JP2009030570A - 流体機械 - Google Patents

Abstract

【課題】
流体機械の給油ポンプの性能向上を、加工コストの低減とともに実現し、性能向上とコスト低減を両立した流体機械を提供することを目的とする。
【解決手段】
流体機械の給油ポンプを、シャフトの回転中心に対して旋回半径Ｅで旋回するインナーピストンと、前記シャフトの回転中心に対して偏心量Ｅで回転フリーに支持され前記インナーピストンを隙間嵌合するポンプ溝が穿設されるアウターロータと、それらを囲むポンプケーシングから構成し、シャフト端部に設置する。また、シャフトスラスト力を活用して、ポンプ室を覆う回動カバーをアウターロータまたはインナーピストンへ付勢する。
【選択図】図２

Description

本発明は、作動流体に回転動力を与えてその圧力を高める圧縮機や、高圧の作動流体を膨張させて回転動力を取り出す膨張機や、作動流体の流速を増大させる送風機等の、流体機械に係り、特に、軸受給油用給油ポンプのエネルギー効率向上を加工コストの低減とともに実現するに好適な流体機械に関する。

従来のこの種の流体機械では、特開平１０−１８９８０号公報に示されるスクロール圧縮機のように、内接歯車型のトロコイド式ポンプが給油ポンプとして広く用いられていた。

特開平１０−１８９８０号公報

流体機械の給油ポンプは、貯油部から油を吸い上げて軸受へ供給し、軸受の潤滑性能を保つ仕事を担う。つまり、給油ポンプは、流体機械が担うメインの仕事をサポートする構成要素である。このため、従来は、給油ポンプの消費電力量が、流体機械の担うメインの仕事量に対して極めて小さいことが、流体機械へ給油ポンプを搭載する必要条件であった。流体機械のメインの仕事量が増大すると、軸受の必要給油量は増大するため、給油ポンプの吐き出し量を増大させなければならない。一方、通常の場合、ポンプのエネルギー効率は、ポンプの吐き出し量が大きくなるに連れて高くなるため、仕事量の小さい流体機械への給油ポンプ搭載は、これまであまり行われてこなかった。

ところが、近年、給油ポンプによる軸受信頼性の向上とともに、軸受摩擦の低下や給油量の適正化に伴う各種損失の低減が注目されるようになり、性能向上を狙いの一つとして、仕事量の小さい流体機械へ給油ポンプを搭載する流れが起ってきた。このため、給油ポンプのエネルギー効率（以後、性能と表現する）の向上が大きな課題となってきた。

特許文献１に示すような従来の流体機械では、給油ポンプとして、トロコイド式ポンプを採用している。この給油ポンプは、歯車ポンプの一種であり、歯車の噛合いをシール箇所として用いるため、歯形の形状精度が給油ポンプの性能を大きく左右する。この種のポンプは、単純な円や直線ではなく、トロコイド、サイクロイド、インボリュートやそれに類する複雑な曲線を歯形として多用するため、従来は、コストを抑えるために、粉末金属を型成型して焼結させる粉末冶金法を用いることが多かった。

しかし、この製造法は、低コストではあるが、形状精度に限界があり、その歯形を用いる給油ポンプの性能向上にも限界が生じた。この対策としては、研磨等の後加工を施すことや、最初からＮＣ加工を行うことが考えられるが、これらの方法では加工コストが大幅にアップし、コスト低減が再び課題となってしまう。このように、従来のトロコイド式ポンプでは、給油ポンプの性能向上とコスト低減を両立できず、給油ポンプ搭載による流体機械の性能向上を低コストで実現することは極めて困難であった。

本発明の目的は、流体機械の給油ポンプに、歯車式とは異なる構成部品形状が単純な給油ポンプを採用することにより、低加工コストで高性能な給油ポンプを実現し、これを搭載することで、加工コストが低くかつ性能、信頼性がともに高い流体機械を提供することにある。

前記目的を達成するための第１の手段として、作動流体に対して圧力または流速に伴う力学的エネルギーの変化を与えるエネルギー授受機構と、前記エネルギー授受機構に対して回転動力の授受を行うシャフトと、前記シャフトを軸支する軸受と、前記エネルギー授受機構、前記シャフト及び前記軸受を収納したケーシングとを備え、前記ケーシングは、その内部空間に前記軸受に供給する油を貯留する貯油部を設け、前記シャフトは、その一端に前記軸受へ前記油を供給するための給油穴を開口し、前記貯油部から吸込んだ油を前記給油穴へ吐出する給油ポンプを設ける、流体機械において、前記給油ポンプは、前記シャフトの回転中心軸に対して旋回半径Ｅで旋回するインナーピストンと、前記シャフトの回転中心に対して偏心量Ｅで回転フリーに支持され前記インナーピストンを隙間嵌合するポンプ溝が穿設されるアウターロータと、前記ポンプ溝を前記インナーピストンで仕切って形成される二個のポンプ室を前記ケーシングの内部空間と隔成するポンプケーシングと、前記ポンプ室のうちで容積が拡大する吸込ポンプ室と前記貯油部を繋ぐポンプ吸込流路と、前記ポンプ室のうちで容積が縮小する吐出ポンプ室と前記給油穴を繋ぐポンプ吐出流路と、を設けた。

また、第２の手段として、前記第１の手段において、前記ポンプケーシングは、前記アウターロータの外周を回転フリーに支持するポンプシリンダと、前記アウターロータの両サイド面を挟んで前記ポンプ室を覆う、シャフト軸端部と対向するベースプレートと前記ベースプレートに対向するカバーからなる構成とした。

また、第３の手段として、前記第２の手段において、前記ポンプ吸込路は、ポンプ吸込掘込み、及び、前記ポンプ吸込掘込みと前記貯油部とを繋ぐポンプ吸込穴からなり、前記ポンプ吸込掘込みは、前記ベースプレート内面上で、前記吐出ポンプ室の掃引領域をはずれ、かつ、前記吸込ポンプ室の掃引領域を含む位置に設けた。

また、第４の手段として、前記第２または第３の手段において、前記ポンプ吐出路は、ポンプ吐出掘込み、及び、前記ポンプ吐出掘込みと前記ベースプレート内面上で前記給油穴を覆う穴カバー部とを繋ぐポンプ吐出溝からなり、前記ポンプ吐出掘込みは、前記ベースプレート内面上で、前記吸込ポンプ室の掃引領域をはずれ、かつ、前記吐出ポンプ室の掃引領域を含む位置に設けた。

また、第５の手段として、前記第４の手段において、前記ポンプ吐出溝は、前記ベースプレート内面上で、前記吐出ポンプ室が吐出完了した時の前記ポンプ吐出掘込み側仕切り箇所を含む位置に設けた。
また、第６の手段として、前記第５の手段において、前記ポンプ吐出溝は、前記吐出ポンプ室の吐出完了時に、前記ポンプ吐出溝を横切る前記ポンプ溝縁部の長さが、吸込み完了した吸込ポンプ室側よりも吐出完了した吐出ポンプ室側を大きくとる位置に設けられた。

また、第７の手段として、前記第２または第３の手段において、前記インナーピストンは前記シャフトと一体的に回転し、前記ポンプ吐出流路は、前記インナーピストンに、前記吐出ポンプ室を臨むインナーピストンの外周面と、内周側に設けられる前記給油穴またはそれと連通する空間領域を繋ぐ、回転ポンプ吐出流路とした。
また、第８の手段として、前記第７の手段において、前記回転ポンプ吐出流路は、前記吸込ポンプ室が吸込完了した時の前記ポンプ吸込掘込み側仕切り箇所を含む位置に設けた。
また、第９の手段として、前記第８の手段において、前記回転ポンプ吐出流路は、前記吸込ポンプ室の吸込完了時に、前記回転ポンプ吐出流路のインナーピストン外周側開口部が、吸込み完了した吸込ポンプ室よりも吐出完了した吐出ポンプ室側へより多く臨む位置に設けられた。

また、第１０の手段として、前記第９の手段において、前記回転ポンプ吐出流路は、前記インナーピストンの前記ベースプレート側端面に設けられる、回転ポンプ吐出溝とした。
また、第１１の手段として、前記第２の手段において、前記ポンプケーシングまたは前記インナーピストンまたは前記アウターロータの互いに相対運動する表面になじみ皮膜を形成した。
また、第１２の手段として、前記第１の手段において、前記エネルギー授受機構をスクロール圧縮機構とした。

また、第１３の手段として、前記第１２の手段において、前記スクロール圧縮機の渦巻体巻始め箇所が離れるタイミングで、前記給油ポンプの吐出量が最大となるように、前記給油ポンプの回転位相を設定した。
また、第１４の手段として、前記第２の手段において、前記ポンプケーシングは、前記ポンプシリンダと、前記アウターロータの各サイド面に配置され前記ポンプ室を覆う、前記シャフト軸端部と対向するベースプレートと、前記ベースプレートに対向して前記インナーピストンまたは前記アウターロータまたは前記シャフトと一体的に回動する、回動カバーとからなる。

また、第１５の手段として、前記第１４の手段において、前記回動カバーは、前記インナーピストンまたは前記アウターロータまたは前記シャフトと一体化する。
また、第１６の手段として、前記第１５の手段において、前記回動カバーは、相対的に回動する前記インナーピストンまたは前記アウターロータへ付勢すべく、付勢力を設定する。

また、第１７の手段として、前記第１６の手段において、前記ケーシングは、内部空間を吸込み圧力にするとともに前記エネルギー授受機構を、鏡板とそれに立設する渦巻体とを有する固定スクロールと、鏡板とそれに立設する渦巻体とを有する旋回スクロールと、前記両スクロールを噛み合わせて形成され容積が縮小することにより作動流体を圧縮する圧縮室と、前記旋回スクロールの背面に設けられ吸込み圧力より高く吐出圧力より低い中間圧力となる背圧室とを備えた。

また、第１８の手段として、前記第１７の手段において、前記シャフトは、前記給油ポンプと軸受ホルダとの間でかつ前記ハウジングの内面に形成される給油ポンプ背面空間と、前記給油穴と、を連通する給油ポンプ背圧導入路を設けた。
また、第１９の手段として、前記第１６の手段において、前記回動カバー、前記インナーピストン及び前記アウターロータのスラスト力を受ける少なくとも一つの面になじみ皮膜を形成した。

また、第２０の手段として、前記第１７の手段において、前記背圧室の圧力である背圧を吸込み圧力よりも概略一定の値だけ高くする背圧制御手段を設けた。
また、第２１の手段として、前記第１または前記第１４の手段において、前記モータをコギングトルクを有するものとし、前記クランクシャフトの回転と同期する前記インナーピストン３０ａの旋回角と前記アウターロータ３０ｂの偏心方向が一致する時に、前記モータ７のコギングトルクが概ね極大となるように、前記モータ７と前記給油ポンプ３０を配置する。

本発明によれば、流体機械に搭載する給油ポンプの加工コストを低減しつつ性能を大幅に向上できるため、それを搭載する流体機械の性能を向上させることが可能となる。また、給油ポンプの入力が低減するために、小さな仕事量の流体機械への給油ポンプ搭載も可能となり、軸受給油の安定供給による軸受信頼性の向上と共に、給油量の適正化を図ることで流体機械の性能向上が実現できる。

（第１実施形態）
以下、本発明の第１の実施形態について、図１乃至図８を用いて説明する。本実施形態は、流体機械のうち、作動流体に圧力エネルギーを与える圧縮機であり、エネルギー授受機構は圧縮機構部１０となっている。そして、その圧縮機構部１０はスクロール部材からなる、スクロール圧縮機１である。図１は縦断面図、図２は給油ポンプの縦断面図（図１のＭ部で、図３のＬ１−Ｌ１断面）、図３は給油ポンプの横断面図（図２のＫ−Ｋ断面）、図４は給油ポンプの図２と異なる縦断面図（図３のＬ２−Ｌ２断面）、図５はベースプレートの平面図、図６はベースプレートの中央部拡大図、図７は給油ポンプの部品展開斜視図、図８は給油ポンプの動作説明図である。最初に、スクロール圧縮機１の全体構成と動作を主として図１を用いて説明し、その後、給油ポンプ３０の構成と動作を説明する。

スクロール圧縮機１は、作動流体を圧縮する圧縮機構部１０と、この圧縮機構部１０へ回転動力を与えるクランクシャフト６と、このクランクシャフト６を軸支する軸受２３、２４、２５と、クランクシャフト６の回転動力源となるモータ７と、油を軸受２３、２４、２５へ供給する給油ポンプ３０と、圧縮機構部１０、クランクシャフト６、モータ７及び給油ポンプ３０を収納したケーシング８とを主要な構成要素として備えている。そして、このスクロール圧縮機１は、クランクシャフト６が縦に配置され、上から圧縮機構部１０、モータ７及び給油ポンプ３０の順に配置された縦型のスクロール圧縮機である。

２は固定スクロール部材で、固定渦巻体２ａと固定鏡板２ｂとその周囲にあって渦巻体の歯先とほぼ同一の面を取付面とする取付部２ｃを主な構成部とし、固定鏡板２ｂには、過圧縮や液圧縮を回避する圧縮ばねと弁板とばね押さえからなるバイパス弁２２と中央付近の吐出口２ｄが設けられる。また、固定鏡板２ｂの上面には対象流体を吸込む吸込口２ｅが設けられる。３は旋回スクロール部材で、旋回渦巻体３ａと旋回鏡板３ｂを主な構成部とし、旋回鏡板３ｂの背面に旋回ボス部３ｇを突出させ、その中央に旋回軸受２３、その下端に旋回つば部３ｈを設ける。

４はフレームで、中央凹部の底面にリング溝４ｂを設け、そこにリングシール２１を挿入するとともに、中央下部に主軸受２４を設けて、そこにクランクシャフト６を挿入する。そして、クランクシャフト６上部の偏心したピン部６ａを前記旋回軸受２３へ挿入しつつ、旋回スクロール部材３をフレーム４へ装着する。ここで、旋回スクロール部材３の自転防止のために、フレーム４との間にオルダムリング５を係合する。次に、旋回渦巻体３ａと固定渦巻体２ａが噛合うように、上部から固定スクロール部材２を被せ、固定スクロール部材２の取付部２ｃをフレーム４へねじ固定する。

これにより、両渦巻体間に概略閉じた空間である複数の圧縮室１００と、前記吸込口２ｃと通じる吸込室１０５が形成されるとともに、旋回スクロール部材３の背面に背圧室１１０が形成される。この背圧室１１０は、旋回つば部３ｈとリングシール２１が対向することによりクランクシャフト６側の領域と圧力的に仕切られる。さらに、ピン部６ａ上部に旋回軸受室１１５が形成される。

以上のように、両スクロール２、３、オルダムリング５及びフレーム４が組合わされて、作動流体を吸込口２ｅから吸込み吐出口２ｄから高圧にして吐出させる圧縮機構部１０とともに、そこへ回転動力を伝えるクランクシャフト６からなるサブアセンブリが形成される。このサブアセンブリのクランクシャフト６へロータ７ａを固定配置したうえで、ステータ７ｂが固定配置されるシリンダケーシング８ａへサブアセンブリを固定配置し、回転駆動源のモータ７を形成する。また、シリンダケーシング８ａには副軸受支持板５０も固定配置されており、サブアセンブリの組み込みによって副軸受支持板５０の下方にクランクシャフト６の下端部が突出する。この突出したクランクシャフト６下端部へ、ボールブッシュ２５ａとそれを保持するボールホルダ２５ｂからなる副軸受２５を装着し、ボールホルダ２５ｂを副軸受支持板５０へ固定配置する。この副軸受２５の下部に、後で詳説する給油ポンプ３０が形成される。

また、シリンダケーシング８ａの側面には、吐出パイプ５２が固定配置される。一方、ハーメチック端子５４が溶接されている上ケーシング８ｂには、吸込口２ｅへ圧入する吸込パイプ５３が挿入され、ハーメチック端子５４の内部端子にモータ７からの電線を接続した上でシリンダケーシング８ａへ溶接する。その後、吸込パイプ５３を、吸込口２ｅへ圧入し、その後上ケーシング８ｂへロウ付けする。これにより、固定スクロールの上部に圧縮後の作動流体が吐出する吐出室が形成される。

そして、最後に、所望量の油を注入した後、シリンダケーシング８ａの底へ、底ケーシング８ｃを溶接し、前記したシリンダケーシング８ａ、上ケーシング８ｂと合わせて、ケーシング８を形成する。これにより、ケーシング８下部に油が溜まり、貯油部１２５となる。

次に、スクロール圧縮機１の動作を、作動流体の流れと油の流れとから、主に図１を用いて説明する。
まず、作動流体の流れを中心に説明する。作動流体は、吸込パイプ５３から吸込口２ｅを通って圧縮機構部１０へ入る。この中へ入った作動流体は、まず吸込室１０５内へ入る。そこで、モータ７によるクランクシャフト６の回転で、旋回スクロール３が旋回運動し、両渦巻体２ａ、３ａの間に圧縮室１００が形成される。

これにより、吸込室１０５内の作動流体が、圧縮室１００に閉じ込められ、その後、体積が縮小しつつ中央側へ移送される。このようにして、吐出圧まで昇圧した作動流体は吐出口２ｄまたはバイパス弁２２を通って圧縮機構部１０から吐出室１２０へ吐出される。そして、ケーシング８の内部でそこに含まれる油（後述）を分離した上で、吐出パイプ５２を通り、スクロール圧縮機１の外部へ流出する。

次に、油の流れを中心に説明する。貯油部１２５に溜まっている油は、クランクシャフト６の回転で駆動される給油ポンプ３０により、クランクシャフト６を軸方向に貫通する給油縦穴（給油穴）６ｂを通って、流路抵抗の小さい三経路に分流し、各軸受へ供給される。第一の給油路は副軸受給油横穴６ｇを経由する副軸受給油路である。第二の給油路は主軸受給油横穴６ｃから主軸受溝６ｄを通って主軸受２４に給油する主軸受給油路である。第三の給油路は、旋回軸受室１１５から旋回軸受溝６ｅを通って旋回軸受２３に給油する旋回軸受給油路である。この内、第二、第三の給油路を経て軸受へ供給された油の一部は、旋回つば部３ｈに設けられてリングシール２１を跨いで旋回する油ポケット３ｉにより、間欠的に背圧室１１０へ給油される。一方、背圧室給油以外の油は、排油路１５５を経て、貯油部１２５へ戻る。

ところで、背圧室へ供給された油は、背圧室１１０内で摺動するオルダムリング５の潤滑を行う。この油は、さらにその後、旋回スクロール３と固定スクロール２が互いに押付け合うスラスト軸受部１６０を潤滑しながら通って、吸込室１０５または圧縮室１００へ給油される。また、このスラスト軸受部１６０と並列して、背圧室１１０から吸込室１０５または圧縮室１００へ油を流す背圧制御弁２６を設ける。吸込室１０５や圧縮室１００へ流入した油は、圧縮される作動流体とともに、圧縮室のシール性を向上させて圧縮性能を向上させつつ、吐出口２ｄへ移送され、吐出室１２０へ吐出される。

その後は、前述の如く、ケーシング８内で作動流体と分離され、貯油部１２５へ戻る。ところで、背圧室１１０へ流入した油は、減圧されるために、そこに溶解する作動流体のガス化が生じ、背圧室の圧力（以後、背圧と称する）が上昇する。しかし、出入口の圧力差が所定値を超えると開制御する背圧制御弁２６を設けているため、背圧は、出口側の吸込室１０５の圧力（吸込圧力）や圧縮室１００の圧力よりも前記所定値だけ高い圧力に制御される。

この背圧制御弁２６は、圧縮された弁ばね、弁板、弁キャップからなり、前記所定値は、弁ばねの圧縮量に対応する。この弁ばねの圧縮量を適正化することで、圧縮室１００内の作動流体による固定スクロール２から旋回スクロール３を引離そうとする引離力に対抗した必要最小限の引付力を、旋回スクロール３へ付加することができる。特に、空調サイクルの圧縮機として用いるような場合、前記バイパス弁２２と共に用いることで、極めて広範囲な運転条件下で最適な背圧設定を実現し、圧縮性能を向上する効果を奏する。以上説明したように、給油ポンプ３０は、貯油部１２５にある油を、副軸受２５、主軸受２４、旋回軸受２３のクランクシャフト６の各軸受部へ供給する本来の役割とともに、スラスト軸受部１６０への供給、背圧発生のための背圧室１１０への供給、圧縮室のシール性向上のための圧縮室１００への供給の役割も担っている。

次に、上述したような圧縮機内での役割を担う給油ポンプ３０の構成、及び、動作について、図２乃至図８を用いて説明する。本給油ポンプは、主として、給油ポンプの動力を供給するクランクシャフト６の回転に伴って旋回運動するインナーピストン３０ａと、クランクシャフト６に対し偏心した軸を回転軸とする回転フリーのアウターロータ３０ｂとからなり、そのアウターロータに穿設されたポンプ溝３０ｂ１へインナーピストン３０ａを嵌合して形成されるポンプ溝仕切り空間をポンプ室１４０として用いるものである。そして、このポンプ室１４０をケーシング８の内部空間と隔成するポンプケーシング３０ｃを設ける。このような構成で、ポンプ動作を実現するが、この動作は、円（定円と呼称する）の内部を滑らずに転がる転円の円周上の一点が、転円の直径と定円の半径が一致する場合に限って、定円の直径を往復運動する、という幾何学の定理を応用したものである。

まず、図２、３、４、７を用いて、構成を説明する。クランクシャフト６の下端に給油ポンプ軸部６ｆを設け、その先端部にクランクシャフト回転中心軸αから偏心した給油ポンプ偏心部６ｆ１（偏心部の中心軸をβとし、αからの偏心量Ｅとする）を設ける。その給油ポンプ偏心部６ｆ１に、隙間嵌めで、シリンダ形状のインナーピストン３０ａを設置する。これにより、インナーピストン３０ａは、クランクシャフト回転中心軸αを中心に旋回半径Ｅの旋回運動を行うことになる。一方、インナーピストン３０ａの旋回半径と同一量であるＥだけクランクシャフト回転中心軸αから偏心した軸を回転中心軸γとする、回転フリーのアウターロータ３０ｂを設ける。

このアウターロータ３０ｂには長穴形状のポンプ溝３０ｂ１が穿設され、そこへインナーピストン３０ａが隙間嵌合される。これにより、ポンプ溝３０ｂ１が二つの空間に仕切られ、各々の空間がポンプ室１４０となる。このポンプ室１４０は、ポンプケーシング３０ｃにより、ケーシング８の内部空間と隔成する。このポンプケーシング３０ｃは、アウターロータ３０ｂの下面及び上面側に各々設けるベースプレート３０ｃ１、カバー３０ｃ２と、それらの連結部であるとともにアウターロータを回転支持するポンプシリンダ３０ｃ３からなる。ここで、本実施形態のポンプケーシング３０ｃでは、図２、図４からわかるように、カバー３０ｃ２とポンプシリンダ３０ｃ３を一体化した上部ポンプケーシング部材３０ｃ２３とした。これにより、部品数が低減し、組立て性の向上が図れるという効果がある。

また、上部ポンプケーシング部材３０ｃ２３には、給油ポンプ偏心部６ｆ１を通す必要最小限の穴が設けられる。このため、組立ては、図７で示すように、上部ポンプケーシング部材３０ｃ２３の穴に給油ポンプ偏心部６ｆ１を通してから、偏心部へインナーピストン３０ａを挿入する順序で行う。この後、アウターロータを組み込んだ上で、ポンプシリンダ固定ねじ３０ｋにより、上部ポンプケーシング３０ｃ２３を副軸受支持板５０へ固定する。この時、クランクシャフト６を回しながら、ねじ締めを行う。これにより、ポンプシリンダ３０ｃ３の位置精度を高くできるため、アウターロータ回転中心軸γの位置精度が向上して、給油ポンプ３０の動作を滑らかにでき、給油ポンプの性能を向上する効果がある。

最後に、ベースプレート固定ねじ３０ｍで、ベースプレート３０ｃ１を上部ポンプケーシング３０ｃ２３へ固定する。ベースプレート３０ｃ１には、図５、図６で示すように、ポンプ吸込流路３０ｓとポンプ吐出流路３０ｄが設けられるため、上部ポンプケーシング３０ｃ２３との相対位置を精度良く確保する必要がある。このため、組立て時に、両者に設けた位置決め穴３０ｉ、３０ｉ２へノックピンを挿入し、両者の相対位置精度を高めている。これにより、ポンプ室１４０の回転位相とポンプ吸込流路３０ｓ、ポンプ吐出流路３０ｄの設定位置がマッチングし、吸込過程、吐出過程での油の流れを滑らかにできるため、給油ポンプ３０の性能を向上できるという効果がある。

以上説明した如く、給油ポンプ３０が形成されるが、この中で、ポンプ室を形成するために、高い形状精度が要求される、インナーピストン３０ａとアウターロータ３０ｂは、全て、平面または円筒面という、極めて単純な形状であることがわかる。これより、高精度が可能な切削加工も、低コストで実現可能となる。また、従来の焼結を伴う粉末成型でも、型精度を高めることが可能であることから、形状精度を高めることが可能となる。また、焼結時の熱変形も単純となり、この熱変形を考慮した型形状の修正も適正に実行できるため、さらに、形状精度を向上できる。この結果、この形式の給油ポンプにより、給油ポンプのコストを低減しつつ、給油ポンプの性能を向上できるため、これを搭載する、スクロール圧縮機１の軸受信頼性を向上できるとともに、ポンプ入力が低減するために、エネルギー効率が向上するという効果もある。

次に、図３、図６、図８を用いて、給油ポンプ３０のポンプ室の動作と、それに密接に係わって設定位置が決まるポンプ吸込流路３０ｓ及びポンプ吐出流路３０ｄを説明する。
まず、ポンプ室を、図３により説明する。ポンプ室１４０は、インナーピストン３０ａをポンプ溝３０ｂ１へ隙間嵌合し、ポンプ溝３０ｂ１を仕切ることで同時に二つ形成される。図３は、インナーピストン３０ａがポンプ溝３０ｂ１の端に来て、形成されるポンプ室１４０の一つが容積０となった場合である。

このときに形成される仕切り箇所は二箇所（δｓとδｄ）あり、どちらも、インナーピストン３０ａの外周円筒面とポンプ溝３０ｂ１の平面部が対向した形態となっている。これが、ポンプ室１４０のシール箇所となるが、これは、凸面同士が対向するトロコイド式歯車ポンプのシール箇所と比べ、シール性能の高い形態である。これより、漏れを抑制する給油ポンプが実現でき、給油ポンプ３０の性能を高くできるという効果がある。

次に、上記の如く形成されるポンプ室１４０のポンプ動作を図８により説明する。図８は、ポンプ室１４０が一行程進む間のポンプ動作を、図３と同一の断面で示したものである。この間に、クランクシャフト６は２回転（円状の矢印の向きに回転）する。図８は、クランクシャフト６が２２．５度回転する毎の断面変化を示しており、各構成要素の断面を表すハッチングは省略した。上述したように、ポンプ室１４０は同時に２個形成される。これら２個のポンプ室１４０は、互いに位相がずれているため、一方のポンプ室が吸込行程の場合、他方のポンプ室は吐出行程となるが、その動作は同一である。このため、一個のポンプ室に注目（図８のクロスハッチングしたポンプ室）して、ポンプ動作を説明する。

ここで、ポンプ室が吸込行程にある場合は吸込ポンプ室１４０ｓ、吐出行程にある場合は吐出ポンプ室１４０ｄと呼称する。ところで、ポンプ室が吐出完了した時は、吸込開始でもあるため、ポンプ室の呼称に混乱が生じるが、ここでは、吐出完了するまでを吐出行程と呼ぶこととし、吐出ポンプ室１４０ｄと定義する。同様に、吸込完了したポンプ室は吸込ポンプ室１４０ｓと呼ぶことにする。図８（図中の○付数字を、括弧付数字で表す。）の（２）から（９）が吸込行程、（１０）から（１６）を経て（１）までが吐出行程となる。また、ベースプレート３０ｃ１内面上に設けたポンプ吸込流路３０ｓ、ポンプ吐出流路３０ｄは、両者とも本来は隠れ線とすべきところであるが、今回は詳細な説明を行う必要から、細い実線で示した。また、上述したように、仕切り箇所が二箇所発生するが、それらのうちで、ポンプ吸込掘込み側に近い側の仕切り箇所をポンプ吸込掘込み側仕切り箇所δｓ、ポンプ吐出掘込み側に近い側の仕切り箇所をポンプ吐出掘込み側仕切り箇所δｄと表すことにする。

ポンプ吸込掘込み３０ｓ１は、図８に示すような、三日月状の形状とする。これは、吸込ポンプ室１４０ｓの掃引領域を含み、吐出ポンプ室１４０ｄの掃引領域を外れた箇所に設けた結果の形状である。ここで、中央部に小さな窪みを設けているが、これは、吸込行程開始直後（図８（２）の場合）の、δｓ付近の吐出ポンプ室１４０ｄを回避するために必要な形状である。このような形状のポンプ吸込掘込み３０ｓ１にポンプ吸込穴３０ｓ２を開口して、ポンプ吸込流路３０ｓを設ける。

また、ポンプ吐出掘込み３０ｄ１も、図８に示すような、三日月状の形状とする。これは、吐出ポンプ室１４０ｄの掃引領域を含み、吸込ポンプ室１４０ｓの掃引領域を外れた箇所に設けた結果の形状である。ポンプ吸込掘込みと同様に、中央部に小さな窪みを設けているが、これは、吸込行程終了直前（図８（８）の場合）の、δｄ付近の吸込ポンプ室１４０ｓを回避するために必要な形状である。そして、ポンプ吐出掘込み３０ｄ１へ流入した油をクランクシャフト６下端に開口する給油穴６ｂへ導くため、ベースプレート３０ｃ１内面上にポンプ吐出溝３０ｄ２を設ける。ポンプ吐出溝３０ｄ２が吸込ポンプ室１４０ｓと連通することは、ポンプ内で吐出側から吸込側へショートカットする油を発生させることになるため、極力回避しなければならない。

しかし、本給油ポンプ３０のポンプ室は、ベースプレート３０ｃ１内面上の広い領域を掃引する（回転するポンプ溝３０ｂ１の中をインナーピストン３０ａが往復運動して形成されるため）ため、その中央寄りの穴カバー部３０ｊと外周寄りのポンプ吐出掘込み３０ｄ１を繋ぐポンプ吐出溝をベースプレート内面上に配置することは、厳密には不可能となる。このため、ベースプレート３０ｃ１内部に、Ｕターンする吐出流路を設けることも考えられるが、これは、製作コストが高くなるという問題が生じる。そこで、本実施形態は、図８の（１）または図３で示す如く、吐出ポンプ室１４０ｄが吐出完了したときのポンプ吐出掘込み側仕切り箇所δｄを含む位置に、ポンプ吐出溝３０ｄ２を設けた。この場合、図８の概略（１６）−（１）―概略（２）の間で、ポンプ吐出溝３０ｄ２が吸込ポンプ室１４０ｓと連通することになるが、この吸込開始付近での吸込ポンプ室１４０ｓの吸込速度が小さい（吸込ポンプ室の容積増加率が小さい）ことから、ショートカット量はわずかとなる。よって、実際上、ポンプ吐出溝３０ｄ２と吸込ポンプ室１４０ｓの連通は無いとみなしてよく、加工コストの低減とともにポンプ性能の向上を実現できるという効果がある。

また、本実施形態のポンプ吐出溝３０ｄ２の設定位置をさらに詳細に述べると、吐出ポンプ室１４０ｄの吐出完了時に、ポンプ吐出溝３０ｄ２を横切るポンプ溝３０ｂ１の縁部長さが、吸込み完了した吸込ポンプ室１４０ｓ側よりも吐出完了した吐出ポンプ室１４０ｄ側を大きくとる位置に設けられている。この場合、ポンプ吐出溝３０ｄ２と吸込ポンプ室１４０ｓの連通は、図８の（１）から概略（２）の間での連通が大勢を占めることになる。図８の（１）から概略（２）の間での連通では、連通路に極めて細い吸込ポンプ室１４０ｓが入ってくるため、流路抵抗が非常に大きくなることがわかる。よって、ポンプ吐出側から吸込側へのショートカット量は一層抑制され、ポンプ性能が向上する効果がある。特に、本実施形態は、その中でも、吸込完了した吸込ポンプ室１４０ｓ側と横切るポンプ室縁部が０となっている場合であり、最もポンプ性能の向上を期待できる仕様となっている。

ところで、実際の加工や組立ての公差の影響により、ポンプ吐出溝３０ｄ２の設定が、上述した位置から多少外れる場合もあるが、その場合でも、ポンプ吐出側から吸込側へのショートカット量が多少増加するだけであり、元来効果として有するショートカット量の低減によるポンプ性能向上効果はある。

また、この給油ポンプ３０のポンプ室１４０の容積変化は、クランクシャフト６の回転周期に同期したサインカーブを描く。このため、軸受への給油量はクランクシャフト６の一回転毎に周期的な変動を生じる。スクロール圧縮機の場合、一般的に渦巻体２ａ、３ａの巻き始めが離れるタイミングでクランクシャフト６にかかる軸受負荷が最大となることが多い。このため、このタイミングで給油ポンプ３０の吐出量が最大となるように、給油ポンプ３０の回転位相を合わせるとよい。これにより、給油量が必要な時に集中的に給油することが可能となり、軸受給油量の低減を図ることができる。これにより、給油ポンプ３０の容量を小さくすることができるため、圧縮機の入力を低減でき、エネルギー効率を向上できるという効果がある。

また、軸受給油量を低減できるために、圧縮機の油封入量を低減できる。これにより、貯油室の油面が低くできるため、吐出油量を低減できるという効果もある。さらに、本圧縮機を、可燃性冷媒を用いる密閉されたサイクルで用いた場合、封入油量を低減できるために、油に溶け込む可燃性冷媒を低減でき、サイクル全体の可燃性冷媒の量を抑制できる。よって、サイクルの安全性を向上する効果を奏する。給油ポンプ３０から軸受への流路が長いような場合には、油中を圧力が伝播するのに要する時間を考慮して、給油ポンプ３０の吐出ピークを、軸受給油圧を最大としたいタイミングよりも早めることも重要である。

また、給油ポンプの案として、よくオルダム機構、ローリングピストン機構やベーンロータリ機構を用いたものが考えられているが、これらの機構には往復運動する構成要素があり、完全なバランスをとることができず、騒音や振動の原因となるのに対して、この給油ポンプ３０の運動する構成要素は、全て回転運動する。この結果、完全に回転バランスを取ることが可能であり、騒音や振動の原因となることを回避でき、騒音や振動の低い流体機械を実現できるという効果を奏する。

（第２実施形態）
次に、本発明の第２実施形態について、インナーピストン３０ａの縦断面図である図９と、アウターロータ３０ｂの縦断面図である図１０を用いて説明する。給油ポンプ３０のポンプ室形成要素である、インナーピストン３０ａとアウターロータ３０ｂの表面に、なじみ層を設ける以外は、第１実施形態と同様なので、なじみ層に関連する説明のみ行い、その他の説明は省略する。このなじみ層は、表面側になじみの容易ななじみ容易層３０ａ３、３０ｂ３、その奥に、なじみが困難ではあるがある程度のなじみが可能ななじみ困難層３０ａ２、３０ｂ２からなる。

この様なインナーピストンとアウターシリンダを用いることにより、公差のために本来は組立てが不可能な場合でも、なじませながら組立てることで、組立てが可能となり、仕切り箇所の隙間を小さくすることが可能となる。これにより、インナーピストン３０ａやアウターロータ３０ｂの形状公差を広くとっても、それらの組合せ時の隙間を小さく保つことが可能となる。これより、加工コストを低減しつつ給油ポンプの性能を高めることが可能となり、製造コストを抑えつつ性能の高い圧縮機を実現できるという効果がある。

本実施形態は、なじみ処理剤が母材表面を侵食して、そこから滲出した母材がなじみ処理剤と反応しつつ表面に析出して形成したなじみ容易層と、侵食された部分がなじみ処理剤と反応して形成されたなじみ困難層の場合である。たとえば、母材を鉄系材料とし、それにリン酸マンガン皮膜を形成する場合などがこれにあたる。この場合、もとの母材表面は、なじみ容易層となじみ困難層の境界となる。このような場合、インナーピストン３０ａとアウターロータ３０ｂやそれらを覆うポンプケーシング３０ｃの寸法に、干渉の危険性が生じる公差設定を行うことも可能となる。

これらを組合せると、母材同士の干渉部はなじみ困難層がなじんで干渉が回避されるが、なじみが困難であるため、干渉が回避された時点で、摺動力が急減し、干渉回避以降のなじみは進行しない。このため、要素間の隙間は最小に保持されることになり、漏れが抑制されて給油ポンプの高性能を実現できる。反対に、母材同士の隙間部は、なじみ容易層が埋めるため、なじみ層が無い場合よりも、隙間が小さくなり、漏れが抑制されて給油ポンプの高性能を実現できる。以上より、給油ポンプの各要素の公差を厳しく設定しなくても、高性能の給油ポンプを実現できることになり、加工コストを低減して、高性能の圧縮機を実現できるという効果を奏する。

（第３実施形態）
次に、本発明の第３の実施形態について、給油ポンプ３０の縦断面図（図１のＭ部）である図１１を用いて説明する。給油ポンプ軸部が別体化して、別体給油ポンプ軸部６ｆ‘、別体給油ポンプ偏心部６ｆ’１となり、それに関連して、カバー３０ｃ２の内径が縮小する以外は、前記第１や第２の実施形態と同様なので、別体給油ポンプ軸部６ｆ、カバー３０ｃ２の説明のみ行い、他の説明は省略する。給油ポンプ３０は、カバー３０ｃ２をクランクシャフト６下端にあてがってから、別体給油ポンプ軸部６ｆをクランクシャフト６に固定配置する。この方法は、圧入が一般的であるが、その場合には、副軸受の軸部が拡大するために、その拡大を考慮した軸受隙間を予め設定しておく。他の方法としては、通電して溶着させる方法や接着が考えられる。

この場合には、圧入時に生じるような軸部の拡大は起らないため、副軸受部の隙間管理が容易になるという効果がある。この方法の場合、カバー３０ｃ２の給油ポンプ軸部を通す穴は、給油ポンプ偏心部を通す必要がなくなるため、小さくすることができる。この結果、インナーピストン３０ａ上端面とカバー３０ｃ２の対向箇所を広くとることが可能となる。この対向箇所は、ポンプ室１４０のシール箇所であるため、漏れが抑制されて給油ポンプ３０の性能が向上するという効果がある。

（第４実施形態）
次に、本発明の第４の実施形態について、給油ポンプ３０の横断面図（図２のＫＫ断面）である図１２を用いて説明する。インナーピストンの外周面に平面部３０ａａｓ、３０ａａｄを設け、そこをポンプ溝３０ｂ１の仕切り箇所とする、平面付インナーピストン３０ａａとする以外は、前記第１乃至第３の実施形態と同様なので、平面付インナーピストン３０ａａの説明のみ行い、他の説明は省略する。これにより、ポンプ室１４０の仕切り箇所のシール性が向上し、漏れが抑制されて、給油ポンプ３０の性能が向上するという効果がある。

また、本実施形態は、ポンプ吐出溝３０ｄ２の幅をインナーピストンの外周平面部３０ａａｓ、３０ａａｄの幅以下とし、ポンプ吐出溝３０ｄ２の設定位置を、吐出ポンプ室１４０ｄが吐出完了したときのポンプ吐出掘込み側仕切り箇所に含まれる位置に設けた。この結果、ポンプ吐出溝３０ｄ２を介する、吸込側から吐出側への漏れが回避され、一層の漏れ低減が実現し、給油ポンプの性能向上が実現するという効果がある。もちろん、ポンプ吐出溝３０ｄ２の幅がインナーピストンの外周平面部３０ａａｓ、３０ａａｄの幅よりも大きくても、外周平面部を設定しない場合より、ポンプ吐出溝３０ｄ２を介する吸込側から吐出側への漏れが低減し、給油ポンプの性能が向上するという効果はある。また、仕切り箇所をインナーピストンの平面部に特定するため、仕上げ加工の領域を限定でき、加工コストの低減を図ることができるという効果がある。

また、二点鎖線で示したように、平面部３０ａａｓ、３０ａａｄを、円筒状のインナーピストンの外周面をカットして形成してもよい。この場合には、ポンプ長穴３０ｂ１との形状のずれで、吐出ポンプ室１４０ｄから吸込ポンプ室１４０ｓへ移行するときにポンプ室の容積が概略０とならないが、今回は液体の油を作動流体とするために、再膨張損失は問題とならず、性能低下はほとんど生じない。一方で、インナーピストン３０ａは、円柱加工後に、１８０度対向する箇所を外周カットして加工できるため、製作が極めて容易となり、製造コストが低減するという効果がある。

（第５実施形態）
次に、本発明の第５の実施形態について、給油ポンプ３０の縦断面図（図１のＭ部）である図１３を用いて説明する。給油ポンプ偏心部とインナーピストンが一体化し、クランクシャフト６に対して一体的に回転するように、Ｄカット面等の回り止め手段を講じた、回転規制インナーピストン３０ａ‘と、それを保持する同軸給油ポンプ軸部６ｆ’‘を設ける以外は、前記第３の実施形態と同様なので、回転規制インナーピストン３０ａ‘、同軸給油ポンプ軸部６ｆ’‘の説明のみ行い、他の説明は省略する。加工コストの高い偏心軸がなくなるため、コストが低減する圧縮機を実現できるという効果がある。

（第６実施形態）
次に、本発明の第６の実施形態について、回転規制インナーピストン３０ａ‘の斜視図である図１４、ベースプレート３０ｃ１の内面平面図である図１５、及び、ポンプ動作の説明図である１６を用いて説明する。ポンプ吐出流路を、ベースプレート３０ｃ１の内面から無くして（図１５参照）、回転規制インナーピストン３０ａ’の溝である回転ポンプ吐出溝３０ｄ‘とする（図１４参照）以外は、第五の実施形態と同様なので、ポンプ吐出流路に関する説明のみ行い、他の説明は省略する。ここで、図１６のポンプ動作説明図は図１３のＫ−Ｋ断面の変化を表しており、その表現法は、図８と同様であるため、図の構成の説明、ポンプ室の説明は省略する。

回転ポンプ吐出溝３０ｄ’は、図１４で示すようなインナーピストンの外周と内周を繋ぐベースプレート側の溝であり、それは、図８の（１）からわかるように、吐出ポンプ室１４０ｄが吐出完了した時のポンプ吸込掘込み側仕切り箇所δｓを含む位置に設定する。この場合、図１６の概略（１６）−（１）―概略（２）の間で、回転ポンプ吐出流路３０ｄ‘が吸込ポンプ室１４０ｓと連通することになるが、この吸込開始付近での吸込ポンプ室１４０ｓの吸込速度が小さい（吸込ポンプ室の容積増加率が小さい）ことから、吐出側から吸込側へのショートカット量はわずかとなる。よって、実際上、回転ポンプ吐出溝３０ｄ’と吸込ポンプ室１４０ｓの連通は無いとみなしてよく、加工コストの低減とともにポンプ性能の向上を実現できるという効果がある。

ところで、吸込ポンプ室１４０ｓの吸込完了時における回転ポンプ吐出溝３０ｄ‘の吸込ポンプ室１４０ｓ側へ臨む開口部は、ポンプ溝３０ｂ１とインナーピストン３０ａが大きく離間するために、流路抵抗が小さく、ポンプ吐出側から吸込側へのショートカット量は大幅に増大する。本実施形態の回転ポンプ吐出溝３０ｄ‘は、吸込ポンプ室１４０ｓの吸込完了時に、回転ポンプ吐出溝３０ｄ’のインナーピストン外周側開口部が、吸込み完了した吸込ポンプ室１４０ｓよりも吐出完了した吐出ポンプ室１４０ｄ側へより多く臨む位置に設けられている。このため、ポンプ吐出側から吸込側へのショートカット量は一層抑制され、ポンプ性能が向上するという効果がある。

特に、本実施形態は、その中でも、回転ポンプ吐出溝３０ｄ‘のインナーピストン外周側開口部が吸込完了した吸込ポンプ室１４０ｓにまったく臨まない場合であり、最もポンプ性能の向上を期待できる仕様となっている。この回転ポンプ吐出溝３０ｄ’のかわりに、インナーピストン円周面に設けた穴としても、回転ポンプ吐出流路の役割を果たすことが可能である。この場合には、インナーピストンの強度が確保できるため、内外周の差が小さくて厚みが薄い強度が低いインナーピストンの場合には有効である。

（第７実施形態）
本発明の第７実施形態のスクロール圧縮機５０１を図１７から図２１を用いて説明する。本実施形態は、ケーシング内の圧力を吸込み圧力とする、いわゆる低圧チャンバタイプのスクロール圧縮機であり、チャンバ内が低圧となる構成及びそれに関する機能や動作は、ケーシング内の圧力を吐出圧力とする高圧チャンバタイプのスクロール圧縮機である第１実施形態と大きく異なる。一方、給油ポンプの動作は、その軸方向の隙間管理を除いて、第１実施形態と同様である。このため、まず、低圧チャンバに関する構成や機能や動作に関する点を、図１７、図１８を用いて詳細に説明し、次に、給油ポンプの軸方向隙間管理について、図１９〜図２３を用いて説明することとし、その他の点は概ね省略する。

まず、低圧チャンバに関する構成や機能や動作を、図１７のスクロール圧縮機の縦断面図と図１８の背圧室付近の拡大断面図（図１７のＮ２部）を用いて詳細に説明する。スクロール圧縮機５０１は、作動流体を圧縮する圧縮機部１０と、この圧縮機部１０を駆動するクランクを有したシャフトであるクランクシャフト６と、このクランクシャフト６を軸支する軸受２３、２４、２５と、クランクシャフト６の回転駆動源となるモータ７と、油を軸受２３、２４、２５へ給油する給油ポンプ３０と、圧縮機部１０、クランクシャフト６、モータ７及び給油ポンプ３０を収納したケーシング８とを主要構成要素として備えている。このスクロール圧縮機５０１は、クランクシャフト６が縦に配置され、上から圧縮機部１０、モータ７及び給油ポンプ３０の順に配置された縦型スクロール圧縮機である。

ケーシング８は、吸込パイプ５３をケーシング８へ接続して、内部空間を吸込み圧力にすると共に、当該内部空間に油を貯留する貯油部１２５を設けている。ケーシング８は、上ケーシング８ｂ、シリンダケーシング８ａ及び底ケーシング８ｃとからなっている。圧縮機部１０は、固定鏡板２ｂとそれに立設する固定渦巻体２ａとを有する固定スクロール２と、旋回鏡板３ｂとそれに立設する旋回渦巻体３ａとを有する旋回スクロール３と、両スクロール２、３を噛み合わせて形成され容積が縮小することにより作動流体を圧縮する圧縮室１００と、旋回スクロール３の背面に設けられ吸込み圧力より高く吐出圧力より低い中間圧力空間となる背圧室１１０とを備えている。

固定スクロール２は、固定渦巻体２ａと、固定鏡板２ｂと、その周囲にあって固定渦巻体２ａの歯先とほぼ同一の面を取付面とする取付部２ｃとを主な構成部としている。固定鏡板２ｂには、過圧縮や液圧縮を回避する圧縮ばねと弁板とばね押さえとからなるバイパス弁２２と、中央付近の吐出口２ｄとが設けられる。また、取付部２ｃの側面には作動流体を吸込む吸込口２ｅが設けられる。

旋回スクロール３は、旋回渦巻体３ａと旋回鏡板３ｂからなり、旋回鏡板３ｂの背面中央に旋回軸受２３が設けられる。フレーム４の中央に主軸受２４が設けられ、この主軸受２４にクランクシャフト６が挿入される。そして、クランクシャフト６上部の偏心したピン部６ａが旋回軸受２３へ挿入され、旋回スクロール３がフレーム４に装着される。ここで、旋回スクロール３の自転防止のために、フレーム４との間にオルダムリング５が係合される。

次いで、旋回渦巻体３ａと固定渦巻体２ａとが噛合うように、旋回スクロール３の上方から固定スクロール２が被せられ、固定スクロール２の取付部２ｃがフレーム４にねじ固定される。これにより、両渦巻体３ａ、２ａ間に概略閉じた空間である複数の圧縮室１００と、吸込口２ｅと通じる吸込室１０５が形成されると共に、旋回スクロール３の背面に背圧室１１０が形成される。さらに、ピン部６ａの上面に旋回軸受室１１５が形成される。そして、フレーム４より下方に突出するクランクシャフト６にロータ７ａが固定される。

以上のように形成したサブアセンブリのロータ７ａがシリンダケーシング８ａに固定配置されたステータ７ｂ内に挿入され、サブアセンブリの固定スクロール２がシリンダケーシング８ａに固定される。これによってモータ７が形成される。

また、シリンダケーシング８ａの下部には副軸受支持板５０が固定されており、サブアセンブリの組み込みによって副軸受支持板５０の下方にクランクシャフト６の下端部が突出する。この突出したクランクシャフト６の下端部に、ボールブッシュ２５ａとそれを保持するボールホルダ２５ｂとからなる副軸受２５が装着され、このボールホルダ２５ｂが副軸受支持板５０に固定される。この副軸受２５の下部に、給油ポンプ３０が副軸受２５と一体化して形成されている。さらに、シリンダケーシング８ａ側面の吸込口２ｅに対向する位置に、吸込パイプ５３が固定される。

次いで、中央寄りに突出する吐出パイプ５２を有する固定カバー５１が固定スクロール２の上部にねじ固定され、吐出室１２０が形成される。そして、上ケーシング８ｂに溶接されたハーメチック端子５４の内部端子にモータ７からの電線を接続した上で、上ケーシング８ｂがシリンダケーシング８ａに溶接される。さらに、吐出パイプ５２が上ケーシング８ｂにロウ付けされる。そして、シリンダケーシング８ａの底に底ケーシング８ｃが溶接されて配置され、上ケーシング８ｂ、シリンダケーシング８ａ及び底ケーシング８ｃによりケーシング８が形成される。これにより、ケーシング８の下部が油を溜める貯油部１２５となる。

次に、スクロール圧縮機５０１の具体的構成及び動作を、作動流体の流れと油の流れから説明する。図１８は図１７のＭ部の詳細拡大図、図１９は図１８の要部拡大図、図２０は給油ポンプ部の組立斜視図、そして図２１は背圧室付近の縦断面拡大図である。

まず、作動流体の流れを中心に説明する。吸込パイプ５３からケーシング８内へ入ってケーシング８内を吸込み圧力とした作動流体は、吸込口２ｅを通って吸込室１０５内へ入る。そこで、モータ７を駆動源とするクランクシャフト６の回転で、旋回スクロール３が旋回運動し、両渦巻体２ａ、３ａの間に圧縮室１００が形成される。これにより、吸込室１０５の作動流体は、圧縮室１００に閉じ込められ、その後、体積が縮小しつつ中央側へ移送される。このようにして、吐出圧まで昇圧された作動流体は吐出口２ｄまたはバイパス弁２２から吐出室１２０へ吐出され、吐出パイプ５２を通って、外部へ流出する。

次に、油の流れを中心に説明する。貯油部１２５に溜まっている油は、クランクシャフト６の回転で駆動される給油ポンプ３０により、クランクシャフト６を軸方向に貫通する給油穴である給油縦穴６ｂを通って、下部から上部へ圧送される。圧送された油は、以下に述べる四経路に分流する。

第１の給油路は副軸受給油横穴６ｇを経由して副軸受２５に給油する副軸受給油路である。第２の給油路は主軸受給油横穴６ｃから主軸受溝６ｄを通って主軸受２４に給油した後に背圧室１００へ流入する、流路抵抗の極めて小さい主軸受給油路である。第３の給油路は、旋回軸受室１１５から旋回軸受溝６ｅを通って旋回軸受２３に給油した後に背圧室１００へ流入する、流路抵抗の極めて小さい旋回軸受給油路である。これら第２及び第３の給油路は、背圧室流入路と見なすことができる。第４の給油路は、旋回軸受室１１５から旋回鏡板３ｂ内の鏡板横穴３ｃを経由し、絞りを伴う吸込室細孔３ｄで吸込室１０５へ流入する、絞り作用を有する吸込室給油路１３０である。ここで、鏡板横穴３ｃは、旋回鏡板３ｂの側面から穴加工を施すため、側面開口を止め栓１３０ａで封止する。

吸込室給油路１３０により吸込室１０５へ流入した油は、作動流体とともに圧縮室１００へ入り、圧縮室１００のシール性を向上させて漏れ抑制を実現し、圧縮性能を向上させるという効果を奏する。また、この油は、軸受を経由しないために、低温であり、吸込室１０５内の流体を加熱することが無く、体積効率の低下を回避し、圧縮性能を向上させるという効果がある。また、後述するように、吸込室細孔３ｄで減圧するため、油中の作動流体の気化によって、油は、吸込室１０５へ霧状に流入する。よって、この油は圧縮室１００での漏れ流れに乗り易くなり、シール性が一層向上するという効果を奏する。

一方、旋回軸受給油路及び主軸受給油路から背圧室１１０へ流入した油は、背圧室１１０内で動く、オルダムリング５や旋回スクロール３の突起部によって撹拌され、そこに溶解する作動流体のガス化を促進して圧力が急上昇する。この結果、背圧室１１０の圧力である背圧が吸込み圧力よりも高くなり、圧縮室１００内の圧縮流体による固定スクロール２から旋回スクロール３を引離そうとする引離力に対抗した引付力を、旋回スクロール３へ迅速に付加することができる。これにより、通常の運転継続時はもとより起動直後においても、旋回スクロール３が固定スクロール２へ確実に押付けられ、圧縮動作が確実に安定持続する。

しかし、背圧を高くしすぎると、両スクロール２、３間に作用する付勢力が増大して摺動損失による圧縮性能低下を起こす。このため、背圧が上昇しすぎた時に背圧室１１０から油や作動流体を抜くための、背圧室１１０と貯油部１２５に繋がるケーシング内部空間とを連通する背圧室流出路１３５を設ける。そして、その流出路１３５の途中に、背圧と吸込み圧力（ケーシング内部空間の圧力）の差が所定値を超えると開制御する背圧制御弁２６を設ける。背圧制御弁２６は、圧縮された弁ばね２６ｂ、弁板２６ｃ、弁キャップ２６ｄを有し、前記所定値は、弁ばね２６ｂの圧縮量に対応し、概略一定の値である。この背圧制御は、空調サイクルの圧縮機として用いるような場合、上述したバイパス弁２２と共に用いることで、極めて広範囲な運転条件下で最適な背圧設定を実現し、圧縮性能を向上する効果を奏する。

上述したように、給油ポンプ３０は、油及びそこに溶解する作動流体を、背圧まで昇圧した上で、副軸受２５、主軸受２４、旋回軸受２３、吸込室１０５及び背圧室１１０へ供給する役目を担う。そして、背圧制御弁２６は、背圧が吸込み圧力よりも所定値だけ高くなるように制御しながら、背圧室１１０から油と作動流体をケーシング８内の空間へ排出する役目を担う。以上の説明から明らかなように、給油ポンプ３０は、油の移送とともに昇圧の役目も担うため、ポンプ仕事量が多くなり、スクロール圧縮機５０１の圧縮性能向上には、給油ポンプ３０の性能向上が必須となる。

そこで、給油ポンプ３０のポンプ室１４０を形成するポンプ要素の形状と寸法精度の向上が重要となる。本実施形態の給油ポンプ３０は、ポンプ室１４０を覆ってインナーピストン３０ａと一体的に回動する回動カバーを付ける以外、第１の実施形態の給油ポンプと基本構成は同一である。このため、ポンプ動作は、第１実施形態と同様（図８参照）であって、その作用効果も同様であるため、回動カバーに係わる説明のみ行ない、その他は省略する。図１９は、給油ポンプ部（図１７のＭ２部）の縦断面図、図２０は給油ポンプ噛合い部材（インナーピストン３０ａとアウターロータ３０ｂ）の拡大縦断面図、図２１は給油ポンプ部の組立斜視図、図２２は図２０の給油ポンプ噛合い部材（３０ａ、３０ｂ）にかかる押上げ力の説明図である。

図１９を用いて、給油ポンプ３０の構成を説明する。インナーピストン３０ａと一体化して、ポンプ室１４０を常時覆う、回動カバー３０ｘを設けるとともに、ポンプケーシング３０ｃをベースプレート３０ｃ１とポンプシリンダ３０ｃ２のみから構成し、第１の実施形態のポンプシリンダに固定配置されるカバーは廃する。組立て方法は、図２１に示す如く、クランクシャフト６の下端部に偏心して配される給油ポンプ軸部６ｆへ、インナーピストン３０ａと回動カバー３０ｘを一体化した部材を回転自在に挿入した後でポンプシリンダを装着する。それ以降は、第１の実施形態と同様の組立て手順（図７参照）である。

次に、給油ポンプの回動カバーに係わる動作を説明する。インナーピストン３０ａに設けられた回動カバー３０ｘを、後述するクランクシャフト６の下向きのスラスト力によって、アウターロータ３０ｂ側へ付勢しつつ運転する。ここで、図２０に示すように、アウターロータ３０ｂの厚さ（高さ方向）をインナーピストン３０ａの厚さよりわずかに厚くする。ここで、図２０は、説明のためにクリアランスを強調して図示してあり、実際のインナーピストン側のクリアランスレベルは１〜１００μｍ程度である。この結果、アウターロータの上サイド面側は回動カバー３０ｘと密着摺動し、下サイド面側はベースプレート３０ｃ１と密着摺動することとなり、アウターロータ３０ｂのサイドクリアランスをほぼ０にすることが可能となる。これより、アウターロータ３０ｂのサイドクリアランスにおける漏れを大幅に抑制することが可能となる。

従って、インナーピストン３０ａとアウターロータ３０ｂ（以後、両者を合わせて噛合い部材と称する）歯形精度を高めることなく給油ポンプ３０の性能が大幅に向上するため、加工コストの低減とスクロール圧縮機５０１のエネルギー効率向上を同時に実現できるという効果を奏する。このサイドクリアランス低減効果は、アウターロータとインナーピストンの厚さの大小関係が逆の場合も同様であるため、同様の効果を奏する。また、インナーピストン３０ａは回動カバー３０ｘを介してクランクシャフト６とアウターロータ３０ｂに挟まれ、アウターロータ３０ｂは、回動カバー３０ｘを介してインナーピストン３０ａとベースプレート３０ｄに挟まれるため、噛合い部材３０ａ、３０ｂの軸方向位置が確定する。このため、圧力変動が大きな運転条件下でも、給油ポンプの性能を安定化でき、給油信頼性を向上するという効果を奏する。

次に、インナーピストン３０ａのアウターロータ３０ｂへの付勢力について説明する。この付勢力は、一般的に述べると、クランクシャフト６とその下端部に設けたインナーピストン３０ａ、回動カバー３０ｘ、アウターロータ３０ｂを一体としてみた立体図形において、その表面を面素に分割し、その法線ベクトル（微小面素の面積を大きさとする）とクランクシャフト軸方向で上向きの単位ベクトルの内積にその部分の圧力を掛けた値を、全表面で積分して求めることができる。

図１７及び図１８から明らかなように、本実施形態の場合、主軸受２４を境にして、クランクシャフト６の上部全てに背圧がかかり、下部には、噛合い部材３０ａ、３０ｂの底面以外は全て吸込み圧力がかかっている。圧力基準を吸込み圧力におけば、インナーピストン３０ａがアウターロータ３０ｂ側へ付勢するためには、吸込み圧力からの上まわり分を次の（式１）と定義すると、（式２）が成立しなければいけない。
ΔＰ(ｐ)≡ｐ−（吸込み圧力）…（式１）
ΔＰ(背圧)×（クランクシャフト主軸部断面積）＞
（噛合い部材底面の吸込み圧力以上の圧力による力）…（式２）
この場合、付勢力は次の（式３）となる。
付勢力＝ΔＰ(背圧)×（クランクシャフト主軸部断面積）−
（噛合い部材底面の吸込み圧力以上の圧力による力）…（式３）
ここで、噛合い部材底面の吸込み圧力以上の圧力による力は、噛合い部材底面の圧力分布で確定しないシール領域を、背圧領域と吸込み圧力領域に分割することにより、（式４）となる。
噛合い部材底面の吸込み圧力以上の圧力による力
＝ΔＰ(背圧)×(背圧領域面積)…（式４）
この（式４）を（式２）及び（式３）に代入して、目的とする付勢判定式と付勢力計算式が以下のように導出される。
（クランクシャフト主軸部断面積）＞
（両ロータ底面の背圧領域面積）…（式２’）
付勢力＝ΔＰ(背圧)×｛（クランクシャフト主軸部断面積）
−（両ロータ底面の背圧領域面積）｝…（式３’）
本実施形態の背圧領域は、インナーピストン３０ａの旋回位置で異なるが、最も付勢判定が厳しい吐出領域が最大となる場合（図８の（９））でも、背圧領域（図２２のクロスハッチング）は、クランクシャフト主軸部断面積よりも小さい。これより、インナーピストン３０ａはアウターロータ３０ｂへ常時付勢し、噛合い部材（３０ａ、３０ｂ）のサイドクリアランスが低減する。

また、付勢力は、（式３’）から求めることができるが、本実施形態は背圧制御弁２６を用いているため、この式中のΔＰ(背圧)は、背圧制御弁２６の弁ばね２６ｂの圧縮量に対応する前記所定値そのものとなる。よって、背圧制御弁２６による背圧制御方式との組み合わせにより、如何なる運転条件においても、付勢力の平均値を常時一定の値に確保することが可能となる。このため、如何なる運転条件においても、インナーピストン３０ａをアウターロータ３０ｂへ安定して付勢することが可能となり、給油ポンプ３０の高性能を安定して実現でき、延いてはその給油ポンプ３０を搭載するスクロール圧縮機１の高性能とともに高い給油信頼性を実現するという効果を奏する。

本実施形態は、インナーピストン３０ａを給油ポンプ軸部６ｆに対して、回転自在としているため、インナーピストン３０ａが最も摩擦力を及ぼされる部材に対して相対速度を小さくするような回転を行う。この結果、インナーピストン３０ａとそれに対して摺動する部材間の摩擦損失を低減し、給油ポンプ３０の高性能を実現でき、延いてはその給油ポンプ３０を搭載するスクロール圧縮機５０１の高性能を実現するという効果を奏する。また、本実施形態は、回動カバー３０ｘとインナーピストン３０ａを一体化しているが、それらを別体で製作し、後で締結により一体化してもよい。この場合には、インナーピストン３０ａの高さ管理が容易となり、給油ポンプ３０の一層の高性能を実現できる。

また、別体のまま、クランクシャフト６の段差部とインナーピストン３０ａで挟み、付勢力で保持してもよい。この場合には、回動カバー３０ｘとインナーピストン３０ａ間の漏れの可能性が若干高くなるが、付勢力による挟持によってその可能性は極めて小さくなる上に、締結が不要となり、コスト低減を実現できるという効果がある。また、本実施形態は、インナーピストンを駆動側としているが、アウターロータ側を駆動側としてもよい。この場合には、クランクシャフト６とアウターロータ３０ｂを連結するために、部材が必要となり、その部材を回動カバーとすることができる。

（第８実施形態）
次に、本発明の第８の実施形態について、なじみ後の噛合い部材（インナーピストン３０ａとアウターロータ３０ｂ）の拡大縦断面図である図２３を用いて説明する。インナーピストン３０ａと回動カバー３０ｘの表面に、なじみ層を設ける以外は、第７実施形態と同様なので、なじみ層に関連する説明のみ行い、その他の説明は省略する。このなじみ層は、表面側になじみの容易ななじみ容易層３０ａ３、その奥に、なじみが困難ではあるがある程度のなじみが可能ななじみ困難層３０ａ２からなる。本実施形態は、なじみ処理剤が母材表面を侵食して、そこから滲出した母材がなじみ処理剤と反応しつつ表面に析出して形成したなじみ容易層と、侵食された部分がなじみ処理剤と反応して形成されたなじみ困難層の場合である。

たとえば、母材を鉄系材料とし、それにリン酸マンガン皮膜を形成する場合などがこれにあたる。この場合、もとの母材表面は、なじみ容易層となじみ困難層の境界となる。ここで。ピン部６ａへインナーピストン３０ａを挿入するときに、なじみ容易層３０ａ３がこじり落とされるため、なじみ層の厚さをあらかじめ考慮してインナーピストンの穴の径を設計する必要がなく、設計は容易である。なじみ層が無い場合には、回転がたは小さいが、滑らかに回転できる状態を実現するために、インナーピストンの穴の径とピン部６ａの嵌めあい公差を厳しくしなければいけない。

しかし、本実施形態では、干渉部がなじみにより除去されて、滑らかに回転できるとともに、摺動面に残るなじみ層が、油保持の役目を担うため、一層回転の滑らかさを実現できるとともに、油膜が形成されることにより、ダンピング効果が生じて、軸のがたつきが低減されるという効果が生じる。このため、インナーピストンの穴の径とピン部６ａの嵌めあい公差をゆるめても良く、加工コストの低減を図ることができる。また、本実施形態では、インナーピストン３０ａはアウターロータ３０ｂへ付勢されるため、回動カバー３０ｘ下面のなじみ容易層３０ａ３は短時間で磨耗し、この結果、インナーピストン３０ａは磨耗した分だけ、下方へ移動する。

この結果、なじみ前に存在した、インナーピストン３０ａ下面とベースプレート３０ｃ１の隙間がなじみ容易層によって埋まることになり、給油ポンプにおける一層の漏れ低減を実現できる。このため、給油ポンプ３０の高性能を実現でき、延いてはその給油ポンプ３０を搭載するスクロール圧縮機５０１の高性能を実現するという効果を奏する。本実施形態は、インナーピストンの厚みをアウターロータよりも小さくした場合でインナーピストンになじみ層を設けた場合であるが、アウターロータの厚みをインナーピストンよりも小さくした場合でアウターロータへなじみ層を設けても同様の効果を得る。また、両噛み合い部材へなじみ層を設けてももちろんよい。

（第９実施形態）
次に、本発明の第９実施形態について図２４を用いて説明する。図２４は、給油ポンプ部（図１７のＭ２部）の縦断面図である。この第９実施形態は、次に述べる点で第１実施形態と相違するものであり、その他の点については第１実施形態と同一であるので、重複する説明を省略する。

本実施形態では、副軸受給油路に副軸受給油横穴６ｇと給油ポンプ背面空間１４５とを連結する、絞り作用を実質的に有しない副軸受給油溝６ｈを設けたものである。換言すれば、副軸受給油横穴６ｇ及び副軸受給油溝６ｈは、クランクシャフト６の給油穴６ｂと給油ポンプ背面空間１４５との連通路を形成している。この連通路は絞り作用を実質的に有しない給油路で形成されている。

かかる構成により、給油ポンプ背面空間１４５の圧力が確実に背圧（吸込み圧力＋所定の一定値）に保持されるため、この給油溝は給油ポンプ背圧導入路の役目を担う。基準の圧力を背圧と考えると、付勢力は、給油ポンプ噛合い部材３０ａ、３０ｂの底面における吸込み圧力領域の面積に背圧を掛けた値が常時かかることとなり、クランクシャフト６や給油ポンプ３０の如何なる設計においても、確実にクランクシャフト６が下方へ押下げられ、それによって、回動カバーがアウターロータ３０ｂへ付勢される。これにより、給油信頼性が向上するという効果がある。

さらに、給油ポンプ背面空間１４５の圧力により、ボールブッシュ２５ａが上方に押し上げられ、ボールホルダ２５ｂに密着する。この結果、クランクシャフト６を支持する中央の円環部が固定され、クランクシャフト６を安定して軸支するため、軸受部の信頼性が向上し、スクロール圧縮機５０１の信頼性が向上するという効果がある。また、前記軸受部での摩擦係数も低下し、エネルギー効率の高いスクロール圧縮機５０１を実現できるという効果もある。

（第１０実施形態）
次に、本発明の第１０実施形態について図２５を用いて説明する。本実施形態は、コギングトルクのあるモータ７を使い、クランクシャフトの回転と同期するインナーピストン３０ａの旋回角とアウターロータ３０ｂの偏心方向が一致する時に、モータ７のコギングトルクが概ね極大となるよう、モータ７と給油ポンプ３０を配置する。そして、それ以外は第１実施形態または第７実施形態と同様であるので、その他の説明は省略する。

本方式のポンプは、図８の（５）または（１３）で示す回転位相時で停止した場合、アウターロータ３０ｂが回転フリーとなる。それは、アウターロータ３０ｂの中心に、インナーピストン３０ａがちょうど配置されるからである。このとき、何らかの作用によって、アウターロータ３０ｂが回転し、ポンプ溝３０ｂ１の方向がインナーピストン３０ａの動く方向からずれてしまうと（例えば、図２５の二点鎖線の場合）、再起動時、よそのずれを直すためにアウターロータ３０ｂを回転させる力が必要となり、起動不良の危険が生じる。上記した回転位相は、インナーピストン３０ａの中心が、アウターロータ３０ｂの中心と一致する場合であり、本実施形態では、モータ７のコギングトルクが極大となる場合であるため、この回転位相で停止することは無い。

偶然にこの回転位相で停止したとしても、モータ７が極めて不安定となり、速やかに、その前後の、コギングトルクが極小となる回転位相（図２６のｍｉｎＡ、ｍｉｎＢ点）まで、クランクシャフト６が回転する。このように、モータ７へ通電しない圧縮機停止時には、コギングトルクの小さい状態で停止するため、インナーピストン３０ａの中心がアウターロータ３０ｂの中心と一致する状態では停止しなくなる。よって、圧縮機停止時に上記したようなアウターロータ３０ｂの回転フリーの状態が起らず、常に圧縮機の滑らかな起動を実現するという効果を奏する。

ところで、回動カバー３０ｘを設けた場合には、駆動側のインナーピストン３０ａと受動側のアウターロータ３０ｂがサイド面でも接触する。これにより、極めてまれにアウターロータ３０ｂの中心とインナーピストン３０ａの中心が重なる状態で圧縮機が停止し、さらに、アウターロータ３０ｂが回転した場合でも、再起動時のインナーピストン３０ａのがたの範囲で生じる振動が、アウターロータ３０ｂに伝わり、アウターロータ３０ｂの回転ずれを修正するアウターロータ３０ｂの回転開始のきっかけとなる。これにより、圧縮機起動が生じやすくなるという効果もある。

もちろん、回転位相が異なる、複数のインナーピストン３０ａを備えた給油ポンプとしても良い。例えば、９０°ずれた２個のインナーピストンタイプや、６０°ずつずれた３個のインナーピストンタイプ等が考えられる。

本発明の第１実施形態に係るスクロール圧縮機の縦断面図。 本発明の第１実施形態に係る給油ポンプの拡大縦断面図（図１のＭ部）。 本発明の第１実施形態に係る給油ポンプの拡大横断面図（図２のＫ−Ｋ断面）。 本発明の第１施形態に係る給油ポンプの拡大縦断面図（図３のＬ２−Ｌ２断面）。 本発明の第１実施形態に係る給油ポンプのベースプレート平面図。 本発明の第１実施形態に係る給油ポンプのベースプレート拡大平面図（図５の中央）。 本発明の第１実施形態に係る給油ポンプの部品展開斜視図。 本発明の第１実施形態に係る給油ポンプの動作説明図。 本発明の第２実施形態に係るインナーピストンの縦断面図。 本発明の第２実施形態に係るアウターロータの縦断面図。 本発明の第３実施形態に係る給油ポンプの拡大縦断面図（図１のＭ部）。 本発明の第４実施形態に係る給油ポンプの拡大横断面図（図２、図１１のＫ−Ｋ断面）。 本発明の第５実施形態に係る給油ポンプの拡大縦断面図（図１のＭ部）。 本発明の第６実施形態に係る給油ポンプの回転規制インナーピストンの斜視図。 本発明の第６実施形態に係る給油ポンプのベースプレート平面図。 本発明の第６実施形態に係る給油ポンプの動作説明図。 本発明の第７実施形態に係るスクロール圧縮機の縦断面図。 本発明の第７実施形態に係る背圧室付近の縦断面拡大図（図１７のＮ２部）。 本発明の第７実施形態に係る給油ポンプ部の縦断面拡大図（図１７のＭ２部）。 本発明の第７実施形態に係る給油ポンプ噛合い部材の拡大縦断面図。 本発明の第７実施形態に係る給油ポンプ部の組立斜視図。 本発明の第７実施形態に係る給油ポンプ噛合い部材にかかる押上げ力の説明図。 本発明の第８実施形態に係るなじみ後の噛合い部材の拡大縦断面図。 本発明の第９実施形態に係る給油ポンプ部の縦断面拡大図（図１７のＭ２部）。 本発明の第１０実施形態に係る給油ポンプ部の横断面拡大図。 本発明の第１０実施形態に係る給油ポンプ部のインナーピストンの中心位置とモータコギングトルクの関係説明図（図２６のＣ部）。

符号の説明

１…スクロール圧縮機、２…固定スクロール部材、３…旋回スクロール部材、４…フレーム、５…オルダムリング、６…クランクシャフト、６ｂ…給油穴、６ｆ…給油ポンプ軸部、６ｆ１…給油ポンプ偏心部、６ｆ‘…別体給油ポンプ軸部、６ｈ…副軸受給油溝、７…モータ、２２…バイパス弁、２６…背圧制御弁、３０…給油ポンプ、３０ａ…インナーピストン、３０ａ２…インナーなじみ困難層、３０ａ３…インナーなじみ容易層、３０ａａ…平面付インナーピストン、３０ｂ…アウターロータ、３０ｂ１…ポンプ溝、３０ｂ２…アウターなじみ困難層、３０ｂ３…アウターなじみ容易層、３０ｃ…ポンプケーシング、３０ｃ１…ベースプレート、３０ｃ２…カバー、３０ｃ３…ポンプシリンダ、３０ｄ…ポンプ吐出流路、３０ｄ１…ポンプ吐出掘込み、３０ｄ２…ポンプ吐出溝、３０ｄ‘…回転ポンプ吐出溝、３０ｓ…ポンプ吸込流路、３０ｓ１…ポンプ吸込掘込み、３０ｘ…回動カバー、１００…圧縮室、１０５…吸込室、１１０…背圧室、１２０…吐出室、１２５…貯油部、１４０…ポンプ室、１４０ｓ…吸込ポンプ室、１４０ｄ…吐出ポンプ室、１６０…スラスト軸受部、α…クランクシャフト回転中心軸、β…偏心部中心軸、γ…アウターロータ回転中心軸、δｓ…ポンプ吸込掘込み側仕切り箇所、δｄ…ポンプ吐出掘込み側仕切り箇所。

Claims (21)

1. 作動流体に対して圧力または流速に伴う力学的エネルギーの変化を与えるエネルギー授受機構と、前記エネルギー授受機構に対して回転動力の授受を行うシャフトと、前記シャフトを軸支する軸受と、前記エネルギー授受機構、前記シャフト及び前記軸受を収納したケーシングとを備え、前記ケーシングは、その内部空間に前記軸受に供給する油を貯留する貯油部を設け、前記シャフトは、その一端に前記軸受へ前記油を供給するための給油穴を開口し、前記貯油部から吸込んだ油を前記給油穴へ吐出する給油ポンプを設ける、流体機械において、
   前記給油ポンプは、前記シャフトの回転中心軸に対して旋回半径Ｅで旋回するインナーピストンと、
   前記シャフトの回転中心に対して偏心量Ｅで回転フリーに支持され前記インナーピストンを隙間嵌合するポンプ溝が穿設されるアウターロータと、
   前記ポンプ溝を前記インナーピストンで仕切って形成される二個のポンプ室を前記ケーシングの内部空間と隔成するポンプケーシングと、
   前記ポンプ室のうちで容積が拡大する吸込ポンプ室と前記貯油部を繋ぐポンプ吸込流路と、
   前記ポンプ室のうちで容積が縮小する吐出ポンプ室と前記給油穴を繋ぐポンプ吐出流路と、
   を設けることを特徴とする流体機械。
2. 請求項１に記載の流体機械において、前記ポンプケーシングは、前記アウターロータの外周を回転フリーに支持するポンプシリンダと、
   微小隙間を介しつつ前記アウターロータの両サイド面を挟んで前記ポンプ室を覆う、シャフト軸端部と対向するベースプレートと前記ベースプレートに対向するカバーと、からなることを特徴とする流体機械。
3. 請求項２に記載の流体機械において、前記ポンプ吸込流路は、ポンプ吸込掘込み、及び、前記ポンプ吸込掘込みと前記貯油部とを繋ぐポンプ吸込穴からなり、
   前記ポンプ吸込掘込みは、前記ベースプレート内面上で、前記吐出ポンプ室の掃引領域をはずれ、かつ、前記吸込ポンプ室の掃引領域を含む位置に設けること、を特徴とする流体機械。
4. 請求項２または３に記載の流体機械において、前記ポンプ吐出流路は、ポンプ吐出掘込み、及び、前記ポンプ吐出掘込みと前記ベースプレート内面上で前記給油穴を覆う穴カバー部とを繋ぐポンプ吐出溝からなり、
   前記ポンプ吐出掘込みは、前記ベースプレート内面上で、前記吸込ポンプ室の掃引領域をはずれ、かつ、前記吐出ポンプ室の掃引領域を含む位置に設けること、を特徴とする流体機械。
5. 請求項４に記載の流体機械において、前記ポンプ吐出溝は、前記ベースプレート内面上で、前記吐出ポンプ室が吐出完了した時の前記ポンプ吐出掘込み側仕切り箇所を含む位置に設けること、を特徴とする流体機械。
6. 請求項５に記載の流体機械において、前記ポンプ吐出溝は、前記吐出ポンプ室の吐出完了時に、前記ポンプ吐出溝を横切る前記ポンプ吐出溝の縁部長さが、吸込み完了した吸込ポンプ室側よりも吐出完了した吐出ポンプ室側を大きくとる位置に設けられることを特徴とする流体機械。
7. 請求項２または３に記載の流体機械において、前記インナーピストンは前記シャフトと一体的に回転し、
   前記ポンプ吐出流路は、前記インナーピストンに、前記吐出ポンプ室を臨むインナーピストンの外周面と、内周側に設けられる前記給油穴またはそれと連通する空間領域を繋ぐ、回転ポンプ吐出流路とすることを特徴とする流体機械。
8. 請求項７に記載の流体機械において、前記回転ポンプ吐出流路は、前記吐出ポンプ室が吐出完了した時の前記ポンプ吸込掘込み側仕切り箇所を含む位置に設けること、を特徴とする流体機械。
9. 請求項８に記載の流体機械において、前記回転ポンプ吐出流路は、前記吐出ポンプ室の吐出完了時に、前記回転ポンプ吐出流路のインナーピストン外周側開口部が、吸込み完了した吸込ポンプ室よりも吐出完了した吐出ポンプ室側へより多く臨む位置に設けられることを特徴とする流体機械。
10. 請求項９に記載の流体機械において、前記回転ポンプ吐出流路は、前記インナーピストンの前記ベースプレート側端面に設けられる、回転ポンプ吐出溝とすること、を特徴とする流体機械。
11. 請求項２に記載の流体機械において、前記ポンプケーシングまたは前記インナーピストンまたは前記アウターロータの互いに相対運動する表面になじみ皮膜を形成したことを特徴とする流体機械。
12. 請求項１に記載の流体機械において、前記エネルギー授受機構をスクロール圧縮機構としたことを特徴とする流体機械。
13. 請求項１２に記載の流体機械において、前記スクロール圧縮機構の渦巻体巻始め箇所が離れるタイミングで、前記給油ポンプの吐出量が最大となるように、前記給油ポンプの回転位相を設定したことを特徴とする流体機械。
14. 請求項２に記載の流体機械において、前記ポンプケーシングは、前記ポンプシリンダと、
    前記アウターロータの各サイド面に配置され前記ポンプ室を覆う、前記シャフト軸端部と対向するベースプレートと、
    前記ベースプレートに対向して前記インナーピストンまたは前記アウターロータまたは前記シャフトと一体的に回動する、回動カバーとからなることを特徴とする流体機械。
15. 請求項１４に記載の流体機械において、前記回動カバーは、前記インナーピストンまたは前記アウターロータまたは前記シャフトと一体化することを特徴とする流体機械。
16. 請求項１５に記載の流体機械において、前記回動カバーは、相対的に回動する前記インナーピストンまたは前記アウターロータへ付勢すべく、付勢力を設定することを特徴とする流体機械。
17. 請求項１６に記載の流体機械において、前記ケーシングは、内部空間を吸込み圧力にするとともに
    前記エネルギー授受機構を、鏡板とそれに立設する渦巻体とを有する固定スクロールと、
    鏡板とそれに立設する渦巻体とを有する旋回スクロールと、前記両スクロールを噛み合わせて形成され容積が縮小することにより作動流体を圧縮する圧縮室と、前記旋回スクロールの背面に設けられ吸込み圧力より高く吐出圧力より低い中間圧力となる背圧室とを備えたスクロール圧縮機構とし、
    前記付勢力を、前記シャフトの前記旋回スクロール側端部にかかる中間圧力を発生源とするシャフトスラスト力とすることを特徴とする流体機械。
18. 請求項１７に記載の流体機械において、前記シャフトは、前記給油ポンプと軸受ホルダとの間でかつ前記ハウジングの内面に形成される給油ポンプ背面空間と、前記給油穴と、を連通する給油ポンプ背圧導入路を設けたことを特徴とする流体機械。
19. 請求項１６に記載の流体機械において、前記回動カバー、前記インナーピストン及び前記アウターロータのスラスト力を受ける少なくとも一つの面になじみ皮膜を形成したことを特徴とする流体機械。
20. 請求項１７に記載の流体機械において、前記背圧室の圧力である背圧を吸込み圧力よりも概略一定の値だけ高くする背圧制御手段を設けたことを特徴とする流体機械。
21. 請求項１または１４に記載の流体機械において、前記モータをコギングトルクを有するものとし、前記クランクシャフトの回転と同期する前記インナーピストン３０ａの旋回角と前記アウターロータ３０ｂの偏心方向が一致する時に、前記モータ７のコギングトルクが概ね極大となるように、前記モータ７と前記給油ポンプ３０を配置することを特徴とする流体機械。

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