JP2014228003A - スクロール型圧縮機およびスクロール型圧縮機を有するｃｏ２車両空調システム - Google Patents

Abstract

【課題】簡単な構造で、出力調節が可能にする。
【解決手段】可動式変位渦巻き体（１３）が、偏心軸受け（１２）に回転可能に連結され、相対渦巻き体（１４）内に係合し、変位渦巻き体（１３）と相対渦巻き体（１４）の間に、冷媒を圧縮し当該冷媒を圧力チャンバ（１５）内に排出するために径方向内側に進行するチャンバが形成する。駆動装置（１０）が機械式駆動装置であり、相対渦巻き体（１４）が、変位渦巻き体（１３）に対して交互に軸方向に移動可能である。相対渦巻き体（１４）と変位渦巻き体（１３）の間には、相対渦巻き体（１４）上に軸方向の解放力を及ぼすための少なくとも１つのばね（１６）が配置される。少なくとも１つのピストン（１７）が、相対渦巻き体（１４）上に軸方向の閉鎖力を及ぼすために、圧力チャンバ（１５）に隣接して中心を外した位置において、相対渦巻き体（１４）上に係合する。
【選択図】図１

Description

本発明は、ＣＯ_２車両空調システム用のスクロール型圧縮機、および前記タイプのスクロール型圧縮機を有するＣＯ_２車両空調システムに関する。

自動車の空調用として、不燃性冷媒が、事故発生時に車両内部コンパートメントにおける爆発のリスクを回避するために使用されている。しかし、これまで使用されてきている冷媒は、すでに禁止されているか、またはその高い地球温暖化係数のために少なくとも問題であるとみなされている。すでに以前の冷媒と部分的に置き換えられている、環境適合性が見込まれる一つの不燃性冷媒は、Ｃ０_２（Ｒ７４４）である。しかし、ＣＯ_２空調システムは高い作動圧力で作動し、これは、システム構成要素の強度およびシール作用に対して特別な高い要求を課している。高い作動圧力に関連する利点は、ＣＯ_２の密度が比較的高いため、比較的高いレベルの冷却出力を得るのに、低量の流量ですむことにある。

請求項１のプリアンブルの特徴を有するＣ０_２車両空調システム用のスクロール型圧縮機は、特開２００６−１４４６３５号公報から公知である。一般的には、前記タイプのスクロール型圧縮機は、圧縮機の冷凍能力を制御するために回転速度調節式の電気駆動装置を有する。従来の低圧力の冷媒で作動する車両空調システムと共に、圧縮機が作動状態にされる、または停止状態にされるかによって出力調節が実現される、簡単な構造のスクロール型圧縮機もまた、公知である。
それに応じて、米国特許第６，２７３，６９２号明細書は、電磁クラッチを用いることによって圧縮機ユニットに連結され得る機械式駆動装置を有するスクロール型圧縮機を開示している。そのようなクラッチは、一般に、重い鋼ディスクを有する。したがって、質量慣性モーメントは高く、それに対応して燃料消費に対して有害な影響を与える。さらに、クラッチは高価な部品である。米国特許出願公開第２００２／００８１２２４号明細書は、２つのスクロール渦巻き体の一方の径方向の運動を用いることによって作動状態および停止状態にすることができる可変低圧のスクロール型圧縮機を開示している。ここでは、２つのスクロール渦巻き体間の偏心性が解消されており、それにしたがい、それらスクロール渦巻き体は、径方向に係合から外れる。

本発明は、簡単な構造のものであり、出力調節が可能である、Ｃ０_２車両空調システム用のスクロール型圧縮機を明記するという目的に基づく。本発明は、さらに、前記タイプのスクロール型圧縮機を有するＣＯ_２車両空調システムを明記するという目的に基づく。

本発明によれば、この目的は、請求項１の特徴を有するＣＯ_２車両空調システム用のスクロール型圧縮機を用いることによって達成される。ＣＯ_２車両空調システムに関しては、この目的は、請求項１５の主題を用いることによって達成される。

本発明は、数多くの利点を有する。

一定の回転速度、すなわち、時間に伴って変化しない回転速度を有する電気式駆動装置または機械式駆動装置を使用することにより、回転速度調節式の圧縮機に対して安価である設計が可能になる。出力調節は、変位渦巻き体に対する相対渦巻き体の軸方向の交互運動を用いることによって実施される。前記運動を用いることによって、均圧ギャップが、相対渦巻き体と変位渦巻き体の間に一時的に形成され、それにより、圧縮されたガスは、径方向内側に位置する圧縮機のチャンバから径方向外側に流れることができる。スクロール型圧縮機内の圧力はこのようにして消耗される。ここでは、変位渦巻き体は回転し続け、それにより、駆動装置と変位渦巻き体の間の出力の流れを遮断するためのクラッチは、必要とされない。本発明のスクロール型圧縮機は、したがって、クラッチを有さずに実装することができる。

クラッチを有さない圧縮機としてスクロール型圧縮機を実装することにより、質量慣性モーメントに大きな低減がもたらされる。変位渦巻き体は無負荷状態で共回転するため、起動トルクは、本発明のスクロール型圧縮機においては解消される。さらに、回転する構成要素の負荷が大きく低減され、燃料消費量は低下する。本発明のスクロール型圧縮機は、非常に円滑な作動および低ノイズを実現する。

相対渦巻き体の交互運動は、軸方向の解放力および当該軸方向の解放力に対向する閉鎖力によってもたらされる。本発明によれば、軸方向の解放力は、変位渦巻き体と相対渦巻き体の間に配置されたばねによって生み出される。解放力は、相対渦巻き体を変位渦巻き体から上昇させ、それにより、均圧ギャップがそれらの間に形成され、スクロール型圧縮機は停止状態にされる（開位置）。軸方向の閉鎖力のために、圧力チャンバに隣接し且つ相対渦巻き体と係合するピストンが設けられる。閉鎖力は、相対渦巻き体を変位渦巻き体に接触させる。このプロセスでは、均圧ギャップは閉じられ、スクロール型圧縮機は作動状態にされる（閉位置）。

ばねおよびピストンを本発明にしたがって配置することにより相対渦巻き体の交互運動を用いることによって、その出力が調節され得るスクロール型圧縮機のコンパクトで頑強な構造がもたらされる。ピストンを圧力チャンバに隣接して配置することは、圧力チャンバが、相対渦巻き体内に形成された圧縮ガス用の出口に直接連結され得るという効果を与える。圧力チャンバは、こうして、内部を有することなく実装可能であり、それによって圧力チャンバの領域内のシール作用に関する問題は回避され得る。

従来技術と比較して、本発明は、Ｃ０_２車両空調システム用のスクロール型圧縮機が、公知のスクロール型圧縮機の質量慣性モーメントより総じて３分の１小さい質量慣性モーメントを有して構築されることを可能にする。絶対数では、本発明は、スクロール型圧縮機が５００ｋｇｍｍ^２の最大質量慣性モーメントを有して構築されることを可能にする。

好ましい実施形態は、従属請求項に明記されている。

特に省スペース設計が、好ましくは圧力チャンバの反対側にばねを配置することによって実現され得る。ピストンが、追加的に、相対渦巻き体に対して同軸に変位可能になるように配置された環状ピストンを備える場合、全体的な結果として、相対渦巻き体に解放力および閉鎖力を導入するための頑強な構造となる。さらに、環状ピストンは、比較的大きい表面積にわたって閉鎖力が導入されるという利点を有し、それにより、閉鎖力に必要とされるピストンの表面圧力は、均一に分散される。

ピストンが、スクロール型圧縮機の高圧側および吸入側に交互式に連結され得るピストンガイド内に装着される場合、スクロール型圧縮機の高圧側と吸入側の間にどのような場合にも存在する圧力差が、ピストンの作動に利用される。相対渦巻き体が変位渦巻き体から上昇させられた場合に圧縮された空気が高圧側から吸入側に流れること、および、変位渦巻き体が逆行して回転することを防止するために、逆止弁が、流れ方向において圧力チャンバの下流側に配置される。別の好ましい実施形態では、圧力チャンバは、二重機能を有し、第１にはガス脈動の減衰のために、第２には相対渦巻き体のガイドとして働く。この目的のために、相対渦巻き体の高圧側に配置された後壁は、圧力チャンバの基部を形成し、この場合、相対渦巻き体は、圧力チャンバの内壁を軸方向に可動式に支承するフランジを有する。前記二重機能は、スクロール型圧縮機のコンパクト設計に寄与する。

偏心軸受け用の、吸入側に対して閉じられる収容スペースが、圧力チャンバに流体的に連結され、変位渦巻き体の後壁が、表面圧力によって作用され得る場合、シール作用が改良され得る。

冷媒を適切に圧縮するには、比較的小さい偏心性で十分であることが見出されている。この目的のために、相対渦巻き体の中心点と変位渦巻き体の中心点との間の距離は、最大でも１．５ｍｍ、特に最大でも１．２ｍｍ、特に最大でも１．０ｍｍ、特に最大でも０．８ｍｍ、特に最大でも０．６ｍｍ、特に最大でも０．４ｍｍ、特に最大でも０．２ｍｍになることができる。下限値は、０．１ｍｍにすることができる。相対渦巻き体が６６０°から７２０°、特に６８０°から７００°の巻き角を有することが好ましく、それによって冷媒の適切な圧縮が達成される。

別の好ましい実施形態では、偏心軸受けが、変位渦巻き体と相対渦巻き体の間の変位チャンバ内に配置されており、この偏心軸受けは、変位渦巻き体と一体的に形成された軸受けブッシングであって、変位渦巻き体の巻き線の端面と一直線になる基部を有する軸受けブッシングを有する。したがって、偏心軸受けの軸受けブッシングは、高圧側の方向に埋め込まれるように配置され、この場合、偏心軸受けは、相対渦巻き体の巻き線のレベルに少なくとも部分的に位置している。偏心軸受けは、こうして相対渦巻き体内に突出する。公知の低圧スクロール型圧縮機の場合では最終圧縮段で利用される、変位渦巻き体と相対渦巻き体の間の最も内側の容積部は、この実施形態では、軸受けブッシングを形成し、したがって偏心軸受けを収容するために少なくとも部分的に利用される。このようにして、いかなる傾斜モーメントも低減され、作動の円滑性が改良される。さらに、前記実施形態は、くぼんだ位置に配置された軸受けブッシングが、変位渦巻き体と変位渦巻き体の間のばね用の当接表面を形成するという別の利点を有する。前記実施形態は、したがって、ばねを圧力チャンバの反対側に配置することと併せて特に有利である。

変位渦巻き体が、偏心軸受けに連結された釣り合いおもりが少なくとも部分的に中に収容された中央くぼみを有する場合、いかなる傾斜モーメントもさらに低減される。圧力チャンバの容積は、変位渦巻き体の１回転あたりの吸入量の５倍から７倍、特に６倍大きいことが好ましく、それによって、ガス脈動は効果的に低減され得る。

本発明は、添付の概略図を参照し、例示的な実施形態に基づいてより詳細に説明される。

開位置にある本発明の１つの例示的な実施形態に係るスクロール型圧縮機の縦断面図である。 偏心軸受けの構造を示す、図１に示されるスクロール型圧縮機の別の縦断面図である。 ハウジングカバーの領域内の、図１に示されるスクロール型圧縮機の詳細図である。 圧縮機が閉位置にある、図３の詳細図である。 一定のまたは固定された回転速度を有する電気駆動装置を有する、本発明の別の例示的な実施形態に係る圧縮機の縦断面図である。 ｋｇｍｍ^２単位による、圧縮機全体の質量慣性に関する従来技術との比較図である。 ｋｇｍｍ^２単位による、圧縮機の作動状態時の有効質量慣性に関する従来技術との比較図である。 Ｎｍにおける、作動トルクの比較図である。

以下に詳細に説明するスクロール型圧縮機は、通常、ガス冷却機、内部熱交換機、スロットル、蒸発器、および圧縮機を備えているＣ０_２車両空調システムにおいて使用されるよう設計されている。そのようなシステムは、１００バールを超える最大圧力に合わせて設計されている。圧縮機は、渦巻き型圧縮機とも称されるスクロール型圧縮機である。図１および２に示すように、スクロール型圧縮機は、ベルトプーリの形態の機械式駆動装置１０を有する。ベルトプーリは、使用中、電気モータまたは内燃機関に連結される。

スクロール型圧縮機は、さらに、ハウジングカバー３１を有するハウジング３０を備え、ハウジングカバー３１は、圧縮機の高圧側を閉じ、ハウジング３０にねじ留めされる。ハウジング３０内には、吸入チャンバ３３を画定するハウジング中間壁３２が配置されている。ハウジング基部３４内には、駆動シャフト１１が貫通して延びる通路開口部が形成される。ハウジング３０の外側に配置されたこのシャフト端部は、ハウジング３０上に回転可能に装着されたベルトプーリ内に係合するドライバ３５に結合して回転するように連結され、それにより、トルクは、ベルトプーリから駆動シャフト１１に伝達され得る。駆動シャフト１１は、一方側がハウジング基部３４内に、他方側がハウジング中間壁３２内に回転可能に装着される。駆動シャフト１１は、第１のシャフトシール３６を用いることによってハウジング基部３４に対して、第２のシャフトシール３７を用いることによってハウジング中間壁３２に対してシールされる。

駆動シャフト１１は、以下のように構築される圧縮機ユニットにトルクを伝達する。

圧縮機ユニットは、可動式変位渦巻き体１３および相対渦巻き体１４を備える。変位渦巻き体１３および相対渦巻き体１４は、互いに係合する。相対渦巻き体１４は、円周方向および径方向に固定される。駆動シャフト１１に結合された可動式変位渦巻き体１３は、円形通路を描き、それにより、前記運動は、知られている方法で、変位渦巻き体１３と相対渦巻き体１４の間に径方向に内方向に進行する複数のガスポケットまたはガスチャンバを発生させる。前記周回運動を用いることにより、冷媒蒸気が、外側において開放ガスチャンバ内に引き入れられ、さらなる渦巻き体の運動およびそれに伴うガスチャンバのサイズの低減によって圧縮される。冷媒蒸気は、径方向外側から径方向内側へと線形に漸進するように圧縮され、相対渦巻き体１４の中央部において、圧力チャンバ１５内へと排出される。
変位渦巻き体１３の周回運動のために、偏心ピン３８（図２参照）を用いることによって駆動シャフトに連結された偏心軸受け１２が設けられている。偏心軸受け１２および変位渦巻き体１３は、相対渦巻き体１４に対して偏心して配置される。ガスチャンバは、変位渦巻き体１３を相対渦巻き体１４に当接させることによって気密式に互いに分離される。変位渦巻き体１３と相対渦巻き体１４の間の径方向の表面圧力は、偏心性を用いることによって設定される。

変位渦巻き体の回転運動は、図２に示すように、中間壁３２内に締め付けられた複数のガイドピン３９によって防止される。ガイドピン３９は、変位渦巻き体１３内に形成された対応するガイド孔４０内に係合する。変位渦巻き体１３の周回運動から生じる不均衡を補償するために、釣り合いおもり２８が、偏心軸受け１２に好ましくは一体的に連結される。

図１および２に示すスクロール型圧縮機は、クラッチを有さない。それにも関わらず圧縮機の出力を変更することを可能にするために、スクロール型圧縮機は、作動状態および停止状態にされ得る（デジタル切り替え）。この目的のために、相対渦巻き体１４は、軸方向に、すなわち駆動シャフト１１に平行な方向に前後に移動できる。変位渦巻き体１３は軸方向に固定される。このようにして、相対渦巻き体１４は、図１〜３に示すように、変位渦巻き体１３から軸方向に上昇させられ得る。前記開位置では、変位渦巻き体１３と相対渦巻き体１４の間に均圧ギャップ４１が形成され、この均圧ギャップは、変位渦巻き体１３と相対渦巻き体１４の間の、径方向に互いに分離されたガスチャンバを連結する。これは、図３に明確に見ることができる。さらに内側に配置されたチャンバからの圧縮されたガスは、前記均圧ギャップ４１を通って径方向に外方向に流れ、それによって均圧が起こる。スクロール型圧縮機の出力は、それによって、０まで、または少なくともほとんど０まで低減される。

相対渦巻き体１４の軸方向の可動性に必要とされる軸方向の案内は、圧力チャンバ１５を用いることによって実現され、圧力チャンバ１５は、さらには、ガス脈動も減衰させる。圧力チャンバ１５は、このようにして二重の機能を有する。

圧力チャンバは、流れ方向において相対渦巻き体の下流側に配置され、相対渦巻き体１４の出口（図示せず）によって当該相対渦巻き体に流体的に連結される。出口は、相対渦巻き体１４の中心点に正確に配置されず、変位渦巻き体１３と相対渦巻き体１４の間の最も内側のチャンバの領域内に偏心的に位置している。このようにして、出口が、偏心軸受け１２の軸受けブッシング２６によって覆われず、十分に圧縮された蒸気が圧力チャンバ１５内に排出され得ることが達成される。

相対渦巻き体１４を軸方向に案内するために、圧力チャンバ１５は、相対渦巻き体１４の方を向く軸方向端部に、内側摺動表面４２を形成する。摺動表面４２は機械加工され、相対渦巻き体１４に対してシールする。相対渦巻き体１４の後壁２１は、圧力チャンバ１５の基部を形成する。相対渦巻き体１４は、こうして、圧力チャンバ１５において直接的に終端する。後壁２１は、さらに、圧力チャンバ１５の摺動表面４２に対して支承する、フランジ２２、特に環状フランジ２２を有する。フランジ２２は、圧力チャンバ１５内の相対渦巻き体１４に対する軸方向ガイドとして働く。フランジ２２の外周には、たとえばシールリング４３などのシール手段を用いた溝が形成される。圧力チャンバ１５は円周方向壁４４によって画定され、円周方向壁４４は、止め部４５を形成し、相対渦巻き体１４の軸方向運動を限定する。

圧力チャンバ１５は、ハウジングカバー３１内に設けられる。このため、軸方向可動式の相対渦巻き体１４の設置が容易になる。さらには、前記圧力チャンバは、回転対称の断面を有する。

相対渦巻き体１４の開位置（図３）と閉位置（図４）の間の交互運動には、反対に向けられた軸方向力が必要とされる。相対渦巻き体１４を開位置（図３）に移動させる、したがって相対渦巻き体１４を変位渦巻き体１３から解放する軸方向力（軸方向解放力）は、変位渦巻き体１３と相対渦巻き体１４の間に配置されたばね１６によって発生する。ばね１６は、たとえばプレートばねの形態になることができる。図４に示される閉位置では、ばね１６には予め負荷がかけられ、相対渦巻き体１４および変位渦巻き体１３を分離させている。

図３および４に明確に見ることができるように、ばね１６は、圧力チャンバ１５の反対側に配置される。この目的のために、相対渦巻き体１４内には、ばね１６が配置された中央くぼみ４６が設けられる。ばね１６は、変位渦巻き体１３上に支持される。この目的のため、偏心軸受け１２用の軸受けブッシング２６が、変位渦巻き体１３内に埋め込まれるように配置されることが講じられる。ここでは、軸受けブッシング２６は、相対渦巻き体１４内へと突起し相対渦巻き体１４内へと突出する。ばね１６がその上で支持される軸受けブッシング２６の基部は、変位渦巻き体１３の巻き線の内縁と同じレベルに位置している。これは、図３に明確に見ることができる（開位置）。図４に示される閉位置では、軸受けブッシング２６の基部は、相対渦巻き体１４を支承し、変位渦巻き体１３と相対渦巻き体１４の間の最も内側のガスチャンバをシールする。

相対渦巻き体１４を図３に示す開位置から図４に示す閉位置に移動させるために、相対渦巻き体１４の長手方向軸に対して同軸に変位可能であるピストン１７、特に環状ピストン１７が、設けられる。環状ピストン１７の代わりに、相対渦巻き体１４の円周上に配置された複数の円筒状ピストンを設けることも可能である。環状ピストン１７は、相対渦巻き体１４の後壁２１上に係合し、前記後壁上に閉鎖力を及ぼし、この閉鎖力は、ばね１６のばね力とは逆に作用する。

図１〜４に見ることができるように、ピストン１７は、圧力チャンバ１５に隣接して、相対渦巻き体１４上に係合する。ピストン１７は、こうして、圧力チャンバ１５の外側に、または全体的に中心を外して配置される。相対渦巻き体１４と圧力チャンバ１５の間の流体連結のために、簡単な出口開口部を相対渦巻き体１４内に形成する（図示せず）ことがこうして可能である。

環状ピストン１７は、ピストンの基部４８に連結された圧力リング４７を有する。ピストン基部４８は、軸方向ガイド１８内で軸方向に変位可能でありかつ気密式に装着される。軸方向ガイド１８は、環状チャンバの形態をしている。環状ピストン１７を作動状態にするために、環状チャンバが、供給ポート２０Ｃに連結される。図１に示すように、供給ポート２０ｃは、２／３方向弁に連結され、２／３方向弁は、さらに、高圧ポート２０ａおよび吸入圧力ポート２０ｂに連結され、それにより、環状チャンバには、高圧または吸入圧力が交互に充填され得る。このようにして、相対渦巻き体１４は、開位置または閉位置の間を交互式に前後に移動され得る。ここでは、環状ピストン１７は、ばね１６のばね力に対してほぼ逆にのみ作用するが、その理由は、圧力チャンバ１５内に広がり、相対渦巻き体１４上に作用する圧力が、圧縮中に相対渦巻き体１４と変位渦巻き体１３の間に作用する圧力によって少なくとも部分的に補償されるためである。さらには、均圧ギャップ４１を設定するために、比較的小さい上昇進行のみが必要とされる。約０．３ｍｍから０．７ｍｍの上昇進行、特にたとえば約０．５ｍｍの上昇進行が、適切である。

スクロール型圧縮機の出力調節は、圧縮機出力を作動状態および停止状態にすることによって、詳細には相対渦巻き体１４の循環または交互運動の頻度を変更することによって実現される。

圧力チャンバ１５内に収集された圧縮されたガスは、出口４９を通って圧力チャンバ１５から出て、本実施形態ではサイクロン分離器の形態をしている油分離器２９内に流れる。圧縮されたガスは、油分離器２９および逆止弁１９を流れ抜け、空調システムの回路に入る。圧縮されたガスの逆流が停止状態にされたスクロール型圧縮機に入ることを防止する逆止弁１９は、たとえば０．５バールから１バールの圧力差に合わせて設計される。

相対渦巻き体１４に対する変位渦巻き体１３の軸方向のシールは、変位渦巻き体の後壁２５が高圧によって作用されることによって支援される。この目的のために、釣り合いおもり２８の一部および偏心軸受け１２が配置された、背圧空間（図１）とも称される収容空間２４が、高圧側に流体的に連結される。収容空間２４は、圧縮機渦巻き体１３の後壁２５およびハウジング中間壁３２によって画定される。

収容空間２４は、導入部で説明した第２のシャフトシール３７によって吸入空間３３から流体的に分離される。シール摺動リング５２が、変位渦巻き体１３とハウジング中間壁３２の間に配置され、高圧側に対して収容空間２４をシールする。シール摺動リング５２は、ハウジング中間壁３２内の環状溝内に着座している。ギャップ（図示せず）が、ハウジング中間壁３２と変位渦巻き体１３の間に形成される。変位渦巻き体１３は、こうしてハウジング中間壁３２上に直接ではなく、シール摺動リング５２上に軸方向に支持され、シール摺動リング５２上で摺動する。この目的のために、シール摺動リング５２は、環状溝から突出し、ギャップをシールする。ギャップは、約０．２ｍｍから０．５ｍｍの幅になることができる。

高圧側との連結のために、ライン５０が、油分離器２９と収容空間２４を連結する。前記ラインは、ハウジングカバー３１、相対渦巻き体１４、および中間壁３２を通って延びる。

油分離器２９と収容空間２４の間、詳細には相対渦巻き体１４とハウジングカバー３１の間には、約１０％〜２０％の圧力差が、高圧側と収容空間２４の間に広がることを確実にする減圧弁５３が配置される。閉位置では、変位渦巻き体１３と相対渦巻き体１４の間の軸方向表面圧力、したがって軸方向シール作用が増大することが、このようにして達成される。
熱の面から、図１に示すスクロール型圧縮機は、吸入側の冷媒蒸気の望ましくない加熱が防止されるように最適化される。この目的のために、圧力チャンバ１５は、密封される（図４参照）。圧力チャンバ１５は、他の点では内部を含まない。たとえば、圧力チャンバは、特に高級鋼またはさび抵抗性の鋼から構成され得る内部ジャケット５１を有することができる。内部ジャケット５１は、アルミニウムより低い熱伝導性を有する。油分離器２９の断熱は、さらに、吸入側の冷媒蒸気の加熱を低減する。ここでも断熱は、密封化によって、たとえばサイクロン分離器を取り囲む、高級鋼またはさび抵抗性鋼から構成された内部ジャケットを用いることによって実現される。減圧弁５３もまた、高級鋼またはさび抵抗性鋼から構成された内部ジャケットによる密封化によって絶縁される。

このようにして、高圧側から吸入側への過剰な熱伝達のリスクを有することなく、ハウジングカバー３１を、たとえばアルミニウムから製造することが可能である。

図５に示されるスクロール型圧縮機と図１に示されるスクロール型圧縮機の間の相違は、機械式駆動装置の代わりに、一定回転速度を有する、すなわち時間に伴って変化しない回転速度を有する電気駆動装置が使用されることだけである。その他の点では、機械的に駆動されるスクロール型圧縮機に関連してなされた記載を参照することができる。

本発明によるスクロール型圧縮機の利点が、図６〜８の図に示される。図６は、ｋｇｍｍ^２における、スクロール型圧縮全体の質量慣性を示す図を示しており、この場合、１５００ｋｇｍｍ^２を有する左側の灰色円柱は従来技術を表し、右側の白色円柱は本発明を表している。本発明により、質量慣性において３分の１となる改良がもたらされる。変位渦巻き体１３は停止された状態で共回転するため、スクロール型圧縮機の作動状態時の質量慣性は事実上ゼロである。これとは対照的に、従来技術の圧縮機の作動状態時の有効質量慣性は、最大で３００ｋｇｍｍ^２である。その結果生じた、モータに関する作動トルクが図８に示されており、この場合、左側の図は、従来技術から知られているモータの場合のトルクピークを示しており、右側の図は、本発明のスクロール型圧縮機の作動状態時のトルクプロファイルを示している。

１０ 駆動装置
１１ 駆動シャフト
１２ 偏心位置
１３ 変位渦巻き体
１４ 相対渦巻き体
１５ 圧力チャンバ
１６ ばね
１７ ピストン／環状ピストン
１８ ピストンガイド
１９ 逆止弁
２０ａ 高圧ポート
２０ｂ 吸入圧力ポート
２０ｃ 供給ポート
２１ 相対渦巻き体の後壁
２２ フランジ
２３ 内壁
２４ 収容空間
２５ 変位渦巻き体の後壁
２６ 軸受けブッシング
２７ くぼみ
２８ 釣り合いおもり
２９ 油分離器
３０ おもり
３１ ハウジングカバー
３２ ハウジング中間壁
３３ 吸入チャンバ
３４ ハウジング基部
３５ ドライバ
３６ 第１のシャフトシール
３７ 第２のシャフトシール
３８ 偏心ピン
３９ ガイドピン
４０ ガイド孔
４１ 均圧ギャップ
４２ 摺動表面
４３ シールリング
４４ 壁
４５ 止め部
４６ 中央くぼみ
４７ 圧力リング
４８ ピストン基部
４９ 出口
５０ ライン
５１ 内部ジャケット
５２ 摺動シールリング
５３ 減圧弁

Claims (15)

1. 駆動シャフト（１１）によって偏心軸受け（１２）に連結された駆動装置（１０）を有しており、かつ、
   前記偏心軸受け（１２）に回転可能に連結された可動式変位渦巻き体（１３）であって、相対渦巻き体（１４）内に係合し、それにより、前記変位渦巻き体（１３）および前記相対渦巻き体（１４）の間に、冷媒を圧縮し当該冷媒を圧力チャンバ（１５）内に排出するために径内方向に進行するチャンバが形成される、可動式変位渦巻き体（１３）を有する、Ｃ０_２車両空調システム用のスクロール型圧縮機において、
   前記駆動装置（１０）が、一定の回転速度を有する電気式駆動装置または機械式駆動装置であり、
   前記相対渦巻き体（１４）が、前記変位渦巻き体（１３）に対して交互式に軸方向に移動可能であり、
   前記相対渦巻き体（１４）と前記変位渦巻き体（１３）の間には、前記相対渦巻き体（１７）上に軸方向の解放力を及ぼすための少なくとも１つのばね（１６）が配置され、かつ、
   少なくとも１つのピストン（１７）が、前記相対渦巻き体（１４）上に軸方向の閉鎖力を及ぼすために、前記圧力チャンバ（１５）に隣接して、前記相対渦巻き体（１４）上に係合することを特徴とする、スクロール型圧縮機。
2. 前記ばね（１６）が、前記圧力チャンバ（１５）の反対側に配置されることを特徴とする、請求項１に記載のスクロール型圧縮機。
3. 前記ピストン（１７）が、前記相対渦巻き体（１４）に対して同軸に変位可能であるように配置された環状ピストンを備えることを特徴とする、請求項１または２に記載のスクロール型圧縮機。
4. 前記ピストン（１７）が、前記スクロール型圧縮機の高圧側および吸入側に交互に連結され得るピストンガイド（１８）内に装着されることを特徴とする、請求項１から３のいずれか一項に記載のスクロール型圧縮機。
5. 逆止弁（１９）が、流れ方向において前記圧力チャンバ（１５）の下流側に配置されることを特徴とする、請求項１から４のいずれか一項に記載のスクロール型圧縮機。
6. 前記ピストンガイド（１８）を前記高圧側に連結するためのポート（２０）が、前記圧力チャンバ（１５）と前記逆止弁（１９）の間に配置されることを特徴とする、請求項５に記載のスクロール型圧縮機。
7. 前記相対渦巻き体（１４）の、前記高圧側に配置された後壁（２１）が、前記圧力チャンバ（１５）の基部を形成し、前記圧力チャンバ（５）の内壁（２３）に軸方向に可動式に当接するフランジ（２２）を有することを特徴とする、請求項１から６のいずれか一項に記載のスクロール型圧縮機。
8. 前記偏心軸受け（１２）用の、前記吸入側に対して閉じられる収容空間（２４）が、前記圧力チャンバ（１５）に流体的に連結され、前記変位渦巻き体（１３）の後壁（２５）に表面圧力が作用し得ることを特徴とする、請求項１から７のいずれか一項に記載のスクロール型圧縮機。
9. 前記相対渦巻き体（１４）の中心点と前記変位渦巻き体（１３）の中心点との間の距離が、最大でも１．５ｍｍ、特に最大でも１．２ｍｍ、特に最大でも１．０ｍｍ、特に最大でも０．８、特に最大でも０．６ｍｍ、特に最大でも０．４ｍｍ、特に最大でも０．２ｍｍであることを特徴とする、請求項１から８のいずれか一項に記載のスクロール型圧縮機。
10. 前記相対渦巻き体（１４）が、６６０°から７２０°、特に６８０°から７００°の巻き角を有することを特徴とする、請求項１から９のいずれか一項に記載のスクロール型圧縮機。
11. 前記スクロール型圧縮機の質量慣性モーメントが、最大でも５００ｋｇｍｍ^２であることを特徴とする、請求項１から１０のいずれか一項に記載のスクロール型圧縮機。
12. 前記偏心軸受け（１２）が、前記変位渦巻き体（１３）と前記相対渦巻き体（１４）の間の前記変位チャンバ内に配置されており、かつ、前記変位渦巻き体（１３）と一体的に形成された軸受けブッシング（２６）であって、前記変位渦巻き体（１３）の巻き線の端面と一直線になる基部（５４）を有する、軸受けブッシング（２６）を備えることを特徴とする、請求項１から１１のいずれか一項に記載のスクロール型圧縮機。
13. 前記変位渦巻き体（１３）が中央くぼみ（２７）を有しており、前記偏心軸受け（１２）に連結された釣り合いおもり（２８）が少なくとも部分的に当該中央くぼみ（２７）内に収容されたことを特徴とする、請求項１から１２のいずれか一項に記載のスクロール型圧縮機。
14. 前記圧力チャンバ（１５）の容積が、前記変位渦巻き体（１３）の１回転当たりの吸入量より、５〜７倍、特に６倍大きく、および／または、前記圧力チャンバ（１５）が、断熱されてなることを特徴とする、請求項１から１３のいずれか一項に記載のスクロール型圧縮機。
15. 請求項１に記載のスクロール型圧縮機を有する、冷媒としてＣＯ_２を含む車両空調システム。