JP4629567B2

JP4629567B2 - スクロール圧縮機

Info

Publication number: JP4629567B2
Application number: JP2005360113A
Authority: JP
Inventors: 利之中村; 哲三松木; 文彦石園
Original assignee: Mitsubishi Electric Corp
Current assignee: Mitsubishi Electric Corp
Priority date: 2005-12-14
Filing date: 2005-12-14
Publication date: 2011-02-09
Anticipated expiration: 2025-12-14
Also published as: JP2007162571A

Description

この発明はスクロール圧縮機に関し、特に揺動スクロール台板の両面に渦巻歯を形成した両面スクロール圧縮機の軸と軸受が片当りするのを防止する構造に関するものである。

揺動スクロール台板の片面に渦巻歯を形成し、これに固定スクロールを対向させて圧縮室を形成し、揺動スクロール台板の渦巻歯と反対側の面に揺動スクロールを駆動させる偏心軸部を軸端部に有する主軸を偏心軸部で回転可能に嵌合し、主軸をモータを挟んだ両側に配設した軸受により支承したスクロール圧縮機が知られている。

このようなスクロール圧縮機において、軸と軸受が片当りするのを防止する機構として、主軸が傾動することによる片当りを防止するため、軸受部に回転可能に嵌合される円筒状ブッシュと、円筒状ブッシュと主軸部間における主軸の軸線方向に沿う曲面部と平面部との組合せによる対向係合面部を有するものが開示されている。

従来のスクロール圧縮機は上述のように構成され、揺動スクロールの台板の渦巻歯と反対側の面に揺動スクロールを駆動させる偏心軸部を軸端部に有する主軸を偏心軸部で回転可能に嵌合し、主軸をモータを挟んだ両側に配設した軸受により支承しているため、偏心軸部がいわゆる片持ち梁の構造となり、ガス負荷により発生するモーメントを軸受で支承している。そのため、主軸はガス負荷等により傾くが、駆動ブッシュにより軸受の軸受面は軸方向平行を保ち、適正な油膜形成により軸受信頼性を維持できた（例えば特許文献１参照）。

特許第２７１２９１４号公報

ところが、スクロール圧縮機の作動冷媒にＣＯ_２ガスのような高圧冷媒を用いる場合、大きなガス負荷のため偏心軸部の撓み変形が大きくなり、主軸の傾きに加算されて、軸受内の相対的傾きは従来のＨＦＣ冷媒と比べ顕著になる。

この場合、偏心軸部のガス負荷等による主軸自体の倒れによる傾きと偏心軸部や主軸の変形による傾きとを合わせた角度で傾くので、例えば揺動軸受の軸線方向中央に作用するガス負荷作用点とこれを受ける偏心軸部の曲面部にある反力作用点との位置が相対的にずれることになる。このずれによりモーメントが発生し、これにより円筒状ブッシュが倒れて、軸受に片当りが発生し、軸受の摩耗や焼付きが生じやすくなるという問題が生じた。

従ってこの発明の目的は、上述のような問題点を解消するためになされたもので、圧縮部を両側で軸支する両持ち軸受構造とするのに加えて、軸受部の片当りを解消する組立性の良い軸受構造を有するスクロール圧縮機を提供することである。

この発明に係るスクロール圧縮機は、揺動台板の両面にほぼ対称的に渦巻歯を形成すると共に、中心部に主軸が貫通固定された揺動スクロールと、主軸を貫通して揺動スクロールの両面に配設され、各渦巻歯と対応してそれぞれ圧縮室を形成する渦巻歯を有する一対の固定スクロールとからなる圧縮部、揺動スクロール、固定スクロールの中心部には主軸を摺動自在に軸支する軸受が設けられ、この軸受には油潤滑されるための給油機構が設けられ、揺動スクロール、固定スクロールの中心部軸受に相対する主軸部の全部、または少なくとも1箇所以上において軸受部に回転可能に嵌合される円筒状ブッシュを主軸に嵌合し円筒状ブッシュと軸部間における主軸軸線方向に沿う曲面部と平面部との組合せによる対向係合面部を有するものである。

この発明に係るスクロール圧縮機は上述のように構成されているので、主軸はいわゆる両持ち構造となり、ガス負荷を発生する揺動軸受を挟んで両側に固定スクロールに設けられた軸受により支承され、軸にモーメントが発生しないので主軸自体が傾くことはなくなる。

更に、ガス負荷によるクランク軸の撓みに対しては、揺動スクロール、固定スクロールの中心部軸受に相対する主軸部の全部、または少なくとも１箇所以上において軸受部に回転可能に嵌合される円筒状ブッシュを主軸に嵌合し円筒状ブッシュと軸部間における主軸軸線方向に沿う曲面部と平面部との組合せによる対向係合面部を有するようにしたので、主軸の剛性変形による軸受に対する相対的な傾きに対し前記曲面部と平面部によるピポッド作用により円筒状ブッシュが常に軸受に対して平行な姿勢を保つことが出来るので、軸受に対する片当りを防止して摩耗や焼付きの発生を抑えることができる。

また、円筒状ブッシュを固定スクロールに設けた軸受のどちらか一方、または両方に設けることができ、これにより軸剛性による撓みにより傾きの大きくなる固定スクロール側の軸受部に円筒ブッシュを設けて片当りを防止することができる。

また、揺動スクロール側に設けた軸受に対応する偏心軸部が偏心量可変となるいわゆるスライド機構を有する円筒状ブッシュであって、かつ軸の傾きに対してピポッド作用を有し軸の片当りを防止する円筒ブッシュと、固定スクロール側に設けた前記円筒状ブッシュの組合せに関するものである。

また、固定スクロール側軸受に対応する円筒状ブッシュをモータと反対側に位置する固定スクロール側の軸受に設けたものであり、モータ側の主軸の倒れによる振れ回りによりモータ・ロータとステータの接触やエアギャップの不均衡を防止する。

更に、曲面部を、相手ブッシュと適度な硬度差を有することにより互いの摩耗を防止すること、そしてその硬度差をつける具体的手段として硬質、軟質表面処理を施すこともできる。

先ず、この発明のベースとなる圧縮機の構成を図にもとづいて説明する。図１は、実施の形態１による縦型容器を使用した場合の全体構成の一例を示す概略断面図、図２は、実施の形態１における揺動スクロールの構成を示すもので、（ａ）は後述する（ｃ）のＡ−Ａ線に沿った断面図で、左側が上面、右側が下面を示す。（ｂ）は揺動スクロールの上面の構成を示す平面図、（ｃ）は同じく下面の構成を示す平面図である。

また、図３は、図２に示す揺動スクロールの中心部に位置する球根部の構成を示すもので、（ａ）は球根部の形状を示す斜視図、（ｂ）は球根部の上面及び下面に設けられるシールリングの構成を示す斜視図、図４は、球根部におけるシールリングの作用効果を説明するための説明用断面図、図５は、実施の形態１における固定スクロールのうち、図１において下側の固定スクロールの構成を例示するもので、（ａ）は平面図、（ｂ）は（ａ）のＡ−Ａ線に沿った断面図である。図６は図１の圧縮機における主軸と圧縮部との貫通構造及び主軸の下端部の構造を示す拡大図である。

図１において、スクロール圧縮機は、縦型の密閉容器１内の上方にモータ２を配設し、下方に圧縮部３を配設すると共に、圧縮部３の下方に潤滑油溜め室４を形成している。
また、モータ２と圧縮部３の中間部における密閉容器１に吸入ガスを吸入するための吸入管５が設けられ、モータ２の上部における密閉容器１の上端にはガラス端子６が設けられている。

モータ２はリング状に形成された周知のステータ２１と、その内部で回転し得るように支承されたロータ２２とから構成されている。また、ロータ２２には主軸７が固定され、この主軸７が圧縮部３を貫通して潤滑油溜め室４まで延在されている。圧縮部３と主軸との関係については後述する。

圧縮部３は、揺動台板の上面と下面にそれぞれほぼ対称的で高さもほぼ同じ渦巻歯が形成された揺動スクロール３１と、揺動スクロール３１の上面に対向配置され、揺動スクロール３１の上面渦巻歯と対応して圧縮室３２を形成する渦巻歯を有する上側固定スクロール３３と、揺動スクロール３１の下面に対向配置され、揺動スクロール３１の下面渦巻歯と対応して圧縮室３２を形成する渦巻歯を有する下側固定スクロール３４と、下側固定スクロール３４と揺動スクロール３１との間に配設された周知のオルダム継手３５とを有する。

揺動スクロール３１の詳細構成を図２に基づいて説明する。この図に示すように揺動スクロール３１は、中心部を構成し、円弧等の曲線からなる球根部３１Ａと、その外周に延在する円板状の揺動台板３１Ｂとを有する。

球根部３１Ａは、その拡大図を図３（ａ）に示すように、中心部には主軸７が貫通する孔３１Ｃが形成され、その内周壁に揺動軸受３１Ｄが設けられると共に、揺動軸受３１Ｄの外周側の球根部の両面にシールリング溝３１Ｅが形成され、この溝に図３（ｂ）に示すような合い口３１Ｆを有するシールリング３１Ｇが挿入されている。シールリング３１Ｇの詳細については後述する。

球根部３１Ａには本来、インボリュート曲線あるいは円弧による渦巻歯が、その中心から外方に向けて形成されるものであるが、渦巻歯の巻数は圧縮機の圧縮比に比例することから、例えば空調条件でＨＦＣガスが使用される場合には圧縮比３で運転され、渦巻歯の巻数も３巻以上が必要とされるが、低圧縮比のＣＯ_２ガスが使用される場合には圧縮比２で運転され、渦巻歯の巻数も２巻以上となり、ＨＦＣガスの場合に比して渦巻歯の巻数を１巻減らすことが可能となる。

従って中心側の１巻相当分以上を減らすことにより、球根部３１Ａの中心部に主軸貫通用の孔３１Ｃを形成し揺動軸受３１Ｄを設けることが可能になったものである。
これはＣＯ_２ガスに限らず低圧縮比が定格条件となる他のいかなる用途においても適用することができる。

また、揺動台板３１Ｂの上面及び下面には、ほぼ対称的で高さも球根部とほぼ同じ渦巻歯がインボリュート曲線あるいは円弧によって２巻以上形成される。ほぼ対称的とは、図２（ａ）に示す渦巻歯の厚さｔ、高さｈ、ピッチｐ、巻数ｎがほぼ等しく、それによりガス圧縮時に発生するスラスト方向の反力が完全に、またはほぼ等しくなるようにされていることを意味する。

このため、揺動スクロール３１に作用する圧縮時の上下方向に対するスラスト推力を相殺させ、スラスト方向の負荷が実質ゼロとなるため、スラスト軸受をなくすことができる。
また、スラスト推力を相殺できるため、スクロールの歯高を低くして、その分渦巻の径方向を広げて、いわゆる薄いパンケーキ形状とすることによりラジアル方向力を相対的に小さくすることができ、ジャーナル軸受の信頼性を向上することができる。

なお、上面及び下面の渦巻歯は、ほぼ対称的とされているが、具体的には下方に向けて僅かなスラスト推力が発生するように、例えば上下の圧縮室のガス圧に差が生ずるようにされている。

このため、揺動スクロール３１は下方の渦巻歯が下側固定スクロール３４に圧接され、上方の渦巻歯は上側固定スクロール３３との間に隙間が生じるため、上方の渦巻歯の上端面には図２（ａ）、（ｂ）に示すように、チップシール溝３１Ｈが形成され、その内部にチップシール３６（図６）を装着するようにしている。また、下面の最外周部にはオルダム継手３５に対応するオルダム溝３１Ｊが形成されている。

球根部３１Ａに設けられるシールリング３１Ｇは、図３（ｂ）に示すように、断面矩形で合い口３１Ｆを有するリングとして形成され、図３（ａ）に示すシールリング溝３１Ｅに挿着される。このシールリング３１Ｇは、圧縮動作時において、主軸７と揺動軸受３１Ｄが低圧であるのに対し、渦巻歯の中心側は高圧となるため、両者間を仕切って漏れを防止するために球根部３１Ａに配設される。

仕切り作用は図４に示すように、シールする前後の空間の差圧によって高圧側である図４の左方及び下方から矢印で示すように押圧されてシールリング溝３１Ｅ内でシールリング３１Ｇがシールリング溝３１Ｅの図において右方の壁及び上方の固定スクロール３３に押し付けられて接触シールを行なうものである。

この場合、固定スクロール面においては摺動接触となるが、チップシールと同様に、小半径でのミソスリ運動により周速が小さい摺動であるため、摩擦や摺動ロスは小さい。

また、球根部３１Ａには後述するように揺動スクロール３１の両面の圧縮室で圧縮されたガスを合流させて固定スクロールの吐出口に導くために揺動台板３１Ｂを上下方向に貫通する連通口３１Ｋがシールリング溝３１Ｅの外方に形成されている。

この連通口３１Ｋはシールリング溝３１Ｅに沿った長孔として形成され、あるいは複数個の孔を隣接配置して実質的に長孔と同等な作用をする孔として形成され、圧縮室をまたがず、かつ後述する固定スクロールの吐出口と常時連通する位置に設けられる。

次に、固定スクロールの詳細構成を図５にもとづいて説明する。図５は、下側固定スクロール３４の一例を示したものである。

図５（ａ）、（ｂ）に示すように、固定台板３４Ａの中心部に主軸７が貫通する孔３４Ｂが形成され、この孔の内周面に主軸受３４Ｃが設けられている。
固定台板３４Ａの中心部である主軸受３４Ｃの外周部には、揺動スクロール３１の球根部３１Ａを収容して揺動スクロール３１の旋回駆動を許容する凹部３４Ｄが形成され、その外周に揺動スクロール３１のインボリュート曲線あるいは円弧からなる渦巻歯と同一寸法で、かつ位相が１８０度回転した渦巻歯３４Ｅが２巻以上形成されている。

また、凹部３４Ｄ内に圧縮ガスを吐出するための吐出口３４Ｆを揺動スクロールのシールリング３１Ｇを跨がないように設けている。
吐出口３４Ｆは、また、固定スクロールの最内側渦巻歯の内面に沿った長孔として形成され、あるいは複数個の孔を隣接配置して実質的に長孔と同等な作用をする孔として形成され、揺動スクロールの連通口３１Ｋと常時連通する位置に設けられている。

更に、吐出口３４Ｆと連通し、圧縮ガスを吐出管８（図１）を経て機外へ導く吐出流路３４Ｇが形成され、吐出流路３４Ｇ内で吐出口３４Ｆに対向した位置には、図１に示すように、吐出ガスの逆流を阻止する吐出弁３４Ｈが配設されている。

下側固定スクロール３４の最外周部には吸入ガスの下側圧縮室への吸入部となる吸入口３４Ｊが設けられると共に、この吸入口３４Ｊから密閉容器下部の潤滑油溜め室４に連通する排出口３４Ｋ（図１）が設けられ、排出口３４Ｋの潤滑油溜め室４側に、図１に示すように、チェック弁３４Ｌが設けられている。

このチェック弁３４Ｌは圧縮機の起動時に冷媒等が寝込んだ油が発泡して圧縮機外へ流出するのを防止するためのものである。なお、吸入ガスの圧縮室への吸入経路は、図１に示すように、上側固定スクロール３３の最外周部に形成された吸入口３３Ａと上述した下側固定スクロール３４の吸入口３４Ｊとを含めて図１に破線矢印Ｇで示すように形成され、揺動スクロール３１の上面及び下面に形成されるそれぞれの圧縮室へ吸入ガスを導入するようにされている。

主軸７は図１に示すように、上端部がモータ２のロータ２２に嵌合され、下端部は上側固定スクロール３３の貫通孔及び揺動スクロール３１の貫通孔３１Ｃ並びに下側固定スクロール３４の貫通孔３４Ｂを貫通して潤滑油溜め室４の潤滑油７７中に浸漬されている。

主軸７と圧縮部３との貫通構造及び主軸７の下端部の構造の拡大図を図６に示す。即ち、主軸７と上側固定スクロール３３との間には主軸受３３Ｂが設けられ、主軸７の主軸受３３Ｂと接する部分から下端にかけて主軸７の表面に平坦面を形成する切欠き部７１が形成され、切欠き部７１に対応する平坦面を有する偏心孔（図示せず）が形成されたスライダ７２が主軸７の切欠き部７１に嵌合され、このスライダ７２の外周面が図２に示す揺動スクロール３１の揺動軸受３１Ｄの内周面と接するように配設され、主軸７と共に偏心軸を構成して揺動軸受３１Ｄを介して揺動スクロール３１を駆動するようにされている。

また、スライダ７２の上面と下面には潤滑油の経路となる凹部７３が形成され、また、スライダ外周部の揺動軸受３１Ｄと接する面の一部には上面の凹部７３と下面の凹部７３とを連通する上下方向の給油溝７４が形成されている。

主軸７の内部には下端から上側固定スクロール３３の主軸受３３Ｂに至る偏心した給油孔７５が形成されると共に、主軸７の下端には給油機構即ち給油ポンプ７６が装着され、この給油ポンプ７６が密閉容器１の下端で潤滑油７７中に浸漬するようにされている。

次に、圧縮機の動作について説明する。
吸入管５から密閉容器１内に吸入されたガスは、先ずモータ２の部分に流入し、モータ２を冷却した後に、上側固定スクロール３３の外周部に設けられた吸入口３３Ａから破線矢印Ｇで示すように、揺動スクロール３１の上下面の圧縮室３２に取り込まれる。

その後、揺動スクロール３１が上側及び下側固定スクロール３３及び３４に対して自転しない公転運動をし、周知の圧縮原理により形成された一対の三日月形の圧縮室が中心に向かって次第にその容積を縮小し、最後に吐出口３４Ｆのある最内室で一対の圧縮室が連通し、吐出流路３４Ｇを経て圧縮機外へ流出する。

図７は、揺動スクロール３１の公転運動によって形成された一対の三日月形の圧縮室が中心に向かって次第にその容積を縮小していく過程を示したもので、図７（ａ）は揺動スクロール３１の公転角度０°の状態を示す。斜線を施した部分が揺動スクロールの渦巻歯であり、黒く塗った部分が固定スクロールの渦巻歯である。

図７（ａ）の状態で最外周の圧縮室が閉じ込みを終了し、一対の三日月形の圧縮室ＡとＢが形成される。図７（ｂ）は反時計方向に公転角度９０°だけ公転した状態を示す。
一対の圧縮室Ａ、Ｂは容積を縮小しながら中心に向かって移動している。

図７（ｃ）は公転角度が１８０°の状態を示し、図７（ｄ）は公転角度２７０°の状態を示す。この状態では吐出口３４Ｆのある最内室で圧縮室ＡとＢが連通し、吐出口３４Ｆから吐出される。

図７において、揺動スクロール３１の球根部３１Ａの形状は、破線で示す部分までインボリュート曲線をなし、圧縮室Ｂの一方の境界を形成している。これより中心側は圧縮に寄与しない最内室を形成する球根部曲線となり、固定スクロール３４の渦巻歯の内面と組み合わされて境界面を形成する。

吐出口３４Ｆは圧縮に寄与しない最内室に設けられており、圧縮工程中に上述したシールリング３１Ｇをまたぐことがないように位置関係が設定され、十分な流路面積が確保できるように設けられている。このため、圧縮工程中に球根部３１Ａで吐出口３４Ｆを完全に塞ぐことがないように、球根部曲線と固定スクロールの渦巻歯の内面の曲線は空間部を確保できるように形成されている。

スクロール圧縮機のように組込容積比固定タイプの圧縮機においては、設定された圧縮比よりも高圧縮比運転がなされた場合に、最終吐出工程において圧縮不足ロスが生じる。この圧縮不足ロスは、例えば図７（ｄ）のように最内室と圧縮室ＡとＢとの連通時において、最内室の圧力が圧縮室Ａ、Ｂの圧力よりも高いことを意味し、そのため連通時に最内室から圧縮室Ａ、Ｂへ逆流が生じ、その分、圧縮動力にロスが生じる。

従って、トップクリアランス容積（吐出弁３４Ｈより上流の容積で、具体的には最内室と吐出口３４Ｆと連通口３１Ｋの和に相当する）は最小限に抑え、かつ圧縮室ＡとＢとの連通時に吐出口３４Ｆへの流路を十分に確保するため、球根部３１Ａに若干の逃がし部３４Ｍを形成している。逃がし部３４Ｍは換言すれば曲率半径を小さくし幅を広げて流路を確保しようとするものである。

次に、給油について説明する。図６に示すように、給油ポンプ７６によって主軸７の下端から矢印で示すように吸引された潤滑油７７は、主軸７内の給油孔７５を通って矢印で示すように吸い上げられ、上側固定スクロール３３の主軸受３３Ｂ内に給油される。

その後、主軸に形成された切欠き部７１の平坦部を通り下降してスライダ７２の上面に形成された凹部７３を経てスライダ７２の外周面に上下方向に形成された給油溝７４に流入しスライダ７２を潤滑する。

給油溝７４を下降した油はスライダ下面に形成された凹部７３を経て下側固定スクロール３４に形成された戻り孔３４Ｎを通って主軸の中心方向へ流れ、再び主軸７の切欠き部７１を下降して下側固定スクロール３４の主軸受３４Ｃに給油しながら主軸受３４Ｃの下端部から矢印で示すように主軸外へ排出され、潤滑油溜め室４に戻る。

上述のように潤滑油７７は給油から排油まで吸入ガスの流れと直接接触することなく閉ループを構成する一連の循環給油経路を形成している。
従って、吸入ガスに油が巻き込まれて圧縮機外へ流出する事態を防止することができる。

図８は、主軸およびスライダの構成を示すもので、（ａ）は主軸の構成を示す斜視図、（ｂ）はスライダの構成を示す斜視図である。また、図９は、スライダの動作原理を説明するための説明図である。

図８（ａ）に示す主軸７は図の右端が図１の上方になり、図の左端が図１の下方になる。切欠き部７１は主軸７の下端寄りの部分に平坦面を形成したものであるが、この切欠き部７１は図６で説明したように、上側固定スクロール３３の主軸受３３Ｂと接する部分から主軸の下端にかけて形成されている。

また、図８（ｂ）に示すように、切欠き部７１に対応する平坦なスライド面７２Ａと、このスライド面７２Ａを含む偏心孔７２Ｂを有する円筒状のスライダ７２を設け、このスライダの偏心孔７２Ｂにスライド面７２Ａと切欠き部７１とが対応するように主軸７の切欠き部７１を嵌合すると伴に、図６に示すように、揺動スクロール３１の貫通孔３１Ｃに貫通させ、揺動軸受３１Ｄの内面にスライダ７２の外周面を摺接させるようにしている。

主軸７の外径とスライダ７２の偏心孔７２Ｂの内径は、主軸の外径が若干小さく設定されており、その結果、切欠き部７１とスライド面７２Ａは互いに若干平行にスライドできるようになっている。

図９に基づいてスライダ７２の動作原理を説明する。図９（ａ）に示すように、スライダ７２の中心は揺動スクロール３１の中心３１Ｘと同一とされ、主軸７の中心は固定スクロールの中心３４Ｘと一致するようにされている。このため、主軸７の中心に対してスライダ７２の中心はクランク半径に相当するｒだけ偏心しており、これは揺動スクロール３１の渦巻歯と固定スクロール３３、３４の渦巻歯とが理想的に互いに接触して回転する距離に等しい。

主軸７が回転すると揺動スクロール３１は遠心力を発生し、図９（ａ）にＦｃで示す方向へ力が作用する。一方、これと直角方向にガス圧力による反力Ｆｇが発生するため、スライダ７２はスライド面７２Ａを主軸７の切欠き部７１に押し付けると伴に、Ｆｃ方向へスライドしようとする。

この結果、図９（ｂ）に示すように、固定スクロールの渦巻歯３４Ｅと揺動スクロールの渦巻歯３１Ｍとが互いに接触するようになるまで接触力ＦＲを受けてスライドするため、固定スクロールと揺動スクロールの渦巻歯間の接触シールが実現するものである。

このように、スライダ７２によって渦巻歯間の接触シールが行われるため、渦巻歯間の漏れを最小限に抑制して圧縮効率の高いスクロール圧縮機を得ることができる。特に、ＣＯ_２ガスのように圧力差が大きく、漏れ易いガスを使用する場合には、スライダ７２は必要不可欠である。

図１０は、第１のバランサの構成を示す斜視図、図１１は、第２のバランサの構成を示す斜視図、図１２は、各バランサの作用効果を説明するための説明図である。圧縮機の全体構成は図１と同様であるため図示を省略する。

図１０は、揺動スクロールの偏心回転運動に伴うアンバランスを釣合わせるためのバランサの構成を示すものである。ここでは、後述する理由により２つのバランサを装着するものであるが、図１０は、そのうちの第１のバランサを示すものである。

第１のバランサ９は主軸７への嵌合孔９１を有する筒体９２の一側に、バランサとして作用する突出部９３を設けたものである。また、筒体９２の一端にはスラスト面を形成する鍔部９４が形成されている。

第１のバランサ９は図１に示すように、モータ２のロータ２２と上側固定スクロール３３との間で鍔部９４が下方となるようにして主軸７に嵌合され、圧縮機の上部バランサとして作用するようにされている。

第１のバランサ９は、圧縮機に対するバランサの役目と共に、モータ２のロータ２２の軸方向位置決めの役目をもなすように、筒体９２の長さが設定され、下端部となる鍔部９４は、スラスト面を形成し、上側固定スクロール３３の固定台板３４Ａと当接させることにより、主軸７とロータ２２の全重量をここで受けて回転摺動するようにされている。

図１１は、第２のバランサ７６Ａの構成を示すもので、図１に示す給油ポンプ７６の周面に、バランサとして作用する偏心荷重を給油ポンプの全長にわたって形成あるいは装着したものである。

バランサ７６Ａはこの例では、給油ポンプの側壁の厚さを局部的に厚く形成したものである。このように構成することにより、アンバランス回転するようにしており、給油ポンプと圧縮機の下部バランサの両方の役目を持たせている。

バランサを給油ポンプ７６のほぼ全長にわたって形成することにより、偏心量を小さくすることができるため、油面に偏心部が浸かって回転しても偏心部による油の攪拌ロスを最小限に抑えることができる。

図１２は、上述のバランサ作用効果について説明するものである。通常、揺動スクロールのアンバランスを釣合わせるためには、（ａ）に示すように、主軸７の一端側において動バランス、静バランスをとるようにするため第１のバランサＢ１、第２のバランサＢ２を図示のように配置する。各バランサは主軸７に焼嵌め固定されたモータロータのエンドリングに取り付ける場合が多い。この場合、釣合わせは、周知のようにＦｃ＝Ｆｃ１＋Ｆｃ２、Ｆｃ１×Ｌ１＝Ｆｃ２×Ｌ２となるように設定される。

ところが、図１２（ｂ）のように、揺動スクロール３１と固定スクロール３３、３４が渦巻歯同士で接触する場合には、揺動スクロール３１の遠心力を全て固定スクロール３３、３４の渦巻歯で受けてしまうため、主軸７にはＦｃ１とＦｃ２によりモーメントＭ１が発生し、上下の主軸受３３Ｂ、３４Ｃでこのモーメントを受けることになる。この結果、主軸が図示のように傾動して回転することとなり、いわゆる片当りによって主軸受３３Ｂ、３４Ｃが損傷したり摩耗したりし易くなる。

そこで図１２（ｃ）のように、即ち、上述したように、２つのバランサＢ１、Ｂ２を主軸受３３Ｂ、３４Ｃを挟んで両側に配置すれば、モーメントの発生をなくして主軸７を主軸受に平行の状態で回転することができ、軸受信頼性を向上させることができる。

この圧縮機は以上のように構成されているため、例えば、空調機省エネのため熱交換器容積を大きくしたり、負荷平準化ピークカット氷蓄熱システムのように、低圧縮比で通常運転されるようにチューニングされた装置で使用する場合や、空調運転で通常運転が低圧縮比となるＣＯ_２ガスのような冷媒を使用する場合に適しており、高効率を維持することができる。

実施の形態１．
以下、この発明のスクロール圧縮機の実施の形態１を図に基づいて説明する。図１３および図１４は、この発明のスクロール圧縮機における主軸および軸受の構成を示すもので、主軸７と圧縮部３との貫通構造および主軸７の下端部の構造を示す図６の軸受まわりのみ異なり、その他は先に説明した構造と同様である。即ち、主軸７は、揺動スクロール３１および一対の固定スクロール３３、３４の中央部に設けられた貫通孔を貫通して延びており、主軸７の貫通孔内の部分が主軸部であって、スクロールの主軸部によって支持される部分が軸受部である。主軸７と主軸受３３Ｂの間には、円筒状ブッシュ７９が主軸７に設けられた曲面部７Ｃの外周に微少隙間を設けて嵌合され、かつ円筒状ブッシュ７９は主軸受３３Ｂと共に固定スクロール３３に対して回転可能に嵌合されている。曲面部７Ｃは主軸受３３Ｂの軸線方向ほぼ中央の位置で図１４に示すように主軸７の全周に亘って周方向に形成されている。主軸受３３Ｂと円筒状ブッシュ７９は一体に回転するように主軸７に形成されたピン１０１と円筒状ブッシュに形成された切欠き溝７９Ａを嵌合させている。また、ピン１０１により円筒状ブッシュ７９は主軸７の軸線方向下方への移動を規制されており、このようにして円筒状ブッシュとスライダ７２は互いに端面を接しないようにして構成されている。

スライダ７２は、主軸７の切欠き部７１に形成された曲面部７Ａとスライダ７２の平坦なスライド面７２Ａと当接するように嵌合されている。スライダ７２は下側固定スクロール３４と端面で接して下方への軸方向規制されている。

また、主軸７と主軸受３４Ｃの間には、円筒状ブッシュ７８が主軸７に設けられた曲面部７Ｂの外周に微少隙間を設けて嵌合され、かつ円筒状ブッシュ７８は主軸受３４Ｃと共に固定スクロール３４に対して回転可能に嵌合されている。曲面部７Ｂは主軸受３４Ｃの軸線方向ほぼ中央位置で、図１４に示すように切欠き部７１を除いて全周に亘って周方向に形成されている。主軸受３４Ｃと円筒状ブッシュ７８は主軸７の切欠き部７１と円筒状ブッシュ７８の内周側に設けた平坦面７８Ａが当接することにより一体に回転する。また円筒状ブッシュ７８は給油ポンプ７６と端面同士が当接するように組み立てられ軸方向下方へ規制されている。

図１４にクランク軸７および円筒状ブッシュ７８、７９、スライダ７２の斜視図を示す。図１４に示すクランク軸７は図の右端が図１の上方になり、図の左端が図１の下方になる。切欠き部７１は主軸７の下端寄りの部分に平坦面を形成したものであるが、この切欠き部７１は図６で説明したように、上側固定スクロール３３の主軸受３３Ｂと接する部分から主軸７の下端にかけて形成されている。

また、図に示すように主軸７には円筒状のスライダ７２が嵌合される。スライダ７２には、切欠き部７１に対応する平坦なスライド面７２Ａを含む偏心孔７２Ｂが設けてある。主軸７は、スライダの偏心孔７２Ｂにスライド面７２Ａと切欠き部７１とが対応するように主軸７の切欠き部７１を合わせてスライダ７２内に挿入し、切欠き部７１内にあって主軸の軸線方向と直交する曲面部を有する直線上の曲面部７Ａ上にスライド面７２Ａが乗るまで嵌合させてある。スライダ７２は、図６にも示すように、揺動スクロール３１の貫通孔３１Ｃ内に揺動軸受３１Ｄと共に貫通させ、揺動軸受３１Ｄの内面にスライダ７２の外周面が摺接するようにしてある。主軸の外径は、スライダ７２の偏心孔７２Ｂの内径よりも若干小さく設定されており、その結果、切欠き部７１とスライド面７２Ａは互いに若干平行にスライドできるようになっている。

このように、本発明のスクロール圧縮機は、両面に渦巻歯を有する揺動スクロール３１と、この揺動スクロール３１の渦巻歯（ラップ）に噛み合って間に圧縮室を形成する一対の固定スクロール３３および３４と、揺動スクロール３１に対して回転可能に偏心して設けられて揺動スクロール３１を揺動させる偏心したスライダ７２と、スライダ７２を貫通して延びてスライダ７２と共に回転し、固定スクロール３３および３４を貫通して延びて、揺動スクロール３１を揺動させる主軸７とを備えている。主軸７は、揺動スクロール３１の両側に設けられた第１および第２の支承部を有し、これら支承部が固定スクロール３３および３４の中央部に形成された軸受部によって回転可能に支持されている。主軸７の第１および第２の支承部のうち少なくともいずれか一方の支承部は、固定スクロール３３および３４の軸受部に対して回転可能に嵌合したブッシュ７８、７９と、ブッシュの内面に接触して主軸７のブッシュ７８、７９に対する傾動を許容する曲面部７Ｂ、７Ｃと、傾動を許容しつつブッシュ７８、７９を主軸７と共に回転させる結合手段７１、７８Ａ、７９Ａ、１０１とを備えている。

実施の形態２．
次に、この発明のスクロール圧縮機の別の実施の形態を図に基づいて説明する。図１５は、主軸および軸受の構造を示すもので、主軸７の上部の軸形状のみ図１３と構成が異なる。すなわち、主軸７の上部軸部７Ｄは曲面部を持たないストレートの通常の軸形態をなし、円筒状ブッシュも嵌合されていない。

上部軸部７Ｄの軸径Ｄは、下部偏心軸部７ｄの主軸径ｄと比べ十分に太く、通常は下部軸受の円筒状ブッシュ７８の外径と同等以上とする。

これは、主軸７の下端よりスライダ７２を嵌合させる構造とした場合に可能となる。このようにして、主軸７の上部軸部７Ｄは主軸受３３Ｂに対し、適正な軸受クリアランスの設定のもと嵌合される。

次に図１６によって動作原理を説明する。図１６（ａ）は従来技術における力のかかり方とそれに伴う主軸の変形を強調して描いている。主軸７が回転して揺動スクロールと固定スクロールが協動することにより図７に示す圧縮原理により流体が圧縮すると図１６（ａ）に矢印Ｆで示す方向の径方向ガス圧縮力が主軸７に作用する。

その結果、主軸７は軸受３３Ｂと３４Ｃの端部Ｂ、Ｃで支持されて結果的に図に示すように弓なりに変形する。その結果、端部Ｂ、Ｃで主軸７と軸受３３Ｂ、３４Ｃは所謂片当り状態となり、軸と軸受が相対的に傾斜するため油膜形成が出来ずに摩耗、焼損を招いていた。

そこで図１６（ｂ）のように、各軸受部に対応して主軸７に曲面部７Ｃを形成し、これに円筒状ブッシュ７９を嵌合させることにより主軸７が変形により傾いても、曲面部７Ｃの頂点で反力を受けるため頂点の位置と軸受３３Ｂの軸方向位置を一致させておくことにより円筒状ブッシュ７９は軸受３３Ｂに対し常に平行を保ち、結果として円筒状ブッシュ７９と軸受３３Ｂは平行軸受としての機能を維持し適正な流体潤滑による油膜切れのない、信頼性の高い軸受を提供することが出来る。

図１７に、このような軸受構成を実施した場合と従来軸受との対比を模式的に表している。（ａ）は従来軸受図６の軸受構成を模式的に表した図、（ｂ）は本発明の実施の形態１の軸受構成である図１３の模式図、（ｃ）は本発明の他の例である実施の形態２の軸受構成図１５の模式図を表す。

（ｂ）の場合、上下の主軸受３３Ｂ、３４Ｃおよび揺動軸受３１Ｄに対応する主軸７のそれぞれの曲面部７Ａ、７Ｂ、７Ｃと円筒状ブッシュ７９、７８およびスライダ７２により、主軸７が剛性変形してもそれぞれ平行軸受として機能するため、良好な油膜形成と軸受信頼性を保つことができる。

（ｃ）の場合、主軸７の７Ｄ部の軸径を十分に太くすることが出来るので、剛性変形を相対的に小さくでき、結果としてこの部分には円筒状ブッシュ７９を設けなくとも軸受３３Ｂに対し十分な油膜形成を確保できる。その結果、構成を簡素化でき、より低コスト化を図ることができるとともに、固定スクロール側軸受に対応する円筒状ブッシュをモータ２と反対側に位置する固定スクロール側の軸受に設けたものであり、モータ側の主軸の倒れによる振れ回りによりモータ・ロータとステータの接触やエアギャップの不均衡を防止する。

また、実施の形態１ないし２において、曲面部７Ａ、７Ｂ、７Ｃと円筒状ブッシュ７８、７９、スライダ７２のそれぞれの各局面部との対抗面に相対的に硬度差をつけることにより、この部分の局部当りに対する摩耗を防止して、機能低下を防ぎ、結果として軸受信頼性の相対的低下を防止できる。硬度差をつける手段としてはＤＬＣ、ＣｒＮ、ＮｉＰなどの硬質、軟質表面処理が有効である。

この発明は低圧縮比で通常運転されるようにチューニングされた空調機や氷蓄熱システムあるいは通常運転が低圧縮比となるＣＯ_２ガスのような冷媒を使用した空調機に利用し得るものである。

以上説明したように、この発明のスクロール圧縮機は、両面に渦巻歯を有する揺動スクロール３１と、この揺動スクロール３１の上記渦巻歯に噛み合って間に圧縮室を形成する一対の固定スクロール３３、３４と、上記揺動スクロール３１に対して回転可能に偏心して設けられて上記揺動スクロールを揺動させる偏心したスライダ７２と、上記スライダ７２を貫通して延びて上記スライダ７２と共に回転し、上記固定スクロール３３、３４を貫通して延びて、上記揺動スクロール３１を揺動させる主軸７とを備えたスクロール圧縮機に於いて、上記主軸７は、上記揺動スクロール３１の両側に設けられて上記固定スクロール３３、３４の軸受部によって回転可能に支持された第１および第２の支承部を有し、上記主軸７の上記支承部の少なくともいずれか一方は、上記固定スクロール３３、３４の軸受部に対して回転可能に嵌合したブッシュ７８、７９と、上記ブッシュの内周面に接触し、上記主軸７の上記ブッシュ７８、７９に対する傾動を許容する曲面部７Ｂ、７Ｃと、上記傾動を許容しつつ上記ブッシュ７８、７９を上記主軸と共に回転させる結合手段７１、７８Ａ、７９Ａ、１０１とを備えたことを特徴とするものである。

上記曲面部７Ｂ、７Ｃは、上記主軸７のほぼ全周に亘って周方向に延び、上記ブッシュの内周面にほぼ線接触する環状突出部であってもよい。

上記曲面部７Ｂ、７Ｃは、上記固定スクロール３３、３４の厚さ寸法のほぼ中央部で上記ブッシュに接触していてもよい。

上記主軸７は、上記揺動スクロールを上記スライダ７２を介して回転可能に支持する第３の支承部を持ち、上記第３の支承部は、上記スライダ７２の内周面に接触し、上記主軸７の上記スライダ７２に対する傾動を許容する曲面部７Ａと、上記傾動を許容しつつ上記スライダ７２を上記主軸７と共に回転させる結合手段７１、７２Ａとを備えたものでもよい。

上記第１の支承部の上記結合手段は、上記主軸７の切り欠き部７１と、上記切り欠き部７１に係合した上記ブッシュ７８の平坦面７８Ａとであってもよい。

上記第２の支承部の上記結合手段は、上記主軸７に固定されたピン１０１と、上記ピン１０１に係合した上記ブッシュ７９の切り欠き溝７９Ａであってもよい。

上記第２の支承部は、上記主軸７に作用する力に抗する剛性を与える大きさの直径Ｄを持ち、上記固定スクロール３３により実質的に傾動不可能に回転可能に支持されていてもよい。

上記曲面部および相対する円筒状ブッシュ面に硬度差をつけるように材質の組合せ、または表面処理等を施すこともできる。

上記表面処理としては、ＤＬＣ、ＣｒＮ（クロムナイトライド）、ＮｉＰ（ニッケルリンメッキ）などの硬質、軟質処理であってもよい。

上記スクロール圧縮機は、ＣＯ_２ガスを冷媒として使用するものでもよい。

この発明のベースとなる圧縮機の全体構成の一例を示す概略断面図である。図１の圧縮機における揺動スクロールの構成を示すもので、（ａ）は断面図、（ｂ）は上面の構成を示す平面図、（ｃ）は下面の構成を示す平面図である。図２に示す揺動スクロールの中心部に位置する球根部の構成を示すもので、（ａ）は斜視図、（ｂ）は上面及び下面に設けられるシールリングの構成を示す斜視図である。球根部におけるシールリングの作用効果を説明するための説明用断面図である。図１の圧縮機における下側固定スクロールの構成を示すもので、（ａ）は平面図、（ｂ）は（ａ）のＡ−Ａ線に沿った断面図である。図１の圧縮機における主軸と圧縮部との貫通構造及び主軸の下端部の構造を示す拡大図である。図１の圧縮機の動作を説明するため揺動スクロールの公転角度と圧縮室との関係を示す説明図である。図１の圧縮機における主軸及びスライダの構成を示す斜視図である。図１の圧縮機におけるスライダの動作原理を説明するための説明図である。図１の圧縮機における第1のバランサの構成を示す斜視図である。図１の圧縮機における第２のバランサの構成を示す斜視図である。図１の圧縮機における作用効果を説明するための説明図である。この発明のスクロール圧縮機における主軸と圧縮部との貫通構造及び主軸の下端部の軸受構成を示す拡大図である。図１３のスクロール圧縮機の主軸、円筒状ブッシュおよびスライダの構成を示す斜視図である。図１３のスクロール圧縮機における主軸と圧縮部との貫通構造及び主軸の下端部の軸受構成を示す拡大図である。この発明のスクロール圧縮機の軸受構成の動作原理を説明するための説明図である。この発明のスクロール圧縮機の軸受構成の作用効果を説明するための説明図である。

符号の説明

１密閉容器、２モータ、３圧縮部、４潤滑油溜め室、５吸入管、６ガラス端子、７主軸、８吐出管、３１揺動スクロール、３２圧縮室、３３上側固定スクロール、３４下側固定スクロール、３５オルダム継手、７６給油ポンプ、７７潤滑油、７Ａ、７Ｂ、７Ｃ曲面部、７ｄ偏心軸部、７２スライダ（円筒状ブッシュ）、７８、７９円筒状ブッシュ、３３Ｂ、３４Ｃ主軸受、３１Ｄ揺動軸受。

Claims

両面に渦巻歯を有する揺動スクロールと、
この揺動スクロールの上記渦巻歯に噛み合って間に圧縮室を形成する一対の固定スクロールと、
上記揺動スクロールに対して回転可能に偏心して設けられて上記揺動スクロールを揺動させる偏心したスライダと、
上記スライダを貫通して延びて上記スライダと共に回転し、上記固定スクロールを貫通して延びて、上記揺動スクロールを揺動させる主軸とを備えたスクロール圧縮機に於いて、
上記主軸は、上記揺動スクロールの両側に設けられて上記固定スクロールの軸受部によって回転可能に支持された第１および第２の支承部を有し、
上記主軸の上記支承部の少なくともいずれか一方は、上記固定スクロールの軸受部に対して回転可能に嵌合したブッシュと、上記ブッシュの内周面に接触し、上記主軸の上記ブッシュに対する傾動を許容する曲面部と、上記傾動を許容しつつ上記ブッシュを上記主軸と共に回転させる結合手段とを備えたことを特徴とするスクロール圧縮機。
上記曲面部は、上記主軸のほぼ全周に亘って周方向に延び、上記ブッシュの内周面にほぼ線接触する環状突出部であることを特徴とする請求項１記載のスクロール圧縮機。
上記曲面部は、上記固定スクロールの厚さ寸法のほぼ中央部で上記ブッシュに接触していることを特徴とする請求項１あるいは２記載のスクロール圧縮機。
上記主軸は、上記揺動スクロールを上記スライダを介して回転可能に支持する第３の支承部を持ち、上記第３の支承部は、上記スライダの内周面に接触し、上記主軸の上記スライダに対する傾動を許容する曲面部と、上記傾動を許容しつつ上記スライダを上記主軸と共に回転させる結合手段とを備えたことを特徴とする請求項１乃至３のいずれか一項記載のスクロール圧縮機。
上記第１の支承部の上記結合手段は、上記主軸の切り欠き部と、上記切り欠き部に係合した上記ブッシュの平坦面とであることを特徴とする請求項１乃至４のいずれか一項記載のスクロール圧縮機。
上記第２の支承部の上記結合手段は、上記主軸に固定されたピンと、上記ピンに係合した上記ブッシュの切り欠き溝であることを特徴とする請求項５記載のスクロール圧縮機。
上記第２の支承部は、上記主軸に作用する力に抗する剛性を与える大きさの直径を持ち、上記固定スクロールにより実質的に傾動不可能に回転可能に支持されていることを特徴とする請求項５記載のスクロール圧縮機。
上記スクロール圧縮機は、ＣＯ _２ガスを冷媒として使用することを特徴とする請求項１乃至７のいずれか一項記載のスクロール圧縮機。