JP2008309150A - スクロール圧縮機 - Google Patents

Abstract

【課題】流量のバラツキを抑え、所望の流量制御特性を得ることができる間欠給油機構を備えたスクロール圧縮機を提供する。
【解決手段】圧縮機１００は、高圧貯油室２９につながる固定スクロール端板部２３ａに設けた固定スクロール側穴２３ｅと、低圧側につながる旋回スクロール端板部２２ａに設けた旋回スクロール側穴２２ｅとが、旋回スクロール２２の回転により間欠的に連通する間欠給油機構を有していて、固定スクロール側穴の穴径ｄ₁を旋回スクロール側穴の穴径ｄ₂よりも小さくしている。また、旋回スクロールの自転方向と旋回スクロール側穴の回転方向を接線方向としている。更には、固定スクロール中心Ｃ₁と旋回スクロールの旋回中心Ｃ₃とを結ぶ線上における旋回中心に対して、±４５度の角度範囲内に固定スクロール側穴を配置している。
【選択図】図３

Description

本発明は、圧縮された冷媒から分離した潤滑油をスクロール等の摺動部や旋回スクロールのスラスト力を受けるための背圧室等に供給する間欠給油機構を有するスクロール圧縮機に関し、特に、二酸化炭素（ＣＯ₂）を冷媒とする空調装置の圧縮機として好適である。

一般に、スクロール圧縮機では、冷媒の中に潤滑油を混入しておいて、圧縮された冷媒が吐出室に一時滞留する際に冷媒から潤滑油を分離すると共に、分離した潤滑油をスクロール等の摺動部や旋回スクロールのスラスト力を受けるための背圧室等に供給している。このような給油機構として、潤滑油ポンプを使用するもの、或いは、吐出圧と吸入圧又はそれらの中間圧との差圧を利用するもの等が知られている。

このように差圧を利用する給油機構においては、潤滑油を付勢するために利用する吐出圧と吸入圧との差圧が圧縮機の回転数の上昇に応じて大きくなると、供給される潤滑油の量が必要以上に多くなる場合があるので、従来においては、給油通路に細径の絞りや多孔質材料のような減圧部品を挿入したり、給油通路を細くて長いものに構成したりして、流路の抵抗を増加させることによって潤滑油の流量を抑制している。

このように、給油通路に非常に細くて長い絞りのような減圧部品を使用することになると、製造する際の加工性が低下してコスト増を招くだけでなく、加工時の金属粉又は冷媒や潤滑油に混入した磨耗粉等が減圧部品に詰まって安定した給油を阻害し、圧縮機、ひいては空調装置の性能や信頼性の低下を招くという問題があった。

そのため、従来技術として特許文献１に示されるような間欠給油機構が知られている。この公知の間欠給油機構は、背圧室へ通じる供給通路の一部である旋回スクロール側に設けられた穴と、固定スクロール側の穴とが旋回スクロールの公転に伴って間欠的に連通させるようにしている。

特開２００５−２０１１７３号公報

しかしながら、上記特許文献１による公知の間欠給油機構では、加工穴位置の精度や旋回スクロールと固定スクロールの組立時の精度、更には旋回スクロールが運転中にクリアランス分の自転を行ったり、自転防止機構が磨耗したりすると初期と位置がずれたりするため、これらの位置ズレによる間欠時の開口面積（即ち流量）のバラツキが生じ、所望の流量制御特性を得ることができない。このため、圧縮機、ひいては空調装置の性能や信頼性の低下を招くという問題がある。
特に近年におけるＣＯ₂冷媒を使用する圧縮機では、高圧化が進み、穴径も小さくなり、より一層のバラツキ低減が課題となってきている。

本発明は、上記問題に鑑みてなされたものであり、その目的は、流量のバラツキを抑え、所望の流量制御特性を得ることができる間欠給油機構を備えたスクロール圧縮機を提供することである。

本発明は、前記課題を解決するための手段として、特許請求の範囲の各請求項に記載のスクロール圧縮機を提供する。
請求項１に記載のスクロール圧縮機は、高圧貯油室２９につながる、圧縮機構部２の固定側又は可動側の一方に設けた上流側穴２３ｅと、他方に設けた下流側穴２２ｅとが、旋回スクロールを駆動する回転軸の回転に伴って間欠的に連通することで潤滑油流量制御又は背圧流量制御を行う間欠給油機構を有していて、上流側穴２３ｅの穴径ｄ₁を下流側穴２２ｅの穴径ｄ₂よりも小さくしたものであり、これにより、上流側穴と下流側穴とが位置ズレを起こしても、開口面積の減少を抑制することができる。また、上流側穴の穴径ｄ₁を下流側穴の穴径ｄ₂より小さくすることで間欠部が連通しない状態での間欠部の端面もれを低減できる。
請求項２のスクロール圧縮機は、上流側穴２３ｅが固定スクロール側穴として固定スクロール端板部２３ａに設けられ、下流側穴２２ｅが旋回スクロール側穴として旋回スクロール端板部２２ａに設けられており、上流側穴２３ｅと下流側穴２２ｅとが、旋回スクロールの回転に伴って間欠的に連通することを規定したものである。

請求項３のスクロール圧縮機は、固定スクロール中心Ｃ₁と旋回スクロール側穴２２ｅの旋回中心Ｃ₃とを結ぶ線上における、旋回スクロール側穴の旋回中心Ｃ₃に対し、±４５度の角度範囲内に固定スクロール側穴２３ｅが配置されるようにしている。この場合でも、旋回スクロール２２の自転ズレに対して、許容範囲内の変動しない状態とすることができる。
請求項４のスクロール圧縮機は、旋回スクロール２２の自転方向と旋回スクロール側穴２２ｅの回転方向とを接線方向としたものである。この場合、前記両方向を法線方向とするよりも、旋回スクロール２２の自転ズレに対して、変動しない状態とすることができる。

請求項５のスクロール圧縮機は、旋回スクロール側穴２２ｅの軌跡中心Ｃ₃と固定スクロール側穴２３ｅの中心Ｃ₄との距離αと旋回半径γとの関係が、α＜γであるようにしたものである。仮にα＝γとした場合は、開口面積比はずれた点でピークをもつようになるが、α＜γとした場合には、旋回スクロール側穴と固定スクロール側穴との上下位置ズレに対する流量変化を均等にすることができる。

請求項６のスクロール圧縮機は、旋回スクロール側穴２２ｅの軌跡中心Ｃ₃と固定スクロール側穴２３ｅの中心Ｃ₄との距離αと旋回半径γとの関係が、ｙ₀を旋回スクロール側穴と固定スクロール側穴とが連通している間の旋回スクロール側穴の弧状の軌跡長さｌが最大となるズレ量とし、Δｙを穴加工の位置ズレや組立精度のズレ等のズレ量とすると、

となるようにしたものである。このように、軌跡中心Ｃ₃と中心Ｃ₄との距離αを旋回半径γからｙ₀だけ予めずらしておくことで、穴加工の位置ズレや組立精度等のズレ量Δｙによる開口面積比の変化ΔＡを抑えることができ、給油流量の変化も抑えられ、圧縮機の性能低下や信頼性の低下を防止できる。

請求項７のスクロール圧縮機は、作動媒体である冷媒をＣＯ₂にしたものであり、このようにＣＯ₂冷媒では、圧縮機の軸受等の潤滑油流量を、従来のＨＦＣ１３４のようなフッ素化合物を冷媒として使用したものと同等にしようとすると、圧力が高いために間欠給油穴を小さくする必要が生じ、穴の位置ズレの影響は致命的となるので、位置ズレを抑制する本発明は特に有効である。

以下、図面に従って本発明の実施の形態のスクロール圧縮機について説明する。図１は、本発明の実施の形態のスクロール圧縮機の断面図であり、図２は、本発明の主要部である間欠給油機構の詳細断面図である。

スクロール圧縮機１００は、容器としての外郭ハウジング１と、この外郭ハウジング１内に収容された圧縮機構部２、及び電動機部３とから構成されている。このスクロール圧縮機１００は、横置きの圧縮機とされ、図１において下面が設置面とされ、右側に圧縮機構部２が左側に電動機部３が配置され、両者は、主軸としてのシャフト（回転軸）４によって接続されている。そして電動機部３により圧縮機構部２が駆動されるようになっている。

外郭ハウジング１は、円筒状の本体ハウジング１１、前部ハウジング１２及び後部ハウジング１３とから構成されている。これらのハウジング１１，１２，１３が固着されて、外郭ハウジング１内には密閉された空間が形成されるようになっている。本体ハウジング１１には、圧縮機構部２の吸入室２５に接続する吸入パイプ（図示せず）と、同じく圧縮機構部２の吐出室２６に接続する吐出パイプ１８とが設けられている。この吸入パイプから冷凍サイクルからの低圧の冷媒及び低温のオイル（潤滑油）とが混合したガスが外郭ハウジング１内に流入するようになっている。

電動機部３は、主軸としてのシャフト４に固定される回転子３１と、この回転子３１の外周側に配置される固定子３２とから構成されている。固定子３２は、本体ハウジング１１の内周面に焼嵌め又は圧入により固着されている。この電動機部３には、図示しない外部電源から電力が供給されるようになっており、これにより、回転子３１が回転駆動され、それとともにシャフト４も回転駆動するようになっている。

圧縮機構部２は、センタケーシング２１と、旋回スクロール２２、固定スクロール２３及び弁カバー２４を備えている。センタケーシング２１は、本体ハウジング１１の内周面に焼嵌め又は圧入により固着されている。センタケーシング２１の中心部には、シャフト４を貫挿する孔が設けられており、この孔に軸受が嵌挿されて、シャフト４を回転可能に軸支する主軸受部５となっている。一方、本体ハウジング１１の電動機部側には、シャフト４を支持するために支持部材１４が本体ハウジング１１の内周面に固定されており、この支持部材１４の中央部には、芯出し部材１５が固着されている。芯出し部材１５の中央部にもシャフト４を貫挿する孔が設けられ、この孔に軸受が嵌挿されてシャフト４を回転可能に軸支する副軸受部６となっている。

シャフト４内には、内部を軸方向に貫通しているオイル通路４２が設けられていると共に、シャフト４の先端には、シャフト４の中心軸から偏心したクランク部４１が設けられていて、このクランク部４１が旋回スクロール２２に連結されることで、シャフト４の回転に伴って、旋回スクロール２２が偏心回転運動をするようになっている。

旋回スクロール２２は、略円形をした旋回スクロール端板部２２ａと、この端板部２２ａの片側に突出して形成され、円筒形状をしたボス部２２ｃと、このボス部２２ｃが形成されている端板部２２ａの他面側に突出して形成されている渦巻き形状をした旋回スクロール羽根部２２ｂとからなる。ボス部２２ｃには、軸受が圧入固定されていてシャフト４のクランク部４１に回転自在に支持されている。

旋回スクロール２２に対して偏心した位置で対向して、回転方向に１８０度ずらして噛み合う固定スクロール２３が設けられ、この固定スクロール２３はボルト等によりセンタケーシング２１に固定されている。固定スクロール２３は、略円形をした固定スクロール端板部２３ａと、旋回スクロール羽根部２２ｂと略同形状をした渦巻状の固定スクロール羽根部２３ｂとからなり、この旋回スクロール羽根部２２ｂと相対するように組み付けられる。旋回スクロール羽根部２２ｂと固定スクロール羽根部２３ｂとが噛み合うことによって、それらの渦巻状の羽根部２２ｂ，２３ｂ間に冷媒を取り込んで圧縮する三日月状の作動室（圧縮室）２７が複数個形成されるが、２つのスクロール２２，２３の共通の中心部領域には、圧縮された冷媒の圧力が最も高くなる高圧作動室が１つだけ形成される。この固定スクロール端板部２３ａの略中央には、高圧作動室から圧縮された冷媒を吐出するために吐出口２３ｃが形成されている。

固定スクロール２３と旋回スクロール２２の２つの渦巻状の羽根部２３ｂ，２２ｂとが噛み合わされた外周側に位置して吸入室２５が形成されている。吸入室２５には吸入パイプ（図示せず）が接続していて、この吸入パイプが図示しない冷凍サイクルの低圧側と接続している。２つの渦巻状の羽根部２３ｂ，２２ｂによって形成される作動室２７のうちの最も外周側にある作動室が外周に向かって開いた時に、吸入室２５から圧縮すべきＣＯ₂ガスが作動室に取り込まれるようになる。また、吸入室２５は、センタケーシング２１に設けられた連通孔２１ａによって、電動機部３が収容された密閉空間Ｓと連通している。

固定スクロール端板部２３ａの羽根部２３ｂと反対側の略中央部には、凹状に窪んだ吐出室２６が設けられていて、吐出室２６は弁カバー２４で覆われている。吐出室２６は、吐出口２３ｃを介して高圧作動室（圧縮室）２７と連通している。吐出室２６にはリード弁２６ａが設けられている。このリード弁２６ａは吐出室２６側に開く構成とされており、吐出室２６内の高圧冷媒が作動室２７に逆流することを防止する弁である。

吐出室２６は吐出管１５によって遠心力によって気体と液体とを分離する気液分離部２８に連通しており、圧縮された吐出ガスは吐出室２６から気液分離部２８に入り、ここで高圧冷媒ガスと高温のオイルとに分離され、高圧冷媒ガスは、図示しない冷凍サイクルの高圧側へと送られる。後部ハウジング１３には、隔壁１６によって仕切られた高圧側貯油室２９が設けられていて、気液分離部２８の下部とフィルタ２８ａを介して連通しており、気液分離部２８で分離された高温のオイルがフィルタ２８ａを通って一時的に高圧側貯油室２９に貯溜する。

一方、外郭ハウジング１内をセンタケーシング２１によって仕切られた電動機部３が収容された密閉空間Ｓ内の下部には、低圧側油溜り１７が形成されている。なお、冷媒ガスの吸入室２５は、センタケーシング２１に設けた連通孔２１ａによって低圧側油溜り１７が形成されている低圧側の密閉空間Ｓと連通しており、オイルがミスト状に混入している吸入冷媒ガスの一部は密閉空間Ｓ内に流入している。また、支持部材１４には、複数の開口１４ａが設けられていて、支持部材１４の電動機部３と反対であって、支持部材１４と外郭ハウジング１とで囲まれる空間Ｓ′及び低圧側溜り１７に密閉空間Ｓ及び吸入室２５が連通するようになっている。また、吸入パイプ（図示せず）は、低圧側密閉空間Ｓに接続するように配設してもよい。

固定スクロール２３及び旋回スクロール２２には、高圧側貯油室２９内のオイルを旋回スクロール２２のボス部２２ｃ内の背圧空間２２ｄへと導入する給油通路７が形成されている。本発明においては、固定スクロール２３側の給油通路７と旋回スクロール２２側の給油通路７とは、間欠的に連通するようになっているが、この間欠給油機構については、本発明の特徴をなすものであり後に詳述する。

旋回スクロール２２のボス部２２ｃ内の背圧空間２２ｄに達したオイルは、シャフト４内のオイル通路４２に流入する。シャフト４の主軸受部５に対応する部位には径方向の孔４３が形成されている。したがって、オイル通路４２内を流れるオイルの一部は、孔４３を通って主軸受部５に供給され、主軸受部５の軸受を潤滑した後、センタケーシング２１の中央の孔内面とシャフト４の外周面との微小な隙間を通って低圧側油溜り１７へと流下する。

また、シャフト４の副軸受部６に対応する部位にも、シャフト４内のオイル通路４２に連通する径方向の孔４４が形成されている。したがって、オイル通路４２内を流れるオイルの一部は、孔４４を通って副軸受部６に供給され、副軸受部６の軸受を潤滑した後、芯出し部材１５の中央の孔内面とシャフト４の外周面との微小な隙間を通って低圧側油溜り１９へと流下する。

次に本発明の特徴である間欠給油機構について説明する。固定スクロール２３の固定スクロール端板部２３ａに設けられる給油通路７の固定スクロール側穴２３ｅが、旋回スクロール２２に向けて開けられている。一方、旋回スクロール２２の旋回スクロール端板部２２ａに設けられる給油通路７の旋回スクロール側穴２２ｅが、固定スクロール２３に向けて開けられている。固定スクロール側穴２３ｅと旋回スクロール側穴２２ｅとは、旋回スクロール２２の旋回によって、間欠的に連通されるようになっている。したがって、固定スクロール側穴２３ｅと旋回スクロール側穴２２ｅとで、間欠給油機構を構成している。なお、本実施形態においては、高圧貯油室２９に対し上流側穴が固定スクロール側穴２３ｅであり、下流側穴が旋回スクロール側穴２２ｅである。

本発明の実施形態においては、図２に示すようにまず固定スクロール側穴２３ｅと旋回スクロール側穴２２ｅとの間で穴径に差を設け、図２及び図３（ａ）に示すように高圧供給側である固定スクロール側穴２３ｅの穴径ｄ₁を小さくし、相対する受け側である旋回スクロール側穴２２ｅの穴径ｄ₂を大きくしている。図３（ａ）は、固定スクロール２２の中心Ｃ₁と旋回スクロール２３の中心Ｃ₂との関係及び固定スクロール側穴２３ｅと旋回スクロール側穴２２ｅとの関係を示す図であり、図３（ｂ）は、両者の間で穴径に差を設けた場合と差を設けない場合の作用効果を説明する図である。図３（ｂ）に示すように、両者の間で穴径に差を設けない場合には、両者の穴２３ｅ，２２ｅがずれると開口面積が変わるが、穴径に差を設けた場合では、両者の穴２３ｅ，２２ｅがずれても開口面積は変らない。本発明ではこのように、旋回スクロール側穴２２ｅと固定スクロール側穴２３ｅとが位置ズレを起こしても、両者間の開口面積の減少を抑えることができる。なお、高圧側である固定スクロール側穴２３ｅの穴径ｄ₁を小さくしたのは、旋回スクロール側穴２２ｅとの間で開口しない位置における両者の摺接面からの漏れを小さくするためである。

更に本実施形態では、固定スクロール側穴２３ｅと旋回スクロール側穴２２ｅとの位置関係を特定している。図４（ａ）は、本実施形態における固定スクロール２３と旋回スクロールの中心Ｃ₁，Ｃ₂及び穴２２ｅ，２３ｅの位置関係を示す図であり、図５（ａ）は、これらの位置関係が悪い例を示している。本実施形態では、図４（ａ）に示すように、旋回スクロール２２の自転方向と旋回スクロール側穴２２ｅの回転方向を接線方向としている。これに対し、図５（ａ）では、旋回スクロール２２の自転方向と旋回スクロール側穴２２ｅの回転方向を法線方向としている。

図４（ｂ）及び図５（ｂ）は、それぞれの場合における穴２２ｅ，２３ｅの角度ズレ方向を示しており、図８は、図４の位置関係の場合と図５の位置関係の場合における自転角度ズレに対する開口面積比を示すグラフである。このように、図４のように旋回スクロール２２の自転方向と旋回スクロール側穴２２ｅの回転方向を接線方向とすることで、図４に示すようにこれらを法線方向とするよりも、図８に示すように旋回スクロール２２の自転ズレに対して開口面積比を変動しない状態にすることができる。

図６は旋回スクロール側穴２２ｅの旋回中心Ｃ₃に対する固定スクロール側穴２３ｅの設置範囲を説明する図である。即ち、固定スクロール２３の中心Ｃ₁と旋回スクロール側穴２２ｅの旋回中心Ｃ₃とを結び、旋回スクロール側穴２２ｅの旋回中心Ｃ₃に対し、９０度の角度範囲内に固定スクロール側穴２３ｅを配置するようにしている。上述したように、旋回スクロール２２の自転方向と旋回スクロール側穴２２ｅの回転方向を法線方向にすることが、両者の穴の開口面積比を最も悪くするものであるが、旋回スクロール側穴２２ｅの旋回中心Ｃ₃に対し、９０度の角度範囲内に固定スクロール側穴２３ｅを配置するのであれば、許容することができる。

更に本実施形態では、固定スクロール側穴２３ｅと旋回スクロール側穴２２ｅの軌跡が図７に示されるような関係をもつように定めている。図７に示すようにスクロール型では旋回半径γが小さいために旋回スクロール側穴２２ｅは固定スクロール側穴２３ｅを真横に横切るのではなく、円弧を描きながら固定スクロール側穴２３ｅとクロスするため、図７に示すように、ｙ方向のズレに対し固定スクロール側穴２３ｅの中心Ｃ₄と旋回スクロール側穴２２ｅの軌跡中心Ｃ₃の組合わせ状態での距離αを旋回半径γと同一とする（図７（ａ）参照）と、図９のグラフに示すように、両者の開口面積比はｙ₀ずれた点で最大となる。そこで、図７（ｂ）に示すように本実施形態では固定スクロール側穴２３ｅの中心Ｃ₄と旋回スクロール側穴２２ｅの軌跡中心Ｃ₃との組合わせ状態での距離αと旋回半径γとの関係が、α＜γとすることで、固定スクロール側穴２３ｅと旋回スクロール側穴２２ｅとの上下位置ズレに対する流量変化を均等にしている。

このように本実施形態では、旋回スクロール側穴２２ｅは固定スクロール側穴２３ｅと円弧状の軌跡を描きながら連通する。図７（ｂ）に示すように固定スクロール側穴２３ｅの中心Ｃ₄と旋回スクロール側穴２２ｅの軌跡中心Ｃ₃との距離αと旋回スクロール２２の旋回半径γとが、ｙ方向にｙ₀だけずれたときに、固定スクロール側穴２３ｅと旋回スクロール側穴２２ｅの開口面積比は最大となる。この場合、ズレ量ｙ₀は、旋回スクロール側穴２２ｅと固定スクロール側穴２３ｅとが連通している間の旋回スクロール側穴２２ｅの弧状の軌跡長さｌが最大となるズレ量として与えられる。

以下に開口面積比を最大にするための弧状の軌跡長さｌが最大となるｙ方向のズレ量ｙ₀の導出について説明する。図１０（ａ）に示すように軌跡中心Ｃ₃を中心として旋回半径γで旋回スクロール側穴２２ｅが回転する。弧状の軌跡長さｌがなす角を２θ_cとすると、弧状の軌跡長さｌは、次の式で表わされる。
ｌ＝２γθ_c …（１）

ここで、固定スクロール側穴２３ｅと旋回スクロール側穴２２ｅとが接する角度θ_cを求める。なお、Ｌは穴２２ｅの中心と穴２３ｅの中心との距離である。

２Ｌ＝ｄ₁＋ｄ₂より、（２）式を整理すると、

となり、この（３）式から

（４）式が得られる。
この（４）式を（１）式に挿入すると、

（５）式が得られる。

一般にＹ＝ｃｏｓθ、θ＝ｃｏｓ^-1Ｙは、図１０（ｂ）に示すような曲線で表わされる。即ち、θ＝０のときＹ＝１で最大である。
（５）式の括弧内を、ｙとして置くと、

となる。したがって、軌跡長さｌの最大値を与えるのは、ｙが最小のときであり、ｙの最小を与えるｙ₀を求める。
このため、（６）式をｙ₀で微分して、整理すると
ｙ′＝（２γ²−２γｙ₀）^-2〔−２γ（ｄ₂／２＋ｄ₁／２）²＋４γ²ｙ₀−２γｙ₀ ²〕 …（７）
となる。

ｙ′＝０より、また、γ＝ｙ₀となることはないので、
−２γ（ｄ₂／２＋ｄ₁／２）²＋４γ²ｙ₀−２γｙ₀ ²＝０ …（８）
上記（８）式の２次方程式を解くと、

となり、ｙ₀がマイナス値であることから、

が得られる。

このようにして、旋回スクロール側穴２２ｅの軌跡中心Ｃ₃と固定スクロール側穴２３ｅの中心Ｃ₄との距離αと旋回半径γとが、両者の穴２２ｅ，２３ｅの開口面積比を最大とするｙ方向のズレ量ｙ₀は、

で与えられる。なお、この場合、Δｙを穴加工及び組立精度のズレ量とすると、α＝γ＋（ｙ₀±Δｙ）であり、Δｙ＝βγとするとβ＝０〜０．１であることが望ましい。

図１１（ａ）は、固定スクロール側穴と旋回スクロール側穴とのｙ方向の位置ズレに対して、両者の開口面積比（流量比）がどのように変化するかを表わした図であり、横軸がｙ方向の位置ズレで、縦軸が開口面積比である。即ち、ズレ量ｙ₀で開口面積比が最大になる。なお、Δｙは、穴加工の位置ズレや組立精度のズレを示している。

図１１（ｂ）と図１１（ｃ）は、位置ズレがない場合と位置ズレがある場合の開口面積比の変化ΔＡを比較する図である。これらの図から分るように、位置ズレがある場合の方が、Δｙによる開口面積比の変化ΔＡを小さくすることができる。即ち、固定スクロール側穴２３ｅの中心Ｃ₄と旋回スクロール側穴２２ｅの軌跡中心Ｃ₃との距離を旋回半径γからズレ量ｙ₀だけ予めずらしておくことで、穴加工の位置ズレや組立精度のズレ等のズレ量Δｙによる開口面積比の変化ΔＡを抑えることができる。これにより、給油流量の変化も抑えられ、圧縮機の性能低下や信頼性の低下を防止することができる。

次に上記のように構成されたスクロール圧縮機１００の作動について説明する。電動機部３に外部から電力が供給されると、回転子３１が回転駆動し、それに伴いシャフト４が回転する。このシャフト４が回転することに伴いシャフト４の先端のクランク部４１が所定の偏心量γをもってシャフト４のまわりを回転し、クランク部４１に連結された旋回スクロール２２は旋回する。これにより、圧縮機構部２の作動が行われる。

圧縮機構部２の作動に伴う冷媒及びオイル（潤滑油）の流れは以下のように行われる。なお、本発明では、冷媒として好適には二酸化炭素（ＣＯ₂）が使用される。
まず、圧縮機構部２の作動により、外部の冷凍サイクル系から吸入パイプを通って圧縮機構部２の吸入室２５内に低圧の冷媒と低温のオイルの混合ガスが流入する。なお、吸入パイプから流入する冷媒は原則として気体である。この混合ガスは、圧縮機構部２の作動室２７内に入り圧縮された後に吐出口２３ｃから吐出室２６内に吐出される。なお、吸入室２５内の混合ガスの一部は、センタケーシング２１の連通孔２１ａを通って低圧側密閉空間Ｓ内に流入する。

吐出室２６内の圧縮された混合ガスは、吐出管１５を通って気液分離部２８に運ばれ、ここで高温の冷媒ガスの高温のオイルとに分離され、高温の冷媒ガスは外部の冷凍サイクル系に送られる。一方、高温のオイルは高圧側貯油室２９に一時的に貯溜され、その後、給油通路７を通って背圧室２２ｄに供給される。なお、給油通路７の途中には、固定スクロール側穴２３ｅと旋回スクロール側穴２２ｅとからなる間欠給油機構が設けられていて、旋回スクロールの回転により間欠的に連通することで、高圧側貯油室２９から背圧室２２ｄに送られるオイルが流量制御又は背圧流量制御される。背圧室２２ｄに送給されたオイルは、シャフト４のオイル通路４２を通って、主軸受部５及び副軸受部６に供給され、それらの軸受を潤滑する。オイル通路４２から孔４３を通って主軸受部５に供給される高温オイルは、その後主軸受部５の微小な隙間を通って低圧側油溜り１７へと流下し、同様にオイル通路４２から孔４４を通って副軸受部６の微小な隙間を通って低圧側油溜り１９へと流下する。

上述した実施形態では、固定側に設けた穴を固定スクロールに設けたもので説明しているが、固定スクロールではなく、旋回スクロールに相対するハウジングに穴を設けるようにしてもよい。

以上説明したように、本発明では、間欠給油穴の位置ズレによる開口面積（流量）のばらつきを抑えることができ、所望の流量制御特性及び背圧流量制御特性を有するスクロール圧縮機を提供できる。
なお、ＣＯ₂冷媒を用いた圧縮機では、軸受等の潤滑油量を従来並にしようとすると、圧力が高いため間欠給油穴を小さくする必要が生じ、位置ずれの影響は致命的となるが、本発明では、位置ずれがあっても、その影響を抑制できるので、本発明のようなＣＯ₂冷媒を用いたスクロール圧縮機に特に有効である。

本発明の実施の形態のスクロール圧縮機の断面図である。 本発明の要部詳細断面図である。 本実施形態におけるスクロール圧縮機において、（ａ）は固定スクロールの中心Ｃ₁と旋回スクロールの中心Ｃ₂及び固定スクロール側穴と旋回スクロール側穴との関係を説明する図であり、（ｂ）はその作用効果を説明する図である。 （ａ）固定スクロール側穴と旋回スクロール側穴との連通時の良い例の関係を説明する図であり、（ｂ）は、両者の穴のズレ方向を説明する図である。 （ａ）固定スクロール側穴と旋回スクロール側穴との連通時の悪い例の関係を説明する図であり、（ｂ）は、両者の穴のズレ方向を説明する図である。 本実施形態における固定スクロール側穴と旋回スクロール側穴との連通範囲（固定スクロール側穴の配置範囲）を説明する図である。 本実施形態における、固定スクロール側穴の中心Ｃ₄と旋回スクロール側穴の軌跡中心Ｃ₃との距離αと旋回半径γとの関係を説明する図（ａ），（ｂ）である。 固定スクロール側穴と旋回スクロール側穴との連通時の配置が、図４と図５とにおけるときの、旋回スクロールの自転角度と開口面積比との関係を示すグラフである。 固定スクロール側穴の中心Ｃ₄と旋回スクロール側穴の軌跡中心Ｃ₃との距離αと旋回半径γとがα＝γのときの、ｙ方向のピーク点での位置ズレを示すグラフである。 （ａ）は、固定スクロールと旋回スクロールの両者の穴が連通している間の旋回スクロール側穴の弧状の軌跡長さｌとこの軌跡長さがなす角２θ_cを説明する図であり、（ｂ）は、θ＝ｃｏｓ^-1Ｙのグラフを説明する図である。 （ａ）は、固定スクロール側穴と旋回スクロール側穴との位置ズレに対する開口面積比の変化を示す図であり、（ｂ），（ｃ）は位置ズレがある場合とない場合との開口面積比の変化を比較する図である。

符号の説明

１００ スクロール圧縮機
１ 外郭ハウジング（容器）
１１ 本体ハウジング
１２ 前部ハウジング
１３ 後部ハウジング
１４ 支持部材
１７ 低圧側油溜り
２ 圧縮機構部
２１ センタケーシング
２２ 旋回スクロール
２２ａ 旋回スクロール端板部
２２ｂ 旋回スクロール羽根部
２２ｄ 背圧室
２２ｅ 旋回スクロール側穴（間欠給油機構）
２３ 固定スクロール
２３ａ 固定スクロール端板部
２３ｂ 固定スクロール羽根部
２３ｅ 固定スクロール側穴（間欠給油機構）
２５ 吸入室
２６ 吐出室
２７ 作動室（圧縮室）
２８ 気液分離部
２９ 高圧側貯油室
３ 電動機部
３１ 回転子
３２ 固定子
４ シャフト
４２ オイル通路
５ 主軸受部
６ 副軸受部
７ 給油通路
Ｓ 密閉空間
Ｃ₁ 固定スクロールの中心
Ｃ₂ 旋回スクロールの中心
Ｃ₃ 旋回スクロールの旋回（軌跡）中心
Ｃ₄ 固定スクロール側穴の中心

Claims (7)

1. 旋回スクロール（２２）及び固定スクロール（２３）とを互いに摺動するように組み合わせて構成し、作動媒体を圧縮する圧縮機構部（２）と、
   前記圧縮機構部（２）を収納する容器（１）と、
   前記圧縮機構部（２）の吐出側に設置され、作動媒体から分離された潤滑油を一時的に貯留する高圧貯油室（２９）と、
   を備えていて、分離した潤滑油を吐出圧と吸入圧、或いはそれらの中間圧との差圧を利用して、潤滑油を循環させるスクロール圧縮機（１００）において、
   前記高圧貯油室（２９）につながる前記圧縮機構部（２）の固定側又は可動側の一方に設けられた、前記高圧貯留室に対し上流側穴（２３ｅ）と、他方に設けた下流側穴（２２ｅ）とが、旋回スクロールを駆動する回転軸の回転に伴って間欠的に連通することで潤滑油流量制御又は背圧流量制御を行う間欠給油機構を有していて、前記上流側穴（２３ｅ）の穴径ｄ₁が前記下流側穴（２２ｅ）の穴径ｄ₂よりも小さいことを特徴とする密閉型スクロール圧縮機。
2. 前記上流側穴（２３ｅ）が固定スクロール側穴として固定スクロール端板部（２３ａ）に設けられ、前記下流側穴（２２ｅ）が旋回スクロール側穴として旋回スクロール端板部（２２ａ）に設けられており、前記上流側穴（２３ｅ）と、前記下流側穴（２２ｅ）とが、旋回スクロールの回転に伴って間欠的に連通することを特徴とする請求項１に記載のスクロール圧縮機。
3. 固定スクロール中心Ｃ₁と旋回スクロール側穴（２２ｅ）の旋回中心Ｃ₃とを結ぶ線上における、旋回スクロール側穴の旋回中心Ｃ₃に対し、±４５度の角度範囲内に前記固定スクロール側穴（２３ｅ）が配置されていることを特徴とする請求項２に記載のスクロール圧縮機。
4. 前記旋回スクロール（２２）の自転方向と前記旋回スクロール側穴（２２ｅ）の回転方向を接線方向とすることを特徴とする請求項２又は３に記載のスクロール圧縮機。
5. 前記旋回スクロール側穴（２２ｅ）の軌跡中心Ｃ₃と前記固定スクロール側穴（２３ｅ）の中心Ｃ₄との距離αと旋回半径γとの関係が、α＜γであることを特徴とする請求項２，３又は４に記載のスクロール圧縮機。
6. 前記旋回スクロール側穴（２２ｅ）の軌跡中心Ｃ₃と前記固定スクロール側穴（２３ｅ）の中心Ｃ₄との距離αと旋回半径γとの関係が、ｙ₀を旋回スクロール側穴と固定スクロール側穴とが連通している間の旋回スクロール側穴の弧状の軌跡長さｌが最大となるズレ量とし、Δｙを穴加工・組立精度のズレ量とすると、
   

   

   であることを特徴とする請求項２〜５のいずれか一項に記載のスクロール圧縮機。
7. 作動媒体である冷媒が、二酸化炭素（ＣＯ₂）であることを特徴とする請求項１〜６のいずれか一項に記載のスクロール圧縮機。

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