JP2011132829A - スクロール圧縮機 - Google Patents

Abstract

【課題】渦巻歯が所謂非対称形状であるスクロール圧縮機であって、揺動スクロールに作用する元々の自転モーメントの変動幅を低減することが可能なスクロール圧縮機を得る。
【解決手段】スクロール圧縮機は、台板４ｆの上面に上渦巻歯４ａが形成され、台板の下面に下渦巻歯４ｂが形成された揺動スクロールを備える。上渦巻歯４ａ及び下渦巻歯４ｂは、渦巻歯の外向面側に形成される圧縮室への冷媒の吸入の完了が渦巻歯の内向面側に形成される圧縮室への冷媒の吸入の完了よりも先行するように、非対称渦巻形状に形成されている。上渦巻歯４ａと下渦巻歯４ｂは、基準方向が９０〜２７０ｄｅｇずれた位相に配置されている。
【選択図】図２

Description

本発明は、例えば冷凍・空調用途に用いられるスクロール型の圧縮機（以下、スクロール圧縮機という）に関し、特に渦巻歯が所謂非対称形状であるスクロール圧縮機に関するものである。

スクロール圧縮機においては、揺動スクロールに揺動運動を行なわせるため、自転防止手段としてオルダムリングが用いられることが多い。これにより、揺動スクロールに作用する自転モーメントに抗して揺動スクロールの姿勢を規正し、揺動スクロールに揺動運動を行なわせることができる。

このため、オルダムリングの爪部には、揺動スクロールに作用する自転モーメントに抗するための反力が作用するが、その大小は自転モーメントの大小に依存する。特に、渦巻歯が所謂非対称形状であるスクロール圧縮機の場合、揺動スクロールに作用する自転モーメントの変動幅が増大し、自転モーメントの向きが逆転する場合もある。このような自転モーメントの変動幅の増大に対して、その抑制を図った従来のスクロール圧縮機として、例えば「オルダム継手の慣性力の作用方向がガス圧縮による反力の作用方向とは実質逆向きになるようにオルダム継手（３９）のスライドする方向を特定して、ガス圧縮の反力により可動スクロール（２６）に作用する自転第１トルク（Ｔ１）とオルダム継手（３９）のスライド動作による自転第２トルク（Ｔ２）との合計トルク（Ｔ）の変動幅を自転第１トルク（Ｔ１）の変動幅よりも小さくする。」（例えば、特許文献１参照）というものが提案されている。

特開２００４−０１９５４５号公報（要約、図２）

オルダムリングは、揺動スクロール側のキー溝に挿入される爪部（以下、揺動側爪部という）と、固定スクロール側のキー溝（又は固定スクロールが固定されたハウジング等に形成されたキー溝）に挿入される爪部（以下、固定側爪部という）とが設けられている。そして、特許文献１のスクロール圧縮機においては、変動する自転モーメントとオルダムリングの自重による慣性力を重ね合わせたものが、元々の自転モーメントよりも変動が小さくなるようにオルダムリングの往復動方向が決められている。

しかしながら、オルダムリングの慣性力を利用する方法は、揺動側爪部にかかる反力の低減には有効であるが、固定側爪部にかかる反力の低減ができないという問題点があった。オルダムリングが固定スクロール側のキー溝の長手方向に沿って往復動するためである。

また、渦巻歯が所謂非対称形状であるスクロール圧縮機の場合、元々の自転モーメントの変動が増大し、自転モーメントの作用方向が逆転する場合があった。つまり、特許文献１のスクロール圧縮機においては、揺動側爪部にかかる反力の方向はオルダムリングの慣性力を利用して一方向に保つことができるが、固定側爪部にかかる反力はその方向が反転する場合があった。このため、固定スクロール側のキー溝は、固定側爪部にかかる反力を支持する面が入れ替わってしまう。したがって、固定側爪部と固定スクロール側のキー溝との間のクリアランス分だけオルダムリングが自転してしまい、騒音や振動が増大してしまうという問題点があった。また、このオルダムリングの自転によって、揺動スクロールの姿勢規正が甘くなり、半径方向すきまからの冷媒漏れの原因にもなっていた。

本発明は、上述のような課題を解決するためになされたものであり、渦巻歯が所謂非対称形状であるスクロール圧縮機であって、揺動スクロールに作用する元々の自転モーメントの変動幅を低減することが可能なスクロール圧縮機を得ることを目的とする。

本発明に係るスクロール圧縮機は、台板の一方の面に第１の揺動側渦巻歯が形成され、台板の他方の面に第２の揺動側渦巻歯が形成された揺動スクロールと、第１の揺動側渦巻歯と組み合わされる第１の固定側渦巻歯が形成された第１の固定スクロールと、第２の揺動側渦巻歯と組み合わされる第２の固定側渦巻歯が形成された第２の固定スクロールと、揺動スクロールに挿入され、揺動スクロールを駆動する駆動軸と、を備え、第１の揺動側渦巻歯と第１の固定側渦巻歯は、第１の揺動側渦巻歯の外向面側に形成される圧縮室への冷媒の吸入の完了が第１の揺動側渦巻歯の内向面側に形成される圧縮室への冷媒の吸入の完了よりも先行するように、非対称渦巻形状に形成され、第２の揺動側渦巻歯と第２の固定側渦巻歯は、第２の揺動側渦巻歯の外向面側に形成される圧縮室への冷媒の吸入の完了が第２の揺動側渦巻歯の内向面側に形成される圧縮室への冷媒の吸入の完了よりも先行するように、非対称渦巻形状に形成され、第１の揺動側渦巻歯と第２の揺動側渦巻歯は、基準方向が１８０ｄｅｇずれた位相に配置されているものである。

両面に渦巻歯が形成された従来のスクロール圧縮機は、駆動軸が揺動スクロールの略中央部に挿入されるため、揺動スクロールの略中央部を冷媒の圧縮過程に利用することができず、内部容積比を大きく設定することが難しかった。しかしながら、本発明に係るスクロール圧縮機は、揺動スクロール及び固定スクロールに形成される渦巻歯を所謂非対称形状としているので、内部容積比を大きく設定することが可能となる。
また、本発明に係るスクロール圧縮機の第１の揺動側渦巻歯と第２の揺動側渦巻歯は、基準方向が１８０ｄｅｇずれた位相に配置されている。このため、所謂非対称形状の渦巻歯を有する揺動スクロール特有の自転モーメントの変動を平滑化することが可能となる。このため、自転モーメントの逆転による振動・騒音の発生及び冷媒漏れの増大を回避することができる。つまり、オルダムリングの爪部に起因する振動・騒音が小さく、揺動スクロールの自転に伴なう冷媒漏れの少ないスクロール圧縮機を得ることが可能となる。

本発明の実施の形態によるスクロール圧縮機の概略縦断面図である。 本発明の実施の形態によるスクロール圧縮機の揺動スクロールを示す説明図である。 本発明の実施の形態によるスクロール圧縮機の上固定スクロールを示す底面図である。 本発明の実施の形態によるスクロール圧縮機の下固定スクロールを示す平面図である。 非対称渦巻歯の圧縮過程の説明図である。 揺動スクロール渦巻歯に作用するガス加重の計算方法を説明する説明図である。 揺動スクロールの伸開始点角（外向面側の伸開始点角φｏｓ、内向面側の伸開始点角φｉｓ）及び延長伸開角φｅｘと揺動スクロールに作用する自転モーメントＴｒとの関係を示す特性図である。 図７に続く、揺動スクロールの伸開始点角（外向面側の伸開始点角φｏｓ、内向面側の伸開始点角φｉｓ）及び延長伸開角φｅｘと揺動スクロールに作用する自転モーメントＴｒとの関係を示す特性図である。 図８に続く、揺動スクロールの伸開始点角（外向面側の伸開始点角φｏｓ、内向面側の伸開始点角φｉｓ）及び延長伸開角φｅｘと揺動スクロールに作用する自転モーメントＴｒとの関係を示す特性図である。 台板両面の渦巻伸開始点角の基準方向を変化させたときの、自転モーメントＴｒの平均値に対するＴｒの最小値の比を図７〜図９の２仕様に対して計算した図であり、（ａ）が伸開始点角（φｏｓ＝０．５π，φｉｓ＝１．５π，φｅｘ＝１２０ｄｅｇ）の場合を示し、（ｂ）が伸開始点角（φｏｓ＝２．５π，φｉｓ＝３．５π，φｅｘ＝１８０ｄｅｇ）の場合を示す。

実施の形態．
図１は、本発明の実施の形態によるスクロール圧縮機を表す概略断面図である。図において、同一の符号を付したものは、同一の又はこれに相当するものであり、これは明細書の全文において共通している。さらに、明細書全文に表れている構成要素の形態は、あくまで例示であってこれらの記載に限定されるものではない。

圧縮機１００は、冷凍サイクル回路を循環する冷媒を吸入し、圧縮して高温高圧の状態として吐出させるものである。このスクロール圧縮機１００は、密閉型の圧縮機であり、略円筒状の密閉容器１の内部には、モーター２及び圧縮機構３等が設けられている。また、密閉容器１の例えば側面部には、冷媒を密閉容器１内へ吸入する吸入管１１が設けられている。

モーター２は、ステーター２ａ及びローター２ｂを備えている。ステーター２ａは中空円筒形状をしており、その外周部が密閉容器１の内壁に例えば圧入固定されている。このステーター２ａは、例えば電磁鋼板等の鋼板を複数枚積層させることにより構成されている。また、ステーター２ａには、内周部の溝にコイルが例えば分布巻きされている。このコイルは、ガラス端子６に接続されている。

ローター２ｂは中空円筒形状をしており、ステーター２ａの内側に配置されている。ローター２ｂがステーター２ａの内側に配置された状態においては、ローター２ｂの外周面とステーター２ａの内周面との間にわずかな空隙が形成されている。このローター２ｂは、例えば電磁鋼板等の鋼板を複数枚積層させることにより構成されている。また、ローター２ｂの中心部には、駆動軸となる軸７が挿入されている。この軸７は、後述の圧縮機構３とも接続されている。

圧縮機構３は、上固定スクロール３１、下固定スクロール３２、揺動スクロール４及びオルダムリング５等を備えている。本実施の形態に係る圧縮機構３は、揺動スクロール４の台板４ｆの両面に渦巻歯（上渦巻歯４ａ、下渦巻歯４ｂ）が形成されたものであり、渦巻歯が所謂非対称形状となったものである。

図１に示すように、上固定スクロール３１は、揺動スクロール４の上方に設けられており、例えば密閉容器１の側面部に固定されている。この上固定スクロール３１の下面部には、揺動スクロール４の上渦巻歯４ａと組み合わされる渦巻歯３１ｅが形成されている。また、上固定スクロール３１には、吐出ポート３１ｂ及び吸入ポート３１ｃが形成されている。
上固定スクロール３１は、その略中央部に上軸受３１ａが設けられており、軸７を回動自在に支持している。

下固定スクロール３２は、揺動スクロール４の下方に設けられており、例えば密閉容器１の側面部に固定されている。この下固定スクロール３２の上面部には、揺動スクロール４の下渦巻歯４ｂと組み合わされる渦巻歯３２ｅが形成されている。また、下固定スクロール３２には、吐出ポート３２ｂ及び吸入ポート３２ｃが形成されている。
下固定スクロール３２は、その略中央部に下軸受３２ａが設けられており、軸７を回動自在に支持している。

揺動スクロール４は、上固定スクロール３１と下固定スクロール３２との間に設けられている。揺動スクロール４の台板４ｆの上面部には、上固定スクロール３１の渦巻歯３１ｅと組み合わされる上渦巻歯４ａが形成されている。揺動スクロール４の台板４ｆの下面部には、下固定スクロール３２の渦巻歯３２ｅと組み合わされる下渦巻歯４ｂが形成されている。また、揺動スクロール４の略中央部には揺動軸受４ｃが設けられている。この揺動軸受４ｃには、軸７の偏心部７ａが挿入されている（貫通して設けられている）。

つまり、本実施の形態に係る圧縮機構３は、２つの圧縮室（上圧縮室２１、下圧縮室２２）が形成されることとなる。より詳しくは、揺動スクロール４の上渦巻歯４ａと上固定スクロール３１の渦巻歯３１ｅとの間の空間が上圧縮室２１となる。揺動スクロール４の下渦巻歯４ｂと下固定スクロール３２の渦巻歯３２ｅとの間の空間が下圧縮室２２となる。
上圧縮室２１には、上固定スクロール３１に形成された吐出ポート３１ｂを介して、吐出管１２ａが接続されている。また、下圧縮室２２には、下固定スクロール３２に形成された吐出ポート３２ｂを介して、吐出管１２ｂが接続されている。

ここで、揺動スクロール４の上渦巻歯４ａが、本発明における第１の揺動側渦巻歯に相当する。揺動スクロール４の下渦巻歯４ｂが、本発明における第２の揺動側渦巻歯に相当する。また、上固定スクロール３１が本発明における第１の固定スクロールに相当し、上固定スクロール３１の渦巻歯３１ｅが本発明における第１の固定側渦巻歯に相当する。下固定スクロール３２が本発明における第２の固定スクロールに相当し、下固定スクロール３２の渦巻歯３２ｅが本発明における第２の固定側渦巻歯に相当する。
なお、上固定スクロール３１、下固定スクロール３２及び揺動スクロール４に形成された渦巻歯の詳細形状については後述する。

上固定スクロール３１と揺動スクロール４との間には、揺動スクロール４の自転運動を阻止するためのオルダムリング５が設けられている。このオルダムリング５には複数の爪部が設けられている。これら爪部は、上固定スクロール３１のオルダム溝３１ｄや揺動スクロール４のオルダム溝４ｅに、摺動自在に挿入されている。上固定スクロール３１と揺動スクロール４との間にオルダムリング５が設けられることにより、揺動スクロール４は、上固定スクロール３１及び下固定スクロール３２に対して、自転運動することなく公転運動を行う。

軸７には、上固定スクロール３１の上側と下固定スクロール３２の下側のそれぞれに、上バランスウェイト８ａと下バランスウェイト８ｂが取り付けられている。これら上バランスウェイト８ａ及び下バランスウェイト８ｂは、偏心部７ａと偏心方向が逆向きになるように取り付けられている。また、軸７の下端部には、軸７内の縦孔を経由して各軸受部に潤滑油１０を給油するための油ポンプ９が取り付けられている。

ステーター２ａとのコイルにガラス端子６から電力が供給されると、上固定スクロール３１と下固定スクロール３２の中央部で支持された軸７が回転し、揺動スクロール４は自転せずに揺動運動を行なう。これにより、吸入管１１から密閉容器１内に吸入されたガス状冷媒は、上圧縮室２１及び下圧縮室２２に取り込まれて圧縮される。上圧縮室２１及び下圧縮室２２で圧縮されたガス状冷媒は、吐出ポート３１ｂ及び吐出ポート３２ｂから吐出され、吐出管１２ａ及び吐出管１２ｂを介して冷房サイクル回路へと至る。

続いて、上固定スクロール３１、下固定スクロール３２及び揺動スクロール４に形成された渦巻歯の詳細形状について説明する。

図２は、本発明の実施の形態によるスクロール圧縮機の揺動スクロールを示す説明図である。なお、図２（ａ）は、揺動スクロール４の平面図（図１の上側から見た図）を示している。図２（ｂ）は、揺動スクロール４の縦断面図（図１と同じ切断方向に切断した断面図）を示している。図２（ｃ）は、揺動スクロール４の底面図（図１の下側から見た図）を示している。

揺動スクロール４の略中央部から若干偏心した位置には、揺動スクロール４の台板４ｆ、後述の球根形状部４ａ１及び球根形状部４ｂ１を貫通する孔が形成されている。この孔が、上述の揺動軸受４ｃとなる。また、この孔の両端部の外周部には、この孔とこの孔の外周側に形成される圧縮室とを区画するため、内周シール溝４ｄが形成されている。

台板４ｆの上面部には上渦巻歯４ａが伸開形成されている。この上渦巻歯４ａの最内周部は、例えば大径の球根形状部４ａ１が形成されている。位相の基準位置（伸開角０ｄｅｇ）から上渦巻歯４ａの内向面及び外向面を形成する伸開線を描き始めるまでの角度（伸開開始角）を大きくすると、この間の上渦巻歯４ａの形状は略円弧形状となる。本実施の形態では、この外周縁形状が略円弧形状となった部分を、球根形状部４ａ１という（後述の球根形状部４ｂ１も同様である）。また、上渦巻歯４ａは、上渦巻歯４ａの外向面側に形成される圧縮室への冷媒の吸入の完了が上渦巻歯４ａの内向面側に形成される圧縮室への冷媒の吸入の完了よりも先行するような、所謂非対称渦巻形状に形成されている。
また、台板４ｆの上面部には、オルダムリング５の爪部が挿入されるオルダム溝４ｅも形成されている。

台板４ｆの下面部には下渦巻歯４ｂが伸開形成されている。この下渦巻歯４ｂの最内周部は、例えば大径の球根形状部４ｂ１が形成されている。この下渦巻歯４ｂは、位相の基準方向（伸開角が０ｄｅｇとなる方向）が上渦巻歯４ａと略１８０ｄｅｇ異なる位相に配置されている。より詳しくは、位相の基準方向が異なることを除けば、上渦巻歯４ａと下渦巻歯４ｂは実質的に略同一の形状となっている。つまり、台板４ｆを透過して上渦巻歯４ａと下渦巻歯４ｂを見た場合、位相の基準方向が異なることを除けば、上渦巻歯４ａと下渦巻歯４ｂは略同一の形状となっている。したがって、下渦巻歯４ｂも、下渦巻歯４ｂの外向面側に形成される圧縮室への冷媒の吸入の完了が下渦巻歯４ｂの内向面側に形成される圧縮室への冷媒の吸入の完了よりも先行するような、所謂非対称渦巻形状に形成されている。

図３は、本発明の実施の形態によるスクロール圧縮機の上固定スクロールを示す底面図（図１の下側から見た図）である。また、図４は、本発明の実施の形態によるスクロール圧縮機の下固定スクロールを示す平面図（図１の上側から見た図）である。

上固定スクロール３１の略中央部には、上軸受３１ａとなる貫通孔が形成されている。
また、上固定スクロール３１の下面部には、渦巻歯３１ｅが形成されている。渦巻歯３１ｅは、上渦巻歯４ａの外向面側に形成される圧縮室への冷媒の吸入の完了が上渦巻歯４ａの内向面側に形成される圧縮室への冷媒の吸入の完了よりも先行するような、所謂非対称渦巻形状に形成されている。また、渦巻歯３１ｅの最内周部近傍には吐出ポート３１ｂが形成されており、渦巻歯３１ｅの最外周部近傍には吸入ポート３１ｃが形成されている。これら吐出ポート３１ｂ及び吸入ポート３１ｃの開口部形状は、略長穴形状となっている。
上固定スクロール３１の下面部には、オルダムリング５の爪部が挿入されるオルダム溝３１ｄも形成されている。

上固定スクロール３１は、台板上に渦巻歯３１ｅだけが形成されているタイプではなく、歯底部材厚＋歯高分の素材に渦巻溝部分を加工した溝加工タイプである。つまり、渦巻歯３１ｅは、素材に渦巻溝を加工することにより形成されている。また、この渦巻溝は、上渦巻歯４ａの最外周部から略半周分の外向面と対向する内向面を形成するように、加工されている。この内向面は、通常の対称形状渦巻歯ではシール点形成に関与しないため、設けられていないものである。なお、本実施の形態では、この内向面も渦巻歯３１ｅの一部とみなす。

下固定スクロール３２の略中央部には、下軸受３２ａとなる貫通孔が形成されている。
また、下固定スクロール３２の上面部には、渦巻歯３２ｅが形成されている。渦巻歯３２ｅは、下渦巻歯４ｂの外向面側に形成される圧縮室への冷媒の吸入の完了が下渦巻歯４ｂの内向面側に形成される圧縮室への冷媒の吸入の完了よりも先行するような、所謂非対称渦巻形状に形成されている。また、渦巻歯３２ｅの最内周部近傍には吐出ポート３２ｂが形成されており、渦巻歯３２ｅの最外周部近傍には吸入ポート３２ｃが形成されている。これら吐出ポート３２ｂ及び吸入ポート３２ｃの開口部形状は、略長穴形状となっている。

下固定スクロール３２も上固定スクロール３１と同様に、台板上に渦巻歯３２ｅだけが形成されているタイプではなく、歯底部材厚＋歯高分の素材に渦巻溝部分を加工した溝加工タイプである。また、この渦巻溝は、下渦巻歯４ｂの最外周部から略半周分の外向面と対向する内向面を形成するように、加工されている。この内向面は、通常の対称形状渦巻歯ではシール点形成に関与しないため、設けられていないものである。なお、本実施の形態では、この内向面も渦巻歯３２ｅの一部とみなす。
また、下固定スクロールの上面部には、渦巻溝を囲むように外周シール溝３２ｄが形成されている。

次に、非対称渦巻形状の渦巻歯による圧縮過程を説明する。
図５は、非対称渦巻歯の圧縮過程の説明図である。なお、揺動スクロール４の上渦巻歯４ａと上固定スクロール３１の渦巻歯３１ｅとの間での圧縮過程と、揺動スクロール４の下渦巻歯４ｂと下固定スクロール３２の渦巻歯３２ｅとの間での圧縮過程と、は同様となる。このため、以下では、上固定スクロール３１の渦巻歯３１ｅと下固定スクロール３２の渦巻歯３２ｅを総称して、固定スクロール渦巻歯３０と記す。また、揺動スクロール４の上渦巻歯４ａと下渦巻歯４ｂを総称して、揺動スクロール渦巻歯４０と記す。また、図５は、破線で示した固定スクロール渦巻歯３０に組み合わされた実線の揺動スクロール渦巻歯４０が０ｄｅｇ→９０ｄｅｇ→１８０ｄｅｇ→２７０ｄｅｇと揺動運動する状況を表している。

揺動スクロール渦巻歯４０の外向面と固定スクロール渦巻歯３０の内向面で形成される圧縮室（以下、揺動外向面／固定内向面側の圧縮室という）のうち最外室は、０ｄｅｇの時点で冷媒の吸入が完了する（冷媒の圧縮開始となる）。揺動外向面／固定内向面側の圧縮室の最外室における圧力は、Ｐ２ｏとなっている。揺動スクロールが１回転すると、揺動外向面／固定内向面側の圧縮室の圧力はＰ１ｏとなっている。更に揺動スクロールが１回転すると、揺動外向面／固定内向面側の圧縮室の圧力は、揺動内向面／固定外向面側の圧縮室（揺動スクロール渦巻歯４０の内向面と固定スクロール渦巻歯３０の外向面で形成される圧縮室）と連通してＰ０となっている。

揺動内向面／固定外向面側の圧縮室のうち最外室は、１８０ｄｅｇの時点で冷媒の吸入が完了する（冷媒の圧縮開始となる）。揺動内向面／固定外向面側の圧縮室の最外室における圧力は、Ｐ２ｉとなっている。この時点で揺動外向面／固定内向面側の圧縮室は既に１／２回転分圧縮過程が進んでいるので、Ｐ２ｏはＰ２ｉよりも高くなっている。一周内側のＰ１ｏとＰ１ｉについても同様で、この状況は揺動外向面／固定内向面側の圧縮室と揺動内向面／固定外向面側の圧縮室とが連通して最内室（圧力Ｐ０）となるまで続く。なお、通常の対称形状渦巻歯における圧縮過程の場合、揺動外向面／固定内向面側の圧縮室における吸入完了タイミングは、揺動内向面／固定外向面側の圧縮室における吸入完了と同じである。このため、対応する双方の圧縮室の圧力（例えば、Ｐ２ｏとＰ２ｉ）は、原理的には常に等しい。

本実施の形態では、固定スクロール渦巻歯３０及び揺動スクロール渦巻歯４０を非対称渦巻歯とすることで、揺動スクロール渦巻歯４０の外向面側のシール点形成開始タイミングを早めている。このため、上述のように、対応する双方の圧縮室の圧力が異なっている。この差圧によって揺動スクロールに作用するガス荷重により、揺動スクロールの自転モーメントの変動幅が拡大する。このため、非対称渦巻歯による圧縮過程の場合、揺動スクロールの自転モーメントの変動幅を低減させるには、このガス荷重の差を計算に入れなくてはならない。

例えば、揺動スクロール渦巻歯４０が１８０ｄｅｇ揺動運動した状態（図５の１８０ｄｅｇ）に着目すると、圧力Ｐ２ｏが外向面に付与されている範囲の揺動スクロール渦巻歯４０は、その外周側（巻き終わり側）の約半分の内向面に圧力Ｐ２ｉが付与されている。このため、この範囲の揺動スクロール渦巻歯４０では、外向面側の圧力と内向面側の圧力に差が生じる。また、圧力Ｐ１ｏが外向面に付与されている範囲の揺動スクロール渦巻歯４０は、その外周側の約半分の内向面に圧力Ｐ１ｉが付与されている。このため、この範囲の揺動スクロール渦巻歯４０では、外向面側の圧力と内向面側の圧力に差が生じる。したがって、揺動スクロールの自転モーメントの変動幅を低減させるには、この差圧によって揺動スクロールに作用するガス荷重を計算に入れなくてはならない。

なお、固定スクロール渦巻歯３０及び揺動スクロール渦巻歯４０を非対称渦巻歯としているのは、圧縮機構３の行程容積及び内部容積比を大きくするためである。
例えば、揺動スクロール渦巻歯が１８０ｄｅｇ揺動運動したときの揺動内向面／固定外向面側の圧縮室の容積を、揺動内向面／固定外向面側の圧縮室の行程容積Ｖｓｔｉとする。この場合、通常の対称形状渦巻歯では、揺動外向面／固定内向面側の圧縮室の行程容積ＶｓｔｏがＶｓｔｉとなる。したがって、渦巻歯が対称形状である圧縮機構の行程容積Ｖｓｔは、Ｖｓｔ＝２×Ｖｓｔｉ＝２×Ｖｓｔｏとなる。一方、非対称渦巻歯では、揺動外向面／固定内向面側の圧縮室の行程容積ＶｓｔｏがＶｓｔｏ＞Ｖｓｔｉとなる。したがって、渦巻歯が非対称形状である圧縮機構の行程容積Ｖｓｔは、Ｖｓｔ＝Ｖｓｔｉ＋Ｖｓｔｏ＞２×Ｖｓｔｉとなる。つまり、渦巻歯が非対称形状である圧縮機構は、渦巻歯が対称形状である圧縮機構よりも、行程容積及び内部容積比を大きくすることができる。

図６は、揺動スクロール渦巻歯に作用するガス加重の計算方法を説明する説明図である。ここで、図６（ａ）は、揺動内向面／固定外向面側の圧縮室から揺動外向面／固定内向面側の圧縮室方向へ作用するガス加重の計算方法を説明するための説明図である。また、図６（ｂ）は、揺動外向面／固定内向面側の圧縮室から揺動内向面／固定外向面側の圧縮室方向へ作用するガス加重の計算方法を説明するための説明図である。なお、図６では、固定スクロール渦巻歯３０を破線で示し、揺動スクロール渦巻歯４０を実線で示している。また、図６に示す揺動スクロール渦巻歯４０は、最内周部（巻始め部）に球根形状部が形成されていない（伸開始点角を大きく設定したものでない）、一般的な巻始め部を有するものとしている。

図６（ａ）に示すように、揺動スクロール渦巻歯４０の斜線部には、揺動内向面／固定外向面側の第ｎ室（ｎ番目の圧縮室）の圧力Ｐｎｉと揺動外向面／固定内向面側の第ｎ＋１室の圧力Ｐ（ｎ＋１）ｏとの差圧が作用する（但し最内室はＰ０，最外周は吸入圧Ｐｓ）。このとき、シール点間距離はＬｎｉ（ｎ＋１）ｏとなっているので、揺動スクロール渦巻歯４０の斜線部には、ｈ×Ｌｎｉ（ｎ＋１）ｏ×（Ｐｎｉ−Ｐ（ｎ＋１）ｏ）の力が作用する。ここで、ｈは揺動スクロール渦巻歯４０の歯高を表す。
このため、揺動スクロール渦巻歯４０の各斜線部に作用する力の合計に相当する力Ｆｉｏに抗して、揺動スクロールを駆動しなければならない。

また、図６（ｂ）に示すように、揺動スクロール渦巻歯４０の斜線部には、揺動外向面／固定内向面側の第ｎ室の圧力Ｐｎｏと揺動内向面／固定外向面側の第ｎ室の圧力Ｐｎｉとの差圧が作用する（但し最内室はＰ０，最外周は吸入圧Ｐｓ）。このとき、シール点間距離はＬｎｏｉとなっているので、揺動スクロール渦巻歯４０の斜線部には、ｈ×Ｌｎｏｉ×（Ｐｎｏ−Ｐｎｉ）の力が作用する。
このため、揺動スクロール渦巻歯４０の各斜線部に作用する力の合計に相当する力Ｆｏｉに抗して、揺動スクロールを駆動しなければならない。
なお、対称形状渦巻歯の場合、Ｐｎｏ＝Ｐｎｉとみなせるので、力Ｆｏｉを計算する必要はなかった。

したがって、揺動スクロールの揺動半径をＲｒとすると、Ｒｒ×（Ｆｉｏ＋Ｆｏｉ）が、ガス圧縮に要するガス圧縮トルクＴθとなる。

このとき、Ｆｉｏ及びＦｏｉの各作用点と揺動スクロールの中心（偏心部７ａの中心）が一致しないため、ＦｉｏとＦｏｉのそれぞれは、揺動スクロールを揺動スクロールの中心周りに回転（自転）させるように作用する。これが自転モーメントＴｒと言われるものである。図６の揺動スクロール中心から作用点までの距離を参照すると、自転モーメントＴｒの大きさのうち、Ｆｉｏ成分の大きさはＦｉｏ×Ｒｒ／２となり、Ｆｏｉ成分の大きさは−Ｆｏｉ×（ｐ−Ｒｒ）／２となる。なお、ｐは揺動スクロール渦巻歯４０のピッチである。また、自転モーメントＴｒのＦｉｏ成分とＦｏｉは向きが逆になる。

上述のように、対称形状渦巻歯の場合にはＰｎｏ＝Ｐｎｉとみなせたので、力Ｆｏｉを計算する必要はない。このため、ガス圧縮トルクＴθはＦｉｏに関してのみ計算すればよく、Ｔθ＝Ｒｒ×Ｆｉｏとなる。したがって、自転モーメントＴｒはＴｒ＝Ｒｒ／２×Ｆｉｏ＝Ｔθ／２となる。つまり、揺動スクロールが自転しようとする向きは、揺動スクロールの外向面側シール点が閉じる方向（揺動スクロールの内向面側シール点が開く方向）で一定していた。

これに対して、非対称渦巻歯では、自転モーメントＴｒがＴｒ＝Ｆｉｏ×Ｒｒ／２−Ｆｏｉ×（ｐ−Ｒｒ）／２＝（Ｆｉｏ＋Ｆｏｉ）×Ｒｒ／２−Ｆｏｉ×ｐとなる。このため、揺動スクロールが自転しようとする向きは、その方向が逆転する場合もあり得ることになる。

揺動スクロールの自転を規正するためのオルダムリングは、本来一定方向の自転モーメントに対して姿勢を規正するためのものである。このため、揺動スクロールに作用する自転モーメントが逆転すると、オルダムリングの爪部の摺動面が反転してしまう。つまり、オルダムリングの爪部とこの爪部が挿入される溝部（本実施の形態に係るスクロール圧縮機ではオルダム溝３１ｄ及びオルダム溝４ｅ）との間のクリアランス分だけ、揺動スクロールやオルダムリングが自転してしまう。また、この自転に起因して、振動や騒音が発生してしまう。また、固定スクロール渦巻歯３０と揺動スクロール渦巻歯４０との間のすきま（半径方向すきま）からの冷媒漏れが増大してしまう。したがって、従来の方法（例えば、特許文献１参照）で揺動スクロールの自転モーメントの変動幅を低減することは、避けるべきである。

ここで、揺動スクロールに作用する自転モーメントが逆転するかどうかは、上記の計算式よりＦｏｉの大きさに依存していることがわかる。このＦｏｉは、揺動外向面／固定内向面側の圧縮室への吸入完了タイミングを揺動内向面／固定外向面側の圧縮室への吸入完了タイミングよりも早めたことにより発生した力である。このため、揺動外向面／固定内向面側の圧縮室への吸入完了タイミングを揺動内向面／固定外向面側の圧縮室への吸入完了タイミングよりも早めた角度（以下、延長伸開角φｅｘという）が大きいほど、揺動スクロールに作用する自転モーメントの変動幅が大きくなるといえる。つまり、揺動スクロールに作用する自転モーメント方向が逆転してしまう可能性が増すといえる。

図７〜図９は、揺動スクロールの伸開始点角（外向面側の伸開始点角φｏｓ、内向面側の伸開始点角φｉｓ）及び延長伸開角φｅｘと揺動スクロールに作用する自転モーメントＴｒとの関係を示す特性図である。この図７〜図９は、揺動スクロールの歯高ｈ，ピッチｐ，歯厚ｔ，巻数を固定して、揺動スクロールの伸開始点角（外向面側の伸開始点角φｏｓ、内向面側の伸開始点角φｉｓ）及び延長伸開角φｅｘと揺動スクロールに作用する自転モーメントＴｒとの関係を示したものである。なお、延長伸開角φｅｘは、揺動内向面／固定外向面側の圧縮室における行程容積と揺動外向面／固定内向面側の圧縮室における行程容積との和が一定となるように、変化させている。

図７〜図９では、揺動スクロールの伸開始点角（外向面側の伸開始点角φｏｓ、内向面側の伸開始点角φｉｓ）及び延長伸開角φｅｘを変化させて、固定スクロール渦巻歯の形状及び揺動スクロール渦巻歯の形状を求めている。そして、これら各形状の固定スクロール渦巻歯の形状及び揺動スクロール渦巻歯について、揺動外向面／固定内向面側の圧縮室の冷媒吸入を完了したときの組合せ形状を示している。また、これら各形状の揺動スクロール渦巻歯に作用する一回転中の自転モーメントＴｒの変動を、ガス圧縮トルクＴθの平均値に対する比としてグラフに示している（以下、自転モーメントＴｒの平均ガス圧縮トルクに対する比を自転モーメント比という）。なお、グラフに示す折れ線Ａは、台板の一方の面に歯高ｈの揺動スクロール渦巻歯を形成した場合の自転モーメント比を示している。また、グラフに示す折れ線Ｂは、台板の両面に歯高１／２の揺動スクロール渦巻歯を形成し、これら揺動スクロール渦巻歯の位相を１８０ｄｅｇずらした場合の自転モーメント比を示している。

図７〜図９に示す延長伸開角φｅｘ＝０［ｄｅｇ］の固定スクロール渦巻歯及び揺動スクロール渦巻歯は、対称形状渦巻歯である。折れ線Ａの自転モーメント比及び折れ線Ｂの自転モーメント比は、共に０．５前後で変動している。（自転モーメント比が０．５で一定とならないのは、基準を平均ガス圧縮トルクとしているからである。各回転角におけるガス圧縮トルクを分母にすると、自転モーメント比は０．５で一定となる。）

ここで、折れ線Ａの自転モーメント比（台板の一方の面に歯高ｈの揺動スクロール渦巻歯を形成した場合の自転モーメント比）に着目する。延長伸開角φｅｘを６０［ｄｅｇ］，１２０［ｄｅｇ］として非対称性を増していくと、上述のように揺動外向面／固定内向面側の圧縮室への吸入完了タイミングが揺動内向面／固定外向面側の圧縮室への吸入完了タイミングよりも早まる度合いが増大し、自転モーメント比の変動幅が拡大する。そして、φｅｘ＝１８０［ｄｅｇ］で、自転モーメント比の変動幅最大となる。（原理的に非対称渦巻歯の延長伸開角φｅｘは１８０［ｄｅｇ］を越えられない。）

また、延長伸開角φｅｘ＝０［ｄｅｇ］の対称形状渦巻歯では、伸開始点角を大きくして渦巻歯巻始め部のスペース（球根形状部）を大きくしていく程、自転モーメント比の変動幅が拡大する傾向にある。また、延長伸開角φｅｘを最大の１８０［ｄｅｇ］とした場合、伸開始点角が小さい方が自転モーメント比の変動幅が大きくなる傾向にあり、φｉｓ＝１．５πとφｉｓ＝２．５πでは自転モーメントが逆転する回転角もある。これは、図６を参照すると、以下の理由によると考えられる。圧力Ｐ０の最内室が関与するガス荷重は、図６（ａ）のシール点間距離Ｌ０１ｏにおける斜線部に作用するガス荷重に関するものである（揺動内向面／固定外向面側の圧縮室から揺動外向面／固定内向面側の圧縮室方向へ作用するガス加重に関するものである）。つまり、圧力Ｐ０の最内室が関与するガス荷重は、揺動外向面／固定内向面側の圧縮室から揺動内向面／固定外向面側の圧縮室方向へ作用するガス加重に関するものではない。このため、圧力Ｐ０の最内室が関与するガス荷重は、非対称渦巻歯の場合と対称形状渦巻歯の場合とで同様である。したがって、巻始め部のスペース（球根形状部）を大きくすることにより、伸開始点角が小さい場合に較べて、全ガス荷重に占める最内室関与の割合が増すことで、自転モーメント比の変動が抑えられる。

次に、折れ線Ｂの自転モーメント比（台板の両面に歯高１／２の揺動スクロール渦巻歯を形成し、これら揺動スクロール渦巻歯の位相を１８０ｄｅｇずらした場合の自転モーメント比）に着目する。
図７〜図９からわかるように、何れの場合も、折れ線Ｂの自転モーメント比は、折れ線Ａの自転モーメント比の半分以下に抑制されている（平滑化されている）。台板の一方の面（例えば上面）に形成された揺動スクロール渦巻歯に作用するガス荷重と、台板の他方の面（例えば下面）に形成された揺動スクロール渦巻歯に作用するガス荷重と、が相殺し合うからである。
また、伸開始点角を大きくして渦巻歯巻始め部のスペース（球根形状部）を設ける方が（φｉｓ＝２．５π又はφｉｓ＝３．５πの場合）、折れ線Ｂの自転モーメント比の変動幅を低減できていることがわかる。つまり、伸開始点角を大きくして渦巻歯巻始め部のスペース（球根形状部）を設ける方が（φｉｓ＝２．５π又はφｉｓ＝３．５πの場合）、揺動スクロールに作用する自転モーメントを低減できていることがわかる。

以上、このように構成されたスクロール圧縮機１００においては、揺動スクロール４に形成された上渦巻歯４ａ及び下渦巻歯４ｂを非対称形状としている。このため、従来は軸が貫通するために内部容積比が小さくなってしまっていた揺動スクロールの構成（台板の両面に渦巻歯が形成された揺動スクロールの構成）としても、行程容積を増大させた分、内部容積比を大きくすることができる。
また、基準方向（伸開角が０ｄｅｇとなる方向）が上渦巻歯４ａと１８０ｄｅｇ異なる位相となるように下渦巻歯４ｂを配置しているので、上渦巻歯４ａ及び下渦巻歯４ｂが非対称形状となっていても、揺動スクロール４に作用する自転モーメントを平滑化することができる（自転モーメントの変動幅を低減することができる）。
したがって、このように構成されたスクロール圧縮機１００は、自転モーメントの逆転による振動・騒音の発生及び冷媒漏れの増大を回避することができる。つまり、オルダムリング５の爪部に起因する振動・騒音が小さく、揺動スクロール４の自転に伴なう冷媒漏れの少ないスクロール圧縮機１００を得ることが可能となる。

また、上渦巻歯４ａ及び下渦巻歯４ｂの最内周部に球根形状部４ａ１及び球根形状部４ｂ１を設けたので、上記の効果をより確実に得ることができる。

図１０は、図７〜図９の２仕様について、上下渦巻の基準方向の位相差を１０ｄｅｇ刻みで変化させて計算した、自転モーメントの変動を示したものである。（ａ）φｏｓ＝０．５π，φｉｓ＝１．５π，φｅｘ＝１２０ｄｅｇと（ｂ）φｏｓ＝２．５π，φｉｓ＝３．５π，φｅｘ＝１８０ｄｅｇについて、横軸基準位相差Δφｓに対して、一回転中の自転モーメントの最小値の平均値に対する比を縦軸に示している。自転モーメントの平均値は基準方向の位相差に関わらず常に一定値であり、この平均値に対する最小値の比が１に近いほど平滑化の効果が大きいことを示している。例えば、Ｔｒ（ｍｉｎ）／Ｔｒ（ｍｅａｎ）＝１は自転モーメントの変動が全く無いことを示しており、Ｔｒ（ｍｉｎ）／Ｔｒ（ｍｅａｎ）＝０であれば、自転モーメントの変動幅は２×Ｔｒ（ｍｅａｎ）ということになる。

図１０より、Δφｓを９０ｄｅｇ〜２７０ｄｅｇに設定すれば、位相差１８０ｄｅｇのときの概略半分以上の平滑化効果が得られることがわかる。

１ 密閉容器、２ モーター、２ａ ステーター、２ｂ ローター、３ 圧縮機構、３１ 上固定スクロール、３１ａ 上軸受、３１ｂ 吐出ポート、３１ｃ 吸入ポート、３１ｄ オルダム溝、３１ｅ 渦巻歯、３２ 下固定スクロール、３２ａ 下軸受、３２ｂ 吐出ポート、３２ｃ 吸入ポート、３２ｄ 外周シール溝、３２ｅ 渦巻歯、４ 揺動スクロール、４ａ 上渦巻歯、４ａ１ 球根形状部、４ｂ 下渦巻歯、４ｂ１ 球根形状部、４ｃ 揺動軸受、４ｄ 内周シール溝、４ｅ オルダム溝、４ｆ 台板、５ オルダムリング、６ ガラス端子、７ 軸、７ａ 偏心部、８ａ 上バランスウェイト、８ｂ 下バランスウェイト、９ 油ポンプ、１０ 潤滑油、１１ 吸入管、１２ａ 吐出管、１２ｂ 吐出管、２１ 上圧縮室、２２ 下圧縮室、３０ 固定スクロール渦巻歯、４０ 揺動スクロール渦巻歯、１００ スクロール圧縮機。

Claims (2)

1. 台板の一方の面に第１の揺動側渦巻歯が形成され、前記台板の他方の面に第２の揺動側渦巻歯が形成された揺動スクロールと、
   前記第１の揺動側渦巻歯と組み合わされる第１の固定側渦巻歯が形成された第１の固定スクロールと、
   前記第２の揺動側渦巻歯と組み合わされる第２の固定側渦巻歯が形成された第２の固定スクロールと、
   前記揺動スクロールに挿入され、前記揺動スクロールを駆動する駆動軸と、
   を備え、
   前記第１の揺動側渦巻歯と前記第１の固定側渦巻歯は、前記第１の揺動側渦巻歯の外向面側に形成される圧縮室への冷媒の吸入の完了が前記第１の揺動側渦巻歯の内向面側に形成される圧縮室への冷媒の吸入の完了よりも先行するように、非対称渦巻形状に形成され、
   前記第２の揺動側渦巻歯と前記第２の固定側渦巻歯は、前記第２の揺動側渦巻歯の外向面側に形成される圧縮室への冷媒の吸入の完了が前記第２の揺動側渦巻歯の内向面側に形成される圧縮室への冷媒の吸入の完了よりも先行するように、非対称渦巻形状に形成され、
   前記第１の揺動側渦巻歯と前記第２の揺動側渦巻歯は、基準方向が９０〜２７０ｄｅｇ異なる位相に配置されていることを特徴とするスクロール圧縮機。
2. 前記第１の揺動側渦巻歯及び前記第２の揺動側渦巻歯は、渦巻歯の最内周部に球根形状部が形成され、
   前記駆動軸は、これら球根形状部を貫通して設けられてい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。

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