JP4793267B2

JP4793267B2 - スクロール圧縮機

Info

Publication number: JP4793267B2
Application number: JP2006548644A
Authority: JP
Inventors: 利之中村; 賢司矢野; 文彦石園; 邦雄藤條; 昌晃須川; 正浩杉原; 昌之角田; 慎関屋; 利秀幸田
Original assignee: Mitsubishi Electric Corp
Current assignee: Mitsubishi Electric Corp
Priority date: 2004-12-22
Filing date: 2004-12-22
Publication date: 2011-10-12
Anticipated expiration: 2024-12-22
Also published as: EP1818540B1; US20090123315A1; ES2365399T3; KR100951219B1; KR100951220B1; KR20080109941A; CN101287910B; US7766633B2; JPWO2006067844A1; KR20080109942A; WO2006067844A1; EP1818540A4; CN101287910A; EP1818540A1

Description

この発明は、スクロール圧縮機、特に揺動スクロール台板の両面に渦巻歯を形成したスクロール圧縮機に関するものである。

従来のスクロール圧縮機は、例えば、揺動スクロール台板の両面に渦巻歯を形成し、それぞれの渦巻歯に２つの固定スクロールを対向させて揺動スクロールの上下で圧縮室を形成し、各スクロールを貫通する軸によって揺動スクロールを駆動するようにしたタイプのものもあるが、貫通した軸は偏心軸部を有しこの偏心軸部を揺動スクロールの台板貫通部に設けられた軸受で軸支し揺動スクロールを回転自在に駆動するとともに、この偏心軸部の両側の同軸部を上記２つの固定スクロールに同じく貫通して設けられた軸受で軸支する構造をとっていた。（たとえば特開８−１７０５９２号公報）

日本特開平８−１７０５９２号公報

従来のスクロール圧縮機は上記のように構成され、特許文献１においては、揺動スクロールの上下の渦巻歯側面とそれに対応する上下に配置された固定スクロールのそれぞれの渦巻歯側面間に、それぞれ微小空間を設けて圧縮室を形成するように上記貫通軸の偏心軸部の偏心量を設定していた。そのため、圧縮機動作時に渦巻歯側面間隙からの作動流体の漏れによる損失が発生し圧縮機の性能を左右するため、上記偏心軸部の偏心量を高精度に機械加工、組立することが要求され加工コストが増大する問題点があった。
また、ＣＯ _２冷媒のように分子量が小さく圧縮時に従来のフロン冷媒と比べ高圧力差を発生する冷媒を使用する場合に、特に微小隙間からの漏れは性能低下を生じる問題があった。

この発明は、上記のような問題点を解消するためになされたもので、加工・組立性よく各渦巻歯側面間の漏れ損失を改善し、軸受信頼性も向上させるシール、軸受構造を有するスクロール圧縮機を提供することを目的とする。

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、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された揺動スクロールと、上記主軸が貫通するとともに上記揺動スクロールの両面に配設され、上記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を含む圧縮部と、
上記密閉容器内に設けられ、上記主軸を駆動するモータと、
上記主軸を回転保持するために上記一対の固定スクロールのみに配置された軸受けとを備え、
上記主軸は上記揺動スクロール及び上記一対の固定スクロールの貫通部から下端までが実質的に同一平面で形成された切欠き部を有し、
上記主軸の切欠き部に対応する平坦なスライド面を有する偏心孔が形成され上記主軸の切欠き部が形成された個所の一部に嵌合されると共に、上記スライド面により上記主軸の長さ方向と直交する方向にスライドし得るようにされ、かつ外周面に給油溝を設けたスライダを備え、
上記スライダが嵌合されていない上記主軸の上記切欠き部は給油経路として構成されている
ものである。

この発明に係るスクロール圧縮機は上記のように構成され、例えば縦型とする場合には、容器の下方に圧縮部を配設し、上方にモータを配設し、ガラス端子をモータ上方の上端部に設けることができるため、容器内に圧縮部とモータを全て固定した後、最後にリード線を端子に接続することができるため、組立性がよくなるものである。

また、揺動スクロールの両面にほぼ対称の渦巻歯が形成されることにより、作動ガスの圧縮によって生ずるスラスト負荷が互いにキャンセルされる結果、スラスト軸受を設ける必要がない。
従って、CO₂ ガスのように高圧力、高荷重のガスを使用する場合には、周速が低く油膜形成が難しいスラスト軸受の油膜切れによる摩擦ロスの増大や焼損を防止することができる。

また、圧縮部の両側で軸支する両持ち軸受構造であるため、軸にモーメントが発生することがなく、従って軸の傾動による軸受への片当りと、それに伴う軸受ロスの増大や焼損を防止することができる。

更に、揺動スクロールの両面の渦巻歯は、上述のように、ほぼ対称的で高さもほぼ同じに形成されるため、構造が簡単で容易に形成することができる。

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。この発明の実施の形態１における主軸及びスライダの構成を示す斜視図である。実施の形態１のスライダの動作原理を説明するための説明図である。この発明の実施の形態２における第１のバランサの構成を示す斜視図である。この発明の実施の形態２における第２のバランサの構成を示す斜視図である。実施の形態２の各バランサ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、９第１のバランサ、３１揺動スクロール、３１Ａ球根部、３１Ｂ揺動台板、３１Ｄ揺動軸受、３１Ｅシールリング溝、３１Ｆ合い口、３１Ｇシールリング、３１Ｈチップシール溝、
３１Ｊオルダム溝、３１Ｋ連通口、３２圧縮室、３３上側固定スクロール、３３Ｂ主軸受、３４下側固定スクロール、３４Ａ固定台板、３４Ｃ主軸受、３４Ｄ凹部、３４Ｅ渦巻歯、３４Ｆ吐出口、３４Ｇ吐出流路、３４Ｈ吐出弁、３４Ｊ吸入口、３５オルダム継手、７１切欠き部、７２スライダ、７２Ａスライド面、７２Ｂ偏心孔、７６給油ポンプ、７７潤滑油、７８第２のバランサ、９１嵌合孔、９２筒体、９３突出部、９４
鍔部。

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、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、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、図１の圧縮機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にもとづいて説明する。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をまた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。

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、この発明の実施の形態１を図にもとづいて説明する。図８は、実施の形態１における主軸及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。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を嵌合すると共に、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にもとづいてスライダ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に押し付けると共に、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とが互いに接触しＦｃと釣り合う接触反力Ｆ_Ｒが発生するまでスライドするため、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なわれるため、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。

実施の形態２．
次に、この発明の実施の形態２を図にもとづいて説明する。図１０は、実施の形態２における第１のバランサの構成を示す斜視図、図１１は、実施の形態２における第２のバランサの構成を示す斜視図、図１２は、上記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り合わせるためのバランサの構成を示すものである。実施の形態２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の固定台板の上面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７８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肉部７８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。

具体的には、ポンプ内外径を回転軸に沿って偏心させることにより、給油ポンプ７６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、実施の形態２の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り合わせるためには、（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。

釣り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、上述したこの発明の実施の形態２のように、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動することができ、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。

Claims

密閉容器内に設けられ、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された揺動スクロールと、上記主軸が貫通するとともに上記揺動スクロールの両面に配設され、上記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を含む圧縮部と、
上記密閉容器内に設けられ、上記主軸を駆動するモータと、
上記主軸を回転保持するために上記一対の固定スクロールのみに配置された軸受けとを備え、
上記主軸は上記揺動スクロール及び上記一対の固定スクロールの貫通部から下端までが実質的に同一平面で形成された切欠き部を有し、
上記主軸の切欠き部に対応する平坦なスライド面を有する偏心孔が形成され、上記主軸の切欠き部が形成された個所の一部に嵌合されると共に、上記スライド面により上記主軸の長さ方向と直交する方向にスライドし得るようにされ、かつ外周面に給油溝を設けたスライダを備え、
上記スライダが嵌合されていない上記主軸の上記切欠き部は給油経路として構成されていることを特徴とするスクロール圧縮機。
上記密閉容器を垂直に設置し、
上記圧縮部を上記密閉容器内の下部に配設し、
上記モータを上記密閉容器内の上部に配設すると共に、
上記圧縮部の下方の密閉容器内に潤滑油溜め室を形成し、
上記潤滑油溜め室から潤滑油を汲み上げる給油ポンプを上記主軸の下端に装着したことを特徴とする請求項１記載のスクロール圧縮機。
上記圧縮部によって上記密閉容器内をモータ部と潤滑油溜め室に仕切り、
吸入ガスを吸入する吸入管をモータ部に設け、
吸入ガスを吐出する吐出管を上記圧縮部に設けると共に、
上記給油ポンプに連通し、上記主軸内を経て上側固定スクロール軸受に開口し、揺動スクロール軸受及びスライダの給油溝、下側固定スクロール軸受、主軸の切欠き部を通過して上記潤滑油溜め室に至る給油経路を形成したことを特徴とする請求項２記載のスクロール圧縮機。
上記圧縮部に、モータ部と潤滑油溜め室とを連通する通路を設け、この通路の潤滑油溜め室側開口部に潤滑油の逆流を防止するチェック弁を設けたことを特徴とする請求項３記載のスクロール圧縮機。
上記圧縮部を構成する上側固定スクロールの外周部に、上記モータ部と上記圧縮室とを連通する吸入口を設けたことを特徴とする請求項３記載のスクロール圧縮機。
上記吸入管を上記圧縮部近傍の密閉容器に設け、ガラス端子を上記密閉容器の上端部に設けたことを特徴とする請求項１〜請求項５のいずれか１項記載のスクロール圧縮機。
上記揺動スクロールの主軸側に設けられた軸受及び上記固定スクロールと主軸との間に設けられた軸受と、上記両スクロールによって形成される圧縮室との間をシールするシール手段を上記揺動スクロールに設けたことを特徴とする請求項１〜請求項６のいずれか１項記載のスクロール圧縮機。
上記シール手段は、上記揺動スクロールの球根部において上記固定スクロールとの対面部に設けられることを特徴とする請求項７記載のスクロール圧縮機。
上記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り合わせるバランサを、上記圧縮部の両側で上記主軸に装着したことを特徴とする請求項１〜請求項８のいずれか１項記載のスクロール圧縮機。
上記圧縮部とモータの間で上記主軸に設けられた第１のバランサと、上記主軸の下端部に設けられた第２のバランサとを有することを特徴とする請求項９記載のスクロール圧縮機。
上記第２のバランサは給油ポンプと一体的に形成したことを特徴とする請求項１０記載のスクロール圧縮機。