG. 3B, due to the deformation of the orbiting scroll 2, the orbiting scroll base plate 2 a and the thrust bearing 18 locally slide on one side at the inner peripheral portion of the thrust bearing 18.

図４は本発明の実施の形態１に係る揺動スクロール２とスラスト軸受１８との関係を示した断面構成図であり、図２のＢ−Ｂ線での断面構成図である。また、図３と同様、揺動スクロール２の揺動軸６ａの中心Ａが、図２のＡ１（またはＡ３）の位置にある時の図である。また、図４（ａ）は揺動スクロール２の変形が生じていない状態、図４（ｂ）は揺動スクロール２の変形が生じている状態を示している。   FIG. 4 is a cross-sectional configuration diagram showing the relationship between the orbiting scroll 2 and the thrust bearing 18 according to Embodiment 1 of the present invention, and is a cross-sectional configuration diagram taken along the line BB in FIG. 3 is a view when the center A of the swing shaft 6a of the swing scroll 2 is at the position A1 (or A3) in FIG. 4A shows a state where the swing scroll 2 is not deformed, and FIG. 4B shows a state where the swing scroll 2 is deformed.

図３、図４において、揺動スクロール２の台板２ａの半径をＲO、スラスト軸受１８の内周端の半径をＲTとする。また、台板２ａの変形を計算したときに導出される台板２ａの最大たわみをδmaxとすれば、揺動スクロール２が変形した場合において、δmaxはＲOに対して十分に小さいため、揺動スクロール２の中心からの台板２ａの端までの距離は近似的にＲOで表される。 3 and 4, the radius of the base plate 2a of the orbiting scroll 2 is R O , and the radius of the inner peripheral end of the thrust bearing 18 is R T. Further, if the maximum deflection [delta] max of the base plate 2a that is derived when calculating the deformation of the base plate 2a, when the rotating scroll 2 are deformed, since [delta] max is sufficiently small relative to R O The distance from the center of the orbiting scroll 2 to the end of the base plate 2a is approximately represented by R O.

本実施の形態１においては、スラスト軸受１８の、揺動スクロール台板２ａに対向する面に傾斜部１８ａと平面部１８ｂとを設けている。すなわち、内周部に、揺動スクロール台板２ａの方向に、内側凹形状となる傾斜部１８ａを有し、外周部に揺動スクロール台板２ａとスラスト軸受１８との対向面が平行となる平面部１８ｂを設ける。また、傾斜部１８ａの傾斜角は台板２ａの最大たわみδmaxに対する角度θ以上に傾斜している。 In the first embodiment, an inclined portion 18a and a flat portion 18b are provided on the surface of the thrust bearing 18 that faces the swing scroll base plate 2a. That is, the inner peripheral portion has an inclined portion 18a having an inner concave shape in the direction of the swing scroll base plate 2a, and the opposed surfaces of the swing scroll base plate 2a and the thrust bearing 18 are parallel to the outer peripheral portion. A flat portion 18b is provided. The inclination angle of the inclined portion 18a is inclined more than an angle θ with respect to the maximum deflection δ max of the base plate 2a.

図４の紙面上において、揺動スクロール２は左右に往復運動を行う。図４（ａ）に示すように、揺動スクロール２の変形が生じていない状態では、揺動スクロール台板２ａとスラスト軸受１８とは、スラスト軸受１８の平面部１８ｂで面接触し、局部的に片あたり摺動を起こすことはない。
一方、図４（ｂ）に示すように、揺動スクロール２の変形が生じている状態において、スラスト軸受１８を、図４の紙面上で、Ｍ１，Ｍ２，Ｍ３，Ｍ４（Ｍ１，Ｍ４：平面部１８ｂ、Ｍ２，Ｍ３：傾斜部１８ａ）の範囲に分割すると、揺動スクロール２が紙面上を右から左に移動する場合、Ｍ１の範囲では、揺動スクロール台板２ａとスラスト軸受１８とのすき間に介在する油膜の厚さ方向に沿った断面積が揺動スクロール２の移動につれて小さくなるため、くさび効果により油膜圧力が発生する。Ｍ３の範囲においても、スラスト軸受１８の傾斜部１８ａが台板２ａの最大たわみδmaxに対する角度θ以上に傾斜しているため、同様にくさび効果により油膜圧力が発生する。 On the paper surface of FIG. 4, the orbiting scroll 2 reciprocates left and right. As shown in FIG. 4A, in a state where the swing scroll 2 is not deformed, the swing scroll base plate 2a and the thrust bearing 18 are in surface contact with the flat portion 18b of the thrust bearing 18 and are locally localized. There is no sliding per piece.
On the other hand, as shown in FIG. 4B, in a state where the swing scroll 2 is deformed, the thrust bearing 18 is placed on the plane of FIG. 4 with M1, M2, M3, M4 (M1, M4: plane). When the rocking scroll 2 moves from right to left on the paper surface, the rocking scroll base plate 2a and the thrust bearing 18 are separated from each other in the range of M1. Since the cross-sectional area along the thickness direction of the oil film interposed between the gaps becomes smaller as the swing scroll 2 moves, the oil film pressure is generated due to the wedge effect. Also in the range of M3, since the inclined portion 18a of the thrust bearing 18 is inclined at an angle θ or more with respect to the maximum deflection δ max of the base plate 2a, the oil film pressure is similarly generated due to the wedge effect.

このように、本実施の形態においては、揺動スクロール２の揺動軸６ａの中心Ａに対し両側でくさび効果により油膜圧力が発生するので、揺動スクロール２の台板２ａがスラスト軸受１８の内周側と片あたり摺動することない。
これに対し、図３に示すような対向面全体が平面である平面スラスト軸受であれば、Ｍ２，Ｍ３の部分には傾斜が無く、Ｍ１、Ｍ２の範囲では油膜圧力が発生するが、Ｍ３の範囲では油膜圧力が発生せず、また、Ｍ４の範囲でも油膜圧力が発生しないので、揺動軸６ａの中心Ａに対し片側のみに油膜圧力が発生するため、揺動スクロール２の台板２ａがスラスト軸受１８の内周側と片あたり摺動し、油膜圧力が発生していない側の摺動部の異常摩耗や焼付不具合の懸念がある。 As described above, in this embodiment, the oil film pressure is generated by the wedge effect on both sides with respect to the center A of the rocking shaft 6 a of the rocking scroll 2, so that the base plate 2 a of the rocking scroll 2 is attached to the thrust bearing 18. There is no sliding per piece with the inner circumference.
On the other hand, in the case of a flat thrust bearing in which the entire facing surface is flat as shown in FIG. 3, there is no inclination in the portions of M2 and M3, and an oil film pressure is generated in the range of M1 and M2. No oil film pressure is generated in the range, and no oil film pressure is generated even in the range of M4. Therefore, the oil film pressure is generated only on one side with respect to the center A of the swing shaft 6a. There is a risk of abnormal wear or seizure failure of the sliding portion that slides with the inner peripheral side of the thrust bearing 18 and does not generate oil film pressure.

また、揺動スクロール２が紙面上を左から右に移動する場合には、図４の本実施の形態の構成では、Ｍ２，Ｍ４の範囲でくさび効果により油膜圧力が発生するので、揺動スクロール２の台板２ａがスラスト軸受１８の内周側と片あたり摺動することない。一方、図３の従来構成の平面スラスト軸受であれば、Ｍ２の範囲では油膜圧力が発生しないので、揺動スクロール２の台板２ａがスラスト軸受１８の内周側と片あたり摺動する。   Further, when the orbiting scroll 2 moves from left to right on the paper surface, in the configuration of the present embodiment in FIG. 4, the oil film pressure is generated by the wedge effect in the range of M2 and M4. The two base plates 2 a do not slide per piece with the inner peripheral side of the thrust bearing 18. On the other hand, in the conventional thrust thrust bearing of FIG. 3, no oil film pressure is generated in the range of M2, so the base plate 2a of the orbiting scroll 2 slides per piece with the inner peripheral side of the thrust bearing 18.

揺動スクロール２の揺動軸６ａの中心Ａが、図２のＡ２（またはＡ４）の位置にある場合にも、揺動スクロール２とスラスト軸受１８との関係を、図２のＢ−Ｂ線断面でみると、本実施の形態においては、同様に、揺動スクロール２の揺動軸６ａの中心Ａに対し両側でくさび効果により油膜圧力が発生する。
したがって、本実施の形態の構成とすることにより、揺動スクロール２の公転運動のいずれの状態においても、また、図２のＢ−Ｂ線以外の断面においても、同様に、揺動スクロール２の揺動軸６ａの中心Ａに対し両側で油膜圧力が発生するので、揺動スクロール２の台板２ａがスラスト軸受１８の内周側と片あたり摺動することない。 Even when the center A of the rocking shaft 6a of the rocking scroll 2 is located at the position A2 (or A4) in FIG. 2, the relationship between the rocking scroll 2 and the thrust bearing 18 is shown in FIG. In a cross-sectional view, similarly, in the present embodiment, an oil film pressure is generated by a wedge effect on both sides with respect to the center A of the rocking shaft 6a of the rocking scroll 2.
Therefore, by adopting the configuration of the present embodiment, the swing scroll 2 can be similarly operated in any state of the revolving motion of the swing scroll 2 and in the cross section other than the line BB in FIG. Since the oil film pressure is generated on both sides with respect to the center A of the rocking shaft 6a, the base plate 2a of the rocking scroll 2 does not slide on one side with the inner peripheral side of the thrust bearing 18.

以上のように、本実施の形態１におけるスラスト軸受１８は、その内周部に内側凹形状となる傾斜部１８ａを有し、その外周部に平面部１８ｂを有することを特徴とし、冷媒圧縮時に揺動スクロールの台板が圧力変形および熱変形を起こしスラスト軸受方向に中凸形状に歪んでも、従来の平面スラスト軸受では、油膜圧力の発生しない部分に油膜圧力を発生させて、揺動スクロール台板が片あたり摺動することがないようにしている。また、回転速度が小さく、揺動スクロール台板が変形しない場合にも、平面部１８ｂで面接触するので、局部的に片あたり摺動を起こすことはない。そのため、摺動部の異常摩耗の発生が防止でき、焼付不具合に至る危険性を軽減できるので、スクロール圧縮機の製品寿命まで信頼性を確保することが可能となる。   As described above, the thrust bearing 18 according to the first embodiment has the inclined portion 18a having an inner concave shape on the inner peripheral portion thereof and the flat portion 18b on the outer peripheral portion thereof, and is characterized in that the refrigerant is compressed. Even if the base plate of the orbiting scroll undergoes pressure deformation and thermal deformation and is distorted into a convex shape in the direction of the thrust bearing, the conventional flat thrust bearing generates oil film pressure at a portion where no oil film pressure is generated, The plate is prevented from sliding per piece. Further, even when the rotational speed is low and the swing scroll base plate is not deformed, the flat surface portion 18b makes surface contact with each other, so that sliding does not occur locally on one side. Therefore, the occurrence of abnormal wear of the sliding portion can be prevented and the risk of a seizure failure can be reduced, so that reliability can be ensured until the product life of the scroll compressor.

実施の形態２．
実施の形態２は、スラスト軸受１８における傾斜部１８ａの形状に関するものであり、揺動スクロール２の回転時に、常に、揺動スクロール２のバランスがとれ、片あたりすることのない傾斜部１８ａの形状について説明する。
図５は本発明の実施の形態２によるスクロール圧縮機の主要部を示す断面構成図であり、図４（ｂ）に対応した図である。
まず、図５に基づいて、揺動スクロール２の揺動軸６ａの中心Ａが、図２のＡ１（またはＡ３）の位置にある時に、図２のＢ−Ｂ線断面における油膜圧力が最大となる形状について述べる。
図５に示すように、スラスト軸受１８の傾斜部１８ａの傾斜の高さをａ、半径方向長さをｂとし、ａ，ｂを算出する。なお、計算上必要となる、スラスト軸受１８の平面部１８ｂ（揺動スクロール２の台板２ａに対向している平面部分）の半径方向長さをｃとする。
図６は、図５に示す揺動スクロール台板２ａとスラスト軸受１８との詳細な関係を示す断面構成図である。図５に示す揺動スクロール台板２ａとスラスト軸受１８とは左右対称形であるため、これらの右半分に関して図６に詳細を示している。
図６において、スラスト軸受１８の内周端、傾斜部１８ａと平面部１８ｂとの境界点、および揺動スクロール台板２ａの外周端における、揺動スクロール台板２ａとスラスト軸受１８との間の距離を、各々ｈ３、ｈ１、およびｈ２とする。 Embodiment 2. FIG.
The second embodiment relates to the shape of the inclined portion 18a in the thrust bearing 18, and the shape of the inclined portion 18a that is always balanced when the orbiting scroll 2 is rotated and does not hit one side. Will be described.
FIG. 5 is a cross-sectional configuration diagram showing a main part of the scroll compressor according to the second embodiment of the present invention, and corresponds to FIG.
First, based on FIG. 5, when the center A of the rocking shaft 6a of the rocking scroll 2 is at the position A1 (or A3) in FIG. 2, the oil film pressure in the cross section taken along the line BB in FIG. The following will be described.
As shown in FIG. 5, a and b are calculated assuming that the inclination height of the inclined portion 18 a of the thrust bearing 18 is a and the radial length is b. In addition, let c be the radial length of the flat portion 18b of the thrust bearing 18 (the flat portion facing the base plate 2a of the orbiting scroll 2) necessary for calculation.
6 is a cross-sectional configuration diagram showing a detailed relationship between the swing scroll base plate 2a and the thrust bearing 18 shown in FIG. Since the swing scroll base plate 2a and the thrust bearing 18 shown in FIG. 5 are bilaterally symmetric, the details of the right half of these are shown in FIG.
In FIG. 6, the inner peripheral end of the thrust bearing 18, the boundary point between the inclined portion 18a and the flat portion 18b, and the outer peripheral end of the swing scroll base plate 2a, between the swing scroll base plate 2a and the thrust bearing 18. Let the distances be h3, h1, and h2, respectively.

実施の形態１で述べたように、揺動スクロール台板２ａが右から左へ移動する場合、スラスト軸受１８の平面部１８ｂ（Ｍ１）およびスラスト軸受１８の傾斜部１８ａ（Ｍ３）で油膜圧力が発生する。また、揺動スクロールの台板２ａが左から右へ移動する場合はスラスト軸受１８の平面部１８ｂ（Ｍ４）およびスラスト軸受１８の傾斜部１８ａ（Ｍ２）で油膜圧力が発生する。   As described in the first embodiment, when the swing scroll base plate 2a moves from right to left, the oil film pressure is applied to the flat surface portion 18b (M1) of the thrust bearing 18 and the inclined portion 18a (M3) of the thrust bearing 18. appear. Further, when the base plate 2a of the orbiting scroll moves from left to right, an oil film pressure is generated at the flat surface portion 18b (M4) of the thrust bearing 18 and the inclined portion 18a (M2) of the thrust bearing 18.

ここで、流体膜に発生する油膜圧力について図７を用いて説明する。図７は平面パッド軸受を示す断面図である。図７のように、速度Ｕをもって走行する平面２４と、これに対してわずかに傾斜する平面パッド２３（パッドの幅Ｂ、パッド端部での平面からの距離ｈ１，ｈ２）を考える。このような２面に挟まれた流体膜を考えた時に、先狭まりの油膜くさびに流体が引き込まれて生じるくさび効果によって、流体膜には圧力が発生する。流体膜に発生する圧力ｐは次式（１）で表される。ただし、簡単のため平面パッド２３は紙面に垂直方向に無限に長いものと仮定する。また、流体膜の粘性係数をμとする。   Here, the oil film pressure generated in the fluid film will be described with reference to FIG. FIG. 7 is a sectional view showing a flat pad bearing. As shown in FIG. 7, a plane 24 traveling at a speed U and a plane pad 23 (pad width B, distances h1, h2 from the plane at the pad end) slightly inclined with respect to the plane 24 are considered. When considering such a fluid film sandwiched between two surfaces, pressure is generated in the fluid film due to the wedge effect generated when the fluid is drawn into the tapered oil film wedge. The pressure p generated in the fluid film is expressed by the following equation (1). However, for simplicity, it is assumed that the flat pad 23 is infinitely long in the direction perpendicular to the paper surface. In addition, the viscosity coefficient of the fluid film is μ.

Figure 2008144678
各々、式（２）、（３）で表される無次元量である。
Figure 2008144678
Figure 2008144678
These are dimensionless quantities represented by equations (2) and (3), respectively.
Figure 2008144678

圧力ｐを平面パッド２３の幅Ｂにわたって積分すれば、平面パッド２３の負荷容量（油膜圧力）が求められる。単位長さ（単位長さの方向は平面とも平面パッドの傾斜方向ともほぼ一致。）あたりの負荷容量Ｐは式（４）で表される。

Figure 2008144678
If the pressure p is integrated over the width B of the planar pad 23, the load capacity (oil film pressure) of the planar pad 23 is obtained. The load capacity P per unit length (the direction of the unit length is substantially the same for both the plane and the inclination direction of the plane pad) is expressed by Expression (4).
Figure 2008144678

式（４）から、無次元負荷容量

Figure 2008144678
は式（５）で表される。
Figure 2008144678
From equation (4), dimensionless load capacity
Figure 2008144678
Is represented by equation (5).
Figure 2008144678

ｍを平面パット２３の傾斜に関する変数として、式（５）に基づき、パッド傾斜ｍと無次元負荷容量Ｐ*（ｍ）との関係を図８に示す。
図８より無次元負荷容量Ｐ*はパッド傾斜ｍが、ｍ＝２．２付近で最大になることがわかる。また、ｍ＝１、すなわち平面２４と平面パッド２３とが平行の場合は、無次元負荷容量Ｐ*は極めて小さくなり、圧力は生じないことがわかる。 FIG. 8 shows the relationship between the pad inclination m and the dimensionless load capacity P * (m) based on the equation (5), where m is a variable relating to the inclination of the plane pad 23.
From FIG. 8, it can be seen that the dimensionless load capacitance P * is maximized when the pad inclination m is near m = 2.2. It can also be seen that when m = 1, that is, when the plane 24 and the plane pad 23 are parallel, the dimensionless load capacity P * is extremely small and no pressure is generated.

本実施の形態２における揺動スクロール２とスラスト軸受１８との間のすき間の傾斜に関しても、上記と同様の数式が適用できる。以下、上記すき間に満たされる油膜の無次元負荷容量Ｐ*（ｍ）が最大となる形状を算出することとする。 The same equation as above can be applied to the inclination of the gap between the orbiting scroll 2 and the thrust bearing 18 in the second embodiment. Hereinafter, the shape in which the dimensionless load capacity P * (m) of the oil film filled in the gap is maximized is calculated.

図６において、揺動スクロール台板２ａが左から右へ移動する場合、図５のＭ４の部分に油膜圧力が発生する。Ｍ４の部分において、端部の油膜厚さｈ1、ｈ2の比をｍ1とおくと、式（６）が示される。

Figure 2008144678
In FIG. 6, when the orbiting scroll base plate 2a moves from left to right, an oil film pressure is generated at a portion M4 in FIG. When the ratio of the oil film thicknesses h 1 and h 2 at the end is set to m 1 in the portion M4, the equation (6) is shown.
Figure 2008144678

また、揺動スクロール台板２ａの傾きが線形であるとして近似すると、ｈ2とｈ1の関係は式（７）で表される。なお、ＲOは揺動スクロール台板２ａの半径、δmaxは揺動スクロール台板２ａの最大たわみである。

Figure 2008144678
Further, when the inclination of the swing scroll base plate 2a is approximated to be linear, the relationship between h 2 and h 1 is expressed by Expression (7). R O is the radius of the swing scroll base plate 2a, and δ max is the maximum deflection of the swing scroll base plate 2a.
Figure 2008144678

式（６）、式（７）から、ｈ1は式（８）で表される。

Figure 2008144678
From the formulas (6) and (7), h 1 is represented by the formula (8).
Figure 2008144678

一方、このとき、図５のＭ２の部分にも油膜圧力が発生する。揺動スクロール２とスラスト軸受１８の形状は左右対称であるため、Ｍ２の部分に発生する油膜圧力に関しては、図６のＭ３の部分を用いて説明する。
Ｍ３の部分において、端部の油膜厚さｈ1、ｈ3の比をｍ2とおくと、式（９）が示される。

Figure 2008144678
On the other hand, at this time, an oil film pressure is also generated in a portion M2 in FIG. Since the shapes of the orbiting scroll 2 and the thrust bearing 18 are symmetrical, the oil film pressure generated in the portion M2 will be described using the portion M3 in FIG.
When the ratio of the oil film thicknesses h 1 and h 3 at the end portion is set to m 2 in the M3 portion, Expression (9) is shown.
Figure 2008144678

また、ｈ3とｈ1の関係は式（１０）で表される。

Figure 2008144678
Further, the relationship between h 3 and h 1 is expressed by equation (10).
Figure 2008144678

式（９）、式（１０）から、ｈ1は式（１１）で表される。

Figure 2008144678
From Formula (9) and Formula (10), h 1 is represented by Formula (11).
Figure 2008144678

式（８）、式（１１）からｈ1を消去すると式（１２）となる。

Figure 2008144678
When h 1 is deleted from the equations (8) and (11), the equation (12) is obtained.
Figure 2008144678

ここで、図５より、式（１３）が与えられる。
ｂ＋ｃ＝ＲO−ＲT （１３） Here, equation (13) is given from FIG.
b + c = R O -R T (13)

式（１２）、式（１３）よりｃを消去すると式（１４）が与えられる。

Figure 2008144678
When c is eliminated from the equations (12) and (13), the equation (14) is given.
Figure 2008144678

前述したように、パッドの傾斜がｍ＝２．２のとき、油膜の無次元負荷容量が最大となる。Ｍ２の部分（計算上ではＭ３の部分）およびＭ４の部分において、油膜の無次元負荷容量が最大となる場合は、ｍ1とｍ2とが式（１５）で表される場合である。
ｍ1＝ｍ2＝２．２ （１５） As described above, when the pad inclination is m = 2.2, the dimensionless load capacity of the oil film is maximized. The case where the dimensionless load capacity of the oil film becomes maximum in the M2 portion (M3 portion in the calculation) and the M4 portion is a case where m 1 and m 2 are expressed by Expression (15).
m 1 = m 2 = 2.2 (15)

式（１４）と式（１５）とより、式（１６）が得られ、ａが求まる。

Figure 2008144678
Equation (16) is obtained from Equation (14) and Equation (15), and a is obtained.
Figure 2008144678

また、Ｍ２の部分（計算上ではＭ３の部分）の油膜の負荷容量とＭ４の部分の油膜の負荷容量とが等しいときに、揺動スクロールは片あたりすることなく安定する。したがって、式（４）を図５、図６の場合に適用すれば、式（１７）を得る。

Figure 2008144678
Further, when the load capacity of the oil film in the M2 portion (M3 portion in the calculation) and the load capacity of the oil film in the M4 portion are equal, the orbiting scroll is stabilized without hitting. Therefore, if Expression (4) is applied to the cases of FIGS. 5 and 6, Expression (17) is obtained.
Figure 2008144678

式（１７）に式（１５）を代入すると、ｂとｃの関係が求まり、ｂとｃとの間には式（１３）が成立するので、ｂは、式（１８）で表される。

Figure 2008144678
By substituting equation (15) into equation (17), the relationship between b and c is obtained, and equation (13) is established between b and c, so b is represented by equation (18).
Figure 2008144678

以上のように、揺動スクロール２の揺動軸６ａの中心Ａが、図２のＡ１（またはＡ３）の位置にある時に、図２のＢ−Ｂ線断面における油膜圧力が最大となる形状は、傾斜部１８の高さａ、傾斜部１８ａの半径方向の長さｂが、式（１６），式（１８）で示されるような形状のスラスト軸受１８としたときである。   As described above, when the center A of the swing shaft 6a of the swing scroll 2 is at the position A1 (or A3) in FIG. 2, the shape in which the oil film pressure in the cross section taken along the line BB in FIG. That is, when the height a of the inclined portion 18 and the length b in the radial direction of the inclined portion 18a are the thrust bearings 18 having the shapes shown by the equations (16) and (18).

次に、揺動スクロール２の揺動軸６ａの中心Ａが、図２のＡ２の位置にある時に、図２のＢ−Ｂ線断面における油膜圧力が最大となる形状について述べる。
図９は、本発明の実施の形態２によるスクロール圧縮機の主要部を示す断面構成図であり、揺動スクロール２の揺動軸６ａの中心Ａが、図２のＡ２の位置にある状態を示す。
図９の断面構成図において揺動スクロール２が最も偏心したときの、揺動スクロール２の揺動軸６ａの中心Ａとスラスト軸受１８の中心Ｏとの距離をＲrとする。
また、図９における油膜厚さを、以下のように、それぞれｈ11、ｈ21、ｈ31、ｈ12、ｈ22、ｈ32と定義する。すなわち、スラスト軸受１８が偏心している側のスラスト軸受１８の内周端、傾斜部１８ａと平面部１８ｂとの境界点、および揺動スクロール台板２ａの外周端における揺動スクロール台板２ａとスラスト軸受１８との間の距離を、各々ｈ31、ｈ11、およびｈ21とし、スラスト軸受１８が偏心している側と反対側のスラスト軸受１８の内周端、傾斜部１８ａと平面部１８ｂとの境界点、および揺動スクロール台板２ａの外周端における揺動スクロール台板２ａとスラスト軸受１８との間の距離を、各々ｈ32、ｈ12、およびｈ22とする。また、スラスト軸受１８の平面部１８ｂ（揺動スクロール２の台板２ａに対向している平面部分）の半径方向長さは、Ｍ１の部分をｃ1、Ｍ４の部分をｃ2とする。
この状態におけるスラスト軸受１８の最適形状（長さａ，ｂ）は以下のように算出する。 Next, the shape in which the oil film pressure in the cross section taken along the line BB in FIG. 2 is maximized when the center A of the rocking shaft 6a of the rocking scroll 2 is at the position A2 in FIG.
FIG. 9 is a cross-sectional configuration diagram showing the main part of the scroll compressor according to the second embodiment of the present invention, and shows a state where the center A of the swing shaft 6a of the swing scroll 2 is at the position A2 in FIG. Show.
When the swing scroll 2 has the most eccentric, the distance between the center O of the center A and the thrust bearing 18 of the pivot shaft 6a of the swing scroll 2 and R r in the cross-sectional diagram of FIG.
Further, the oil film thicknesses in FIG. 9 are defined as h 11 , h 21 , h 31 , h 12 , h 22 , and h 32 , respectively, as follows. That is, the inner peripheral end of the thrust bearing 18 on the side where the thrust bearing 18 is eccentric, the boundary point between the inclined portion 18a and the flat portion 18b, and the orbiting scroll base plate 2a and the thrust at the outer peripheral end of the orbiting scroll base plate 2a. The distances from the bearing 18 are h 31 , h 11 , and h 21 , respectively, and the inner peripheral end, the inclined portion 18a, and the flat portion 18b of the thrust bearing 18 on the opposite side to the side where the thrust bearing 18 is eccentric. The distances between the boundary scroll point and the orbiting scroll base plate 2a and the thrust bearing 18 at the outer peripheral end of the orbiting scroll base plate 2a are h 32 , h 12 and h 22 , respectively. Also, the radial length of the flat portion 18b of the thrust bearing 18 (planar portion facing the base plate 2a swing scroll 2), a portion of M1 to the portion of c 1, M4 and c 2.
The optimum shape (length a, b) of the thrust bearing 18 in this state is calculated as follows.

図９の状態から揺動スクロール台板２ａが左から右へ移動する場合、図５の場合と同様に、Ｍ４およびＭ２の部分に油膜圧力が発生する。
Ｍ４の部分において、端部の油膜厚さｈ12，ｈ22の比をｍ1とおくと、式（１９）が示される。

Figure 2008144678
When the swing scroll base plate 2a moves from the left to the right from the state of FIG. 9, oil film pressure is generated at the portions M4 and M2, as in the case of FIG.
When the ratio of the oil film thicknesses h 12 and h 22 at the end is set to m 1 in the portion M4, the equation (19) is shown.
Figure 2008144678

また、揺動スクロールの台板２ａの傾きが線形であるとして近似すると、ｈ22とｈ12との関係は式（２０）で表される。

Figure 2008144678
Further, when the inclination of the swing scroll base plate 2a is approximated to be linear, the relationship between h 22 and h 12 is expressed by Expression (20).
Figure 2008144678

式（１９），式（２０）から、ｈ12は式（２１）で表される。

Figure 2008144678
From equations (19) and (20), h 12 is represented by equation (21).
Figure 2008144678

ここで、図６における油膜厚さｈ1と図９における油膜厚さｈ12との関係は、式（２２）で表される。

Figure 2008144678
Here, the relationship between the oil film thickness h 1 in FIG. 6 and the oil film thickness h 12 in FIG. 9 is expressed by Expression (22).
Figure 2008144678

式（２１）と式（２２）とからｈ12を消去すると、式（２３）が表される。

Figure 2008144678
When h 12 is eliminated from Expression (21) and Expression (22), Expression (23) is expressed.
Figure 2008144678

次に、Ｍ２の部分において、端部の油膜厚さｈ11，ｈ31の比をｍ2とおくと、式（２４）が示される。

Figure 2008144678
Next, when the ratio of the oil film thicknesses h 11 and h 31 at the end is set to m 2 in the portion M2, Expression (24) is shown.
Figure 2008144678

また、ｈ31とｈ11との関係は式（２５）で表される。

Figure 2008144678
The relationship between h 31 and h 11 is expressed by Equation (25).
Figure 2008144678

式（２４），式（２５）から、ｈ11は式（２６）で表される。

Figure 2008144678
Equation (24), from equation (25), h 11 is expressed by Equation (26).
Figure 2008144678

ここで、図６における油膜厚さｈ1と図９における油膜厚さｈ11との関係は、式（２７）で表される。

Figure 2008144678
Here, the relationship between the oil film thickness h 1 in FIG. 6 and the oil film thickness h 11 in FIG. 9 is expressed by Expression (27).
Figure 2008144678

式（２６）と式（２７）からｈ11を消去すると、式（２８）が表される。

Figure 2008144678
When h 11 is deleted from Expression (26) and Expression (27), Expression (28) is expressed.
Figure 2008144678

式（２３），式（２８）からｈ1を消去すると、式（２９）となる。

Figure 2008144678
When h 1 is eliminated from the equations (23) and (28), the equation (29) is obtained.
Figure 2008144678

Ｍ２の部分とＭ４の部分とにおいて、油膜の無次元負荷容量が最大となる場合、ｍ1とｍ2とは式（３０）で表される。
ｍ1＝ｍ2＝２．２ （３０） When the dimensionless load capacity of the oil film becomes maximum in the M2 portion and the M4 portion, m 1 and m 2 are expressed by Expression (30).
m 1 = m 2 = 2.2 (30)

また、図９より、式（３１）が与えられる。
ｂ＋ｃ2＝ＲO−ＲT−Ｒr （３１） Moreover, from FIG. 9, Formula (31) is given.
b + c 2 = R O -R T -R r (31)

式（２９）に式（３０），式（３１）を代入することで、式（３２）が与えられ、ａが求まる。

Figure 2008144678
By substituting equation (30) and equation (31) into equation (29), equation (32) is given and a is obtained.
Figure 2008144678

また、Ｍ２の部分とＭ４の部分との油膜の負荷容量が等しいときに、揺動スクロールは片あたりすることなく安定する。したがって、式（４）を図９の場合に適用すれば、式（３３）を得る。

Figure 2008144678
Further, when the load capacities of the oil films of the M2 portion and the M4 portion are equal, the orbiting scroll is stabilized without hitting. Therefore, if Expression (4) is applied to the case of FIG. 9, Expression (33) is obtained.
Figure 2008144678

式（３３）を整理すると、式（３４）に示すように簡単化される。

Figure 2008144678
Rearranging equation (33) simplifies as shown in equation (34).
Figure 2008144678

式（３４）に式（２１），式（２７）を代入した後、式（３０）を代入することにより式（３５）が与えられる。

Figure 2008144678
Substituting Equation (21) and Equation (27) into Equation (34) and then substituting Equation (30) gives Equation (35).
Figure 2008144678

式（３５）に、式（２８）を代入した後、式（３２）を代入して、ｂについて整理すると式（３６）を得る。

Figure 2008144678
Substituting equation (28) into equation (35), then substituting equation (32), and organizing b, equation (36) is obtained.
Figure 2008144678

以上のように、揺動スクロール２の揺動軸６ａの中心Ａが、図２のＡ２の位置にある時に、図２のＢ−Ｂ線断面における油膜圧力が最大となる形状は、傾斜部１８の高さａ、傾斜部１８ａの半径方向の長さｂが、式（３２），式（３６）で示されるような形状のスラスト軸受１８としたときである。   As described above, when the center A of the rocking shaft 6a of the rocking scroll 2 is at the position A2 in FIG. 2, the shape in which the oil film pressure in the cross section taken along the line BB in FIG. The height a and the length b in the radial direction of the inclined portion 18a are the thrust bearings 18 having the shapes shown by the equations (32) and (36).

揺動スクロール２の揺動軸６ａの中心Ａが、図２のＡ４の位置にある時には、図９と左右対称の図となるため、図２のＢ−Ｂ線断面における油膜圧力が最大となる形状は、図９の場合と同様の数式が成り立つ。   When the center A of the rocking shaft 6a of the rocking scroll 2 is at the position A4 in FIG. 2, the oil film pressure in the cross section taken along the line BB in FIG. As for the shape, the same mathematical expression as in FIG.

圧縮機運転中の揺動スクロール２とスラスト軸受１８との関係は、必ず、図５と図９、およびその間の範囲で表現することができる。したがって、スラスト軸受１８における傾斜部１８ａの形状（ａ，ｂ）を、式（１６），式（１８）と、式（３２），式（３６）との間、すなわち、傾斜部１８ａの高さａを式（３７）、傾斜部１８ａの半径方向の長さｂを式（３８）で示される範囲に設定すれば、常に、揺動スクロール２のバランスがとれ、片あたりすることない。また、揺動スクロールとスラスト軸受とのすき間に形成される油膜の負荷容量が、揺動スクロールのバランスを保持できる程度に十分にとれるので、無潤滑状態での摺動を回避することができる。その結果、揺動スクロールとスラスト軸受との間の焼付や損傷を防止でき、スクロール圧縮機の製品寿命まで信頼性を確保することが可能となる。

Figure 2008144678
The relationship between the orbiting scroll 2 and the thrust bearing 18 during the operation of the compressor can always be expressed in FIGS. 5 and 9 and the range therebetween. Therefore, the shape (a, b) of the inclined portion 18a in the thrust bearing 18 is set between the equations (16) and (18) and the equations (32) and (36), that is, the height of the inclined portion 18a. If a is set to the range shown by Formula (37) and the radial direction length b of the inclined part 18a is set to the range shown by Formula (38), the rocking scroll 2 is always balanced and does not hit one side. In addition, since the load capacity of the oil film formed between the swing scroll and the thrust bearing is sufficient to maintain the balance of the swing scroll, sliding in the unlubricated state can be avoided. As a result, seizure and damage between the orbiting scroll and the thrust bearing can be prevented, and reliability can be ensured until the product life of the scroll compressor.
Figure 2008144678

ここで、冷媒にＣＯ2を適用した場合のスクロール圧縮機において、例えば、揺動スクロール２の材料にアルミを用いた場合、および鉄を用いた場合のそれぞれについて、バランスのとれた油膜の負荷容量が確保できるスラスト軸受１８の具体的形状を計算により求めた。
アルミ製の揺動スクロール２の台板２ａの半径ＲOが６５ｍｍ、スラスト軸受１８の内周面半径ＲTが３２ｍｍ、揺動スクロール２が最も偏心したときの、揺動スクロール２の揺動軸６ａの中心Ａとスラスト軸受１８の中心Ｏとの距離Ｒrが３．８ｍｍであるスクロール圧縮機において、空調機の標準運転条件時（４ＭＰａのＣＯ2冷媒を１０ＭＰａに圧縮）には、最大たわみδmaxが４７．６μｍである（台板２ａの厚みは１４ｍｍ。）。このとき、式（１６），式（１８）を満たすスラスト軸受１８の形状は、傾斜部１８ａの高さａが２４．２μｍ、傾斜部１８ａの半径方向長さｂが１６．５ｍｍとなる。また、式（３２），式（３６）を満たすスラスト軸受１８の形状は、傾斜部１８ａの高さａが１４．７μｍ、傾斜部１８ａの半径方向長さｂが１０．０ｍｍとなる。したがって、傾斜部１８ａの高さａを１４．７〜２４．２μｍ、傾斜部１８ａの半径方向長さｂを１０．０〜１６．５ｍｍにするとよい。 Here, in the scroll compressor when CO 2 is applied as the refrigerant, for example, when aluminum is used as the material of the orbiting scroll 2 and when iron is used, the load capacity of the oil film is balanced. The specific shape of the thrust bearing 18 capable of ensuring the above was determined by calculation.
When the radius R O of the aluminum of the swing scroll 2 base plate 2a is 65 mm, the inner circumferential surface radius R T of the thrust bearing 18 is 32 mm, the swing scroll 2 has the most eccentric, the pivot shaft of the swing scroll 2 In a scroll compressor having a distance R r between the center A of 6a and the center O of the thrust bearing 18 of 3.8 mm, the maximum deflection is obtained under standard operating conditions of the air conditioner (compressing 4 MPa of CO 2 refrigerant to 10 MPa). δ max is 47.6 μm (the thickness of the base plate 2a is 14 mm). At this time, the shape of the thrust bearing 18 satisfying the equations (16) and (18) is such that the height a of the inclined portion 18a is 24.2 μm and the length b in the radial direction of the inclined portion 18a is 16.5 mm. The shape of the thrust bearing 18 satisfying the equations (32) and (36) is such that the height a of the inclined portion 18a is 14.7 μm and the radial length b of the inclined portion 18a is 10.0 mm. Therefore, the height a of the inclined portion 18a is preferably 14.7 to 24.2 μm and the radial length b of the inclined portion 18a is preferably 10.0 to 16.5 mm.

鉄製の揺動スクロール２を適用した場合においては、ＲO、ＲT、Ｒrをアルミ製の揺動スクロールの寸法と同等にそれぞれ、６５ｍｍ、３２ｍｍ、３．８ｍｍとし、同じ標準運転条件とした場合、最大たわみδmaxが２６．８μｍである（台板２ａの厚みは１４ｍｍ。）。このとき、式（１６），式（１８）を満たすスラスト軸受１８の形状は、傾斜部１８ａの高さａが１３．６μｍ、傾斜部１８ａの半径方向長さｂが１６．５ｍｍとなる。また、式（３２），式（３６）を満たすスラスト軸受１８の形状は、傾斜部１８ａの高さａが８．３μｍ、傾斜部１８ａの半径方向長さｂが１０．０ｍｍとなる。したがって、傾斜部１８ａの高さａを８．３〜１３．６μｍ、傾斜部１８ａの半径方向長さｂを１０．０〜１６．５ｍｍにするとよい。 When the iron orbiting scroll 2 is applied, R O , R T , and R r are set to 65 mm, 32 mm, and 3.8 mm, respectively, equivalent to the dimensions of the aluminum orbiting scroll, and the same standard operating conditions are used. In this case, the maximum deflection δ max is 26.8 μm (the thickness of the base plate 2a is 14 mm). At this time, the shape of the thrust bearing 18 satisfying the equations (16) and (18) is such that the height a of the inclined portion 18a is 13.6 μm and the radial length b of the inclined portion 18a is 16.5 mm. The shape of the thrust bearing 18 satisfying the equations (32) and (36) is such that the height a of the inclined portion 18a is 8.3 μm and the length b in the radial direction of the inclined portion 18a is 10.0 mm. Therefore, the height a of the inclined portion 18a is preferably 8.3 to 13.6 μm, and the radial length b of the inclined portion 18a is preferably 10.0 to 16.5 mm.

なお、上記各実施の形態では、スラスト軸受１８の揺動スクロール台板２ａに対向する面に、傾斜部１８ａと平面部１８ｂとを設けたが、図１０に示すように、揺動スクロール台板２ａのスラスト軸受１８に対向する面に、傾斜部と平面部とを設けてもよい。   In each of the above embodiments, the inclined portion 18a and the flat portion 18b are provided on the surface of the thrust bearing 18 that faces the orbiting scroll base plate 2a. However, as shown in FIG. You may provide an inclined part and a plane part in the surface facing the thrust bearing 18 of 2a.

本発明の実施の形態１によるスクロール圧縮機の全体構成を示す断面構成図である。It is a section lineblock diagram showing the whole scroll compressor composition by Embodiment 1 of the present invention. 本発明の実施の形態１によるスクロール圧縮機における運転中の揺動軸の中心とスラスト軸受の中心との関係を示す図である。It is a figure which shows the relationship between the center of the rocking | fluctuation axis | shaft in operation | movement in the scroll compressor by Embodiment 1 of this invention, and the center of a thrust bearing. 従来構成の揺動スクロールとスラスト軸受とを示す断面構成図である。It is a cross-sectional block diagram which shows the rocking | fluctuating scroll and thrust bearing of a conventional structure. 本発明の実施の形態１に係る揺動スクロールとスラスト軸受とを示す断面構成図である。It is a section lineblock diagram showing a rocking scroll and a thrust bearing concerning Embodiment 1 of the present invention. 本発明の実施の形態２に係る揺動スクロールとスラスト軸受とを示す断面構成図である。It is a cross-sectional block diagram which shows the rocking | fluctuation scroll and thrust bearing which concern on Embodiment 2 of this invention. 本発明の実施の形態２に係る揺動スクロール台板とスラスト軸受との詳細な関係を示す断面構成図である。It is a cross-sectional block diagram which shows the detailed relationship between the rocking | scrolling scroll baseplate which concerns on Embodiment 2 of this invention, and a thrust bearing. 平面パッド軸受の断面構成図である。It is a section lineblock diagram of a plane pad bearing. 無次元負荷容量とパッド傾斜との関係を示すグラフである。It is a graph which shows the relationship between a dimensionless load capacity and pad inclination. 本発明の実施の形態２に係る揺動スクロールとスラスト軸受とを示す断面構成図である。It is a cross-sectional block diagram which shows the rocking | fluctuation scroll and thrust bearing which concern on Embodiment 2 of this invention. 本発明の実施の形態２に係る揺動スクロールとスラスト軸受とを示す断面構成図である。It is a cross-sectional block diagram which shows the rocking | fluctuation scroll and thrust bearing which concern on Embodiment 2 of this invention.

符号の説明Explanation of symbols

１ 固定スクロール、１ａ 固定スクロール台板、１ｂ 固定スクロール渦巻突起、２ 揺動スクロール、２ａ 揺動スクロール台板、２ｂ 揺動スクロール渦巻突起、２ｃ 偏心穴、３ 吸入口、４ 吐出口、５ 圧縮室、６ 主軸、６ａ 揺動軸、６ｂ バランサ、７ 給油機構、７ａ 給油孔、７ｂ オイルキャップ、８ ハウジング、８ａ 上部ハウジング、８ｂ 下部ハウジング、８ｃ バランサ室、８ｄ 返油孔、９ 通路、１０ 電動機、１０ａ ロータ、１０ｂ ステータ、１１ ギャップ、１２ オルダム継手、１３ 密閉容器、１４ 油溜め、１５ 冷媒吸入管、１６ 冷媒吐出管、１７ 揺動軸受、１８ スラスト軸受、１８ａ 傾斜部、１８ｂ 平面部、１９ 主軸受、２０ 分岐室、２０ａ 上方分岐孔、２０ｂ 下方分岐孔、２０ｃ 中心方向分岐孔、２１ ハウジング上方の空間、２２ ハウジング下方の空間、２３ 平面パッド、２４ 平面。   1 fixed scroll, 1a fixed scroll base plate, 1b fixed scroll spiral projection, 2 swing scroll, 2a swing scroll base plate, 2b swing scroll spiral projection, 2c eccentric hole, 3 suction port, 4 discharge port, 5 compression chamber 6 spindle, 6a swing shaft, 6b balancer, 7 oil supply mechanism, 7a oil supply hole, 7b oil cap, 8 housing, 8a upper housing, 8b lower housing, 8c balancer chamber, 8d oil return hole, 9 passage, 10 motor, 10a rotor, 10b stator, 11 gap, 12 Oldham joint, 13 airtight container, 14 oil sump, 15 refrigerant suction pipe, 16 refrigerant discharge pipe, 17 rocking bearing, 18 thrust bearing, 18a inclined part, 18b flat part, 19 main Bearing, 20 branch chamber, 20a upper branch hole, 20b lower branch hole, 20c center Countercurrent branch hole, 21 a housing upper space 22 housing the space below, 23 flat pad 24 planar.

Claims (2)

台板に突設された渦巻突起を互いに偏心させて組合せ、圧縮室を形成する固定スクロールおよび揺動スクロールと、電動機の回転駆動力を主軸を介して上記揺動スクロールに伝達する揺動軸と、上記揺動スクロールの台板に対向して設置され、上記揺動スクロールのスラスト荷重を支持するスラスト軸受とを備えたスクロール圧縮機において、上記スラスト軸受の上記揺動スクロール台板に対向する面は、内周部に内側凹形状となる傾斜部を有し、外周部に上記揺動スクロール台板と上記スラスト軸受との対向面が平行となる平面部を有することを特徴とするスクロール圧縮機。 A fixed scroll and an orbiting scroll that form a compression chamber by combining the spiral protrusions provided on the base plate eccentrically with each other, and an orbiting shaft that transmits the rotational driving force of the electric motor to the orbiting scroll via the main shaft. A scroll compressor provided with a thrust bearing installed opposite to the base plate of the swing scroll and supporting a thrust load of the swing scroll, wherein the surface of the thrust bearing faces the swing scroll base plate Has an inclined portion having an inner concave shape on the inner peripheral portion, and has a flat portion on the outer peripheral portion where the opposed surfaces of the swing scroll base plate and the thrust bearing are parallel to each other. . 揺動スクロール台板の半径をＲO、スラスト軸受の内周端の半径をＲT、揺動スクロールの揺動軸の中心と上記スラスト軸受の中心との距離をＲr、圧縮動作により上記揺動スクロール台板が変形したときの最大たわみをδmaxとしたとき、上記スラスト軸受の傾斜部の傾斜の高さａ、および上記傾斜部の半径方向の長さｂは、次式で示される範囲にあることを特徴とする請求項１記載のスクロール圧縮機。
Figure 2008144678
The radius of the oscillating scroll base plate is R O , the radius of the inner peripheral end of the thrust bearing is R T , the distance between the center of the oscillating scroll's oscillating shaft and the center of the thrust bearing is R r , and the oscillating scroll is rotated by the compression operation. When the maximum deflection when the dynamic scroll base plate is deformed is δ max , the inclination height a of the inclined portion of the thrust bearing and the radial length b of the inclined portion are in the range represented by the following equation: The scroll compressor according to claim 1, wherein
Figure 2008144678
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