JP3863685B2 - Scroll compressor - Google Patents

Scroll compressor Download PDF

Info

Publication number
JP3863685B2
JP3863685B2 JP15091799A JP15091799A JP3863685B2 JP 3863685 B2 JP3863685 B2 JP 3863685B2 JP 15091799 A JP15091799 A JP 15091799A JP 15091799 A JP15091799 A JP 15091799A JP 3863685 B2 JP3863685 B2 JP 3863685B2
Authority
JP
Japan
Prior art keywords
scroll
fitting cylindrical
compliant frame
cylindrical surface
frame
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Expired - Lifetime
Application number
JP15091799A
Other languages
Japanese (ja)
Other versions
JP2000337276A (en
Inventor
稔 石井
博史 小川
清春 池田
毅 伏木
崇史 瀬畑
康巨 鈴木
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Mitsubishi Electric Corp
Original Assignee
Mitsubishi Electric Corp
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Mitsubishi Electric Corp filed Critical Mitsubishi Electric Corp
Priority to JP15091799A priority Critical patent/JP3863685B2/en
Publication of JP2000337276A publication Critical patent/JP2000337276A/en
Application granted granted Critical
Publication of JP3863685B2 publication Critical patent/JP3863685B2/en
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Lifetime legal-status Critical Current

Links

Images

Landscapes

  • Rotary Pumps (AREA)

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は空気調和機、冷凍機等に用いられるスクロール圧縮機に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
コンプライアントフレームがそれ自身のモーメントバランスを採りながら軸線方向に可動であるスクロール圧縮機、いわゆるフレームコンプライアントスクロール圧縮機は、例えば出願人が出願した特願平９−２６８５７９号に示されている。
【０００３】
図１０〜１２は従来のスクロール圧縮機を示す図で、図１０はスクロール圧縮機の要部断面図、図１１は同じくスクロール圧縮機の要部断面図、図１２は主軸受負荷方向についての説明図である。
図１０に示すように、コンプライアントフレーム３の上嵌合円筒面３ｄと下嵌合円筒面３ｅは、それぞれ係合されるガイドフレーム１５の上嵌合円筒面１５ａと下嵌合円筒面１５ｂに対して、半径方向に小さな隙間を持ってインローされている。
【０００４】
運転中のコンプライアントフレーム３は、半径方向には主軸受が主軸より受ける負荷方向にその隙間分だけ移動し、その主軸受負荷方向で上下両嵌合円筒面３ｄ，３ｅがそれぞれ係合するガイドフレーム１５の上下嵌合円筒面１５ａ，１５ｂと接している。主軸受負荷方向は１回転中３６０°連続的に変化するので、コンプライアントフレーム３はガイドフレーム１５内で微小な揺動公転運動をしていることになる。
【０００５】
また、上嵌合円筒面３ｄと下嵌合円筒面３ｅは圧縮機としての構成上からも、そして部品単体の剛性や加工性といった点からも同径ではなく、下嵌合円筒面３ｅの径より上嵌合円筒面３ｄの径を大きくしている。
【０００６】
一般的に円筒面の寸法公差は同一の公差等級では径が大きい方が公差幅（寸法許容差）が大きいため、両フレームの上嵌合円筒面と下嵌合円筒面のそれぞれの嵌合部の半径方向の隙間に差が生ずる。このように上嵌合円筒面と下嵌合円筒面のそれぞれの係合部の半径方向の隙間に差が生じた場合、主軸受負荷方向に移動したコンプライアントフレーム３は、隙間の小さい方の嵌合円筒面が先に対応するガイドフレーム１５の嵌合円筒面に接し、その接触部の端部を支点に、残った隙間の大きい方の嵌合円筒面が対応するガイドフレーム１５の嵌合円筒面に接するまで傾斜することなる。
【０００７】
図１０はその様子を図示したものであり、各部隙間や傾きについて説明のために誇張して描いており、またそのために固定スクロールの板状渦巻歯や主軸等の一部部品の図示を省略している。
図１０は両上嵌合円筒面３ｄ，１５ａ間の隙間が両下嵌合円筒面間３ｅ，１５ｂの隙間より大きい場合であり、コンプライアントフレーム３は隙間の小さい下嵌合面円筒面３ｅの接触部の軸線方向上端を支点として、上嵌合円筒面３ｄが主軸受負荷方向に向かって傾斜する。そしてコンプライアントフレーム３にスラスト軸受３ａを介して圧接している揺動スクロール２も同じ方向に同傾斜量傾く。
【０００８】
なお，両下嵌合円筒面３ｅ，１５ｂ間の隙間の方が両上嵌合円筒面３ｄ，１５ａ間の隙間より大きい場合には、コンプライアントフレーム３の傾斜方向は図１０とは逆向きになる。
【０００９】
上記の通り、主軸受負荷方向は１回転中３６０°常に変化するので、コンプライアントフレーム３は主軸受負荷方向に傾斜した歳差運動を行うことになり、コンプライアントフレーム３にスラスト軸受を介して圧接している揺動スクロール２も同様な歳差運動を行う。
【００１０】
【発明が解決しようとする課題】
上記のように、両スクロールの板状渦巻歯の歯先には歳差運動により反傾斜方向の外周側一点が接触し、その１８０°反対側の傾斜した方向の外周で最大歯先隙間ｄｍとなる歯先隙間が１回転中３６０°その方向を常に変化させながら生じるので、洩れによる体積効率の低下や損失の増加という性能面での不具合と、コンプライアントフレーム３と揺動スクロール２が傾斜することで揺動軸受２ｃが主軸の偏心軸部と、主軸受が主軸の主軸部と片当たりを起こして焼き付くという信頼性面での不具合が発生する第１の問題点があった。
【００１１】
また、起動時などの圧力不安定状態では、コンプライアントフレーム３は半径方向には両嵌合円筒面の隙間の間で、また軸線方向にはリリーフ移動量の間でばたつき、そのときに図１１に示すように上嵌合円筒面３ｄと下嵌合円筒面３ｅの２つの係合面が、円筒面であるが故に傾斜した状態でそれぞれを係合するガイドフレーム１５の両嵌合円筒面との間でこじてしまう。
【００１２】
詳細に言うと、両上嵌合円筒面間３ｄ，１５ａの係合部の上端と１８０°反対側での両下嵌合円筒面３ｅ，１５ｂ間の係合部の下端との接触状態でこじてしまい、コンプライアントフレーム３がそのまま全く動かなくなってしまう状態が起こり得る。こうなると両スクロールの板状渦巻歯の歯先にはこじて傾斜した方向で最大となる歯先隙間が生じてしまい、洩れによる体積効率の低下や損失の増加といった性能面での不具合と、コンプライアントフレーム３と揺動スクロール２が傾斜していることで揺動軸受が主軸の偏心軸部と、主軸受が主軸の主軸部と片当たりを起こして焼き付くといった信頼性面での不具合が発生する第２の問題点があった。
【００１３】
なお、ここで述べた傾斜方向は上記第１の問題点において述べた傾斜方向とは異なりその方向は１回転中変化しない。また、図１０と同様に、図１１も各部隙間や傾きについて説明のために誇張して描いており、またそのために固定スクロールの板状渦巻歯や主軸等の一部部品の図示を省略している。
【００１４】
また、運転中のコンプライアントフレーム３は、上記した通り微小な揺動公転運動を行っており、主軸受負荷方向に両嵌合円筒面の隙間分だけ半径方向への移動をするが、この主軸受負荷方向を図１２に示すように揺動スクロール２に作用する遠心力方向（揺動スクロール２の偏心方向）とその方向から主軸の反回転方向に９０°ずれた揺動スクロール２に作用するガス負荷方向からなる座標で分解すると、ガス負荷方向には揺動スクロール２に作用するガス負荷方向と同一向きに、遠心力方向には３個のバランサの存在により揺動スクロール２に作用する遠心力方向とは逆向きに作用していることになる。
【００１５】
よって、コンプライアントフレーム３の主軸受負荷方向への移動を、揺動スクロール２の偏心方向についてだけで見た場合、コンプライアントフレーム３は反偏心方向に移動していることになる。そしてコンプライアントフレーム３にスラスト軸受を介して圧接している揺動スクロール２も同様に反偏心方向に移動するため、両スクロールの板状渦巻歯側面の半径方向隙間がその反偏心方向への移動量分拡大することになり、洩れによる体積効率の低下や損失の増加といった性能面での不具合が生じる第３の問題点があった。
【００１６】
この発明は、かかる問題点を解消するためになされたもので、定常運転中のコンプライアントフレームの歳差運動を極力小さくし、洩れのない高効率でかつ揺動軸受や主軸受に片当たりが生じない高信頼性のスクロール圧縮機を得ることを目的とする。
【００１７】
また、コンプライアントフレームがばたついた後でも、コンプライアントフレームの確実な動作安定性を保証し、洩れのない高効率でかつ揺動軸受や主軸受に片当たりが生じない高信頼性のスクロール圧縮機を得ることを目的とする。
【００１８】
さらに、コンプライアントフレームの微小な揺動公転運動があっても両スクロールの板状渦巻歯の半径方向隙間を極力小さくし、洩れのない高効率なスクロール圧縮機を得ることを目的とする。
【００１９】
【課題を解決するための手段】
この発明に係るスクロール圧縮機は、密閉容器内に設けられ、それぞれ台板上の板状渦巻歯が圧縮室を形成するように互いに組み合わされた固定スクロール及び揺動スクロールと、この揺動スクロールを軸線方向に支持するスラスト軸受及び前記揺動スクロールを駆動する主軸を半径方向に支持する主軸受を有し、外周に互いに独立した上嵌合円筒面及び下嵌合円筒面の２つの嵌合円筒面を有するコンプライアントフレームと、このコンプライアントフレームの２つの嵌合円筒面のそれぞれと係合する互いに独立した上嵌合円筒面及び下嵌合円筒面を内周に有し、前記コンプライアントフレームをこれら２つの嵌合円筒面により半径方向に支持するガイドフレームと、を備え、ガイドフレームの上嵌合円筒面とコンプライアントフレームの上嵌合面円筒面が係合される上嵌合部における両上嵌合円筒面間の直径隙間と、ガイドフレームの下嵌合円筒面とコンプライアントフレームの下嵌合面円筒面が係合される下嵌合部における両下嵌合円筒面間の直径隙間とを、コンプライアントフレームの傾斜による渦巻歯先隙間からの洩れが少なくなるようにほぼ等しく設定したものである。
【００２０】
この発明に係るスクロール圧縮機の組立方法は、請求項１記載のスクロール圧縮機の組立方法であって、ガイドフレームの上嵌合円筒面及び下嵌合円筒面のそれぞれの内径を寸法測定し、同様にコンプライアントフレームの上嵌合円筒面及び下嵌合円筒面のそれぞれの外径を寸法測定し、その寸法測定結果から上嵌合部と下嵌合部の直径隙間がコンプライアントフレームの傾斜による板状渦巻歯の歯先隙間洩れが少なくなるようにほぼ等しくなるようなガイドフレーム及びコンプライアントフレームの組み合わせを選択して組み立てるものである。
【００２１】
この発明に係るスクロール圧縮機は、密閉容器内に設けられ、それぞれ台板上の板状渦巻歯が圧縮室を形成するように互いに組み合わされた固定スクロール及び揺動スクロールと、この揺動スクロールの台板の板状渦巻歯とは反対側の面に突出した中空円筒状ボス部内周に形成される揺動軸受に嵌合される偏心軸部を有し、前記揺動スクロールを駆動する主軸と、揺動スクロールを軸線方向に支持するスラスト軸受及び主軸を半径方向に支持する主軸受を有し、外周に互いに独立した上嵌合円筒面及び下嵌合円筒面の２つの嵌合円筒面を有するコンプライアントフレームと、このコンプライアントフレームの２つの嵌合円筒面をそれぞれ係合する互いに独立した上嵌合円筒面及び下嵌合円筒面を内周に有し、前記コンプライアントフレームをこれら２つの嵌合円筒面により半径方向に支持するガイドフレームと、コンプライアントフレームに設けられ、上嵌合円筒面及び下嵌合円筒面の軸線方向と直交し、スラスト軸受とは反対側の面に形成されたコンプライアントフレーム側リリーフ管理面と、ガイドフレームに設けられ、コンプライアントフレームのリリーフ管理面と対向するように同じく軸線方向と直交するように形成されたガイドフレーム側リリーフ管理面と、を備え、コンプライアントフレームがいかなる方向に傾斜した場合でも、コンプライアントフレームのリリーフ管理面が前記ガイドフレームのリリーフ管理面と、揺動スクロールまたは固定スクロールの板状渦巻歯の歯先が対向する相手スクロールの板状渦巻歯の歯底と接触することで、コンプライアントフレームの傾斜が規制されるものである。
【００２２】
この発明に係るスクロール圧縮機は、圧縮機停止時にはコンプライアントフレームのリリーフ管理面とガイドフレームのリリーフ管理面が接触し、定常運転時にはコンプライアントフレームが浮上し、固定スクロール及び揺動スクロールの板状渦巻歯の対向する歯先と歯底が接触し、その時に両リリーフ管理面間にはリリーフ量δなる間隙が形成され、両フレームの上嵌合円筒面が係合する上嵌合部の係合端部のうち固定スクロール側の端部と、下嵌合円筒面が係合する下嵌合部の係合端部のうち固定スクロールからは遠い側の端部との間の軸線方向距離をＬａ、上嵌合部における両上嵌合円筒面間の直径隙間をｄｕ、下嵌合部における両下嵌合円筒面間の直径隙間をｄｓ、揺動スクロールの揺動軸受中心と揺動スクロール板状渦巻歯の巻き終わりから１８０°中心側に戻った点の外向面との間の水平方向距離をＬｂ、主軸の偏心軸部の主軸軸線に対する偏心量をＲｈ、コンプライアントフレームのリリーフ管理面の外周径をＤｃとした場合、
（（ｄｕ＋ｄｓ）／２）／Ｌａ ＞ δ／（Ｄｃ／２−Ｒｈ＋Ｌｂ）
の関係を満たすものである。
【００２３】
この発明に係るスクロール圧縮機は、密閉容器内に設けられ、それぞれ台板上の板状渦巻歯が圧縮室を形成するように互いに組み合わされた固定スクロール及び揺動スクロールと、この揺動スクロールの台板の板状渦巻歯とは反対側の面に突出した中空円筒状ボス部内周に形成される揺動軸受に嵌合される偏心軸部を有し、揺動スクロールを駆動する主軸と、揺動スクロールを軸線方向に支持するスラスト軸受及び主軸を半径方向に支持する主軸受を有し、外周に互いに独立した上嵌合円筒面及び下嵌合円筒面の２つの嵌合円筒面を有するコンプライアントフレームと、このコンプライアントフレームの２つの嵌合円筒面をそれぞれ係合する互いに独立した上嵌合円筒面及び下嵌合円筒面を内周に有し、コンプライアントフレームをこれら２つの嵌合円筒面により半径方向に支持するガイドフレームとを備え、両フレームの上嵌合円筒面が係合する上嵌合部における両上嵌合円筒面間の直径隙間をｄｕ、両フレームの下嵌合円筒面が係合する下嵌合部における両下嵌合円筒面間の直径隙間をｄｓ、主軸の偏心軸部の主軸軸線に対する偏心量をＲｈ、板状渦巻歯より幾何学的に決定される揺動スクロールの理論公転半径をＲｃとした場合、ｄｕ、ｄｓが小さければ、ＲｈをＲｃとほぼ等しくし、ｄｕ、ｄｓが大きければ、ｄｕ、ｄｓの範囲内でＲｈをＲｃより大きくすることを特徴とする。
【００２４】
この発明に係るスクロール圧縮機の組立方法は、請求項５記載のスクロール圧縮機の組立方法であって、ガイドフレームの嵌合円筒面とコンプライアントフレームの嵌合円筒面が係合される嵌合部における両嵌合円筒面間の直径隙間に応じて前記偏心軸の偏心量Ｒｈの大きさを変化させるとともに、直径隙間に応じてその直径隙間に対応した偏心量の偏心軸部を有する主軸を選択して組み立てるものである。
【００２５】
【発明の実施の形態】
以下、この発明の実施の形態を図面を参照して説明する。
実施の形態１．
図１〜４は実施の形態１を示す図で、スクロール圧縮機の縦断面図、図２は図１の要部断面図、図３は図２のコンプライアントフレームが主軸受負荷方向に移動し、ガイドフレームに接触した時の説明図、図４は揺動スクロールの板状渦巻歯の各寸法を示す説明図である。尚、図２及び図３において、各部隙間は説明のために誇張して描いており、また、固定スクロールの板状渦巻歯や主軸等の一部部品の図示を省略している。
【００２６】
先ず、スクロール圧縮機の全体の構成と動作を説明する。
図１において、１は固定スクロールであり、その外周部がガイドフレーム１５にボルト（図示せず）締結により固定されている。また、台板部１ａの一方の面（図１０において下側）には板状渦巻歯１ｂが形成されていると共に、渦巻歯１ｂの外側には２個１対のオルダム案内溝１ｃがほぼ一直線上に形成され、オルダムリング９の固定スクロール側爪９ａが往復摺動自在に係合されている。さらに固定スクロール１の側面方向（図１において右側）からは吸入管１８が、密閉容器１０を貫通して固定スクロール１の外周部に圧入されている。
【００２７】
２は揺動スクロールであり、台板部２ａの一方の面（図１において上側）には固定スクロール１の板状渦巻歯１ｂと組み合わされ圧縮室１ｄを形成する板状渦巻歯２ｂが形成されている。また台板部２ａの板状渦巻歯２ｂと反対側の面（図１において下側）の中央部には中空円筒形状のボス部２ｆが形成されており、そのボス部２ｆの内周面には揺動軸受２ｃが形成されている。そしてボス部２ｆの外周には、コンプライアントフレーム３に一体的に、あるいは別体で形成されコンプライアントフレーム３に固定されるスラスト軸受３ａと圧接摺動可能なスラスト面２ｄが形成されている。さらに揺動スクロール２の台板部２ａの外周側には、前記固定スクロール１のオルダム案内溝１ｃとほぼ９０度の位相差を持つ２個１対のオルダム案内溝２ｅがほぼ一直線上に形成されており、オルダムリング９の揺動スクロール爪９ｂが往復摺動自在に係合されている。
【００２８】
コンプライアントフレーム３の中央部には、電動機によって回転駆動される主軸４を半径方向に支持する主軸受３ｃ及び補助主軸受３ｈが形成されている。
ガイドフレーム１５はその外周面１５ｇが焼嵌めや溶接等によって密閉容器１０に固着されているものの、その外周面には部分的に切欠き部１５ｃが設けられており、固定スクロール１の外周面に設けられた切欠き部１ｈとともに、吐出ポート１ｆから吐出される高圧の冷媒ガスを、ガイドフレーム１５より電動機側（図１０において下側）に設けられた吐出管１７に導く流路を形成している。またガイドフレーム１５の内周の複数の円筒面のなかにあって、固定スクロール側（図１０において上側）には、上嵌合円筒面１５ａが形成され、コンプライアントフレーム３の外周の複数の円筒面のなかで、最も径の大きい円筒面に形成された上嵌合円筒面３ｄと係合されている。
【００２９】
さらに、ガイドフレーム１５の内周の複数の円筒面の中にあって、上嵌合円筒面１５ａより電動機側（図１において下側）には、下嵌合円筒面１５ｂが形成されており、コンプライアントフレーム３の外周の下嵌合円筒面３ｅと係合され、主軸受３ｃを挟んで上下の２つの嵌合円筒面間の係合により、コンプライアントフレーム３はガイドフレーム１５に半径方向に支持される。またコンプライアントフレーム３は主軸４に連動して自転しないように、ガイドフレーム１５あるいは固定スクロール１に直接あるいは間接的にピン（図示せず）等で連結され、自転運動を拘束される。
【００３０】
ガイドフレーム１５の複数の内周面には、シール材を収納するシール溝が形成された円筒面が上下に２ヶ所あり、これらシール溝には上シール材１６ａ及び下シール材１６ｂが収納され、それぞれ対向するコンプライアントフレーム３の外周面に接している。そしてこれら２つのシール材１６ａ，１６ｂとガイドフレーム１５内周面とコンプライアントフレーム３外周面とによって空間１５ｆが形成され、この空間１５ｆを以降フレーム空間１５ｆと呼ぶ。フレーム空間１５ｆは、コンプライアントフレーム３に形成された均圧孔３ｉを介して、スラスト軸受３ａの内側にあって主軸バランサ４ｅが回転運動するボス部外側空間２ｈと連通している。なお上シール材１６ａ及び下シール材１６ｂを収納するシール溝をコンプライアントフレーム３の外周面に設ける場合もある。またオルダムリング９が設置されるスラスト軸受３ａの外周側の空間２ｉ（以下台板外周部空間２ｉと呼ぶ）は、両スクロールの板状渦巻歯の外周巻終わり近傍である吸入空間１ｇと連通しているので、吸入圧力（低圧）雰囲気となっている。
【００３１】
主軸４の揺動スクロール側（図１において上側）端部には、揺動スクロール２の揺動軸受２ｃと回転自在に係合する、主軸４の軸心とは偏心量Ｒｈだけ偏心した軸心を有する円筒状の偏心軸部４ｂが形成されている。この偏心量Ｒｈは両スクロールの板状渦巻歯の側面接触を避けるために、通常両スクロールの板状渦巻歯の形状から幾何学的に決定される揺動スクロールの理論公転半径Ｒｃよりもわずかに小さく設定されている。また主軸４には主軸バランサ４ｅが焼嵌められており、さらにコンプライアントフレーム３の主軸受３ｃ及び補助主軸受３ｈと回転自在に係合する主軸部４ｃが形成されている。
【００３２】
そして主軸４の他方の端部には、副フレーム６に形成される副軸受６ａと回転自在に係合する副軸部４ｄが形成されており、この副軸部４ｄと前述した主軸部４ｃとの間にバランサ８ａ，８ｂを有する電動機回転子８が焼嵌められている。前述した主軸バランサ４ｅと合わせて３個のバランサによって静的及び動的な釣り合いが図られている。さらに、主軸４の下端面にオイルパイプ４ｆが圧入されており、オイルパイプ４ｆの反主軸４側の開口部は密閉容器１０の底部に溜まった冷凍機油１０ｅ内に浸かっている。密閉容器１０の側面にはガラス端子１０ｆが取り付けれており、電動機固定子７からのリード線が接合されている。
【００３３】
次に動作について説明する。
低圧の吸入冷媒ガスは吸入管１８から固定スクロール１及び揺動スクロール２の板状渦巻歯１ｂ、２ｂで形成される圧縮室１ｄに入り、よく知られたスクロールの圧縮行程によって、吸入冷媒ガスは高圧となり、固定スクロール１の吐出ポート１ｆより密閉容器１０内に吐出される。吐出された高圧な冷媒ガスは密閉容器内空間１０ｄを吐出圧（高圧）雰囲気とし、吐出管１７から圧縮機外に放出される。
【００３４】
密閉容器内空間１０ｄは吐出圧（高圧）となるので、密閉容器１０底部の冷凍機油１０ｅは、後述するように給油経路の終端が吸入圧力雰囲気とつながるため、圧力差によりオイルパイプ４ｆ、主軸４に軸方向に貫通して設けられた給油穴４ｇを経由して、偏心軸部４ｂ上端と揺動スクロール２のボス部２ｆ内側に囲まれた中空空間２ｇに導かれる。そしてここまで導かれた高圧な冷凍機油は揺動軸受２ｃに供給され、そこでの絞り作用により減圧され中間圧となり、ボス部外側空間２ｈに流出する。中間圧となった冷凍機油は、均圧孔３ｉを通ってフレーム空間１５ｆを満たし、図示されない中間圧調整弁を経由して吸入圧力雰囲気である台板外周部空間２ｉに開放され、吸入空間１ｇを経て、低圧の吸入冷媒ガスとともに圧縮室１ｄに入る。そして冷媒ガスとともに吐出ポート１ｆから吐出され、密閉容器１０内で冷媒ガスと分離されて再び密閉容器１０の底部に戻る。
【００３５】
上記の通りボス部外側空間２ｈ及びフレーム空間１５ｆは運転時、中間圧雰囲気となっている。さてコンプライアントフレーム３には、揺動スクロール２及びスラスト軸受３ａを介して、圧縮作用によるスラストガス力と、ボス部外側空間２ｈの中間圧力に起因する力の合計が、図１において下向きの力として作用する。また一方でコンプライアントフレーム３にはフレーム空間１５ｆの中間圧に起因する力と、吐出圧（高圧）雰囲気である密閉容器内空間１０ｄに臨んでいる下端面１５ｄに作用する吐出圧に起因する力の合計が上向きの力として作用する。
【００３６】
定常運転時においては、この上向きの力が下向きの力より大きくなるように設定されており、このためコンプライアントフレーム３は上嵌合円筒面３ｄをガイドフレーム１５の上嵌合円筒面１５ａに、下嵌合円筒面３ｅをガイドフレーム１５の下嵌合円筒面１５ｂに案内されて、固定スクロール１側（図１において上側）に浮上する。そしてスラスト軸受３ａを介してコンプライアントフレーム３に圧接している揺動スクロール２も、コンプライアントフレーム３の浮上に伴い浮上し、その板状渦巻歯２ｂの歯先と歯底は、対向する固定スクロール１の板状渦巻歯１ｂの歯先と歯底に接触し、定常運転時には洩れの極めて少ない圧縮が実現される。
【００３７】
また、液圧縮等が生じるとスラストガス力が大きくなるため、前記した下向きの力の方が上向きの力より大きくなり、浮上していたコンプライアントフレーム３は反固定スクロール側（図１において下側）にリリーフ移動し、両スクロールの板状渦巻歯１ｂ、２ｂの歯先には、対向する歯底との間に比較的に大きな隙間が生じ、圧縮室１ｄの異常昇圧は回避される。なおこのときのリリーフ移動量δはコンプライアントフレーム３のリリーフ管理面３ｆとガイドフレーム１５のリリーフ管理１５ｈ間の定常運転時（コンプライアントフレーム３の浮上状態時）の軸線方向距離で規定される。停止時にはこの両リリーフ管理面３ｆ、１５ｈが接触していて、両スクロールの板状渦巻歯１ｂ、２ｂ間には前記のリリーフ移動量δ分の隙間が生じている。そして定常運転時にはコンプライアントフレーム３はリリーフ移動量δ分だけ浮上し、このときの両リリーフ管理面３ｆ、１５ｈ間の軸線方向距離はリリーフ移動量δだけ離れている。
【００３８】
コンプライアントフレーム３には揺動スクロール２に発生する転覆モーメントの一部または全部がスラスト軸受３ａを介して伝達されるが、主軸４から主軸受３ｃに作用する軸受負荷と、その軸受負荷の反作用である２つの反力の合力、すなわち上嵌合円筒面３ｄに作用するガイドフレーム１５から受ける反力と、下嵌合円筒面３ｅに作用するガイドフレーム１５から受ける反力との合力、とによって生じる偶力が前記伝達された転覆モーメントを打ち消すように作用するので、コンプライアントフレーム３は、非常に良好な定常運転時追随動作安定性、そしてリリーフ動作安定性を有する。
【００３９】
以下、この実施の形態１の特徴部分を図面を参考にしながら説明する。
図２に示すφＧｕはガイドフレーム１５の上嵌合円筒面１５ａの内径、φＧｓはガイドフレーム１５の下嵌合円筒面１５ｂの内径であり、またφＣｕはガイドフレーム上嵌合円筒面１５ａと係合されるコンプライアントフレーム３の上嵌合円筒面３ｄの外径、φＣｓはガイドフレーム下嵌合円筒面１５ｂと係合されるコンプライアントフレーム３の下嵌合円筒面３ｅの外径である。これより上嵌合部における両上嵌合円筒面１５ａ、３ｄ間の直径隙間ｄｕはφＧｕからφＣｕを引いた値であり、同様に下嵌合部における両上嵌合円筒面１５ｂ、３ｅ間の直径隙間ｄｓはφＧｓからφＣｓを引いた値である。
【００４０】
図２に示すように実施の形態１のスクロール圧縮機においては、これら上下２つの嵌合部の直径隙間ｄｕとｄｓを等しくしている。このため図３に示すように、コンプライアントフレーム３が主軸受負荷方向に移動した場合、コンプライアントフレーム３の上嵌合円筒面３ｄがガイドフレーム１５の上嵌合円筒面１５ａに、そしてコンプライアントフレーム３の下嵌合円筒面３ｅがガイドフレーム１５の下嵌合円筒面１５ｂに同時に接触できるので、従来のスクロール圧縮機のようにコンプライアントフレーム３の傾斜は発生しない。
【００４１】
主軸受負荷方向が１回転中３６０°変化しても常にコンプライアントフレーム３の傾斜は発生せず、すなわちコンプライアントフレーム３の歳差運動は行われることがないため、コンプライアントフレーム３にスラスト軸受３ａを介して圧接している揺動スクロール２も歳差運動のない常に安定した姿勢で公転される。そのため揺動スクロール２の板状渦巻歯２ｂの歯先と歯底は、対向する固定スクロール１の板状渦巻歯１ｂと平行状態となり、コンプライアントフレーム３の浮上に伴い、揺動スクロール２の板状渦巻歯２ｂの歯先と歯底は、対向する固定スクロール１の板状渦巻歯１ｂ歯先と歯底に全面が接触でき、定常運転時には洩れの極めて少ない圧縮が実現できる。
【００４２】
尚、上記の２つの直径隙間ｄｕ、ｄｓは、完全に等しいことが理想であるが、実際の量産性を考慮すると僅かながらの差が生じてしまうことは否めない。コンプライアントフレーム３とそれに伴う揺動スクロール２の歳差運動も傾きがある程度小さければ、圧縮室１ｄに冷媒ガスとともに流入する冷凍機油１０ｅによるオイルシールによって、両スクロールの板状渦巻歯１ｂ、２ｂの歯先隙間からの冷媒ガスの洩れを防止できる。１〜１．５ＨＰクラスのルームエアコン対象の圧縮機であれば、図１０に示す反傾斜方向で接触している外周側とその１８０°反対側の傾斜した方向の外周との距離である最大歯先隙間ｄｍが６μｍ程度までは、オイルシールの効果により、２つの直径隙間ｄｕ、ｄｓが等しい圧縮機、すなわち最大歯先隙間ｄｍがほとんどゼロの圧縮機に対して、体積効率や成績係数の低下はほとんどない。
【００４３】
そして最大歯先隙間ｄｍが６μｍを越え、１０μｍ程度までは体積効率や成績係数は低下するものの、オイルシール効果がまだ現れており、許容できる範囲である。しかし最大歯先隙間ｄｍが１０μｍを越えてくると、オイルシールの効果がほとんどなくなり、体積効率や成績係数の低下は著しい。このため１〜１．５ＨＰクラスのルームエアコン対象の圧縮機であれば、上嵌合部の直径隙間ｄｕと下嵌合部の直径隙間ｄｓの差は、図１０に示す最大歯先隙間ｄｍが理想的には６μｍ以下、最大で１０μｍとなる傾きが発生する差まで許容される。
【００４４】
パッケージエアコン対象のように容量の大きい圧縮機では、容量が大きくなるにつれ洩れの感度、すなわち同一隙間での洩れが体積効率や成績係数に与える影響が小さいため、上記の許容される直径隙間の差は容量が大きくなるほど大きくなる。
【００４５】
尚、図２及び図３に示すように、上嵌合部の係合部の上端と下嵌合部の係合部の上端との軸線方向距離をＬｋ、図４に示すように揺動スクロール２の板状渦巻歯２ｂの最大外周距離、すなわち巻き終わり外向面と巻き終わりより１８０°中心側に戻った位置での外向面とを結ぶ距離をＬｙとした場合、
(｜ｄｕ−ｄｓ｜／２）／Ｌｋ ＝ ｄｍ／Ｌｙ （１）
の関係が成立する。
【００４６】
また、上記両直径隙間ｄｕとｄｓをできる限り等しくするためには、コンプライアントフレーム３の上嵌合円筒面３ｄと下嵌合円筒面３ｅの外径φＣｕとφＣｓ、そしてガイドフレーム１５の上嵌合円筒面１５ａと下嵌合円筒面１５ｂの内径φＧｕとφＧｓの各々の寸法公差を厳しくすなわち公差幅を小さく設定して加工すればよいが、加工の高精度を要求することになって加工コストが上昇してしまうし、あるいは寸法誤差による加工不良品の増大を招く恐れがある。
【００４７】
そこで、図１及び図２に示す実施の形態１の圧縮機では、上嵌合円筒面３ｄ及び下嵌合円筒面３ｅの外径を寸法測定された複数のコンプライアントフレーム３と、同じく上嵌合円筒面１５ａ及び下嵌合円筒面１５ｂの内径を寸法測定された複数のガイドフレーム１５の中から、上下嵌合部のそれぞれの直径隙間ｄｕとｄｓが等しくなる両フレームの組み合わせを選択し、そのコンプライアントフレーム３とガイドフレーム１５を用いて組み立てている。
【００４８】
このように上下嵌合部の直径隙間の差が許容範囲内になるように、両フレームの組み合わせを、それぞれの嵌合円筒面の寸法測定結果から選択嵌合して組み立てることで、上記のように該当する嵌合円筒面の寸法公差を厳しくすることなく、生産性の向上が図れる。
【００４９】
実施の形態２．
図５〜７は実施の形態２を示す図で、図５はスクロール圧縮機の要部縦断面図、図６は図５のコンプライアントフレームが起動時などの圧力不安定時にばたついた状態を示す動作説明図、図７は主軸の偏心軸部の偏心量についての説明図である。尚、全体的な構成は図１と同様であり、ここでは全体図は省略するが、図５及び図６の図示されない部分は図１と同じである。
【００５０】
図５において、φＤｃはコンプライアントフレーム３のリリーフ管理面３ｆの外周径を表し、またＬａは両フレームの上嵌合部の係合部の上端と下嵌合部の係合部の下端との軸線方向距離である。また、δはコンプライアントフレーム３のリリーフ移動量であるが、停止時は揺動スクロール２の板状渦巻歯２ｂの歯先隙間と同値である。
【００５１】
ここでコンプライアントフレーム３及び揺動スクロール２が傾斜した場合、傾斜した方向のコンプライアントフレーム３のリリーフ管理面３ｆの外端とその１８０°反対方向での揺動スクロール２の板状渦巻歯２ｂの外向面との法線距離をＭとした場合、Ｍが最大となるのは、揺動スクロール２の板状渦巻歯２ｂの巻き終わり方向に揺動スクロール２が偏心していて（揺動スクロール２の公転角が吸入閉じ込み完了公転角を０°としたとき１８０°の状態）、コンプライアントフレーム３及び揺動スクロール２が反偏心方向に傾斜している、すなわち板状渦巻歯２ｂの巻き終わりが最も早く固定スクロールに近づく方向の傾斜の時で、図７に示すように主軸４の偏心軸部４ｂの偏心量をＲｈで表し、また図４に示すように、揺動スクロール２の揺動軸受２ｃの中心と板状渦巻歯２ｂの巻き終わり外向面との水平方向距離をＬｃで表した場合、最大Ｍは、
最大Ｍ＝Ｄｃ／２＋Ｒｈ＋Ｌｃ （２）
となる。
【００５２】
一方その逆でＭが最小となるのは、揺動スクロール２の板状渦巻歯２ｂの巻き終わり方向のわずか手前に揺動スクロール２が偏心している時（揺動スクロール２の公転角が、吸入閉じ込み完了公転角を０°としたとき１８０°直前の時）に、コンプライアントフレーム３及び揺動スクロール２が最大時とは逆に偏心方向に傾斜している、すなわち板状渦巻歯２ｂの巻き終わりが固定スクロールから離れる方向の傾斜の時で、図４に示すように、揺動スクロール２の揺動軸受２ｃの中心と板状渦巻歯２ｂの巻き終わりから１８０°中心側に戻った点での外向面との水平方向をＬｂで表した場合、最小Ｍは、
最小Ｍ＝Ｄｃ／２−Ｒｈ＋Ｌｂ （３）
となる。
【００５３】
図５に示す実施の形態２の圧縮機は、上嵌合部における両上嵌合円筒面３ｄ、１５ａ間の直径隙間をｄｕ、下嵌合部における両下嵌合円筒面３ｅ、１５ｂ間の直径隙間をｄｓで表すとき（直径隙間ｄｕ、ｄｓの定義は実施の形態１と同じ）、

Figure 0003863685
となっている。
【００５４】
従って、コンプライアントフレーム３が起動時などの圧力不安定時に大きくばたついた場合でも、図６に示すようにコンプライアントフレーム３のリリーフ管理面３ｆの外周端がガイドフレーム１５のリリーフ管理面１５ｈと、揺動スクロール２の板状渦巻歯２ｂの歯先が固定スクロール１の歯底と（傾斜方向や偏心方向によっては固定スクロール１の板状渦巻歯１ｂの歯先が揺動スクロール２の歯底と）が接触することで、ばたつきに規制がかけられる。これらは平面同士の接触であるため、両者がこじてしまうことはない。
【００５５】
そして、これらの接触が起こるコンプライアントフレーム３の傾斜角より大きな傾斜角を必要とする両上嵌合面３ｄ、１５ａ間の係合部の上端と両下嵌合円筒面３ｅ、１５ｂ間の係合部の下端とが同時に接触してしまう状態は決して起こらず、円筒面同士の接触で発生し得るこじれは発生しない。尚、数式（４）は上記最小Ｍ時において満足しているものであるから、いかなる偏心方向に揺動スクロール２が位置していようとも、またどの方向にコンプライアントフレーム３及び揺動スクロール２が傾斜していようとも、リリーフ管理面と板状渦巻歯によってばたつきに規制がかけられ、コンプライアントフレーム３の上下嵌合円筒面３ｄ、３ｅがガイドフレーム１５の上下嵌合円筒面１５ａ、１５ｂに対してこじてしまうことはない。そのため起動時等の圧力不安定時にコンプライアントフレーム３がばたついてた後でもコンプライアントフレーム３の確実な動作安定性が保証される。
【００５６】
尚、（４）式を満足させるために、直径隙間ｄｕ，ｄｓの値が決定されてからリリーフ移動量δを決定してもよい。そのとき両リリーフ管理面３ｆ、１５ｈの間に調整板を入れるようにしておけば、上記関係式を満足するような厚さの調整板を選択して組み込むことで、リリーフ量の調整が容易となり、また確実に（４）式の関係を満足することができ生産性が向上する。
【００５７】
実施の形態３．
図８，９は実施の形態３を示す図で、図８はスクロール圧縮機の要部断面図であり、図９はインボリュート曲線で形成されている板状渦巻歯を有する揺動スクロールの渦巻歯形状から幾何学的に決定される理論公転半径Ｒｃを説明する図である。尚、全体的な構成は図１と同様であり、図８に図示されない部分は図１と同じである。
【００５８】
図９に示すように渦巻間の距離（ピッチ）をＰ、歯厚をＴとしたとき、揺動スクロール２の幾何学的に決定される理論公転半径Ｒｃは、
Ｒｃ＝（Ｐ−２Ｔ）／２ （５）
である。図８に示す実施の形態３の圧縮機では、主軸４の偏心軸部４ｂの偏心量Ｒｈ（図７の定義と同じ）が上記理論公転半径Ｒｃより大きく設定されている。そのためガイドフレーム１５の上嵌合円筒面１５ａとコンプライアントフレーム３の上嵌合面円筒面３ｄが係合される上嵌合部の直径隙間ｄｕと、ガイドフレーム３の下嵌合円筒面１５ｂとコンプライアントフレーム３の下嵌合面円筒面３ｅが係合される下嵌合部の直径隙間ｄｓのうち（直径隙間ｄｕ、ｄｓの定義は実施の形態１と同じ）、小さい方の隙間の範囲でコンプライアントフレーム３が主軸受負荷方向に移動する微小な揺動公転運動をする。
【００５９】
従って、揺動スクロール２の反偏心方向に、コンプライアントフレーム３が移動しても、その反偏心方向への移動量に見合う分だけ、予め偏心軸部４ｂの偏心量Ｒｈを理論公転半径Ｒｃより大きく設定してあるので、従来のスクロール圧縮機のように両スクロールの板状渦巻歯１ｂ、２ｂ側面間の半径方向隙間が拡大されることはなく、接触するかしないかの極微小な側面半径方向隙間を維持しながら運転でき、洩れのない高効率な運転が実現される。
【００６０】
尚、コンプライアントフレーム３の反偏心方向への移動は、主軸受負荷のガス負荷方向成分と反偏心方向成分の比で決定されるもので、コンプライアントフレーム３が反偏心方向にだけ移動するものではない。ガス負荷方向への移動量と反偏心方向への移動量のベクトル和がコンプライアントフレーム３の移動量で、それは両フレームの嵌合円筒面間の直径隙間の半分である。
【００６１】
嵌合部の直径隙間ｄｕまたはｄｓが小さければ、上記のように偏心軸部４ｂの偏心量Ｒｈを理論公転半径Ｒｃよりも大きくせず、Ｒｃと等しくすればよい。また、固定スクロール１をガイドフレーム１５に装着する時に偏心軸部４ｂの偏心量Ｒｈが理論公転半径Ｒｃより大きいと、両スクロールの板状渦巻歯１ｂ、２ｂが干渉しそうだが、コンプライアントフレーム３が嵌合円筒面間の直径隙間ｄｕまたはｄｓの範囲で半径方向に移動可能であるため、不具合は生じない。
【００６２】
両フレームの嵌合部の直径隙間ｄｕ、ｄｓが大きいとコンプライアントフレーム３の反偏心方向への移動量も大きくなるため、偏心軸部４ｅの偏心量Ｒｈも大きくする必要がある。このように直径隙間ｄｕまたはｄｓに適した偏心軸４ｂの偏心量Ｒｈが存在するわけであり、偏心軸部の偏心量Ｒｈが寸法測定された複数の主軸の中から、その圧縮機の両フレームの嵌合部の直径隙間ｄｕまたはｄｓに適した主軸４を選択し組み立てれば、確実に板状渦巻歯１ｂ、２ｂ間の側面半径方向隙間を極小化が図れると共に、コンプライアントフレーム３の上嵌合円筒面３ｄ及び下嵌合円筒面３ｅの外径、ガイドフレーム１５の上嵌合円筒面１５ａ及び下嵌合円筒面１５ｂの内径、そして偏心軸部４ｅの偏心量Ｒｈの寸法公差を厳しくすなわち公差幅を小さく設定することなく、生産性の向上が図れる。
【００６３】
尚、実施の形態１、２、３の何れも縦型のスクロール圧縮機について述べたが、横置き型のスクロール圧縮機においても適用でき、同様な効果を得られる。
また、完全密閉型でなく、自動車空調機用等の主軸の駆動要素が容器の外に出ている半密閉型のスクロール圧縮機においても適用でき、同様な効果が得られる。
【００６４】
【発明の効果】
この発明に係るスクロール圧縮機によれば、ガイドフレームの上嵌合円筒面とコンプライアントフレームの上嵌合面円筒面が係合される上嵌合部における両上嵌合円筒面間の直径隙間と、ガイドフレームの下嵌合円筒面とコンプライアントフレームの下嵌合面円筒面が係合される下嵌合部における両下嵌合円筒面間の直径隙間とをコンプライアントフレームの傾斜による渦巻歯先隙間からの洩れが少なくなるようにほぼ等しく設定したことにより、定常運転中のコンプライアントフレームの歳差運動を極力小さくし、渦巻歯先からの洩れのない高効率でかつ揺動軸受や主軸受に片当たりが生じない高信頼性のスクロール圧縮機が得られる効果がある。
【００６５】
この発明に係るスクロール圧縮機の組立方法は、ガイドフレームの上嵌合円筒面及び下嵌合円筒面のそれぞれの内径を寸法測定し、同様にコンプライアントフレームの上嵌合円筒面及び下嵌合円筒面のそれぞれの外径を寸法測定し、その寸法測定結果から前記上嵌合部と下嵌合部の直径隙間がほぼ等しくなるようなガイドフレーム及びコンプライアントフレームの組み合わせを選択して組み立てるようにしたことにより、組み立てる圧縮機のすべての上嵌合部と下嵌合部の直径隙間がコンプライアントフレームの傾斜による渦巻歯先隙間からの洩れが少なくなるようにほぼ等しくなっていることで、高効率で高信頼性を有するスクロール圧縮機を安定して供給できるとともに、ガイドフレームの上嵌合円筒面及び下嵌合円筒面のそれぞれの内径及びコンプライアントフレームの上嵌合円筒面及び下嵌合円筒面のそれぞれの外径の寸法公差を厳しくすることなく、生産性の向上が図れる効果がある。
【００６６】
この発明のスクロール圧縮機によれば、コンプライアントフレームのリリーフ量をδ、両フレームの上嵌合円筒面が係合する上嵌合部の係合上端部と、下嵌合円筒面が係合する下嵌合部の係合下端部との間の軸線方向距離をＬａ、前記上嵌合部における両上嵌合円筒面間の直径隙間をｄｕ、前記下嵌合部における両下嵌合円筒面間の直径隙間をｄｓ、揺動スクロールの揺動軸受中心と揺動スクロール板状渦巻歯の巻き終わりから１８０°中心側に戻った点の外向面との間の水平方向距離をＬｂ、主軸の偏心軸部の主軸軸線に対する偏心量をＲｈ、コンプライアントフレームのリリーフ管理面の外周径をＤｃとした場合、
（（ｄｕ＋ｄｓ）／２）／Ｌａ ＞ δ／（Ｄｃ／２−Ｒｈ＋Ｌｂ）
の関係を満たすことにより、揺動スクロールがいかなる偏心方向に位置していようとも、またどの方向にコンプライアントフレームが傾斜していようとも、リリーフ管理面と板状渦巻歯のそれぞれの接触によって、コンプライアントフレームのばたつきに規制がかけられるので、コンプライアントフレームがガイドフレームに対してこじることがなく、コンプライアントフレームがばたついた後でも、コンプライアントフレームの確実な動作安定性を保証し、渦巻歯先からの洩れのない高効率でかつ揺動軸受や主軸受に片当たりが生じない高信頼性のスクロール圧縮機が得られる効果がある。
【００６７】
この発明に係るスクロール圧縮機によれば、主軸の偏心軸部の主軸軸線に対する偏心量Ｒｈを、両スクロールの板状渦巻歯より幾何学的に決定される揺動スクロールの理論公転半径Ｒｃと等しいか該理論公転半径Ｒｃよりも大きく設定ことにより、コンプライアントフレームの微小な揺動公転運動によって、コンプライアントフレームが揺動スクロールの反偏心方向に移動したとしても、両スクロールの板状渦巻歯側面の半径方向隙間を極力小さくでき、渦巻側面から洩れのない高効率なスクロール圧縮機が得られる効果がある。
【００６８】
この発明に係るスクロール圧縮機の組立方法は、ガイドフレームの上下両嵌合円筒面とコンプライアントフレームの上下両嵌合円筒面が係合される上下２つの嵌合部のどちらか一方の嵌合部の両嵌合円筒面間の直径隙間に応じて主軸の偏心軸の偏心量Ｒｈの大きさを変化させるとともに、直径隙間に応じてその直径隙間に対応した偏心量の偏心軸部を有する主軸を選択して組み立てるようにしたことにより、偏心軸部は組み立てる圧縮機のすべてが上嵌合部または下嵌合部の直径隙間に適した偏心量となっていることで、高効率で高信頼性を有するスクロール圧縮機を安定して供給できるとともに、ガイドフレームの上嵌合円筒面及び下嵌合円筒面のそれぞれの内径及びコンプライアントフレームの上嵌合円筒面及び下嵌合円筒面のそれぞれの外径、そして偏心軸部の偏心量の寸法公差を厳しくすることなく、生産性の向上が図れる効果がある。
【図面の簡単な説明】
【図１】 実施の形態１を示す図で、スクロール圧縮機の縦断面図である。
【図２】 実施の形態１を示す図で、図１の要部縦断面図である。
【図３】 実施の形態１を示す図で、図２の動作説明図である。
【図４】 実施の形態１を示す図で、揺動スクロールの板状渦巻歯の各寸法を示す説明図である。
【図５】 実施の形態２を示す図で、スクロール圧縮機の要部縦断面図である。
【図６】 実施の形態２を示す図で、図５の動作説明図である。
【図７】 実施の形態２を示す図で、主軸の偏心軸部の偏心量についての説明図である。
【図８】 実施の形態３を示す図で、スクロール圧縮機の要部縦断面図である。
【図９】 実施の形態３を示す図で、理論公転半径についての説明図である。
【図１０】 従来のスクロール圧縮機の要部縦断面図である。
【図１１】 従来のスクロール圧縮機の要部縦断面図である。
【図１２】 従来のスクロール圧縮機の主軸受負荷方向についての説明図である。
【符号の説明】
１ 固定スクロール、１ａ 台板、１ｂ 板状渦巻歯、１ｄ 圧縮室、１ｆ 吐出ポート、１ｈ 切欠き部、２ 揺動スクロール、２ａ 台板 ２ｂ 板状渦巻歯、２ｃ 揺動軸受、２ｄ スラスト面、２ｅ オルダム案内溝、２ｆ ボス部、２ｇ 中空空間、２ｈ ボス部外側空間、２ｉ 台板外周部空間、３ コンプライアントフレーム、３ａ スラスト軸受、３ｃ 主軸受、３ｄ 上嵌合円筒面、３ｅ 下嵌合円筒面、３ｆ リリーフ管理面、３ｈ 補助主軸受、３ｉ 禁圧孔、４ 主軸、４ｂ 偏心軸部、４ｃ 主軸部、４ｄ 副軸部、４ｅ 主軸バランサ、４ｆ オイルパイプ、４ｇ 給油穴、６ 副フレーム、６ａ 副軸受、７ 電動機固定子、８ 電動機回転子、８ａ，８ｂ バランサ、９ オルダムリング、９ａ 固定スクロール側爪、９ｂ 揺動スクロール側爪、１０ 密閉容器、１０ｄ 密閉容器内空間、１０ｅ 冷凍機油、１０ｆ ガラス端子、１５ ガイドフレーム、１５ａ 上嵌合円筒面、１５ｂ 下嵌合円筒面、１５ｄ 下端面、１５ｆ フレーム空間、１５ｈ リリーフ管理面。[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a scroll compressor used for an air conditioner, a refrigerator, and the like.
[0002]
[Prior art]
A scroll compressor in which the compliant frame is movable in the axial direction while maintaining its own moment balance, a so-called frame compliant scroll compressor, is disclosed in, for example, Japanese Patent Application No. 9-268579 filed by the applicant.
[0003]
10 to 12 are diagrams showing a conventional scroll compressor, FIG. 10 is a cross-sectional view of the main part of the scroll compressor, FIG. 11 is a cross-sectional view of the main part of the scroll compressor, and FIG. FIG.
As shown in FIG. 10, the upper fitting cylindrical surface 3d and the lower fitting cylindrical surface 3e of the compliant frame 3 are respectively connected to the upper fitting cylindrical surface 15a and the lower fitting cylindrical surface 15b of the guide frame 15 to be engaged. On the other hand, it is inlayed with a small gap in the radial direction.
[0004]
The operating compliant frame 3 moves in the radial direction by the gap in the load direction that the main bearing receives from the main shaft, and the upper and lower fitting cylindrical surfaces 3d and 3e engage with each other in the main bearing load direction. The upper and lower fitting cylindrical surfaces 15a and 15b of the frame 15 are in contact with each other. Since the main bearing load direction continuously changes 360 ° during one rotation, the compliant frame 3 is in a minute swinging and revolving motion within the guide frame 15.
[0005]
Further, the upper fitting cylindrical surface 3d and the lower fitting cylindrical surface 3e are not the same diameter from the viewpoint of the configuration as a compressor and the rigidity and workability of a single component, but the diameter of the lower fitting cylindrical surface 3e. Further, the diameter of the upper fitting cylindrical surface 3d is increased.
[0006]
Generally, the dimensional tolerance of the cylindrical surface is the same tolerance class, but the larger the diameter, the larger the tolerance width (dimensional tolerance). Therefore, each fitting part of the upper fitting cylindrical surface and the lower fitting cylindrical surface of both frames There is a difference in the radial gap between the two. Thus, when there is a difference in the radial gap between the engaging portions of the upper fitting cylindrical surface and the lower fitting cylindrical surface, the compliant frame 3 moved in the main bearing load direction has the smaller gap. The fitting cylindrical surface comes into contact with the fitting cylindrical surface of the corresponding guide frame 15 and the fitting cylindrical surface with the larger remaining gap is fitted to the corresponding guide frame 15 with the end of the contact portion as a fulcrum. It will incline until it touches the cylindrical surface.
[0007]
FIG. 10 shows the situation, and the gaps and inclinations of the respective parts are exaggerated for the purpose of explanation, and for this purpose, illustration of some parts such as the plate-like spiral teeth and the main shaft of the fixed scroll is omitted. ing.
FIG. 10 shows a case where the gap between the upper fitting cylindrical surfaces 3d and 15a is larger than the gap between the lower fitting cylindrical surfaces 3e and 15b, and the compliant frame 3 has a small gap between the lower fitting cylindrical surface 3e. The upper fitting cylindrical surface 3d is inclined toward the main bearing load direction with the axial upper end of the contact portion as a fulcrum. The orbiting scroll 2 that is in pressure contact with the compliant frame 3 via the thrust bearing 3a is also inclined in the same direction by the same amount of inclination.
[0008]
When the gap between the lower fitting cylindrical surfaces 3e and 15b is larger than the gap between the upper fitting cylindrical surfaces 3d and 15a, the tilt direction of the compliant frame 3 is opposite to that shown in FIG. Become.
[0009]
As described above, since the main bearing load direction always changes 360 ° during one rotation, the compliant frame 3 performs a precession that is inclined in the main bearing load direction. The oscillating scroll 2 that is in pressure contact also performs the same precession motion.
[0010]
[Problems to be solved by the invention]
As described above, a point on the outer circumferential side in the anti-tilt direction contacts the tooth tips of the plate-like spiral teeth of both scrolls due to precession, and the maximum tooth gap dm on the outer circumference in the inclined direction on the opposite side of 180 °. Since the tooth tip clearance is 360 ° during one rotation while constantly changing its direction, the compliant frame 3 and the orbiting scroll 2 are inclined with respect to performance problems such as a decrease in volumetric efficiency and an increase in loss due to leakage. As a result, there has been a first problem that the rocking bearing 2c is in contact with the eccentric shaft portion of the main shaft and the main bearing is seized against the main shaft portion of the main shaft and is seized.
[0011]
Further, in a pressure unstable state such as at the time of starting, the compliant frame 3 flutters between the gaps of the two fitting cylindrical surfaces in the radial direction and between the relief movement amounts in the axial direction. As shown in FIG. 3, the two engaging cylindrical surfaces of the guide frame 15 that engage with each other in an inclined state because the two engaging surfaces of the upper fitting cylindrical surface 3d and the lower fitting cylindrical surface 3e are cylindrical surfaces. Squeezed between.
[0012]
More specifically, the upper end of the engaging portion between the upper fitting cylindrical surfaces 3d and 15a is in contact with the lower end of the engaging portion between the lower fitting cylindrical surfaces 3e and 15b on the opposite side of 180 °. As a result, a state may occur in which the compliant frame 3 does not move at all. If this happens, the maximum tip clearance in the inclined direction will occur at the tip of the spiral spiral teeth of both scrolls, and this will cause problems in terms of performance such as volumetric efficiency reduction and loss increase due to leakage. The tilting of the client frame 3 and the orbiting scroll 2 causes a problem in terms of reliability such that the orbiting bearing is seized with the eccentric shaft portion of the main shaft and the main bearing abuts against the main shaft portion of the main shaft. There was a second problem.
[0013]
Note that the inclination direction described here is different from the inclination direction described in the first problem and does not change during one rotation. Similarly to FIG. 10, FIG. 11 also exaggerates the gaps and inclinations of each part for the sake of explanation, and for that purpose, illustration of some parts such as the plate-like spiral teeth and the main shaft of the fixed scroll is omitted. Yes.
[0014]
In addition, the compliant frame 3 in operation is performing a small swinging revolving motion as described above, and moves in the radial direction by the gap between both fitting cylindrical surfaces in the main bearing load direction. As shown in FIG. 12, the bearing load direction acts on the orbiting scroll 2 that is shifted by 90 ° from the direction of centrifugal force acting on the orbiting scroll 2 (the eccentric direction of the orbiting scroll 2) and the direction opposite to the main shaft. When the gas load direction is broken down into coordinates, the gas load direction is the same as the gas load direction acting on the orbiting scroll 2, and the centrifugal force acting on the orbiting scroll 2 due to the presence of three balancers. It is acting in the opposite direction to the force direction.
[0015]
Therefore, when the movement of the compliant frame 3 in the main bearing load direction is viewed only in the eccentric direction of the orbiting scroll 2, the compliant frame 3 is moving in the anti-eccentric direction. Since the orbiting scroll 2 that is in pressure contact with the compliant frame 3 via the thrust bearing also moves in the anti-eccentric direction, the radial clearance between the side surfaces of the spiral spiral teeth of both scrolls moves in the anti-eccentric direction. There is a third problem that causes a problem in performance such as a decrease in volumetric efficiency and an increase in loss due to leakage.
[0016]
The present invention has been made to solve such a problem. The precession motion of the compliant frame during steady operation is made as small as possible. An object is to obtain a highly reliable scroll compressor that does not occur.
[0017]
In addition, even after the compliant frame flutters, it ensures reliable operation stability of the compliant frame, is highly efficient without leaks, and has a highly reliable scroll that does not cause contact with the swinging bearing or main bearing. The purpose is to obtain a compressor.
[0018]
It is another object of the present invention to obtain a highly efficient scroll compressor that is free from leakage by minimizing the radial clearance between the plate-like spiral teeth of both scrolls even if there is a minute swinging orbiting motion of the compliant frame.
[0019]
[Means for Solving the Problems]
The scroll compressor according to the present invention includes a fixed scroll and an orbiting scroll that are provided in a hermetic container and are combined with each other so that the plate-like spiral teeth on the base plate form a compression chamber. An axially supporting thrust bearing and a main bearing for radially supporting the main shaft for driving the orbiting scroll; Fitting A compliant frame having a cylindrical surface and two compliant frames Fitting An upper fitting cylindrical surface and a lower fitting cylindrical surface that are engaged with each of the combined cylindrical surfaces are provided on the inner periphery, and the compliant frame is attached to the two compliant frames. Fitting Both upper fitting cylinders in an upper fitting portion where the upper fitting cylindrical surface of the guide frame and the upper fitting surface cylindrical surface of the compliant frame are engaged with each other. The diameter gap between the surfaces and the diameter gap between the lower fitting cylindrical surfaces in the lower fitting portion where the lower fitting cylindrical surface of the guide frame and the lower fitting surface cylindrical surface of the compliant frame are engaged It is set to be approximately equal so that leakage from the spiral tooth tip clearance due to the inclination of the client frame is reduced.
[0020]
The scroll compressor assembly method according to the present invention is the scroll compressor assembly method according to claim 1, wherein the inner diameter of each of the upper fitting cylindrical surface and the lower fitting cylindrical surface of the guide frame is measured, Similarly, measure the outer diameter of each of the upper and lower mating cylindrical surfaces of the compliant frame, and the diameter gap between the upper and lower mating portions is the tilt of the compliant frame. The combination of the guide frame and the compliant frame is selected and assembled so as to be substantially equal so that the leakage of the tooth tip clearance of the plate-like spiral teeth due to.
[0021]
A scroll compressor according to the present invention is provided in a sealed container, and a fixed scroll and an orbiting scroll that are combined with each other so that plate-like spiral teeth on a base plate form a compression chamber, respectively, A spindle that is fitted to a rocking bearing formed on an inner periphery of a hollow cylindrical boss projecting on a surface opposite to the plate-like spiral teeth of the base plate; And a thrust bearing for supporting the orbiting scroll in the axial direction and a main bearing for supporting the main shaft in the radial direction. Fitting A compliant frame having a cylindrical surface and two compliant frames Fitting An upper fitting cylindrical surface and a lower fitting cylindrical surface that are engaged with each other on the inner periphery, and the compliant frame is attached to the two compliant frames. Fitting A guide frame that is supported in a radial direction by a combined cylindrical surface and a compliant frame that is formed on a surface that is orthogonal to the axial direction of the upper fitting cylindrical surface and the lower fitting cylindrical surface and opposite to the thrust bearing. A compliant frame-side relief management surface and a guide frame-side relief management surface that is provided on the guide frame and that is also formed to be orthogonal to the axial direction so as to face the relief management surface of the compliant frame. Regardless of the tilting direction of the client frame, the relief control surface of the compliant frame faces the relief management surface of the guide frame, and the plate shape of the mating scroll or the fixed scroll has a toothed tooth tip. Inclination of compliant frame is regulated by contact with spiral tooth bottom It is intended to be.
[0022]
The scroll compressor according to the present invention is , Pressure When the machine is stopped Relief management side of compliant frame and relief management side of guide frame The compliant frame rises during steady operation, and the tooth tips and the bottom of the plate-like spiral teeth of the fixed scroll and the orbiting scroll come into contact with each other. At that time, there is a relief amount δ between both relief management surfaces. A gap is formed, and the end of the fixed scroll side of the engaging end of the upper fitting portion where the upper fitting cylindrical surfaces of both frames engage, and the lower fitting portion where the lower fitting cylindrical surface engages The distance in the axial direction between the engagement end portion and the end portion on the side far from the fixed scroll is La, the diameter gap between both upper fitting cylindrical surfaces in the upper fitting portion is du, and both lower portions in the lower fitting portion The diameter gap between the fitting cylindrical surfaces is ds, and the horizontal distance between the swing bearing center of the swing scroll and the outward surface at the point returned to the center side of 180 ° from the end of winding of the swing scroll plate-like spiral teeth. Lb, the eccentric amount of the eccentric shaft portion of the main shaft relative to the main shaft axis line, Rh, When the outer diameter of the relief management surface of the Yant frame is Dc,
((Du + ds) / 2) / La> δ / (Dc / 2−Rh + Lb)
It satisfies the relationship.
[0023]
A scroll compressor according to the present invention is provided in a sealed container, and a fixed scroll and an orbiting scroll that are combined with each other so that plate-like spiral teeth on a base plate form a compression chamber, respectively, A main shaft for driving an orbiting scroll, having an eccentric shaft portion that is fitted to an orbiting bearing formed on the inner periphery of a hollow cylindrical boss portion that protrudes on the surface opposite to the plate-like spiral teeth of the base plate; It has a thrust bearing that supports the orbiting scroll in the axial direction and a main bearing that supports the main shaft in the radial direction. Two independent upper and lower fitting cylindrical surfaces A compliant frame having a mating cylindrical surface and two mating cylindrical surfaces of the compliant frame. Each has an upper fitting cylindrical surface and a lower fitting cylindrical surface that are engaged with each other on the inner periphery, Compliant frame These two A guide frame that supports the fitting cylindrical surface in the radial direction; The diameter gap between both upper fitting cylindrical surfaces in the upper fitting portion where the upper fitting cylindrical surfaces of both frames engage is du, and both lower fittings in the lower fitting portion where the lower fitting cylindrical surfaces of both frames engage. The diameter gap between the cylindrical surfaces is ds, When the eccentric amount of the eccentric shaft portion of the main shaft relative to the main axis is Rh, and the theoretical revolution radius of the orbiting scroll geometrically determined from the plate-like spiral teeth is Rc, If du and ds are small, Rh is almost equal to Rc, and if du and ds are large, Rh is larger than Rc within the range of du and ds. It is characterized by that.
[0024]
The scroll compressor assembly method according to the present invention is the scroll compressor assembly method according to claim 5, wherein the fitting cylindrical surface of the guide frame and the fitting cylindrical surface of the compliant frame are engaged. A main shaft having an eccentric shaft portion of an eccentric amount corresponding to the diameter gap according to the diameter gap, while changing the magnitude of the eccentric amount Rh of the eccentric shaft according to the diameter gap between both fitting cylindrical surfaces in the portion. Select and assemble.
[0025]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings.
Embodiment 1 FIG.
1 to 4 are diagrams showing the first embodiment, and are a longitudinal sectional view of a scroll compressor, FIG. 2 is a sectional view of an essential part of FIG. 1, and FIG. 3 is a diagram showing the compliant frame of FIG. FIG. 4 is an explanatory diagram showing the dimensions of the plate-like spiral teeth of the orbiting scroll. 2 and 3, the gaps of the respective portions are exaggerated for the sake of explanation, and illustration of some parts such as plate-like spiral teeth and main shafts of the fixed scroll is omitted.
[0026]
First, the overall configuration and operation of the scroll compressor will be described.
In FIG. 1, reference numeral 1 denotes a fixed scroll, and an outer peripheral portion thereof is fixed to a guide frame 15 by fastening a bolt (not shown). Further, a plate-like spiral tooth 1b is formed on one surface (lower side in FIG. 10) of the base plate portion 1a, and a pair of Oldham guide grooves 1c are almost straight on the outside of the spiral tooth 1b. The fixed scroll side claw 9a of the Oldham ring 9 is engaged so as to be slidable back and forth. Further, from the side surface direction (right side in FIG. 1) of the fixed scroll 1, the suction pipe 18 penetrates the sealed container 10 and is press-fitted into the outer peripheral portion of the fixed scroll 1.
[0027]
Reference numeral 2 denotes an orbiting scroll, and a plate-like spiral tooth 2b that forms a compression chamber 1d in combination with the plate-like spiral tooth 1b of the fixed scroll 1 is formed on one surface (upper side in FIG. 1) of the base plate portion 2a. ing. A hollow cylindrical boss 2f is formed at the center of the surface of the base plate 2a opposite to the plate-like spiral teeth 2b (lower side in FIG. 1), and the boss 2f has an inner peripheral surface. A rocking bearing 2c is formed. A thrust surface 2d is formed on the outer periphery of the boss portion 2f so as to be slidable against the thrust bearing 3a formed integrally with the compliant frame 3 or separately and fixed to the compliant frame 3. Further, a pair of Oldham guide grooves 2e having a phase difference of approximately 90 degrees with the Oldham guide groove 1c of the fixed scroll 1 is formed on a substantially straight line on the outer peripheral side of the base plate portion 2a of the swing scroll 2. The swing scroll claw 9b of the Oldham ring 9 is engaged so as to be slidable back and forth.
[0028]
At the center of the compliant frame 3, there are formed a main bearing 3c and an auxiliary main bearing 3h that support the main shaft 4 that is rotationally driven by an electric motor in the radial direction.
Although the outer peripheral surface 15g of the guide frame 15 is fixed to the sealed container 10 by shrink fitting, welding, or the like, the outer peripheral surface is partially provided with a notch 15c. Along with the notch portion 1h provided, a flow path is formed for guiding the high-pressure refrigerant gas discharged from the discharge port 1f to the discharge pipe 17 provided on the motor side (lower side in FIG. 10) from the guide frame 15. Yes. An upper fitting cylindrical surface 15 a is formed on the fixed scroll side (upper side in FIG. 10) in the plurality of cylindrical surfaces on the inner periphery of the guide frame 15, and the plurality of cylinders on the outer periphery of the compliant frame 3. Among the surfaces, it is engaged with an upper fitting cylindrical surface 3d formed on a cylindrical surface having the largest diameter.
[0029]
Further, a lower fitting cylindrical surface 15b is formed in a plurality of cylindrical surfaces on the inner periphery of the guide frame 15 and closer to the motor side (lower side in FIG. 1) than the upper fitting cylindrical surface 15a. The compliant frame 3 is engaged with the lower fitting cylindrical surface 3e of the outer periphery of the compliant frame 3, and the compliant frame 3 is radially attached to the guide frame 15 by engagement between the upper and lower fitting cylindrical surfaces across the main bearing 3c. Supported. Further, the compliant frame 3 is connected to the guide frame 15 or the fixed scroll 1 directly or indirectly by a pin (not shown) or the like so as not to rotate in conjunction with the main shaft 4 and is restrained from rotating.
[0030]
The plurality of inner peripheral surfaces of the guide frame 15 have two cylindrical surfaces in the upper and lower portions where seal grooves for storing the seal material are formed, and the upper seal material 16a and the lower seal material 16b are stored in these seal grooves, Each is in contact with the outer peripheral surface of the opposing compliant frame 3. A space 15f is formed by the two sealing members 16a and 16b, the inner peripheral surface of the guide frame 15, and the outer peripheral surface of the compliant frame 3, and this space 15f is hereinafter referred to as a frame space 15f. The frame space 15f communicates with the boss portion outer space 2h inside the thrust bearing 3a through which the main shaft balancer 4e rotates through the pressure equalizing hole 3i formed in the compliant frame 3. In some cases, a seal groove for accommodating the upper seal material 16 a and the lower seal material 16 b is provided on the outer peripheral surface of the compliant frame 3. A space 2i on the outer peripheral side of the thrust bearing 3a in which the Oldham ring 9 is installed (hereinafter referred to as a base plate outer peripheral space 2i) communicates with a suction space 1g near the end of the outer peripheral winding of the plate-like spiral teeth of both scrolls. Therefore, the atmosphere is a suction pressure (low pressure).
[0031]
At the end of the main shaft 4 on the side of the orbiting scroll (upper side in FIG. 1), the shaft 4 that is rotatably engaged with the orbiting bearing 2c of the orbiting scroll 2 is eccentric from the axis of the main shaft 4 by an eccentric amount Rh. A cylindrical eccentric shaft portion 4b having the shape is formed. This eccentric amount Rh is slightly smaller than the theoretical revolution radius Rc of the orbiting scroll, which is usually geometrically determined from the shape of the plate-like spiral teeth of both scrolls, in order to avoid side contact of the plate-like spiral teeth of both scrolls. It is set small. A main shaft balancer 4e is shrink-fitted on the main shaft 4, and a main shaft portion 4c is formed which is rotatably engaged with the main bearing 3c and the auxiliary main bearing 3h of the compliant frame 3.
[0032]
At the other end of the main shaft 4, a sub shaft portion 4d that is rotatably engaged with a sub bearing 6a formed on the sub frame 6 is formed. This sub shaft portion 4d and the main shaft portion 4c described above are provided. An electric motor rotor 8 having balancers 8a and 8b is shrink-fitted between them. Static balance and dynamic balance are achieved by three balancers together with the spindle balancer 4e described above. Further, an oil pipe 4 f is press-fitted into the lower end surface of the main shaft 4, and the opening on the side opposite to the main shaft 4 of the oil pipe 4 f is immersed in the refrigerating machine oil 10 e accumulated at the bottom of the sealed container 10. A glass terminal 10 f is attached to the side surface of the sealed container 10, and a lead wire from the motor stator 7 is joined.
[0033]
Next, the operation will be described.
The low-pressure intake refrigerant gas enters the compression chamber 1d formed by the plate-like spiral teeth 1b and 2b of the fixed scroll 1 and the swing scroll 2 from the intake pipe 18, and the intake refrigerant gas is changed by the well-known compression process of the scroll. The pressure becomes high and is discharged into the sealed container 10 from the discharge port 1 f of the fixed scroll 1. The discharged high-pressure refrigerant gas is discharged from the discharge pipe 17 to the outside of the compressor with the sealed container inner space 10d being set to a discharge pressure (high pressure) atmosphere.
[0034]
Since the airtight container inner space 10d has a discharge pressure (high pressure), the refrigerating machine oil 10e at the bottom of the airtight container 10 is connected to the suction pressure atmosphere at the end of the oil supply path as will be described later. Then, the oil is introduced into a hollow space 2g surrounded by the upper end of the eccentric shaft portion 4b and the boss portion 2f of the orbiting scroll 2 through an oil supply hole 4g provided penetrating in the axial direction. The high-pressure refrigeration oil introduced so far is supplied to the rocking bearing 2c, where it is depressurized by the squeezing action to become an intermediate pressure and flows out into the boss portion outer space 2h. The refrigerating machine oil having an intermediate pressure fills the frame space 15f through the pressure equalizing hole 3i, and is released to the base plate outer peripheral space 2i, which is an intake pressure atmosphere, via an intermediate pressure adjusting valve (not shown). Then, the refrigerant enters the compression chamber 1d together with the low-pressure suction refrigerant gas. Then, it is discharged from the discharge port 1 f together with the refrigerant gas, separated from the refrigerant gas in the sealed container 10, and returned to the bottom of the sealed container 10 again.
[0035]
As described above, the boss outer space 2h and the frame space 15f are in an intermediate pressure atmosphere during operation. Now, in the compliant frame 3, the total of the thrust gas force due to the compression action and the force caused by the intermediate pressure in the outer space 2h of the boss part is applied to the downward force in FIG. 1 via the orbiting scroll 2 and the thrust bearing 3a. Acts as On the other hand, the compliant frame 3 has a force caused by the intermediate pressure in the frame space 15f and a force caused by the discharge pressure acting on the lower end surface 15d facing the space 10d in the sealed container which is a discharge pressure (high pressure) atmosphere. Acts as an upward force.
[0036]
During steady operation, the upward force is set to be larger than the downward force. For this reason, the compliant frame 3 has the upper fitting cylindrical surface 3d as the upper fitting cylindrical surface 15a of the guide frame 15. The lower fitting cylindrical surface 3e is guided by the lower fitting cylindrical surface 15b of the guide frame 15 and floats to the fixed scroll 1 side (upper side in FIG. 1). The orbiting scroll 2 that is in pressure contact with the compliant frame 3 via the thrust bearing 3a also rises as the compliant frame 3 rises, and the tooth tip and the tooth bottom of the plate-like spiral tooth 2b are fixed to face each other. In contact with the tooth tip and the bottom of the plate-like spiral tooth 1b of the scroll 1, compression with very little leakage is realized during steady operation.
[0037]
In addition, since thrust gas force increases when liquid compression occurs, the above-described downward force becomes larger than the upward force, and the compliant frame 3 that has floated is placed on the anti-fixed scroll side (the lower side in FIG. 1). ), And a relatively large gap is formed between the tooth tips of the plate-like spiral teeth 1b and 2b of both scrolls and the opposite tooth bottom, and abnormal pressure increase in the compression chamber 1d is avoided. The relief movement amount δ at this time is defined by the axial distance between the relief management surface 3f of the compliant frame 3 and the relief management 15h of the guide frame 15 during steady operation (when the compliant frame 3 is in a floating state). The two relief management surfaces 3f and 15h are in contact with each other at the time of stopping, and a gap corresponding to the relief movement amount δ is generated between the plate-like spiral teeth 1b and 2b of both scrolls. During steady operation, the compliant frame 3 floats by the amount of relief movement δ, and the axial distance between the relief management surfaces 3f and 15h at this time is separated by the amount of relief movement δ.
[0038]
A part or all of the overturning moment generated in the orbiting scroll 2 is transmitted to the compliant frame 3 via the thrust bearing 3a. The bearing load that acts on the main bearing 3c from the main shaft 4 and the reaction of the bearing load. Of the two reaction forces, that is, the reaction force received from the guide frame 15 acting on the upper fitting cylindrical surface 3d and the reaction force received from the guide frame 15 acting on the lower fitting cylindrical surface 3e. Since the generated couple acts so as to cancel the transmitted overturning moment, the compliant frame 3 has very good tracking operation stability during steady operation and relief operation stability.
[0039]
Hereafter, the characteristic part of this Embodiment 1 is demonstrated, referring drawings.
2, φGu is the inner diameter of the upper fitting cylindrical surface 15a of the guide frame 15, φGs is the inner diameter of the lower fitting cylindrical surface 15b of the guide frame 15, and φCu is engaged with the fitting cylindrical surface 15a of the guide frame 15. The outer diameter of the upper fitting cylindrical surface 3d of the compliant frame 3, and φCs is the outer diameter of the lower fitting cylindrical surface 3e of the compliant frame 3 engaged with the lower fitting cylindrical surface 15b of the guide frame. The diameter gap du between the upper fitting cylindrical surfaces 15a and 3d in the upper fitting portion is a value obtained by subtracting φCu from φGu, and similarly between the upper fitting cylindrical surfaces 15b and 3e in the lower fitting portion. The diameter gap ds is a value obtained by subtracting φCs from φGs.
[0040]
As shown in FIG. 2, in the scroll compressor of the first embodiment, the diameter gaps du and ds of the two upper and lower fitting portions are made equal. Therefore, as shown in FIG. 3, when the compliant frame 3 moves in the main bearing load direction, the upper fitting cylindrical surface 3 d of the compliant frame 3 becomes the upper fitting cylindrical surface 15 a of the guide frame 15, and the compliant Since the lower fitting cylindrical surface 3e of the frame 3 can simultaneously contact the lower fitting cylindrical surface 15b of the guide frame 15, the compliant frame 3 is not inclined as in the conventional scroll compressor.
[0041]
Even if the main bearing load direction changes 360 ° during one rotation, the compliant frame 3 does not always tilt, that is, the compliant frame 3 is not precessed. The orbiting scroll 2 that is in pressure contact via 3a is also revolved in a stable posture without any precession. Therefore, the tooth tip and the bottom of the plate-like spiral tooth 2b of the orbiting scroll 2 are in parallel with the plate-like spiral tooth 1b of the fixed scroll 1 facing each other. The tooth tip and the tooth bottom of the spiral spiral tooth 2b can be brought into full contact with the plate-like spiral tooth 1b tooth tip and the tooth bottom of the opposed fixed scroll 1, and compression with very little leakage can be realized during steady operation.
[0042]
It is ideal that the above-mentioned two diameter gaps du and ds are completely equal, but it is undeniable that a slight difference is caused in consideration of actual mass productivity. If the precession of the compliant frame 3 and the accompanying orbiting scroll 2 also has a small tilt, the oil seals of the refrigerating machine oil 10e flowing together with the refrigerant gas into the compression chamber 1d are used to seal the plate-like spiral teeth 1b, 2b of both scrolls. Leakage of refrigerant gas from the tooth tip gap can be prevented. In the case of a compressor for a room air conditioner of 1 to 1.5 HP class, the maximum tooth that is the distance between the outer peripheral side in contact in the anti-inclination direction shown in FIG. 10 and the outer periphery in the inclined direction on the opposite side of 180 ° Until the tip gap dm is about 6 μm, due to the effect of the oil seal, the volume efficiency and the coefficient of performance are reduced for the compressor having the same two diameter gaps du and ds, that is, the compressor having almost no maximum tooth tip gap dm. There is almost no.
[0043]
The maximum tooth tip gap dm exceeds 6 μm, and up to about 10 μm, although the volume efficiency and the coefficient of performance decrease, the oil seal effect still appears and is in an allowable range. However, when the maximum tooth tip clearance dm exceeds 10 μm, the effect of the oil seal is almost lost, and the volume efficiency and the coefficient of performance are significantly reduced. Therefore, in the case of a compressor for a room air conditioner of 1 to 1.5 HP class, the difference between the diameter gap du of the upper fitting portion and the diameter gap ds of the lower fitting portion is the maximum tooth gap dm shown in FIG. Ideally, a difference of 6 μm or less and a maximum of 10 μm is allowed.
[0044]
For compressors with large capacities, such as those for packaged air conditioners, the sensitivity of leakage as the capacity increases, that is, the effect of leakage in the same gap on volumetric efficiency and coefficient of performance is small. Increases as capacity increases.
[0045]
2 and 3, the axial distance between the upper end of the engaging portion of the upper fitting portion and the upper end of the engaging portion of the lower fitting portion is Lk, and the orbiting scroll as shown in FIG. When the maximum outer peripheral distance of the plate-like spiral teeth 2b, that is, the distance connecting the winding end outward surface and the outward surface at the position returning to the center side 180 ° from the winding end is Ly,
(| Du-ds | / 2) / Lk = dm / Ly (1)
The relationship is established.
[0046]
Further, in order to make the both diameter gaps du and ds as equal as possible, the outer diameters φCu and φCs of the upper fitting cylindrical surface 3d and the lower fitting cylindrical surface 3e of the compliant frame 3 and the upper fitting of the guide frame 15 Processing may be performed by setting the dimensional tolerances of the inner diameters φGu and φGs of the combined cylindrical surface 15a and the lower fitting cylindrical surface 15b to be strict, that is, by setting the tolerance width small. May increase, or there may be an increase in processing defects due to dimensional errors.
[0047]
Therefore, in the compressor of the first embodiment shown in FIGS. 1 and 2, a plurality of compliant frames 3 in which the outer diameters of the upper fitting cylindrical surface 3d and the lower fitting cylindrical surface 3e are measured, From the plurality of guide frames 15 whose inner diameters of the combined cylindrical surface 15a and the lower fitting cylindrical surface 15b are dimensionally measured, a combination of both frames in which the respective diameter gaps du and ds of the upper and lower fitting portions are equal is selected. The compliant frame 3 and the guide frame 15 are used for assembly.
[0048]
As described above, the combination of both frames is assembled by selectively fitting the combination of both frames from the dimension measurement result of each fitting cylindrical surface so that the difference in the diameter gap between the upper and lower fitting parts is within the allowable range. The productivity can be improved without tightening the dimensional tolerance of the fitting cylindrical surface corresponding to the above.
[0049]
Embodiment 2. FIG.
FIGS. 5 to 7 are diagrams showing the second embodiment, FIG. 5 is a longitudinal sectional view of a main part of the scroll compressor, and FIG. 6 is a state in which the compliant frame of FIG. FIG. 7 is an explanatory view of the eccentric amount of the eccentric shaft portion of the main shaft. The overall configuration is the same as in FIG. 1, and although the overall view is omitted here, the portions not shown in FIGS. 5 and 6 are the same as in FIG.
[0050]
In FIG. 5, φDc represents the outer peripheral diameter of the relief management surface 3f of the compliant frame 3, and La represents the upper end of the engaging portion of the upper fitting portion and the lower end of the engaging portion of the lower fitting portion of both frames. Axial distance. Further, δ is the relief movement amount of the compliant frame 3, and is equal to the tooth gap of the plate-like spiral tooth 2b of the orbiting scroll 2 when stopped.
[0051]
Here, when the compliant frame 3 and the orbiting scroll 2 are inclined, the plate-like spiral teeth 2b of the orbiting scroll 2 in the direction opposite to the outer end of the relief management surface 3f of the compliant frame 3 in the inclined direction and 180 °. When the normal distance from the outer surface of the rocking scroll 2 is M, the maximum M is that the rocking scroll 2 is eccentric in the winding end direction of the plate-like spiral tooth 2b of the rocking scroll 2 (the rocking scroll 2). When the revolution angle is 180 ° when the suction revolution completion revolution angle is 0 °), the compliant frame 3 and the orbiting scroll 2 are inclined in the anti-eccentric direction, that is, the end of winding of the plate-like spiral teeth 2b. 7 represents the amount of eccentricity of the eccentric shaft portion 4b of the main shaft 4 as Rh as shown in FIG. 7, and as shown in FIG. If the horizontal distance between the winding end outwardly facing surface of the central plate-like spiral tooth 2b dynamic bearing 2c expressed in Lc, the maximum M is
Maximum M = Dc / 2 + Rh + Lc (2)
It becomes.
[0052]
On the other hand, M is the minimum when the swing scroll 2 is eccentric just before the end of the winding of the plate-like spiral tooth 2b of the swing scroll 2 (the revolution angle of the swing scroll 2 is the suction angle). The compliant frame 3 and the orbiting scroll 2 are inclined in an eccentric direction opposite to the maximum when the closing complete revolution angle is 0 ° (ie, immediately before 180 °), that is, the plate-like spiral teeth 2b When the winding end is inclined in a direction away from the fixed scroll, as shown in FIG. 4, the point returned to the center of 180 ° from the center of the rocking bearing 2c of the rocking scroll 2 and the winding end of the plate-like spiral tooth 2b. When the horizontal direction with the outward surface at L is represented by Lb, the minimum M is
Minimum M = Dc / 2−Rh + Lb (3)
It becomes.
[0053]
The compressor of the second embodiment shown in FIG. 5 has a diameter gap between the upper fitting cylindrical surfaces 3d and 15a in the upper fitting portion du, and between the lower fitting cylindrical surfaces 3e and 15b in the lower fitting portion. When the diameter gap is represented by ds (the definition of the diameter gaps du and ds is the same as in the first embodiment),
Figure 0003863685
It has become.
[0054]
Therefore, even when the compliant frame 3 largely fluctuates when the pressure is unstable such as at the time of starting, the outer peripheral end of the relief management surface 3f of the compliant frame 3 is the relief management surface 15h of the guide frame 15 as shown in FIG. And the tooth tip of the plate-like spiral tooth 2b of the orbiting scroll 2 is the tooth bottom of the fixed scroll 1, and the tooth tip of the plate-like spiral tooth 1b of the fixed scroll 1 is the tooth of the orbiting scroll 2 depending on the tilting direction or the eccentric direction. The fluttering is regulated by contacting the bottom. Since these are the contact between planes, they are not twisted.
[0055]
Then, the engagement between the upper ends of the engaging portions between the upper fitting surfaces 3d and 15a and the lower fitting cylindrical surfaces 3e and 15b that require an inclination angle larger than the inclination angle of the compliant frame 3 where these contacts occur. The state where the lower ends of the joints are in contact with each other never occurs, and the twist that may occur due to the contact between the cylindrical surfaces does not occur. In addition, since Formula (4) is satisfied at the time of the minimum M, the compliant frame 3 and the oscillating scroll 2 are in any direction and in which direction the oscillating scroll 2 is located. Even if it is inclined, the fluttering is restricted by the relief management surface and the plate-like spiral teeth, and the upper and lower fitting cylindrical surfaces 3d and 3e of the compliant frame 3 are opposed to the upper and lower fitting cylindrical surfaces 15a and 15b of the guide frame 15. There is no danger of it. Therefore, reliable operational stability of the compliant frame 3 is ensured even after the compliant frame 3 flutters when the pressure is unstable at the time of startup or the like.
[0056]
In order to satisfy the expression (4), the relief movement amount δ may be determined after the values of the diameter gaps du and ds are determined. If an adjustment plate is inserted between the relief management surfaces 3f and 15h at that time, the adjustment of the relief amount is facilitated by selecting and incorporating an adjustment plate having a thickness that satisfies the above relational expression. In addition, the relationship of formula (4) can be satisfied with certainty, and the productivity is improved.
[0057]
Embodiment 3 FIG.
8 and 9 are diagrams showing a third embodiment, FIG. 8 is a cross-sectional view of the main part of the scroll compressor, and FIG. 9 is a spiral tooth of a swing scroll having a plate-like spiral tooth formed by an involute curve. It is a figure explaining the theoretical revolution radius Rc geometrically determined from a shape. The overall configuration is the same as in FIG. 1, and the portions not shown in FIG. 8 are the same as in FIG.
[0058]
As shown in FIG. 9, when the distance (pitch) between the spirals is P and the tooth thickness is T, the theoretical revolution radius Rc determined geometrically of the orbiting scroll 2 is
Rc = (P-2T) / 2 (5)
It is. In the compressor of Embodiment 3 shown in FIG. 8, the eccentric amount Rh (same as the definition of FIG. 7) of the eccentric shaft portion 4b of the main shaft 4 is set larger than the theoretical revolution radius Rc. Therefore, the diameter gap du of the upper fitting portion where the upper fitting cylindrical surface 15a of the guide frame 15 and the upper fitting surface cylindrical surface 3d of the compliant frame 3 are engaged, and the lower fitting cylindrical surface 15b of the guide frame 3 Of the diameter gap ds of the lower fitting portion with which the lower fitting surface cylindrical surface 3e of the compliant frame 3 is engaged (the definition of the diameter gaps du and ds is the same as in the first embodiment), the smaller gap range Thus, the compliant frame 3 performs a minute swing revolving motion in which the compliant frame 3 moves in the main bearing load direction.
[0059]
Therefore, even if the compliant frame 3 moves in the anti-eccentric direction of the orbiting scroll 2, the eccentric amount Rh of the eccentric shaft portion 4b is previously calculated from the theoretical revolution radius Rc by an amount corresponding to the amount of movement in the anti-eccentric direction. Since it is set large, the radial gap between the side surfaces of the spiral spiral teeth 1b and 2b of both scrolls is not enlarged unlike the conventional scroll compressor, and the side surface radius is very small as to whether or not they contact each other. It can be operated while maintaining the directional clearance, and highly efficient operation without leakage is realized.
[0060]
The movement of the compliant frame 3 in the anti-eccentric direction is determined by the ratio of the gas load direction component and the anti-eccentric direction component of the main bearing load, and the compliant frame 3 moves only in the anti-eccentric direction. is not. The vector sum of the amount of movement in the gas load direction and the amount of movement in the anti-eccentric direction is the amount of movement of the compliant frame 3, which is half the diameter gap between the fitting cylindrical surfaces of both frames.
[0061]
If the diameter gap du or ds of the fitting portion is small, the eccentric amount Rh of the eccentric shaft portion 4b may be made equal to Rc without being larger than the theoretical revolution radius Rc as described above. If the eccentric amount Rh of the eccentric shaft portion 4b is larger than the theoretical revolution radius Rc when the fixed scroll 1 is mounted on the guide frame 15, the plate-like spiral teeth 1b and 2b of both scrolls are likely to interfere with each other. Can move in the radial direction within the range of the diameter gap du or ds between the fitting cylindrical surfaces, so that no problem occurs.
[0062]
When the diameter gaps du and ds of the fitting portions of both frames are large, the amount of movement of the compliant frame 3 in the anti-eccentric direction is also large, so that the eccentric amount Rh of the eccentric shaft portion 4e needs to be large. Thus, there is an eccentric amount Rh of the eccentric shaft 4b suitable for the diameter gap du or ds, and the two frames of the compressor are selected from the plurality of main shafts whose dimensions are measured for the eccentric amount Rh of the eccentric shaft portion. If the main shaft 4 suitable for the diameter gap du or ds of the fitting part is selected and assembled, the radial radial gap between the plate-like spiral teeth 1b and 2b can be surely minimized, and the upper fitting of the compliant frame 3 can be achieved. The outer diameters of the combined cylindrical surface 3d and the lower fitting cylindrical surface 3e, the inner diameters of the upper fitting cylindrical surface 15a and the lower fitting cylindrical surface 15b of the guide frame 15, and the dimensional tolerances of the eccentric amount Rh of the eccentric shaft portion 4e are severe. Productivity can be improved without setting the tolerance range small.
[0063]
Although the vertical scroll compressor has been described in each of the first, second, and third embodiments, the present invention can be applied to a horizontal scroll compressor, and similar effects can be obtained.
Further, the present invention can be applied not only to a completely sealed type but also to a semi-sealed type scroll compressor in which a driving element of a main shaft for an automotive air conditioner or the like is out of a container, and similar effects can be obtained.
[0064]
【The invention's effect】
According to the scroll compressor according to the present invention, the diameter gap between the upper fitting cylindrical surfaces in the upper fitting portion where the upper fitting cylindrical surface of the guide frame and the upper fitting surface cylindrical surface of the compliant frame are engaged. And the diameter gap between the lower fitting cylindrical surfaces in the lower fitting portion where the lower fitting cylindrical surface of the guide frame and the lower fitting surface cylindrical surface of the compliant frame are engaged with each other is a spiral formed by the inclination of the compliant frame. By setting almost the same so that the leakage from the tooth tip clearance is reduced, the precession of the compliant frame during steady operation is minimized as much as possible. There is an effect of obtaining a highly reliable scroll compressor in which the main bearing does not come into contact with each other.
[0065]
In the scroll compressor assembly method according to the present invention, the inner diameters of the upper fitting cylindrical surface and the lower fitting cylindrical surface of the guide frame are measured, and similarly, the upper fitting cylindrical surface and the lower fitting surface of the compliant frame are measured. Measure the outer diameter of each cylindrical surface, and select and assemble a combination of a guide frame and a compliant frame so that the diameter gap between the upper fitting portion and the lower fitting portion is substantially equal from the dimensional measurement result. By doing so, the diameter gaps of all the upper fitting parts and the lower fitting parts of the compressor to be assembled are substantially equal so that leakage from the spiral tooth tip gap due to the inclination of the compliant frame is reduced, A highly efficient and reliable scroll compressor can be stably supplied, and the guide frame has an upper fitting cylindrical surface and a lower fitting cylindrical surface. And without strict respective dimensional tolerance of the outer diameter of the upper cylindrical fitting surface and the lower fitting cylindrical surface of the compliant frame, an effect of improvement in productivity can be achieved.
[0066]
According to the scroll compressor of the present invention, the relief amount of the compliant frame is δ, the engagement upper end portion of the upper fitting portion where the upper fitting cylindrical surfaces of both frames are engaged, and the lower fitting cylindrical surface are engaged. A distance in the axial direction between the lower fitting portion of the lower fitting portion to be performed is La, a diameter gap between both upper fitting cylindrical surfaces in the upper fitting portion is du, and both lower fitting cylinders in the lower fitting portion are The diameter gap between the surfaces is ds, the horizontal distance between the center of the rocking bearing of the rocking scroll and the outward surface of the rocking scroll plate-like spiral teeth at the point returning to the center of 180 ° is Lb, the main shaft When the eccentric amount of the eccentric shaft portion relative to the main axis is Rh and the outer peripheral diameter of the relief management surface of the compliant frame is Dc,
((Du + ds) / 2) / La> δ / (Dc / 2−Rh + Lb)
By satisfying this relationship, no matter what eccentric direction the oscillating scroll is positioned or in which direction the compliant frame is tilted, the contact between the relief management surface and the plate-like spiral teeth will cause Since the fluttering of the client frame is restricted, the compliant frame does not twist against the guide frame, and even after the compliant frame flutters, the compliant frame ensures reliable operational stability and swirls. There is an effect that it is possible to obtain a highly efficient scroll compressor which has high efficiency with no leakage from the tooth tip and which does not cause contact with the swinging bearing or the main bearing.
[0067]
According to the scroll compressor of the present invention, the eccentric amount Rh of the eccentric shaft portion of the main shaft with respect to the main shaft axis is equal to the theoretical revolution radius Rc of the orbiting scroll determined geometrically from the plate-like spiral teeth of both scrolls. By setting the radius larger than the theoretical revolution radius Rc, even if the compliant frame is moved in the anti-eccentric direction of the orbiting scroll by the minute orbiting orbiting motion of the compliant frame, It is possible to reduce the gap in the radial direction as much as possible, and to obtain a highly efficient scroll compressor that does not leak from the spiral side surface.
[0068]
The method for assembling the scroll compressor according to the present invention is such that either the upper or lower fitting cylindrical surface of the guide frame and the upper or lower fitting cylindrical surface of the compliant frame are engaged. The main shaft has an eccentric shaft portion with an eccentric amount corresponding to the diameter gap according to the diameter gap, while changing the magnitude of the eccentric amount Rh of the eccentric shaft of the main shaft according to the diameter gap between both fitting cylindrical surfaces of the portion. By selecting and assembling, all of the compressors to be assembled have an eccentric amount suitable for the diameter gap of the upper fitting part or the lower fitting part. A stable scroll compressor, the inner diameters of the upper and lower fitting cylindrical surfaces of the guide frame, and the upper and lower fitting cylindrical surfaces of the compliant frame, respectively. Outer diameter, and without strict dimensional tolerance of the eccentric amount of the eccentric shaft portion, an effect of improvement in productivity can be achieved.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a longitudinal sectional view of a scroll compressor according to a first embodiment.
FIG. 2 is a diagram showing the first embodiment, and is a longitudinal sectional view of a main part of FIG. 1;
FIG. 3 is a diagram illustrating the first embodiment and is an operation explanatory diagram of FIG. 2;
FIG. 4 is a diagram illustrating the first embodiment and is an explanatory diagram illustrating dimensions of a plate-like spiral tooth of an orbiting scroll.
FIG. 5 is a diagram showing a second embodiment, and is a longitudinal sectional view of an essential part of the scroll compressor.
6 is a diagram illustrating the second embodiment, and is an operation explanatory diagram of FIG. 5. FIG.
FIG. 7 is a diagram illustrating the second embodiment, and is an explanatory diagram regarding the amount of eccentricity of the eccentric shaft portion of the main shaft.
FIG. 8 shows the third embodiment and is a longitudinal sectional view of the main part of the scroll compressor.
FIG. 9 is a diagram illustrating the third embodiment, and is an explanatory diagram of a theoretical revolution radius.
FIG. 10 is a longitudinal sectional view of a main part of a conventional scroll compressor.
FIG. 11 is a longitudinal sectional view of a main part of a conventional scroll compressor.
FIG. 12 is an explanatory diagram of a main bearing load direction of a conventional scroll compressor.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Fixed scroll, 1a Base plate, 1b Plate-shaped spiral tooth, 1d Compression chamber, 1f Discharge port, 1h Notch part, 2 Swing scroll, 2a Base plate 2b Plate-shaped spiral tooth, 2c Swing bearing, 2d Thrust surface, 2e Oldham guide groove, 2f boss, 2g hollow space, 2h outer space of boss, 2i base plate outer space, 3 compliant frame, 3a thrust bearing, 3c main bearing, 3d upper fitting cylindrical surface, 3e lower fitting Cylindrical surface, 3f relief management surface, 3h auxiliary main bearing, 3i pressure-proof hole, 4 main shaft, 4b eccentric shaft portion, 4c main shaft portion, 4d sub shaft portion, 4e main shaft balancer, 4f oil pipe, 4g oil supply hole, 6 sub frame , 6a Sub bearing, 7 Motor stator, 8 Motor rotor, 8a, 8b Balancer, 9 Oldham ring, 9a Fixed scroll side claw, 9b Oscillating scroll side claw, 10 Airtight container, 0d sealed container space, 10e refrigerating machine oil, 10f glass terminal, 15 the guide frame, 15a on the mating cylindrical surfaces, 15b under the fitting cylindrical surface, 15d lower end face, 15f frame space, 15h relief management.

Claims (4)

密閉容器内に設けられ、それぞれ台板上の板状渦巻歯が圧縮室を形成するように互いに組み合わされた固定スクロール及び揺動スクロールと、
この揺動スクロールを軸線方向に支持するスラスト軸受及び前記揺動スクロールを駆動する主軸を半径方向に支持する主軸受を有し、外周に互いに独立した上嵌合円筒面及び下嵌合円筒面の２つの嵌合円筒面を有するコンプライアントフレームと、
このコンプライアントフレームの２つの嵌合円筒面のそれぞれと係合する互いに独立した上嵌合円筒面及び下嵌合円筒面を内周に有し、前記コンプライアントフレームをこれら２つの嵌合円筒面により半径方向に支持するガイドフレームと、
を備え、前記ガイドフレームの上嵌合円筒面と前記コンプライアントフレームの上嵌合面円筒面が係合される上嵌合部における両上嵌合円筒面間の直径隙間と、前記ガイドフレームの下嵌合円筒面と前記コンプライアントフレームの下嵌合面円筒面が係合される下嵌合部における両下嵌合円筒面間の直径隙間とを、前記コンプライアントフレームの傾斜による渦巻歯先隙間からの洩れが少なくなるようにほぼ等しく設定したことを特徴とするスクロール圧縮機。A fixed scroll and an orbiting scroll, which are provided in a sealed container and are combined with each other so that the plate-like spiral teeth on the base plate each form a compression chamber;
A thrust bearing that supports the orbiting scroll in the axial direction and a main bearing that supports the main shaft that drives the orbiting scroll in the radial direction have an upper fitting cylindrical surface and a lower fitting cylindrical surface that are independent of each other on the outer periphery. A compliant frame having two mating cylindrical surfaces;
The compliant frame has an upper fitting cylindrical surface and a lower fitting cylindrical surface, which are engaged with each of the two fitting cylindrical surfaces of the compliant frame, on the inner periphery, and the compliant frame is provided on the two fitting cylindrical surfaces. A guide frame that is supported radially by
A diameter gap between the upper fitting cylindrical surfaces in the upper fitting portion where the upper fitting cylindrical surface of the guide frame and the upper fitting surface cylindrical surface of the compliant frame are engaged, and the guide frame The diameter gap between the lower fitting cylindrical surfaces in the lower fitting portion where the lower fitting cylindrical surface and the lower fitting surface cylindrical surface of the compliant frame are engaged with each other is defined as the spiral tooth tip due to the inclination of the compliant frame. A scroll compressor characterized by being set to be approximately equal so that leakage from the gap is reduced. 請求項１記載のスクロール圧縮機の組立方法であって、
ガイドフレームの上嵌合円筒面及び下嵌合円筒面のそれぞれの内径を寸法測定し、同様にコンプライアントフレームの上嵌合円筒面及び下嵌合円筒面のそれぞれの外径を寸法測定し、その寸法測定結果から上嵌合部と下嵌合部の直径隙間が前記コンプライアントフレームの傾斜による渦巻歯先隙間からの洩れが少なくなるようにほぼ等しくなるようなガイドフレーム及びコンプライアントフレームの組み合わせを選択して組み立てることを特徴とするスクロール圧縮機の組立方法。An assembly method for a scroll compressor according to claim 1,
Measure the inner diameter of each of the upper fitting cylindrical surface and the lower fitting cylindrical surface of the guide frame, similarly measure the outer diameter of each of the upper fitting cylindrical surface and the lower fitting cylindrical surface of the compliant frame, A combination of a guide frame and a compliant frame in which the diameter gap between the upper fitting portion and the lower fitting portion is substantially equal from the result of dimension measurement so that leakage from the spiral tooth tip gap due to the inclination of the compliant frame is reduced. A method for assembling a scroll compressor, comprising selecting and assembling. 密閉容器内に設けられ、それぞれ台板上の板状渦巻歯が圧縮室を形成するように互いに組み合わされた固定スクロール及び揺動スクロールと、
この揺動スクロールの台板の板状渦巻歯とは反対側の面に突出した中空円筒状ボス部内周に形成される揺動軸受に嵌合される偏心軸部を有し、前記揺動スクロールを駆動する主軸と、
前記揺動スクロールを軸線方向に支持するスラスト軸受及び前記主軸を半径方向に支持する主軸受を有し、外周に互いに独立した上嵌合円筒面及び下嵌合円筒面の２つの嵌合円筒面を有するコンプライアントフレームと、
このコンプライアントフレームの２つの嵌合円筒面をそれぞれ係合する互いに独立した上嵌合円筒面及び下嵌合円筒面を内周に有し、前記コンプライアントフレームをこれら２つの嵌合円筒面により半径方向に支持するガイドフレームと、
前記コンプライアントフレームに設けられ、前記上嵌合円筒面及び下嵌合円筒面の軸線方向と直交し、前記スラスト軸受とは反対側の面に形成されたコンプライアントフレーム側リリーフ管理面と、
前記ガイドフレームに設けられ、前記コンプライアントフレームのリリーフ管理面と対向するように同じく軸線方向と直交するように形成されたガイドフレーム側リリーフ管理面と、
を備え、
前記コンプライアントフレームがいかなる方向に傾斜した場合でも、前記コンプライアントフレームのリリーフ管理面が前記ガイドフレームのリリーフ管理面と、前記揺動スクロールまたは固定スクロールの板状渦巻歯の歯先が対向する相手スクロールの板状渦巻歯の歯底と接触することで、前記コンプライアントフレームの傾斜が規制されることを特徴とするスクロール圧縮機。A fixed scroll and an orbiting scroll, which are provided in a sealed container and are combined with each other so that the plate-like spiral teeth on the base plate each form a compression chamber;
The swing scroll has an eccentric shaft portion that is fitted to a swing bearing formed on the inner periphery of a hollow cylindrical boss portion that protrudes on the surface opposite to the plate-like spiral teeth of the base plate of the swing scroll. A spindle that drives
Two fitting cylindrical surfaces having a thrust bearing for supporting the orbiting scroll in the axial direction and a main bearing for supporting the main shaft in the radial direction, and an upper fitting cylindrical surface and a lower fitting cylindrical surface which are independent from each other on the outer periphery. A compliant frame having
The compliant frame has an upper fitting cylindrical surface and a lower fitting cylindrical surface which are independent of each other and engage the two fitting cylindrical surfaces of the compliant frame, and the compliant frame is formed by the two fitting cylindrical surfaces. A guide frame supporting in a radial direction;
A compliant frame-side relief management surface provided on the compliant frame, orthogonal to the axial direction of the upper fitting cylindrical surface and the lower fitting cylindrical surface, and formed on a surface opposite to the thrust bearing;
A guide frame side relief management surface provided on the guide frame and formed so as to be orthogonal to the axial direction so as to face the relief management surface of the compliant frame;
With
No matter what direction the compliant frame is tilted, the relief management surface of the compliant frame is opposed to the relief management surface of the guide frame and the tooth tip of the plate-like spiral teeth of the orbiting scroll or fixed scroll. A scroll compressor characterized in that an inclination of the compliant frame is regulated by contacting a bottom of a scroll spiral tooth of the scroll. 圧縮機停止時には前記コンプライアントフレームのリリーフ管理面とガイドフレームのリリーフ管理面が接触し、定常運転時には前記コンプライアントフレームが浮上し、前記固定スクロール及び揺動スクロールの板状渦巻歯の対向する歯先と歯底が接触し、その時に両リリーフ管理面間にはリリーフ量δなる間隙が形成され、
両フレームの上嵌合円筒面が係合する上嵌合部の係合端部のうち固定スクロール側の端部と、下嵌合円筒面が係合する下嵌合部の係合端部のうち固定スクロールからは遠い側の端部との間の軸線方向距離をＬａ、前記上嵌合部における両上嵌合円筒面間の直径隙間をｄｕ、前記下嵌合部における両下嵌合円筒面間の直径隙間をｄｓ、前記揺動スクロールの揺動軸受中心と揺動スクロール板状渦巻歯の巻き終わりから１８０°中心側に戻った点の外向面との間の水平方向距離をＬｂ、前記主軸の偏心軸部の主軸軸線に対する偏心量をＲｈ、前記コンプライアントフレームのリリーフ管理面の外周径をＤｃとした場合、
（（ｄｕ＋ｄｓ）／２）／Ｌａ ＞ δ／（Ｄｃ／２−Ｒｈ＋Ｌｂ）
の関係を満たすことを特徴とする請求項３記載のスクロール圧縮機。When the compressor is stopped, the relief management surface of the compliant frame and the relief management surface of the guide frame come into contact with each other. During steady operation, the compliant frame floats up, and teeth facing the plate-like spiral teeth of the fixed scroll and the swing scroll are opposed to each other. The tip and the tooth bottom contact each other, and at that time, a gap of relief amount δ is formed between both relief management surfaces,
Of the engagement end portions of the upper fitting portion where the upper fitting cylindrical surfaces of both frames engage, the end portion on the fixed scroll side and the engagement end portion of the lower fitting portion where the lower fitting cylindrical surface engages Among them, the distance in the axial direction between the end portion far from the fixed scroll is La, the diameter gap between both upper fitting cylindrical surfaces in the upper fitting portion is du, and both lower fitting cylinders in the lower fitting portion. The diameter gap between the surfaces is ds, and the horizontal distance between the rocking bearing center of the rocking scroll and the outward surface of the rocking scroll plate-like spiral tooth at the point returning to the 180 ° center is Lb, When the eccentric amount of the eccentric shaft portion of the main shaft with respect to the main shaft axis line is Rh, and the outer peripheral diameter of the relief management surface of the compliant frame is Dc,
((Du + ds) / 2) / La> δ / (Dc / 2−Rh + Lb)
The scroll compressor according to claim 3, wherein the relationship is satisfied.
JP15091799A 1999-05-31 1999-05-31 Scroll compressor Expired - Lifetime JP3863685B2 (en)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP15091799A JP3863685B2 (en) 1999-05-31 1999-05-31 Scroll compressor

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP15091799A JP3863685B2 (en) 1999-05-31 1999-05-31 Scroll compressor

Related Child Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
JP2006228324A Division JP2006342809A (en) 2006-08-24 2006-08-24 Scroll compressor and assembling method thereof

Publications (2)

Publication Number Publication Date
JP2000337276A JP2000337276A (en) 2000-12-05
JP3863685B2 true JP3863685B2 (en) 2006-12-27

Family

ID=15507233

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
JP15091799A Expired - Lifetime JP3863685B2 (en) 1999-05-31 1999-05-31 Scroll compressor

Country Status (1)

Country Link
JP (1) JP3863685B2 (en)

Families Citing this family (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2002221166A (en) * 2001-01-29 2002-08-09 Mitsubishi Electric Corp Scroll compressor
US6679690B2 (en) 2001-01-31 2004-01-20 Mitsubishi Denki Kabushiki Kaisha Scroll compressor including guide frame and compliant frame
CN1240973C (en) * 2001-02-07 2006-02-08 三菱电机株式会社 Scroll compressor
JP3988435B2 (en) * 2001-10-29 2007-10-10 三菱電機株式会社 Scroll compressor
GB2385638B (en) * 2001-10-29 2003-10-22 Mitsubishi Electric Corp A Scroll compressor
JP6274281B1 (en) 2016-08-31 2018-02-07 ダイキン工業株式会社 Scroll compressor
WO2020067739A1 (en) 2018-09-28 2020-04-02 Samsung Electronics Co., Ltd. Scroll compressor
JP2020056394A (en) * 2018-09-28 2020-04-09 三星電子株式会社Ｓａｍｓｕｎｇ Ｅｌｅｃｔｒｏｎｉｃｓ Ｃｏ．，Ｌｔｄ． Scroll compressor

Also Published As

Publication number Publication date
JP2000337276A (en) 2000-12-05

Similar Documents

Publication Publication Date Title
US4734020A (en) Scroll type compressor with spiral oil feeding grooves in thrust bearing
AU2010214779B2 (en) Scroll fluid machine
JPH0545800B2 (en)
US5165879A (en) Scroll type fluid machinery with driving pin in bushing slide groove
JP3863685B2 (en) Scroll compressor
JP5455763B2 (en) Scroll compressor, refrigeration cycle equipment
CN100371603C (en) Eccentric bush structure in radial compliance scroll compressor
JPWO2006067844A1 (en) Scroll compressor
KR880001334B1 (en) Scroll fluid machine
JP2003129968A (en) Scroll compressor
JP4512479B2 (en) Scroll compressor
JPWO2002061284A1 (en) Scroll compressor
US4904170A (en) Scroll-type fluid machine with different terminal end wrap angles
JPH04321785A (en) Variable crank mechanism of scroll compressor
JP3951349B2 (en) Scroll compressor
JP4618645B2 (en) Scroll compressor
JP2006342809A (en) Scroll compressor and assembling method thereof
US6648618B2 (en) Scroll compressor
JPH08291795A (en) Scroll type compressor
US4715796A (en) Scroll-type fluid transferring machine with loose drive fit in crank shaft recess
JP2609839B2 (en) Scroll type compression device
KR102541912B1 (en) Scroll Compressor
US12000395B2 (en) Scroll compressor and refrigeration cycle device
JP3574904B2 (en) Closed displacement compressor
JP2000170677A (en) Rotary compressor

Legal Events

Date Code Title Description
RD04 Notification of resignation of power of attorney

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A7424

Effective date: 20040514

RD04 Notification of resignation of power of attorney

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A7424

Effective date: 20041018

A977 Report on retrieval

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971007

Effective date: 20060215

A131 Notification of reasons for refusal

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131

Effective date: 20060314

A521 Written amendment

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523

Effective date: 20060407

A131 Notification of reasons for refusal

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131

Effective date: 20060704

A521 Written amendment

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523

Effective date: 20060824

TRDD Decision of grant or rejection written
A01 Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01

Effective date: 20060926

A61 First payment of annual fees (during grant procedure)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61

Effective date: 20060929

R150 Certificate of patent or registration of utility model

Ref document number: 3863685

Country of ref document: JP

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R150

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R150

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20091006

Year of fee payment: 3

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20101006

Year of fee payment: 4

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20111006

Year of fee payment: 5

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20121006

Year of fee payment: 6

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20131006

Year of fee payment: 7

R250 Receipt of annual fees

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250

R250 Receipt of annual fees

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250

R250 Receipt of annual fees

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250

R250 Receipt of annual fees

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250

EXPY Cancellation because of completion of term