JP4330563B2 - スクロール圧縮機 - Google Patents

Description

本発明は、スクロール圧縮機に関する。

固定スクロールと旋回スクロールの圧縮作用により、両スクロールを主軸方向に互いに引き離そうとする軸方向ガス力（引き離し力）を低減するために、旋回スクロール背面に吐出圧と吸入圧との中間の圧力を導入し、引き離し力をキャンセルする引付力を発生させている。しかし、この中間の圧力は吸入圧に比例した値であるので、例えば、高速回転から低速回転に移行したときなど、背圧が過剰になり旋回スクロールと固定スクロールとの間のスラスト力が大きくなり、各ラップの歯先歯底の摺動摩擦が増大し、機械効率が低下するという問題があった。

この問題を解決するため、例えば、特許文献１に記載のスクロール圧縮機では、背圧室と吸入空間とを弁を介して連通して、過剰圧力を逃がすようにしている。
特公平２−６０８７３号公報

上記した引き離し力は、旋回スクロールと固定スクロールによって形成される圧縮室部の流体の圧力分布と吐出室の流体の圧力である吐出圧で決まる。ここで、極端にスクロールラップの巻数の小さい場合を除いて、吐出室の軸線方向における投影面積は圧縮室側の全領域の軸線方向における投影面積に比較して小さい（吐出ポートに連通する直前の圧縮室は他の圧縮室の合計の面積よりも小さい）ため、引き離し力に占める吐出圧の影響は、とりあえず一次近似として省略できる。また、圧縮室部の流体の圧力分布（個々の圧縮室の圧力の大きさ）は、そのスクロール圧縮機の圧縮比が設計上決まっているため、極端に大きな内部漏れが無い限り、ほぼ吸込圧のみに依存する。以上より、通常の場合、引き離し力は吸込圧のみで決まることがわかる。

一方、引付力は引き離し力に対抗して両鏡板を引き付けるためにかける力であるため、スクロール部材の荷重変形の観点からいって、その大きさは引き離し力と常にほぼ同様のレベルであることが望ましい。また、その場合スクロール部材とその支持部材との間に働く付勢力も小さくなるが、これらの間に相対運動がある場合にはそこでの摩擦損失や磨耗の危険性が低減できることから、やはり引付力の大きさは引き離し力と常にほぼ同様のレベルであることが望ましい。

しかし、実際には、スクロール部材には軸線方向と垂直な方向の流体からの力や遠心力などがかかるため、引付力はこれらにより発生する傾転モーメントにも対抗しなければならない。このため、運転条件毎に、スクロール部材の鏡板を引き付けることができる大きさのうちで付勢力が最少になる引付力を発生させる制御をかけることが理想的となるが、コストを考えると、特別な場合を除いて現実的には不可能である。

そのため、実際の引付力付加手段は、引付力の大きさが、要求される運転範囲全域において引き離し力の大きさに傾転モーメントに対抗するための上乗せ分を加えた値を実現するような比較的単純な機構を考える。前述したように、引き離し力は概略吸込圧により決まることから、引付力付加手段は吸込圧に依存した機構とするのが合理的である。

前述の文献１では、その具体的な一方法として、吸込圧＋一定値（過吸込圧値）といった吸込圧に依存した圧力を有する背面過吸込圧領域を設けて引付力を発生させている。スクロール圧縮機は、一定容積比の圧縮機であるため、極端に巻き数の小さいスクロールラップ時を除いて、吸込圧が高くなると圧縮室側の圧力がそれにつれて高くなり、引き離し力も増大する。具体的にいうと、吸込圧が何倍かになると引き離し力も同様の倍率で増大する。このため、吸込圧が高い条件の時に引き離し力が大きくなり、この条件時に一番大きい過吸込圧値が要求される。この値が圧縮機の過吸込圧値となる。

ところで、運転頻度が高いために性能や信頼性の高さが要求される定格条件は、運転範囲の中央付近に設けるため、吸込圧も運転で要求される吸込圧範囲の中央付近となる。このため、定格条件時の吸込圧と圧縮機の過吸込圧値を決定した吸込圧は大きく異なるため、定格条件時には、過剰な大きさの引付力がかかって、固定スクロール部材と旋回スクロール部材の間の付勢力が増し、摺動損失及び磨耗の危険性が増大して、性能及び信頼性の低下を生じさせるという問題があった。

本発明の目的は、圧縮機の運転領域における引付力の変動が少ないスクロール圧縮機を提供することにある。

上記目的は、鏡板とそれに立設する渦巻き状のスクロールラップをそれぞれ有する固定スクロールと旋回スクロールとを噛み合わせて双方間に圧縮室を形成し、前記旋回スクロールの前記固定スクロールに対する旋回運動により前記圧縮室が外周側から中心部に移動しながら容積を小さくすることで、流体の吸入、圧縮、吐出を行う圧縮機構を持ったスクロール圧縮機において、
前記旋回スクロールの背部に位置し、吐出空間の圧力を絞りを介して導入することによって前記旋回スクロールを前記固定スクロール側に付勢する背圧を働かせる背圧室と、前記圧縮室に流体の吸入を図る吸入圧力領域と前記背圧室とを連通する連通路と、前記背圧と前記吸入圧力領域の吸入圧との差に応じて前記連通路を開閉する背圧制御弁とを有し、
前記背圧制御弁は、前記連通路に連なる弁穴と背圧室とを開閉し弁シール面に対面する弁体と、前記弁体を前記弁シール面に押し付ける弁ばねと、前記弁穴と吐出空間とを隔てるとともに前記弁ばねを支持する弾性部材であるばね弁キャップと、を有し、
前記背圧制御弁は、前記吐出空間の圧力増大による前記旋回スクロールの前記固定スクロールからの引離力の増大に伴って前記背圧を増大させるように、前記吐出空間の圧力が増大したときに当該圧力を受ける前記ばね弁キャップが前記弾性部材としての弾性によって変位し前記支持した弁ばねを押し縮めて前記弁体の前記弁シール面への押付力を増大させるものであることで達成される。

本発明によれば、広範囲な圧力運転範囲において、全断熱効率及び信頼性が高く、使い勝手の良いスクロール圧縮機を提供できる。

以下本発明に係る実施例を説明する。

本発明を、非旋回スクロール部材がケーシングに対して固定された固定スクロール部材とし、旋回スクロール部材の鏡板の反圧縮室側である旋回背面に背面過吸込圧領域を設け、要求される運転圧力条件範囲で旋回スクロール部材のスクロール支持部材を前記固定スクロール部材とした、すなわち旋回スクロール部材を前記固定スクロール部材に押し付ける、横置き型の旋回フロート式スクロール圧縮機に実施した第一の実施の形態を、図１及び図３ないし図１６に基づいて説明する。図１は圧縮機の縦断面図、図３は冷房定格条件時の荷重計算結果のグラフ、図４は冷房中間条件時の荷重計算結果のグラフ、図５は冷房最少条件時の荷重計算結果のグラフ、図６は暖房定格条件時の荷重計算結果のグラフ、図７は暖房中間条件時の荷重計算結果のグラフ、図８は暖房最少条件時の荷重計算結果のグラフ、図９は吐出圧のかかる領域の説明図、図１０は固定スクロール部材の反スクロールラップ側からの平面図、図１１は固定スクロール部材のスクロールラップ側からの平面図、図１２は吐出圧のかかる領域の説明図、図１３は圧縮行程の説明図、図１４はバイパス弁板の平面図、図１５はバイパス弁板のリテーナの平面図、図１６は圧力差制御弁の縦断面図である。なお、この例は、直径が、４０ｍｍから５００ｍｍ程度のものである。

まず、構造を説明する。図１において、旋回スクロール部材３は、鏡板３ａにスクロールラップ３ｂが立設し、その背面には旋回軸受３ｗを挿入した軸受保持部３ｓと、旋回オルダム溝３ｇ、３ｈが設けられる。固定スクロール部材２は、図１０、図１１に示されているように、スクロールラップ歯先面と同一面である非旋回基準面２ｕを設けそこに周囲溝２ｃを形成する。そして、歯底には４個のバイパス穴２ｅが設けられる。ここでバイパス穴２ｅを４個設けた理由は、形成される全ての圧縮室６に常にバイパス穴を開口させるためである。図１において、このバイパス穴２ｅを覆うようにリード弁板であるバイパス弁板２３およびその弁板２３の開口度を制限するリテーナ２３ａをバイパスねじ５０で固定する。中央近くには吐出穴２ｄが開口している。

また、図１０、図１１において、歯底面の外縁側に吸込み堀込み２ｑを設け、そこに背面から吸込みパイプ５４を挿入するための吸込み穴２ｖを設ける。この吸込穴２ｖに前記吸込パイプ５４を挿入するが、そのときに弁体２４ａと逆止弁ばね２４ｃを入れ、吸込み側逆止弁２４を形成する。さらに、固定スクロール部材２の外周に吐出ガスおよび油を流す複数個の流通溝２ｒを設ける。そして、そのうちの一個にはモータ線７７を通す。図１０、図１１において、前記周囲溝２ｃに背面から弁穴２ｆを開け、テーパ状の弁シール面２ｊを設ける。そして、この弁穴２ｆの側面から吸込室と通じている吸込溝２ｍに吸込側導通路２ｉを設ける。

図１６の如く、この弁穴２ｆに球状の弁体１００ａと差圧弁ばね１００ｃを入れ、ばね位置決め突起１００ｈに前記差圧弁ばね１００ｃの一端を挿入した状態で弁キャップ１００ｆを前記弁穴２ｆよりも直径の大きい弁キャップ挿入部２ｋに圧入し、差圧制御弁１００を形成する。このとき、前記差圧弁ばね１００ｃは圧縮され、前記弁体１００ａを前記弁シール面２ｊに押し付ける。この押付力は過吸込圧値を決定するため、これを決める寸法である前記弁穴２ｆの深さと前記キャップ挿入部２ｋの深さと前記弁体１００ａの直径と前記差圧弁ばね１００ｃのばね定数及び自然長及びばね直径は精度良く管理しなければならない。また、前記弁キャップ１００ｆの外径を前記弁キャップ挿入部２ｋの径よりも小さくし押付力が正規の値になるところでこの弁キャップ１００ｆを拡管して止める方法もある。この方法の場合には、上記した各部の寸法やばね定数の値を精度良く管理する必要が無くなるため量産性が向上するという効果がある。これら二通りの方法とも組み立て完了時には、前記弁キャップ１００ｆの外周部と前記弁キャップ挿入部２ｋの内周部の間は完全にシールされていなければならない。このシールを完全なものにするために、接着や溶接を行ってもよい。

図１に戻って、フレーム４は、外周部に前記固定スクロール部材２を取り付ける固定取付け面４ｂ、その内側に旋回はさみこみ面４ｄが設けられる。そのさらに内側には、オルダムリング５をフレーム４と旋回スクロール部材３の間に配置するため、フレームオルダム溝４ｅ、４ｆ（ともに図示せず）を設ける。また、中央部には軸シール４ａと主軸受４ｍを設け、そのスクロール側にシャフトを受けるシャフトスラスト面４ｃを設ける。その軸シール４ａと主軸受４ｍの間の空間に向かってフレーム側面から横穴４ｎが開口している。外周面にはガスおよび油の流路となる複数の流通溝４ｈが設けられる。そして、そのうちの一個にはモータ線７７を通す。

オルダムリング５の一面にフレーム突起部５ａ、５ｂ（ともに図示せず）が設けられ、もう一方の面には旋回突起部５ｃ、５ｄが設けられる。

シャフト１２には内部にシャフト給油孔１２ａと主軸受給油孔１２ｂと軸シール給油孔１２ｃと副軸受給油孔１２ｉが設けられる。また、その上部には径の拡大したバランス保持部１２ｈがあり、そこにシャフトバランス４９が圧入される。さらに偏心部１２ｆが設けられる。

ロータ１５は積層鋼板１５ａに未着磁の永久磁石（図示せず）を内蔵し、両端にロータバランス１５ｃ、１５ｐを設ける。

ステータ１６は積層鋼板１６ｂの外周部に圧縮性ガスや油の流路となる複数のステータ溝１６ｃが設けられている。ところで、このステータ溝１６ｃのかわりに前記積層鋼板１６ｂの内部に横穴を開けてもよい。

これらの構成要素を以下のように組み立てる。まず、前記フレーム４の主軸受４ａに前記シャフトバランス４９が圧入された前記シャフト１２を挿入し、前記ロータ１５を圧入または焼きばめする。さらに、前記オルダムリング５を、前記フレームオルダム溝４ｆ、４ｅに前記オルダムリング５のフレーム突起部５ａ、５ｂを挿入して、前記フレーム４に装着する。さらに、前記旋回スクロール部材３を、その旋回オルダム溝３ｇ、３ｈに前記オルダムリングの旋回突起部５ｃ、５ｄを挿入し、旋回軸受３ｗに前記シャフト１２の前記偏心部１２ｆを挿入しながら、旋回はさみこみ面４ｄ上に装着する。この旋回スクロール部材３に前記固定スクロール部材２を噛み合わせ、前記シャフト１２を廻しながら回転トルクの最小となる位置でカバーねじ５３により前記フレーム４に前記固定スクロール部材２を固定する。この時、前記旋回スクロール部材３の前記鏡板３ａの厚さが前記旋回はさみこみ面４ｄと非旋回基準面２ｕの間隔よりも１０〜２０μｍ程小さくなるようにし、前記旋回スクロール部材３と前記固定スクロール部材２の軸線方向における最大離間距離を規定する。また、前記旋回スクロール部材３の背面に旋回過吸込圧領域９９を設ける。次にあらかじめ前記ステータ１６を焼きばめするとともにガス抜き通路８８ａを有するガスカバー８８が溶接された前記軸受支持板１８をスポット溶接した円筒ケーシング３１に、上記の組立て部を挿入し前記フレームの側面にタック溶接を行なう。これにより、前記ロータ１２と前記ステータ１６によってモータ１９を形成し、前記軸受支持板１８と前記フレーム４の間にモータ室６２を形成する。次に前記軸受支持板１８の中央部の穴から出た前記シャフト１２の一端が軸受ハウジング７０に装着した球面軸受７２の円筒穴に挿入されるように前記軸受ハウジングを組み込み、前記シャフト１２の回転トルクを検出しながら軸受ハウジング７０の位置を調整してその回転トルクが最小になる位置で前記軸受ハウジング７０を前記軸受支持板１８にスポット溶接する。。そして、給油管７１を溶接した給油キャップ９０をシール７３を挟んで前記軸受ハウジング７０にねじ込む。ここで、給油管７１は給油キャップ９０を前記軸受ハウジング７０にねじ込んだ後に下方に曲げる。そして、前記円筒ケーシング３１に吐出管５５が上部に溶接された底ケーシング２１を
溶接し、貯油室８０を形成する。給油管７１の先端近くには、マグネット８９が設けられる。また、前記円筒ケーシング３１にハーメチック端子２２が上部に溶接された上ケーシング２０を前記ハーメチック端子２２の内部側端子にモータ線７７を装着して溶接し、固定背面室６１を形成する。

次に動作を説明する。前記モータ１９が回転することにより、前記シャフト１２が回転し前記旋回スクロール部材３が旋回運動する。ここで、前記オルダムリング５があるために前記旋回スクロール部材３の自転が防止される。この動作により吸込室６０内の圧縮性ガスが両スクロール部材の間に形成される圧縮室６に入り圧縮されて前記吐出孔２ｄから固定背面室６１に吐出される。前記固定背面室６１に吐出された圧縮性ガスは前記固定スクロール部材２および前記フレーム４ｈの外周にある流通溝２ｒおよび４ｈを通って前記モータ室６２に入る。そのモータ室に入った圧縮性ガスは前記ステータ溝１６ｃを通りながらモータ１９を冷却する。その過程で、圧縮性ガスは前記モータ１９の各部に衝突してその中に含まれている油を分離する。分離された油は前記モータ室６２の下部に落ちる。前記モータ室６２に入った圧縮性ガスは、吐出パイプ５５より外部に出る。ここで、前記モータ室６２内部の圧縮性ガスは小さい通気孔１８ｂを通過して前記貯油室８０の上部に流入するため、その流路抵抗により前記貯油室８０の圧力は前記モータ室６２の圧力よりも低くなる。これによって、前記モータ室６２の潤滑油５６は導油孔１８ａを通って前記貯油室８０に流入する。このとき、ガスも同時に前記貯油室８０に流入し、前記貯油室８０内の潤滑油５６中を気泡が上昇するが、前記ガス抜き通路８８ｂ内を気泡が上昇するため、前記給油管７１には気泡が入らず、軸受の信頼性を向上できるという特有の効果がある。

以上より、前記モータ室６２の油面を前記ロータ１５や前記シャフト１２へかかることなく、潤滑油５６を小形の圧縮機内部に蓄えることが可能となるため、高信頼性の横置き圧縮機を小形で実現できるという本実施の形態特有の効果がある。

ところで、前記旋回スクロール部材３の前記鏡板３ａの厚さが前記旋回はさみこみ面４ｄと非旋回基準面２ｕの間隔よりも１０〜２０μｍ程小さくなるようにし、前記旋回スクロール部材３と前記固定スクロール部材２の軸線方向における最大離間距離を規定しているため、モータ起動時には、旋回スクロール部材３の旋回速度を、その時に許容される旋回スクロール部材の最高値、例えば、６０００ｒｅｖ／ｍｉｎにすると要求される運転域の最大の吸込圧まで十分に下げることができ、さらに、吐出圧を吸込圧よりも過吸込圧以上に上昇させることができる。この結果、前記モータ室６２の圧力が吸込圧よりも過吸込圧以上に高くなり、この圧力の油及びそこに溶けこんでいる圧縮性ガスが前記シャフト給油孔１２ａを経由して、前記旋回軸受３ｗと前記偏心部１２ｆの間及び前記主軸受４ｍと前記シャフト１２の間を通って前記旋回スクロール部材３の背面である前記背面過吸込圧領域９９に入り、前記旋回スクロール部材３を固定スクロール部材２に押し付ける。これにより、スクロールラップの歯先歯底間の隙間が正規の値となり、正常な圧縮運転を行う。このように、外部の力を借りることなく圧縮機自ら起動することが可能となるため、使い勝手が向上するという効果が有る。

ところで、前記旋回軸受３ｗと前記偏心部１２ｆの間及び前記主軸受４ｍと前記シャフト１２の間は軸受隙間であるために非常に狭くなっており、それらの軸受を潤滑して前記過吸込圧領域９９に流れ込む油及びそれに溶けこんでいる圧縮性ガスにとっては、絞り流路となっている。このため、圧力損失により前記背面過吸込圧領域９９の圧力は、吐出圧つまり吸込圧＋過吸込圧値よりも、必ず低下する。起動時には、引き離し力により、前記旋回スクロール部材３の背面が前記旋回はさみこみ面４ｄに押し付けられて、密閉空間となっているため、前記背面過吸込圧領域９９の圧力は吸込圧＋過吸込圧値までは確実に上昇していく。これによって、軸受による圧力損失があっても、前記旋回はさみこみ面４ｄの働きにより圧縮機自ら起動することが可能となる。

ところで、このように最大離間距離を規定することにより起動して定常運転に移行した圧縮機において、前記背面過吸込圧領域９９には、前記主軸受４ｍ及び前記旋回軸受３ｗから流入する油及び圧縮性ガスが常に流入してくる。この圧縮性ガスや油は、旋回スクロール部材３が固定スクロール部材２に押し付けられることにより、隙間のあいた旋回背面と前記旋回はさみこみ面４ｄの間を通って、前記圧力差制御弁１００が開口している前記周囲溝２ｃに流れ込む。そして、この圧縮性ガスや油は、この圧力が吸込圧よりも前記過吸込圧値だけ高くなったときに、前記差圧弁ばね１００ｃの押付力に打ち勝って、前記弁体１００ａを移動させ、それにより形成された弁シール面２ｊとその弁体１００ａの隙間を通って、前記弁穴２ｆに流入し、前記吸込側導通路２ｉ及び前記吸込溝２ｍを通って前記吸込室６０に排出される。これは、圧縮機の中で吐出系から吸込系へ短絡する流れであり、スクロールラップにおける内部漏れと同じものであるため、極力少なくすることが必要である。今回は前記過吸込圧領域９９に圧力を導入する吐出背面流路が軸受隙間であることから、絞り流路となっており、この流れ量は非常に小さいため、圧縮機の性能低下は生じない。

また、前記固定スクロール部材２の鏡板２ａには、４個のバイパス穴２ｅが設けられているが、図１３からわかるように、これによって形成される全ての圧縮室に常にバイパス穴が開口する。ここに前記バイパス弁板２３が覆うようにバイパスねじ５０で固定されてバイパス弁が形成される。このバイパス弁は、前記圧縮室６の圧力が吐出系の前記固定背面室６１の圧力よりも大きくなると開くことになる。これより、前記固定背面室６１の圧力は吐出圧であるから、このバイパス弁は、前記圧縮室６の圧力が吐出圧よりも高いときに前記圧縮室６と前記吐出系を連通することになり、制御バイパスとなっている。

このように圧力差制御弁及び制御バイパス弁をスクロール圧縮機に同時に採用した作用効果を以下説明する。要求される運転範囲が、高い吸込圧時に設計容積比に対応する設計圧力比が圧力比よりも大きい過圧縮運転となる場合（すなわち、圧縮室内部の圧力が圧縮機チャンバ内の圧力よりも高い場合）、高い吸込圧時では、圧縮室側の圧力は制御バイパス弁が作動し、圧縮室内部の圧力は、吐出圧よりも大幅には大きくならないため、旋回スクロールと固定スクロールとを引き離そうとする引き離し力は、過圧縮のために発生した引き離し力に比べ低下する。定格条件時と比較すると、引き離し力に打ち勝って両スクロールを引き付けるための必要な引付力は吸込圧の増加倍率よりも低くなる。これによって、過吸込圧値は、制御バイパスが無い場合と比べて低く設定できる（圧縮機運転領域における最大引き離し力を低く押さえることができる）ため、運転範囲全域にわたって引付力を小さくすることができ、引き離し力が小さい場合でも過吸込圧値を小さく抑えられるため、過剰な引付力を発生することがない。

このことから、スクロール部材の変形が抑えられ、圧縮室のシールの管理が容易になり、内部漏れを抑制して全断熱効率の向上を実現できるという効果が有る。また、旋回スクロール部材とその支持部材が相対運動を有する構成の場合には、摺動部に働く付勢力が低減するため、そこにおける摺動損失や磨耗の危険性が低減し、全断熱効率や信頼性の向上を実現できるという効果が有る。特に、高い全断熱効率や信頼性が要求される定格条件時において、付勢力は大幅に小さくなり、全断熱効率や信頼性の一層の向上を実現できるという効果が有る。

ところで、この制御バイパスは、特開昭５８ー１２８４８５号公報（文献２）に示されている。この文献２では、過圧縮の圧力条件時に、圧縮室の圧力が吐出圧よりも高くなるのを回避して、指圧線図のふくらみを縮小させ熱流体損失を低減し全断熱効率を向上させるというものである。上記実施の形態においても同様の効果もある。しかし、この文献に記載の技術では、圧縮室内部の最大圧力を吐出圧近辺に均しくして、引付力を発生させるための手段の引付力を、特に吸入圧に加算される過吸込圧値を低減せしめ、圧縮室内の圧力が低い場合に発生する過剰引付力を防止して、摩擦損失等を低減する作用効果については何等触れられていない。すなわち、圧力差制御弁と制御バイパス弁を併用する場合の作用効果は何等触れられていない。

一般的に、冷凍サイクルでは、その運転能力を増加させるために、吸込圧を低下させ同時に吐出圧を上昇させるような運転圧力条件の変化を行う。例えば、冷凍サイクル中の絞り弁を絞る、絞ることができる可動弁がない場合は圧縮機回転数を増加させるなど。逆に、その運転能力を減少させるためには、吸込圧を上昇させ同時に吐出圧を低下させることになる。

よって、冷凍サイクル中に用いられる圧縮機に要求される圧力運転範囲は、図２に示されるような傾向となる。横軸に吸込圧、縦軸に吐出圧をとったグラフ上で、右下がりの領域（ハッチングを施した楕円の範囲）となる。このグラフから、吸込圧が高くなればなるほど過圧縮の激しい条件（圧縮機の圧縮比は設計上決まっており、吸込圧が高くなると冷凍サイクルの特性から圧縮機の吐出圧が低下し、圧縮室内の圧力が吐出圧を上回ってしまう）となることが分かり、吸込圧が高くなるにつれて制御バイパスによる圧縮室側の圧力の低減は大きくなり、定格条件時と比較して、必要な引付力は吸込圧の増加倍率よりも非常に低くなる。

すなわち、吸込圧が高いときは、冷凍サイクルの影響によって吐出圧が低くなる。つまり、冷凍サイクルから要求される吐出圧は低くなるので、吐出圧と吸込圧との圧力差は、先に述べた圧縮機単体の運転（圧縮機吐出圧は吸込圧に比例する）に比べ低いものとなる。この時制御バイパス弁が開くことによって、圧縮室内部圧力がこの低い吐出圧となり、引き離し力が低下する。このため、引付力はこの引き離し力に打ち勝つだけの小さな値でよい。反対に、吸込圧が低いときは、冷凍サイクルが要求する吐出圧が高くなり、この時は圧力が不足するので制御バイパス弁は開かない。

これによって、過吸込圧値は、非常に低く設定できるため、運転範囲全域にわたって引付力が非常に小さくなり、スクロール部材の変形が非常に抑えられ、全断熱効率の大幅な向上を実現できるという効果が有る。また、旋回スクロール部材とその支持部材が相対運動を有する構成の場合には、摺動部に働く付勢力が大幅に低減するため、そこにおける摺動損失や磨耗の危険性が大幅に低減し、全断熱効率や信頼性の一層の向上を実現できるという効果が有る。特に、高い全断熱効率や信頼性が要求される定格条件時において、付勢力は大幅に小さくなり、全断熱効率や信頼性のより一層の向上を実現できるという効果が有る。

以上の如く、前記旋回スクロール部材３の引付力付加手段として、前記過吸込圧領域９９を旋回背面に設け、制御バイパスも設けたため、過吸込圧値を小さく設定でき、広い運転範囲で付勢力を小さく設定できる。この結果、全断熱効率や信頼性を広い運転範囲で高くできるという効果が有る。

ところで、前記圧縮室６と前記固定背面室６１を常につなぐように前記バイパス穴２ｅを四個設けたため、液圧縮が生じようとしても圧力が極端に上がる前に前記バイパス弁が開いて流体は前記固定背面室６１に排出されるため、ラップの損傷の危険性を回避し、信頼性を向上できるという効果がある。また、同時に過圧縮が抑制でき、圧力比の低い運転条件でも全断熱効率を高くできるという特有の効果がある。

ところでまた、前記旋回スクロール部材３の鏡板３ａの背面中央部にある前記軸受保持部３ｓの底面には、前記シャフト給油孔１２ａからの吐出圧の油が入ってくるため、旋回吐出圧領域９５となっている（ここで、旋回吐出圧領域９５は、旋回軸受３ｗの内径の領域である）。しかも、その軸線方向から見た投影面積は、吐出室の軸線方向からみた投影面積とそれを囲む圧縮室の境界を形成する両スクロールラップの歯先面積の半分の和の最大値と最小値との間になっているため、引き離し力における吐出圧の寄与を考慮する必要が無くなる。

以下、引付力付加手段の背面吐出圧領域面積を、引き離し力の中に含まれている吐出室内の流体からの寄与分とほぼ同じ大きさの力を与えるようにするための作用を説明する。鏡板の圧縮室側における吐出圧のかかる領域は、吐出室の軸線方向からの投影面積と、その吐出室の境界を形成する両スクロールラップ部の歯先面積の半分と考えた。後者は、吐出室の外側に位置する圧縮室と吐出室とのシール部であるから、吐出室に近い部分は吐出圧となり、外側の圧縮室に近い部分はその圧縮室の圧力となっているため、吐出圧とその圧縮室の圧力の平均の圧力がかかっている部分と考えられる。よって、吐出圧がかかる面積を歯先面積の半分とした。これらの面積は、旋回スクロール部材が公転するにつれて変化するため、本来はその時間平均を背面吐出圧領域面積とすべきであるが、定義が困難なため、良い近似である上に定義の明確なものとして、変化する値の最大値と最小値の間とした。この結果、引き離し力における吐出圧の寄与を考慮する必要が無くなったので、過吸込圧値の設定値をさらに一層小さくできるため、全断熱効率及び信頼性の向上をさらに一層実現させるという効果がある。

以上、前記背面過吸込圧領域９９の圧力における過吸込圧値をより小さく設定できるため、全断熱効率及び信頼性を一層向上できるという効果について説明した。ここで、投影面積の例を、図９に示す。この図は、最内の圧縮室であるＡ１、Ａ２が吐出室Ａ３と連通する瞬間を示したものである。連通直後とみなすと、
Ａ１＋Ａ２＋Ａ３＋Ｋ２＋Ｋ３＋Ｓ２＋Ｓ３＋（Ｋ１＋Ｓ１）／２
が問題としている投影面積の最大値となる。また、連通直前とみなすと、
Ａ３＋（Ｋ３＋Ｓ３）／２
となり、問題としている投影面積の最小値となる。

ここで、この圧縮機を、冷凍サイクル用圧縮機として用いた場合、吸込圧と吐出圧の運転範囲は、図２で示すように、吸込圧が高い条件では吐出圧は低くなる。よって、制御バイパスがあると過圧縮は抑制もしくは生じなくなるため、吸込圧が高くなっても引き離し力は小さくなる。よって、過吸込圧値を更に一層小さく設定でき、全断熱効率や信頼性の向上を実現できるという効果が有る。冷凍サイクルは図２に示すような運転範囲を要求する用途の一つであり、この効果はこれに限ったものではない。これ以外でも圧力条件において同様な運転条件を要求する用途では、同様の効果がある。

図３から図５は、この実施の形態で、図１２に示すような旋回スクロール部材３を用いた圧縮機のシャフト回転角に応じた旋回スクロール部材にかかる付勢力の計算結果である。ここで旋回軸受の内直径を１６ｍｍ、過吸込圧値を２．３ｋｇｆ／ｃｍ２とした。このため、このグラフには、Ｐｂ＝Ｐｓ＋２．３と示した。実線が付勢力であり、比較のために、バイパス弁がないときと、図１２に示したような位置に中間圧孔を設けて旋回背面に中間圧をかける方法の時を示す。この中間圧孔を設けて旋回背面に中間圧をかける方法では、旋回背面の圧力は吸込圧の定数倍となる。今回の計算では、その定数を１．５とした場合を計算した。このため、中間圧孔の方法時のグラフには、Ｐｂ＝Ｐｓ＊１．５と示した。また、破線は、傾転モーメントを、固定スクロール部材の前記非旋回基準面２ｕの内縁で生じる付勢力の分力により受けるとした場合の一方の力である。力の正の方向を旋回スクロールラップの立設する向きとしたため、付勢力は負の値となる。これらのグラフで、Ｐｓは吸込圧、Ｐｄは吐出圧、Ｐｂは旋回背面圧、Ｎは旋回スクロール部材の旋回速度を示す。これらの三条件は、この圧縮機をルームエアコン用圧縮機として用いた場合の、冷房運転における定格時の条件及び間能力時の条件及び最少能力時の条件に相当し、全て過圧縮条件である。このグラフで注意すべき点は、分力が付勢力よりも上にきていると旋回スクロール部材は傾転モーメントにより傾く可能性が高いということである。よって、バイパス弁が無い場合には、この三条件すべてで旋回スクロール部材が傾く可能性があり、この２．３という過吸込圧値では不足であることがわかる。だからといって、この値を大きくすると、不足圧縮時には、付勢力がその増分だけ大きくなる。

以上より、この例は、背面過吸込圧領域とバイパス弁の組み合わせにより、過吸込圧値を小さく設定できる具体例であることがわかる。中間圧孔方式と比較しても、付勢力のレベルは低く、全断熱効率や信頼性が勝っていることがわかる。ここで、中間圧孔方式の定数を少し小さくすればいいように思われるが、それを行うと、吸込圧が低く吐出圧が高い条件下で引付力が不足するためできない。図６から図８は、この実施の形態で、背面吐出圧領域を変えた場合の旋回スクロール部材にかかる付勢力の計算結果である。Φ１６つまり１６ｍｍの直径の背面吐出圧領域は、前述に示す条件にあった場合であり、他の二個は前述の条件から外れた場合である。この三条件においてΦ１６の場合は、旋回スクロール部材が傾かず、さらに、付勢力も小さい。

以上より、この例は、背面過吸込圧領域とバイパス弁の組み合わせにおいて、背面吐出圧領域を請求項５に示すような面積とした場合には、いろいろな条件で旋回スクロール部材が傾かずに、過吸込圧値を小さく設定できる具体例であることがわかる。

また、Ｒ３２を含む冷媒ガスは非常に高い圧力で使用されることが多い。このため、この背面過吸込圧領域と制御バイパスをともに有する圧縮機により、旋回スクロール部材にかかる付勢力を低減でき、そこでの磨耗の危険性が回避できるため、信頼性の高い圧縮機を提供できるという効果が有る。

以下に種々の実施の形態を説明するが、上記した第１の実施の形態における技術思想は以下の実施の形態においても同様である。

本発明を、非旋回スクロール部材がケーシングに対して固定された固定スクロール部材とし、旋回スクロール部材の鏡板の反圧縮室側である旋回背面に背面過吸込圧領域を設け、要求される運転圧力条件範囲で旋回スクロール部材のスクロール支持部材を主に前記旋回背面に設けたスラスト部材とした、すなわち旋回スクロール部材を前記固定スクロール部材に押し付けずに旋回背面のスラスト部材に押し付けて、そのスラスト部材が軸線方向に可動な、横置き型のスラストリリース式スクロール圧縮機に実施した第二の実施の形態を、図１７及び図１８に基づいて説明する。図１７は圧縮機の縦断面図、図１８は圧力差制御弁の縦断面図である。

まず、構造を説明する。モータ室６２及び貯油室８０に関しては第一の実施の形態と同一なので説明は省略する。旋回スクロール部材３は、鏡板３ａのスクロールラップ３ｂが立設した面に旋回オルダム溝３ｇ、３ｈ（図示せず）が設けられ、その背面には旋回軸受３ｗを挿入した軸受保持部３ｓが設けられる。また、背面外周部にはスラスト面３ｄが配置されている。また、前記スクロールラップ３ｂは、中央側端部及び外周側端部を除いて、中央から外周へ向かうにつれて、厚さが減少する。

固定スクロール部材２は、スクロールラップ歯先面と同一面である非旋回基準面２ｕを設け、歯底には４個のバイパス穴２ｅが設けられる。ここでバイパス穴２ｅを４個設けた理由は、形成される全ての圧縮室６に常にバイパス穴を開口させるためである。ここにリード弁板であるバイパス弁板２３が覆うようにバイパスねじ５０で固定する。また、中央近くには吐出穴２ｄが開口している。また、オルダムリング５を前記旋回スクロール部材３と固定スクロール部材２の間に配置するため、固定オルダム溝２ｇ、２ｈ（図示せず）を設ける。また、歯底面の外縁側に吸込み堀込み２ｑを設け、そこに側面から吸込みパイプ５４を挿入するための吸込み穴２ｖを設ける。さらに、固定スクロール部材２の外周に吐出ガスおよび油を流す複数個の流通溝２ｒを設ける。前記バイパス穴２ｅにはバイパス弁板２３がバイパスねじ５０によってねじ止めされ、リテーナの役割を果たす中央カバー３５が挿入される。これには、前記バイパス穴２ｅから抜けてきたガスの通路である穴が開いている。この中央カバー３５は、バイパス弁の開閉時の音を遮断する効果が有る。そして、そのうえに断熱カバー３６がねじ止めされる。前記固定スクロールラップ２ｂは、旋回スクロ−ルラップ３ｂと同様に、中央から外周へ向かうにつれて、厚さが減少する。

吸込み側逆止弁２４は、弁板２４ａと弁軸２４ｃからなり、弁板２４ａの端部を丸めて軸受部を設け、その軸受部に弁軸２４ｃを挿入する。その弁軸２４の一端は前記固定スクロール部材２の前記吸込み堀込み２ｑ内にある穴に圧入または接着固定される。

スラスト部材９は、滑りスラスト軸受９ａ側の面の外縁部にストッパ部９ｆが突出し、その上面は非旋回基準面対向面９ｗとなっている。この結果、前記スラスト軸受９ａと前記非旋回基準面対向面９ｗが同一方向に平行に設けられるため、旋盤または研磨機でこの二面の距離を精度良く管理しながら加工が容易に行えるという特有の効果がある。

ここで、前記スラスト軸受９ａと前記非旋回基準面対向面９ｗの距離はスクロールラップの歯先と歯底の隙間を決める寸法の一つであるが、この寸法の精度を容易に出せるということより、量産時における性能や信頼性のばらつきの小さいスクロール流体機械を提供できるという特有の効果がある。また、その滑りスラスト軸受９ａ上に円形の油溝９ｇを設け、そこに、スラスト部材背面側から堀込んである差圧弁挿入穴９ｈへ抜ける吸込側導通路９ｃを開ける。このスラスト部材９は、軸方向回りに回転してもよいため、回転止めは不要となり、圧縮機の構造は簡単となり加工性が向上するという効果がある。ここで、前記差圧弁挿入穴９ｈには、以下に述べる差圧制御弁１００を組み込む。まず、前記差圧弁挿入穴９ｈの底にあるばね位置決め突起９ｉに差圧弁ばね１００ｃを圧入し、テーパ状の弁シール面１００ｂを有する貫通した弁穴１００ｄを設けた円筒状の弁ケース１００ｅに球状の弁体１００ａを入れた状態で、前記差圧弁挿入穴９ｈに圧入または接着または溶接し、差圧制御弁１００を形成する。このとき、前記差圧弁ばね１００ｃは圧縮され、前記弁体１００ａを前記弁シール面２ｊに押し付ける。この押付力は過吸込圧値を決定するため、これを決める寸法である前記弁穴２ｆの深さと前記弁体１００ａの直径と前記差圧弁ばね１００ｃのばね定数及び自然長及びばね直径は精度良く管理しなければならない。また、前記差圧弁挿入穴９ｈの内径を前記弁ケース１００ｅの外形よりも大きくし押付力が正規の値になるところでこの弁ケース１００ｅを接着して止める方法もある。この方法の場合には、上記した各部の寸法やばね定数の値を精度良く管理する必要が無くなるため量産性が向上するという効果がある。これら二通りの方法とも組み立て完了時には、前記差圧弁挿入穴９ｈと前記弁ケース１００ｅの間は完全にシールされている。

スラストシール９７は、耐熱性のエンジニアリングプラスチックやバネ材であるりん青銅板やステンレス板から形成され、前記スラスト部材９を押し上げる押し上げ面９７ａと背面溝９７ｂと外周シール部９７ｃと内周シール部９７ｄからなる。

フレーム４は、外周部の前記固定スクロール部材２を取り付ける固定取付け面４ｂの内周側にスラスト溝４ｋが設けられる。外周面にはガスおよび油の流路となる複数の流通溝４ｈが設けられる。また、中央部には軸シール４ａと主軸受４ｍが設けられ、その主軸受４ｍの上端面はシャフトを受けるシャフトスラスト面となっている。その軸シール４ａと主軸受４ｍの間の空間に向かってフレーム側面から横穴４ｎが開口している。前記スラスト溝４ｋの底面からフレーム背面へ開けた圧力導入路４ｕ、４ｖが設けられ、そのスラスト溝４ｋに前記スラストシール９７を挿入する。この結果、前記スラストシール９７の背面にシール背面空間７３が形成される。

オルダムリング５の一面に固定突起部５ａ、５ｂ（図示せず）が設けられ、下面には旋回突起部５ｃ、５ｄ（ともに図示せず）が設けられる。

シャフト１２には内部にシャフト給油孔１２ａと主軸受給油孔１２ｂと軸シール給油孔１２ｃと副軸受給油孔１２ｉが設けられる。また、その上部には径の拡大したバランス保持部１２ｈがあり、その外周に円筒形状の外周部をもつシャフトバランス４９が圧入される。さらに偏心部１２ｆが設けられる。

これらの構成要素を以下のように組み立てる。まず、前記スラスト溝４ｋに前記スラストシール９７を挿入した前記フレーム４の主軸受４ｍに前記シャフトバランス４９が圧入された前記シャフト１２を挿入し、前記ロータ１５を圧入または焼きばめする。さらに、前記スラスト部材９を前記スラストシール９７の前記押し上げ面９７ａ上に載せて前記フレーム４に装着する。一方、前記固定スクロール部材２の前記固定オルダム溝２ｇ、２ｈに前記オルダムリング５の固定突起部５ａ、５ｂを挿入し、さらに前記オルダムリング５の旋回突起部５ｃ、５ｄを前記旋回オルダム溝３ｇ、３ｈに挿入させて、前記固定スクロール部材３と前記オルダムリング５と前記旋回スクロール部材３を組み合わせる。この組合せ部の前記旋回軸受３ｗに前記シャフト１２の前記偏心部１２ｆを挿入させながら前記旋回スクロール部材３を前記スラスト部材９上に載せる。そして前記シャフト１２を廻しながら回転トルクの最小となる位置でカバーねじ５３で前記フレーム４に前記固定スクロール部材２を固定する。この時、前記スラスト部材９が前記固定クロール部材２に押しつけられ、前記非旋回基準面２ｕと前記非旋回基準面対向面９ｗが圧接した状態で、フレームスラスト面４ｒと前記スラスト部材９のスラスト背面９ｒの軸線方向の間隔が１０〜２０μｍとなるように設定することにより、前記旋回スクロール部材３と前記固定スクロール部材２の軸線方向における最大離間距離を規定する。また、前記旋回スクロール部材３の背面に旋回過吸込圧領域９９を設ける。その他の部分であるモータ室６２及び貯油室８０及び固定背面室６１は、前記した第一の実施の形態と同一であるため説明は省略する。

次に動作を説明する。正規の圧縮動作時において、吐出室から固定背面室６１へ出た圧縮性ガス及び油の流れは、前記第一の実施の形態と同一であるため、スクロール部材及びフレーム内における動作を説明し、その他の説明は省略する。

前記旋回スクロール部材３の背面に配置された前記スラスト部材９はその背面に有る前記スラストシール９７により前記固定スクロール部材２側に押し付けられ、前記非旋回基準面対向面９ｗと前記非旋回基準面２ｕが圧接して、前記滑りスラスト軸受９ａの位置が決まっている。そこに、前記旋回スクロール部材３のスラスト面３ｄがのるため、軸線方向における前記旋回スクロール部材３の位置が決まる。この位置でスクロールラップの歯先歯底間の隙間が決まるため、それが適正になるように、前記滑りスラスト軸受９ａの位置を決める。ここで、前記スラストシール９７は、その背面に有る前記シール背面空間７３内の吐出圧の圧縮性ガス及び油により、前記スラスト板４を前記固定スクロール部材２側に押す力を得ている。その前記シール背面空間７３内の吐出圧の圧縮性ガス及び油は、前記圧力導入路４ｕ、４ｖを通って前記モータ室６２から入ってくる。ところで、このスラストシール９７はエンジニアリングプラスチックやばね材といった剛性の低い素材でできているため、前記シール背面空間７３内の吐出圧により、前記外周シール部９７ｃや前記内周シール部９７ｄと前記シール溝４ｋの側面の隙間や前記押し上げ面９７ａと前記スラスト部材９の背面の隙間のシール性が完全となり、この部分での吐出系から吸込系への漏れを防止できる。よって、全断熱効率を向上できるという効果が有る。また、前記圧力導入路４ｕは下方に設けられるため油中に開口し、もう一方の前記圧力導入路４ｖは上方に設けられるため圧縮ガス中に開口する。よって、前記圧力導入路４ｕにより、油が前記シール背面空間７３に入るため、油の表面張力により前記シール溝４ｋとの隙間に流入しそこのシール性を向上する効果が有る。一方、不慮の衝撃力による前記スラスト部材９の前記固定スクロール部材２からの離間が生じ前記シール背面空間７３内の油や圧縮性ガスが外部へ押し出されても、圧縮性ガスが気体であるために、それが前記圧力導入路４ｖから前記シール背面空間７３に瞬時に入る。よって、前記スラスト部材９は短時間で前記固定スクロール部材２に再び接触し、両スクロール部材の歯先歯底間の隙間の拡大は短時間で回避されるため、性能の高い圧縮機を提供できるという特有の効果がある。

前記旋回スクロール部材３は、前記スラスト部材９の上で、前記シャフト１２の回転に伴って旋回運動する。この時に、前記オルダムリング５により自転が防止される。この旋回運動により、両スクロール部材間に圧縮室６を形成し、圧縮運転を行う。ここで、前記旋回スクロール部材３にかかる引き離し力に対向して、その背面の前記背面過吸込圧領域９９に、吸込圧よりも一定値だけ高い圧力を導入するとともに、前記軸受保持部３ｓの底部の背面吐出圧領域９５に、吐出圧を導入して、引付力を付加する。この引付力は、要求される運転範囲のほぼ全域において、引き離し力よりも小さくなるように設定する。このため、前記旋回スクロール部材３の支持部材は、その背面の前記スラスト部材９とする。前記背面吐出圧領域９５の吐出圧は、前記シャフト給油孔１２ａによって前記旋回軸受に供給する油により導入される。一方また、前記固定スクロール部材２の鏡板２ａには、制御バイパスとなるバイパス弁２３が設けられる。このようにして、前記旋回スクロール部材３の引付力付加手段として、前記過吸込圧領域９９及び前記吐出圧領域９５を旋回背面に設け、制御バイパスも設けたため、過吸込圧値を小さく設定でき、広い運転範囲で付勢力を小さく設定できる。この結果、全断熱効率や信頼性を広い運転範囲で高くできるという効果が有る。

次に、前記背面過吸込圧領域９９内の圧力の制御法について、以下に述べる。前記背面過吸込圧領域９９には、前記主軸受４ｍ及び前記旋回軸受３ｗの軸受隙間を介して吐出空間から油及びそこに溶けこんでいた圧縮性ガスが流入する。この圧縮性ガスや油は、前記スラスト部材９が前記固定スクロール部材２に押し付けられることにより、隙間のあいたスラスト部材背面と前記フレームスラスト面４ｒの間を通って、前記圧力差制御弁１００の開口部に至る。この開口部にある前記弁体１００ａのもう一方の面には吸込圧がかかっているため、この弁体１００ａを押し付けている前記差圧弁ばね１００ｃの押付力に対応した圧力差だけ吸込圧よりも上昇したときに、前記弁体１００ａが移動し、前記吸込室６０に排出される。この前記差圧弁ばね１００ｃの押付力は、周囲の雰囲気により大きくは変わらないため、前記背面過吸込圧領域９９と前記吸込室６０の圧力差はほぼ一定となる。また、吐出圧の高い運転時に前記背面吐出圧領域の面積をもう少し大きくしたいが、旋回軸受の設計からこれが許されない場合には、前記差圧弁ばね１００ｃの材質を前記スラスト部材９や前記弁ケース１００ｅよりも熱膨張率の高い材料としてもよい。一般的に、圧縮機の温度の高くなる運転条件では、吐出圧も高くなっているため、その時には、温度上昇にともなって前記差圧弁ばね１００ｃが伸びようとするが、ばねの全長は前記弁ケース１００ｅにより規制されているために、押付力が増大することになる。これにより、吐出圧の高い運転時のみ過吸込圧値が高くできることになる。よって、過吸込圧値を低く抑えたまま、その値では不足ぎみとなる吐出圧の高い条件時だけ旋回スクロール部材３の引付力を増大できるため、大半の条件における付勢力を低く抑制でき、大半の運転条件における全断熱効率及び信頼性が向上するという効果が有る。

この圧力差制御弁１００を通って前記吸込室６へ流入する圧縮性ガスの流れは、圧縮機の中で吐出系から吸込系へ短絡する流れであり、スクロールラップにおける内部漏れと同じものであるため、少なくすることが必要である。この例も第一の実施の形態と同様に、前記過吸込圧領域９９に圧力を導入する吐出背面流路が軸受隙間であることから、この流量は小さく、圧縮機の性能低下は生じない。一方、前記圧力差制御弁１００から排出される油は、前記油溝９ｇに入り前記滑りスラスト軸受９ａと前記スラスト面３ｄの間を潤滑する役割を持つ。

ところで、前記スラスト部材９の軸線方向における移動可能距離を１０〜２０μｍと設定したため、それと同じ距離で、前記旋回スクロール部材３と前記固定スクロール部材２の軸線方向における最大離間距離を規定している。モータ起動時に、最大離間距離がこのような大きさであると、起動時に前記旋回スクロール部材３の旋回速度を、その時に許容される旋回スクロール部材の最高値、例えば、６０００ｒｅｖ／ｍｉｎにすると要求される運転域の最大の吸込圧まで十分に下げることができ、さらに、吐出圧を吸込圧よりも過吸込圧以上に上昇させることができる。この結果、前記モータ室６２から前記圧力導入路４ｕ、４ｖを通って吸込圧よりも過吸込圧以上に高くなった圧縮性ガス及び油が、前記シール背面空間７３に入ってくるため、前記外周シール部９７ｃと前記内周シール部９７ｄが広がって前記シール溝４ｋの側面と圧接してそこでのシール性を確実にするため、前記スラストシール９７は、前記スラスト板４に対して、前記固定スクロール部材２側に押す方向の力をかける。これは、すなわち、前記旋回スクロール部材３を前記固定スクロール部材２側に押す方向の力である。さらに、第一の実施の形態と同様にして、前記背面過吸込圧領域９９及び前記背面吐出圧領域９５に吸込圧よりも過吸込圧以上に高い圧力の圧縮性ガス及び油が入るため、前記旋回スクロール部材３を前記固定スクロール部材２に引き付ける手段となる。前者のスラストシール９７を押す力は、前記スラスト部材９の非旋回基準面対向面９ｗが前記非旋回基準面２ｕに圧接している通常の運転時にはスクロールラップの歯先歯底にはその力は働かないから、その圧接を確実にするために通常は必要な大きさよりもかなり大きめに設定している。この結果、前記スラスト部材９は、その非旋回基準面対向面９ｗが前記非旋回基準面２ｕに圧接するまで移動し、前記旋回スクロール部材３は前記固定スクロール部材２に正規の位置まで近づくことになる。よって、圧縮機自ら起動することが可能となり、使い勝手が向上するという効果が有る。

また、実働時のスクロールラップ変形でスクロールラップの歯先歯底間が圧接しようとしても、前記旋回スクロール部材３が前記スラスト部材９とともに移動するため、歯先歯底間が圧接せず、圧縮機を高信頼化できるという特有の効果がある。

また、圧力比が非常に小さく、前記旋回スクロール部材３が前記スラスト部材９に与える付勢力が大きくなり、前記スラスト部材９を押す力と同程度になると、前記スラスト部材９が静止できずに、前記旋回スクロール部材３が傾いたり、前記固定スクロール部材２から離れるが、前記フレームスラスト面４ｒと前記旋回スクロール部材３の背面との間隔を１０〜２０μｍとして最大距離規定機構を設けたために、その傾き量や離間量が制限されて、高効率ではないが運転が可能となる運転を実現する運転条件の範囲を広域化できるという効果がある。

また、なじみ性があり母材よりも表面が盛り上がるような表面被膜を、旋回スクロール部材３や固定スクロー部材２に被覆した場合でも、軸方向の盛り上がり量の合計が最大距離規定機構の許す最大距離よりも小さいときには前記スラスト部材３が部材２から離れることにより組み立てることができるという特有の効果がある。

また、上部の前記圧力導入路４ｖの前記モータ室６２側の口を前記流通溝４ｈのうちで上部側のガスが通るものに開けてもよい。この場合、その前記流通溝４ｈ前記圧力導入路４ｖの口を開口した部分のガスの流速は非常に大きいため前記モータ室６２の圧力に比べて低くなる。よって、前記圧力導入路４ｕから前記シール背面空間７３に潤滑油が流入し、前記圧力導入路４ｖから流出するという油の流れが起こる。このため、旋回背面空間１１とのシールは潤沢に供給される潤滑油により良好に確保され、前記シール背面空間７３と吸込系との間の漏れが確実に無くなり、全断熱効率が向上するという効果が有る。

また、前記圧縮室６と吐出圧力である前記固定背面室６１を常につなぐように４個の前記バイパス穴２ｅとそれらに各々前記バイパス弁２３を設けたので、液圧縮が生じようとしても圧力が極端に上がる前に前記バイパス弁２３が開いて流体は前記固定背面室６１に排出されるため、ラップの損傷の危険性を回避し、信頼性を向上できるという効果がある。また、同時に過圧縮が抑制でき、圧力比の低い運転条件で全断熱効率を向上できるという効果がある。

また、前記シャフトバランス４９は外周が円形状であることから、前記シャフト１２の回転に伴う粘性ロスを低減できるという特有の効果がある。

また、前記旋回スクロール部材３の前記鏡板３ａの歯底面および前記スクロールラップ３ｂの全表面や前記固定スクロール部材２の歯底面および前記スクロールラップ２ｂの全表面に、なじみ性と潤滑性を備えた表面被膜を設けてもよい。たとえば、浸硫窒化処理や燐酸マンガン被膜処理による表面被膜が考えられる。これにより、スクロールラップ３ｂ、２ｂの側面間および歯先歯底間の隙間を小さくしさらに前記スクロールラップ３ｂ、２ｂの接触部における摺動性を向上できるので、内部漏れが少なく摩擦ロスを小さくできる。この結果、圧縮機の性能を向上できるという特有の効果がある。また、なじむまで性能が若干低くなるため、この期間が長いと問題となる。もしも、このような表面被膜のなじみ前の厚さを、前記旋回スクロール部材３を前記固定スクロール部材２に押し付けたとき、前記スラスト面３ｄと前記非旋回基準面２ｕの間の距離が前記スラスト部材９の非旋回基準面対向面９ｗと滑りスラスト軸受９ａの間の距離よりも大きくし、かつ、仮に表面被膜を取り去った両スクロール部材２、３を互いに押し付けたとき、前記スラスト面３ｄと前記非旋回基準面２ｕの間の距離が前記スラスト部材９の非旋回基準面対向面９ｗと滑りスラスト軸受９ａの間の距離よりも小さくしたときには、なじみ始めでは、前記非旋回基準面２ｕと前記非旋回基準面対向面９ｗが接触せずに、スクロールラップの歯先と歯底が圧接することになる。そして、この時の力は、前記スラスト部材９を押し上げる力であるから非常に大きい。よって、なじみが急激に進行していく。そして、スクロール部材の母材どうしは接触しないため、なじみは最後まで進行する。この結果、なじみに要する時間が短時間ですむため、性能の低い期間は短く、使い勝手が向上するという効果が有る。もしも、表面被膜が、それを付けると元の母材の表面よりも盛り上がり、かつ、母材自身はそのままか侵食されてしまうような性質を持ったものであると、表面被膜を付けた後の前記旋回スクロール部材３を表面被膜を付けた後の前記固定スクロール部材２に押し付けたとき、前記スラスト面３ｄと前記非旋回基準面２ｕの間の距離が前記スラスト部材９の非旋回基準面対向面９ｗと滑りスラスト軸受９ａの間の距離よりも大きくし、かつ、表面被膜を付けない前の前記旋回スクロール部材３を表面被膜を付けない前記固定スクロール部
材２に押し付けたとき、前記スラスト面３ｄと前記非旋回基準面２ｕの間の距離が前記スラスト部材９の非旋回基準面対向面９ｗと滑りスラスト軸受９ａの間の距離よりも小さくすれば、このような厚さにおける複雑な条件を満たすことになるため、寸法の管理をしやすくできるという特有の効果が有る。

また、前記オルダムリング５と摺動する前記オルダムリング摺動面２ｐや前記固定オルダム溝２ｇ、２ｈに同様の表面被膜を設けてもよい。これにより、前記旋回スクロール部材３と前記オルダムリング５の間の摩擦ロスも小さくできる。この結果、全断熱効率を向上できるという特有の効果がある。

また、前記スラスト部材９の全表面に潤滑性を備えた表面被膜を設けてもよい。たとえば、浸硫窒化処理や燐酸マンガン被膜処理による表面被膜が考えられる。これにより、前記スラスト面と前記スラスト軸受面間の摺動性を向上できるので、そこでの摩擦ロスを小さくできる。この結果、全断熱効率を一層向上できるという特有の効果がある。なじみ性のある表面被膜のときには、被膜厚さを小さくする。たとえば、２〜３μｍとする。この結果、スラスト軸受面９ａのなじみがスクロールラップの歯先歯底間のなじみよりも早く完了するため、歯先歯底間のなじみ後の隙間を拡大することはない。

また、前記スクロールラップ２ｂ、３ｂをインボリュート曲線で形成しても良い。これにより、スクロールラップの加工が容易となるので、圧縮機の加工性を向上できるという特有の効果がある。

また、前記部材２と前記旋回スクロール部材３の材質を同様とし、前記ラップ２ｂの高さを前記旋回スクロールラップ３ｂの高さと３μｍ以内の精度で同一寸法に加工してもよい。この結果、運転時にスクロール部材２、３やスラスト部材９が変形しないと仮定すれば、旋回スクロール部材３の前記スラスト面３ｄの位置における鏡板３ａの厚さに対して前記スラスト部材９の前記スラスト軸受９ａと前記非旋回基準面対向面９ｗの距離の大きい分だけスクロールラップの旋回歯先と固定歯底の隙間および旋回歯底と固定歯先の隙間が３μｍ以内の精度で同じ寸法だけ確保される。つまり、その分だけ変形しても歯先と歯底が接触しないということになる。圧縮機はいろいろな条件下で運転されるため、スクロール部材２、３やスラスト部材９の変形量も一定ではなく、歯先と歯底間に隙間を設ける。部材２と旋回スクロール部材３が同様の材質である場合には、スクロールラップの旋回歯先と固定歯底の隙間および旋回歯底と固定歯先の隙間の二箇所の隙間は同じ寸法にしたほうがよいことから、旋回スクロール部材３の前記スラスト面３ｄの位置における鏡板３ａの厚さと前記スラスト部材９の前記スラスト軸受９ａと前記非旋回基準面対向面９ｗの距離を測定し、その差がスクロールラップの歯先歯底間の最適な隙間と同じになるような選択組合せを行なうことにより、性能や信頼性のばらつきの少ない量産が可能となるという特有の効果がある。

また、前記スラスト部材９に回転止めを設けてもよい。この場合には、前記差圧制御弁１００の位置が変化しないために、最適な位置に前記差圧制御弁１００を設けることができる。たとえば、前記背面過吸込圧領域９９に軸受から出た油が溜って前記バランスウエイト４９による撹拌損失が増大するような場合には、前記差圧制御弁１００を前記給油溝９ｇの一番下方に設ける。この結果、前記背面過吸込圧領域９９内に流入する油は重力によりその下方から溜ってくるが、そこに排出孔である前記差圧制御弁１００が開口しているため、効率的に油を前記背面過吸込圧領域９９から排出することができる。よって、前記バランスウエイト４９による撹拌損失は低減され、圧縮機の全断熱効率が向上するという特有の効果がある。

なお、この実施の形態では、不慮の現象によりスクロール部材の歯先歯底間が圧接しても旋回スクロール部材の支持部材であるスラスト部材がリリースしてスクロールラップに大きな損傷を与えないために、スラスト部材が接軸線方向に可動なリリース構造としているが、このスラスト部材がフレームに固定されてリリースしない構造のときにも、リリース作用による効果以外の効果は同様である。

また、これを、冷凍サイクル用の圧縮機又は図９で示した圧力運転範囲が要求される用途の圧縮機として用いた場合、前記第一の実施の形態で説明したように、過吸込圧値を小さく設定できるため、広範囲な運転条件で全断熱効率及び信頼性を向上できるという効果が有る。Ｒ３２を含むガスを圧縮対象とした場合の効果も前記第一の実施の形態と同様である。

次に、本発明を、非旋回スクロール部材を軸線方向に可動とし、その鏡板の反圧縮室側に吐出圧をかけて引付力を与え、その支持部材をフレームに固定されたストッパ部材とし、旋回スクロール部材の鏡板の反圧縮室側である旋回背面に背面過吸込圧領域を設け、要求される運転圧力条件範囲で旋回スクロール部材のスクロール支持部材を主に前記旋回背面に設けたフレームのスラスト面とした、すなわち旋回スクロール部材を前記非旋回スクロール部材に押し付けずに旋回背面で付勢力を受けた、横置き型の非旋回リリース式スクロール圧縮機に実施した第三の実施の形態を、図１９ないし図２３に基づいて説明する。図１９は圧縮機の縦断面図、図２０は圧力差制御弁の縦断面図、図２１は旋回スクロール部材の斜視図、図２２は非旋回スクロール部材の斜視図、図２３はストッパ部材の斜視図である。

まず、構造を説明する。旋回スクロール部材３の支持部材が、その背面に固定配置されたフレーム４となり、その代わりに、非旋回スクロール部材が軸線方向に可動な構成となった以外は、前記第二の実施の形態と同様なので詳細な説明は省略する。

旋回スクロール部材３は、鏡板３ａにスクロールラップ３ｂが立設し、その背面にはボス３ｃが設けられる。また、背面外周部にはスラスト面３ｄが配置されている。前記鏡板３ａの外周部にはオルダム突起部３ｅ、３ｆが突出し、そこには旋回オルダム溝３ｇ、３ｈが設けられる。さらに、前記鏡板３ａの外周部にはオルダム支持突起部３ｉ、３ｊが設けられる。前記スクロールラップ３ｂは、中央側及び外周側端部を除いて、中央から外周へ向かうにつれて、厚さが減少する。また、前記スクロールラップ３ｂのバランスを取るために、前記鏡板３ａの上面を直線上に切欠いたバランス切欠き部３ｋを設ける。

ストッパ部材７の一段低くなっている面であるストッパ面７ｆに回転止め溝７ａ、７ｂが設けられ、その下面側には非旋回オルダム溝７ｃ、７ｄが設けられる。この回転止め溝７ａ、７ｂと非旋回オルダム溝７ｃ、７ｄは共通の側面を持っている。そのストッパ面を囲むように内周面である非旋回レール面７ｇが設けられる。

非旋回スクロール部材２は、鏡板２ａにスクロールラップ２ｂが立設し、その背面の中央部にはシール突起部２ｃが立設している。この内部には中央付近に吐出穴２ｄと複数のバイパス穴２ｅが開いている。このバイパス穴２ｅにリード弁板であるバイパス弁板２３をバイパスねじ５０で固定する。また、中央近くには吐出穴２ｄが開口している。また前記シール突起部２ｃの外部には均圧穴２ｎが開いている。前記鏡板２ａの圧縮室側面には回転止め２ｇ、２ｈが突出している。前記スクロールラップ２ｂは、中央側及び外周側端部を除いて、中央から外周へ向かうにつれて厚さが減少する。

フレーム４は、外周部に前記ストッパ部材を固定するストッパ取付面４ｂ、その内側には掘りこまれたスラスト面４ｇが設けられる。その側面には、吸込穴４ｐが開けられる。そして、スラスト面４ｇに油溝４ｘが設けられ、そこに、モータ室側から堀込んである差圧弁挿入穴４ｗへ抜ける給油孔４ｉを開ける。そして、その差圧弁挿入穴４ｗの側面から旋回背面室側面４ｊへ通じる第二給油孔４ｚが開口している。また、中央部には軸シール４ａと主軸受４ｍを設け、そのスクロール側にシャフトを受けるシャフトスラスト面４ｃを設ける。その軸シール４ａと主軸受４ｍの間の空間に向かってフレーム側面から横穴４ｎが開口している。外周面にはガスおよび油の流路となる複数の流通溝４ｈが設けられる。そして、そのうちの一個にはモータ線７７を通す。ここで、前記差圧弁挿入穴４ｗには、以下に述べる差圧制御弁１００を組み込む。まず、前記差圧弁挿入穴４ｗの底にあるばね位置決め突起４ｙに差圧弁ばね１００ｃを圧入し、テーパ状の弁シール面１００ｂを有する弁掘りこみ１００ｇを設けた円筒状の弁ケース１００ｅに球状の弁体１００ａを入れた状態で、前記差圧弁挿入穴９ｈに圧入または接着または溶接する。ここで、前記弁掘りこみ１００ｇの底から通じるケース給油孔１００ｈを開口したケース溝１００ｉが 、前記第二給油孔４ｚの開口部にくる。このようにして、差圧制御弁１００を形成する。このとき、前記差圧弁ばね１００ｃは圧縮され、前記弁体１００ａを前記弁シール面１００ｂに押し付ける。この押付力は過吸込圧値を決定するため、これを決める寸法である前記弁掘りこみ１００ｇの深さと前記弁体１００ａの直径と前記差圧弁ばね１００ｃのばね定数及び自然長及びばね直径は精度良く管理しなければならない。また、前記差圧弁挿入穴９ｈの内径を前記弁ケース１００ｅの外形よりも大きくし押付力が正規の値になるところでこの弁ケース１００ｅを接着して止める方法もある。この方法の場合には、上記した各部の寸法やばね定数の値を精度良く管理する必要が無くなるため量産性が向上するという効果がある。これら二通りの方法とも組み立て完了時には、前記差圧弁挿入穴４ｗと前記弁ケース１００ｅの間は完全にシールされていなければならない。

オルダムリング５の一面にストッパ突起部５ａ、５ｂが設けられ、もう一方の面には旋回突起部５ｃ、５ｄ（ともに図示せず）が設けられる。

外周カバー２５には内周部上部にカバー押さえ２５ａ、内周部下部にリング溝２５ｂが設けられる。このリング溝２５には耐熱性で柔軟な材質のシールリング５１を挿入する。

シャフト１２には内部にシャフト給油孔１２ａと主軸受給油孔１２ｂと軸シール給油孔１２ｃと副軸受給油孔１２ｉが設けられる。また、その上部には径の拡大した軸受保持部１２ｗがあり、そこには偏心した位置に旋回軸受１２ｑが圧入される。

ロータ１５は積層鋼板１５ａに未着磁の永久磁石１５ｂを内蔵し、上面に上部バランスウエイト１５ｃを固定する。ここでこのバランスウエイト１５ｃを円筒形状にするためバランスウエイト１５ｃよりも比重の小さい材料でできた上部補正バランスウエイト１５ｅを上部バランスウエイト１５ｃに固定する。また、下面に下部バランスウエイト１５ｐを固定する。ここでこの下部バランスウエイト１５ｐを円筒形状にするため下部バランスウエイト１５ｐよりも比重の小さい材料でできた下部補正バランスウエイト１５ｆを下部バランスウエイト１５ｄに固定する。材料としてバランスウエイト１５ｃ、１５ｐを亜鉛または黄銅、補正バランスウエイト１５ｅ、１５ｆをアルミ合金としてよい。また、補正バランスウエイト１５ｅ、１５ｆを積層鋼板１５ａに直接固定してもよい。

ステータ１６は積層鋼板１６ｂの外周部に圧縮性ガスや油の流路となる複数のステータ溝１６ｃが設けられている。ところで、このステータ溝１６ｃのかわりに前記積層鋼板１６ｂの内部に横穴を開けてもよい。

これらの構成要素を以下のように組み立てる。まず、前記フレーム４の主軸受４ｍにシャフト１２を挿入しロータ１５を固定する。次に、前記旋回スクロール部材３を、前記ボス３ｃを前記旋回軸受１２ｑに挿入し、前記スラスト面３ｄをフレーム４の前記スラスト面４ｇに載せて、組み込む。この時、旋回スクロール部材３の背面には背面過吸込圧領域９９が形成される。次に、前記オルダムリング５を、前記旋回オルダム溝３ｇ、３ｈに前記旋回突起部５ｃ、５ｄを挿入するようにして、前記鏡板３ａのスクロールラップ側に載せる。次に、前記ストッパ部材７を、前記非旋回オルダム溝７ｃ、７ｄに前記固定突起部５ａ、５ｂを挿入するようにしてフレーム上面に載せる。この時、旋回スクロール部材３の周囲には吸込み室６０が形成される。さらに、前記非旋回スクロール部材２を、前記回転止め溝７ａ、７ｂに前記回転止め２ｇ、２ｈを挿入するようにして、前記ストッパ面７ｆに載せる。このとき、前記非旋回スクロール部材２の外周と前記非旋回レール面７ｇの内周は直径差にして５μｍ程度の隙間嵌にする。次に、外周カバー２５を、前記シール突起部２ｃの外周面にリング溝２５ｂ内に配置した前記シールリング５１が摺動するようにして、前記ストッパ部材７に載せる。このとき、この外周カバー２５の内周部にある前記カバー押さえ２５ａは、中央カバー２４が前記シール突起部２ｃの内周から外れることを防止する。以上のように各要素を組み込んだ上で、前記シャフト１２か前記ロータ１５を回しながら、カバーねじ５３により前記ストッパ部材７及び前記外周カバー２５を前記フレーム４に固定する。この時、前記非旋回スクロール部材３と前記外周カバー２５の間に、上面室１０が形成される。

次に、予め前記ステータ１６が焼きばめまたは圧入されている前記円筒ケーシング３１へ、上記の組立部を挿入して前記フレーム４の側面にタック溶接を行なう。そして、吸込みパイプ５４を前記吸込み穴４ｐに挿入し固定する。次に、予めハーメチック端子２２が溶接されている上ケーシング２０を、そのハーメチック端子２２の内部側端子へ前記モータ線７７を装着して溶接する。この時、前記外周カバー２５の上部には非旋回背面室６１が形成される。次に、球面軸受７２を装着し給油管７１が溶接されている軸受ハウジング７０を軸受支持板１８中央に固定し、前記球面軸受７２の円筒穴に前記シャフト１２の端部を挿入するようにして、前記軸受支持板１８を前記円筒ケーシング３１に挿入固定する。この時、前記フレーム４と前記軸受支持板１８との間にはモータ室６２が形成される。そして、前記円筒ケーシング３１に吐出管５５が上部に溶接された底ケーシング２１を溶接し、貯油室８０を形成する。この状態で、前記ステータ１６に電流を流し、前記ロータ１５内部の永久磁石１５ｂを着磁し、モータ１９を形成する。最後に、潤滑油５６を入れる。

次に動作であるが、圧縮性ガス及び油の流れ及びは、前記第二の実施の形態と同一であるため、説明は省略する。さらに、非旋回スクロール部材がリリースする点は、第二の実施の形態におけるスラスト部材がリリースする動作と同様であるので、これも省略する。

この例では、前記旋回保持部１２ｆは円筒形状であることから、前記旋回保持部１２ｆの回転に伴う粘性ロスを一層低減できるという本実施の形態特有の効果がある。

また、前記中央カバー２４および前記外周カバー２５は、その下部にガスの層を形成するため、前記上面室６１内の高温の吐出ガスからの熱が前記圧縮室６へ伝わることを防止するという本実施の形態特有の効果がある。さらに、前記中央カバー２４および前記外周カバー２５は、前記リリース弁２３の開閉に伴う衝撃音を遮断するという本実施の形態特有の効果がある。

また、前記中央カバー２４を鏡板２ａの材質よりも熱膨張率が大きい材質とし、中央カバー２４の外周と前記シール突起部２ｃの内周を最大１０μｍ程度のすきまばめとしてもよい。この場合、運転時の温度上昇で前記中央カバー２４が膨張して、前記シール突起部２ｃを拡張する方向に変形する。その結果、前記鏡板２ａの上面がその下面と比較して相対的に伸びるため、鏡板２ａが上に凸の変形を起こす。よって、スクロールラップ中央部の高温によるそこでのラップ歯先歯底間の接触を回避でき、圧縮機の高効率化、高信頼性化を実現できるという特有の効果がある。例えば、前記フロートスクロール部材２を鋳鉄製、前記中央カバー２４を黄銅製または亜鉛製またはアルミ合金製特にシリコン含有量の１０〜３０％程度のヤング率の大きいアルミ合金製とすればよい。

また、給油パイプ７１の先端を導油孔１８ａの反対側に設けたため、圧縮ガスが給油パイプ７１の中に入る危険性が無くなるため、信頼性を向上できるという効果が有る。

また、吐出管の口を上部に開けたため、貯油室８０内で泡立った油が吐出されるのを抑制し、吐出油量の少ない信頼性の高い圧縮機を提供できるという効果が有る。

次に、本発明を、非旋回スクロール部材を軸線方向に可動とし、その鏡板の反圧縮室側に背面過吸込圧領域を設けて、要求される運転圧力条件範囲で非旋回スクロール部材のスクロール支持部材を主に旋回スクロール部材とした、すなわち非旋回スクロール部材を旋回スクロール部材に押し付けた、縦置き型の非旋回フロート式スクロール圧縮機に実施した第四の実施の形態を、図２４ないし図２９に基づいて説明する。図２４は圧縮機の縦断面図、図２５は圧力差制御弁の縦断面図、図２６は圧力隔壁を取り除いた圧縮機上面図、図２７は非旋回スクロール部材の中央部上面図、図２８はバイパス弁の上面図、図２９はリテーナの上面図である。

まず、構造を説明する。旋回スクロール部材３は、鏡板３ａにスクロールラップ３ｂが立設し、その背面には旋回オルダム溝３ｇ、３ｈと旋回軸受３ｗを圧入した軸受保持部３ｓとスラスト面３ｄが配置されている。

非旋回スクロール部材２は、鏡板２ａにスクロールラップ２ｂが立設し、その背面の中央部に中央台部２ｗを設け、その上面には吐出穴２ｄと複数のバイパス穴２ｅが開いている。このバイパス穴２ｅにリード弁板であるバイパス弁板２３とリテーナ２３ａをバイパスねじ５０で固定する。そして、その周囲にはシール溝２ｓを設ける。また、背面外周近くには外周突起部２ｔが設けられ、前記中央台部２ｗとの間に背面凹部２ｘを設ける。そして、この背面凹部２ｘの周辺部付近に差圧挿入穴２ｚを掘りこみ、その底からスクロールラップ側の吸込室となる外周部へ排気路２ｙを開ける。その差圧挿入穴２ｚの底にはばね位置決め突起２ｌを設ける。ここで、前記差圧弁挿入穴２ｚには、以下に述べる差圧制御弁１００を組み込む。まず、前記差圧弁挿入穴２ｚの底にあるばね位置決め突起２ｌに差圧弁ばね１００ｃを圧入し、テーパ状の弁シール面１００ｂを有する弁掘りこみ１００ｇを設けた円筒状の弁ケース１００ｅに球状の弁体１００ａを入れた状態で、前記差圧弁挿入穴２ｚに圧入または接着または溶接する。このようにして、差圧制御弁１００を形成する。このとき、前記差圧弁ばね１００ｃは圧縮され、前記弁体１００ａを前記弁シール面１００ｂに押し付ける。この押付力は過吸込圧値を決定するため、これを決める寸法である前記弁掘りこみ１００ｇの深さと前記弁体１００ａの直径と前記差圧弁ばね１００ｃのばね定数及び自然長及びばね直径は精度良く管理しなければならない。また、前記差圧弁挿入穴９ｈの内径を前記弁ケース１００ｅの外形よりも大きくし押付力が正規の値になるところでこの弁ケース１００ｅを接着して止める方法もある。この方法の場合には、上記した各部の寸法やばね定数の値を精度良く管理する必要が無くなるため量産性が向上するという効果がある。これら二通りの方法とも組み立て完了時には、前記差圧弁挿入穴４ｗと前記弁ケース１００ｅの間は完全にシールされていなければならない。

フレーム４には、外周部に前記非旋回スクロール部材２を板状のスクロール取り付けばね７５を介して取り付ける突起した三ヶ所のスクロール取付部４ｑとその内側に滑りスラスト軸受４ｇとフレームオルダム溝４ｅ、４ｆが設けられる。そして、その外周部には、複数個の吸込溝４ｒが設けられる。また、滑りスラスト軸受４ｇには環状や径方向に直線状の油溝４ｉが設けられる。また、中央部には軸シール４ａと主軸受４ｍを設け、そのスクロール側にシャフトを受けるシャフトスラスト面４ｃを設ける。このフレーム４の上面の一番低い部分からフレーム下面に抜ける油排出路４ｓを設ける。前記軸シール４ａと前記主軸受４ｍの間の空間に向かってフレーム側面から横穴４ｎが開口している。

オルダムリング５の一面にフレーム突起部５ａ、５ｂが設けられ、もう一方の面には旋回突起部５ｃ、５ｄ（ともに図示せず）が設けられる。

圧力隔壁７４には、中央部に吐出開口部７４ｃと内周部下部に内周シール溝７４ａと下面中央付近に外周シール溝７４ｂが設けられる。この二個のシール溝の間の下面と上面を連通する絞りを伴う吐出背面流路７４ｄを設ける。ここでは、微小な径の穴を有する別ピースを圧入して形成する。

シャフト１２には内部にシャフト給油孔１２ａと主軸受給油孔１２ｂと軸シール給油孔１２ｃと副軸受給油孔１２ｉが設けられる。また、その上部には径の拡大した軸受保持部１２ｗがあり、ここに、シャフトバランス４９が圧入される。更にその上部には偏心部１２ｆがある。

ロータ１５及びステータ１６は、前記第一の公知例と同一であるため説明は省略する。

これらの構成要素を以下のように組み立てる。まず、前記フレーム４の前記主軸受４ｍに前記シャフト１２を挿入し前記ロータ１５を固定する。次に、前記オルダムリング５を、前記フレーム４の前記フレームオルダム溝４ｅ、４ｆに前記オルダムリング５の前記フレーム突起部５ａ、５ｂを挿入するようにして、装着する。次に、前記旋回スクロール部材２を、シャフト１２の偏心部１２ｆに前記旋回軸受３ｗを挿入し、前記オルダムリング５の前記旋回突起部５ｃ、５ｄに前記旋回オルダム溝３ｇ、３ｈを挿入し、前記フレーム４の前記滑りスラスト軸受４ｇに前記スラスト面３ｄを載せて、組み込む。次に、あらかじめスクロール取り付けばね７５を三本のばね取付ねじ５５でねじ止めした前記非旋回スクロール部材２を、スクロールラップがかみ合わさるようにして前記フレーム４のフレーム取付部４ｑの上面に載せる。以上のように各要素を組み込んだ上で、前記シャフト１２か前記ロータ１５を回しながら、カバーねじ５３により前記非旋回スクロール部材２を前記フレーム４に固定する。

次に、予め前記ステータ１６が焼きばめまたは圧入され、前記吸込みパイプ５４と前記軸受支持板１８とハーメチック端子２２が溶接されている前記円筒ケーシング３１へ、上記の組立部を挿入して前記フレーム４の側面にタック溶接を行なう。そして、そのハーメチック端子２２の内部側端子へ前記モータ線７７を装着し、前記ロータ１５と前記ステータ１６によってモータ１９を形成する。次に前記軸受支持板１８の中央部の穴から出た前記シャフト１２の一端が軸受ハウジング７０に装着した球面軸受７２の円筒穴に挿入されるように前記軸受ハウジングを組み込み、前記シャフト１２の回転トルクを検出しながら軸受ハウジング７０の位置を調整してその回転トルクが最小になる位置で前記軸受ハウジング７０を前記軸受支持板１８にスポット溶接する。その軸受ハウジング７０の下面に前記シャフト給油孔１２ａに給油するように給油ポンプが設けられる。また、この時、前記フレーム４と前記軸受支持板１８との間にはモータ室６２が形成される。そして、前記円筒ケーシング３１に底ケーシング２１を溶接し、貯油室８０を形成する。次に、前記圧力隔壁７４の前記内周シール溝７４ａと前記外周シール溝７４ｂに各々内周シール５７と外周シール５８を挿入しながら、前記円筒ケーシング３１に被せる。この時、前記非旋回スクロール部材２の上面の前記内周シール５７と前記外周シール５８の間に前記非旋回スクロール部材２の背面過吸込圧領域９９が設けられる。そして、吐出管５５が上部に溶接された上ケーシング２０を、更にその上に被せて、溶接する。この時、前記非旋回スクロール部材２の上面の前記内周シール５７の内側の領域が、前記非旋回スクロール部材２の背面吐出圧領域９５となる。そして、前記圧力隔壁７４と前記上ケーシング２０の間に非旋回背面室６１が形成される。次に、球面軸受７２を装着し給油管７１が溶接されている軸受ハウジング７０を中央に固定し、前記球面軸受７２の円筒穴に前記シャフト１２の端部を挿入するようにして、前記軸受支持板１８を前記円筒ケーシング３１に挿入固定する。この状態で、前記ステータ１６に電流を流し、前記ロータ１５内部の永久磁石１５ｂを着磁し、モータ１９を形成する。最後に、潤滑油５６を入れる。

次に、動作を説明する。前記吸い込みパイプ５４から前記吸込室６０へ吸い込まれたガスは、前記旋回スクロール部材３の旋回運動により前記圧縮室６内で圧縮され、前記吐出孔２ｄより前記非旋回スクロール部材２の上部の前記非旋回背面室６１に吐出される。そのガスは、一旦前記モータ室６２に入ってモータ冷却とガス内に含まれる潤滑油を分離した上で前記吐出パイプ５５より圧縮機外部へ出る。

前記非旋回スクロール部材２は、前記圧縮室６内部のガス圧により前記旋回スクロール部材３２から離間する方向の引き離し力を受けるが、前記背面過吸込圧領域９９と前記背面吐出圧領域からの圧力による引付力により、前記旋回スクロール部材３に押し付けられる。よって、非旋回スクロール部材２の付勢力は前記旋回スクロール部材から与えられる。一方、前記旋回スクロール部材３には引付力は無く、旋回背面の滑りスラスト軸受により付勢力を得ている。この結果、スクロール部材の歯先と歯底の隙間は拡大せず圧縮動作を持続することができる。ここで、前記背面過吸込圧領域９９の圧力制御法は、まず、絞りを伴う前記吐出背面流路７４ｄにより吐出系から吐出圧を導入し、前記差圧制御弁１００により、圧力を制御する。これは、前記した実施の形態で軸受を通ってきた圧縮性ガス及び油により圧力導入を行っていた点が異なるだけである。これにより、前記過吸込圧領域９９への圧力導入のみを考えた設計ができるため、最適設計が可能となる。また、バイパス弁も前記実施の形態と同様に設けているため、これらの、組み合わせにより、広い運転範囲で全断熱効率及び信頼性の向上した圧縮機を提供できるという効果がある。また、前記背面吐出圧領域９５の軸縁方向における投影面積を、第五の請求項に合う大きさとしたので、過吸込圧値を更に一層小さく設定できるため、広い運転範囲にわたり全断熱効率及び信頼性を向上できるという効果がある。

圧縮機の底に溜っている油は、前記給油ポンプ５６により、前記シャフト給油孔１２ａを通って前記旋回軸受１２ｃに給油される。また、前記横給油孔１２ｂを経由して前記主軸受４ａに給油される。その油は、前記旋回背圧室１１に入った後に、一部は前記油溝４ｉを通って滑りスラスト軸受４を潤滑しつつ前記吸込室６０に入り、その他は、前記油排出路４ｓを通って、モータ室６２に入り、圧縮機の底に戻る。

また、前記圧力隔壁７４は、その下部にガスの層を形成するため、前記非旋回背面室６１内の高温の吐出ガスからの熱が前記圧縮室６へ伝わることを防止するという本実施の形態特有の効果がある。

ところで、前記背面過吸込圧領域９９への圧力導入法として、前記吐出背面流路７４ｄを設けるかわりに、前記内周シール５７に微小な溝を設けたりしてそのシール性を低下させそこを通る前記非旋回背面室６１からの漏れ込み流れを利用してもよい。

最後に、本発明を、横置き型の旋回フロート式スクロール圧縮機に実施した第五の実施の形態を、図３０に基づいて説明する。圧力差制御弁１００の弁キャップが弾性を有するばね弁キャップ１００ｙとなり、それを固定するキャップ押え１００ｘを設ける以外は、第一の実施の形態と同一であるため、その箇所以外の説明は省略する。吐出圧が高い運転時には、弁キャップにばね性を持たせたため、ばね弁キャップ１００ｙは押されて弁穴２ｆの方へ変位する。よって、差圧弁ばね１００ｃが押し縮められて、弁体１００ａが弁シール面２ｊへ押し付ける力が増大する。よって、過吸込圧値が大きくなる。背面吐出圧領域９５の軸線方向における投影面積が、旋回軸受の設計により、最適な値よりも小さくなるとき、吐出圧の大きい運転条件では、過吸込圧値を大きくする必要が生じる。このような、吐出圧の増大につれて過吸込圧値が大きくなると、吐出圧の小さい条件下でも過大な過吸込圧値とならず、広い運転範囲において全断熱効率及び信頼性を一層向上できるという効果が有る。

第一の実施の形態の縦断面図。 冷凍サイクル用圧縮機として用いられた場合の運転が要求される圧力域。 第一の実施の形態の冷房定格条件時の荷重計算結果のグラフ。 第一の実施の形態の冷房中間条件時の荷重計算結果のグラフ。 第一の実施の形態の冷房最少条件時の荷重計算結果のグラフ。 第一の実施の形態の暖房定格条件時の荷重計算結果のグラフ。 第一の実施の形態の暖房中間条件時の荷重計算結果のグラフ。 第一の実施の形態の暖房最少条件時の荷重計算結果のグラフ。 第一の実施の形態の吐出圧のかかる領域の説明図。 第一の実施の形態の固定スクロール部材の反スクロールラップ側からの平面図。 第一の実施の形態の部材の吸込み側逆止弁近くの平面図。 第一の実施の形態の旋回スクロール部材の平面図。 第一の実施の形態の圧縮行程の説明図。 第一の実施の形態のバイパス弁板の平面図。 第一の実施の形態のバイパス弁板のリテーナの平面図。 第一の圧力差制御弁（図１のＰ部）の縦断面図。 第二の実施の形態の圧縮機の縦断面図。 第二の実施の形態の圧力差制御弁（図１７のＰ部）の縦断面図。 第三の圧縮機の縦断面図。 第三の実施の形態の圧力差制御弁（図１９のＰ部）の縦断面図。 第三の実施の形態の旋回スクロール部材の斜視図。 第三の実施の形態の非旋回スクロール部材の斜視図。 第三の実施の形態のストッパ部材の斜視図。 第四の実施の形態の圧縮機の縦断面図。 第四の実施の形態の圧力差制御弁（図２４のＰ部）の縦断面図。 第四の実施の形態の圧力隔壁を取り除いた圧縮機上面図。 第四の実施の形態の非旋回スクロール部材の中央部上面図。 第四の実施の形態のバイパス弁の上面図。 第四の実施の形態のリテーナの上面図。 第五の実施の形態の圧力差制御弁（図１のＰ部）の縦断面図。

符号の説明

２ 非旋回スクロ−ル部材（固定スクロール部材）
２ｅ バイパス穴
２３ バイパス弁板
３ 旋回スクロ−ル部材
４ フレーム
６０ 吸込室
９５ 背面吐出圧領域
９６ 吐出室
９９ 背面過吸込圧領域
９ スラスト部材
１００ 差圧制御弁

Claims (3)

1. 鏡板とそれに立設する渦巻き状のスクロールラップをそれぞれ有する固定スクロールと旋回スクロールとを噛み合わせて双方間に圧縮室を形成し、前記旋回スクロールの前記固定スクロールに対する旋回運動により前記圧縮室が外周側から中心部に移動しながら容積を小さくすることで、流体の吸入、圧縮、吐出を行う圧縮機構を持ったスクロール圧縮機において、
   前記旋回スクロールの背部に位置し、吐出空間の圧力を絞りを介して導入することによって前記旋回スクロールを前記固定スクロール側に付勢する背圧を働かせる背圧室と、前記圧縮室に流体の吸入を図る吸入圧力領域と前記背圧室とを連通する連通路と、前記背圧と前記吸入圧力領域の吸入圧との差に応じて前記連通路を開閉する背圧制御弁とを有し、
   前記背圧制御弁は、前記連通路に連なる弁穴と背圧室とを開閉し弁シール面に対面する弁体と、前記弁体を前記弁シール面に押し付ける弁ばねと、前記弁穴と吐出空間とを隔てるとともに前記弁ばねを支持する弾性部材であるばね弁キャップと、を有し、
   前記背圧制御弁は、前記吐出空間の圧力増大による前記旋回スクロールの前記固定スクロールからの引離力の増大に伴って前記背圧を増大させるように、前記吐出空間の圧力が増大したときに当該圧力を受ける前記ばね弁キャップが前記弾性部材としての弾性によって変位し前記支持した弁ばねを押し縮めて前記弁体の前記弁シール面への押付力を増大させるものである
   ことを特徴とするスクロール圧縮機。
2. 請求項１において、
   圧縮された流体を吐出する吐出口とは連通していない圧縮室と、前記吐出口と連通する吐出室と、を連通するバイパス穴を設け、
   前記バイパス穴には、前記吐出口とは連通していない圧縮室の圧力が前記吐出室の吐出圧よりも高いときに開制御する制御バイパス弁を設ける
   ことを特徴とするスクロール圧縮機。
3. 請求項２において、
   前記背圧制御弁における設定された弁ばねの弁開動作値は、前記制御バイパス弁を設けていないものにおける背圧制御弁の弁ばねの弁開動作値よりも低く設定され、
   前記背圧と前記吸入圧との差圧が前記弁ばねの押付力を越えると前記弁体が前記弁シール面から離れて前記背圧室が前記連通路を通して前記吸入圧力領域と連通する
   ことを特徴とするスクロール圧縮機。

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