JP5075810B2 - スクロール式流体機械 - Google Patents

Description

本発明は、例えば空気等の流体の圧縮機、真空ポンプ、膨張機等に用いて好適なスクロール式流体機械に関する。

一般に、スクロール式流体機械としては、空気、冷媒等の流体を圧縮する圧縮機、容器内を減圧する真空ポンプ、流体を膨張させる膨張機等がある。この種のスクロール式流体機械は、ケーシングに固定され板体の表面に渦巻状のラップ部が立設された固定スクロールと、板体の表面に渦巻状のラップ部が立設され旋回運動によって前記固定スクロールとの間に流体を圧縮または膨張する複数の流体室を画成する旋回スクロールと、該旋回スクロールを旋回動作するために前記ケーシングに回転可能に設けられた駆動軸と、前記旋回スクロールの自転を防止する例えば補助クランク機構等の自転防止機構とを備えている。また、駆動軸は、その先端側に主軸部から偏心した偏心軸部としてのクランクピンを有すると共に、主軸受を介してケーシングに回転可能に取付けられている。

そして、スクロール式流体機械は、モータ等の駆動源により駆動軸を介して旋回スクロールを旋回動作させる。これにより、スクロール式流体機械は、例えば空気、冷媒等の流体を各流体室内で順次圧縮する。

また、スクロール式流体機械として、異常負荷時にクランクピンやラップに加わる負荷を半径方向のいかなる方向にも逃すことができるようにするために、主軸受と駆動軸との間に環状弾性体を設けたものが知られている（例えば、特許文献１参照）。

特開平３−１４１８８３号公報

ところで、従来技術によるスクロール式流体機械では、旋回スクロールの旋回運動に伴って遠心力が発生する。この旋回スクロールの遠心力は、駆動軸を支持する主軸受と補助クランク機構とによって分担して支持する構成となっている。このため、例えば旋回スクロールが高速で旋回運動したときには、補助クランク機構に過大な遠心力が作用し、補助クランク機構の耐久性が低下する虞れがある。

一方、特許文献１の構成では、主軸受と駆動軸との間に環状弾性体を設けたから、バランスウエイトの遠心力を直接的に旋回スクロールに作用させることができる。このため、旋回スクロールの遠心力をバランスウエイトの遠心力によって低減できるから、補助クランク機構に作用する遠心力も低減することができる。

しかし、特許文献１の構成では、主軸受と駆動軸との間に環状弾性体を設けたから、環状弾性体のばね定数は０にはできず、主軸受は遠心力による荷重の一部を受ける。このため、主軸受が遠心力によって受ける荷重と同等の荷重が、補助クランクを支持する補助クランク軸受に掛かってしまうという問題がある。

本発明は上述した従来技術の問題に鑑みなされたもので、本発明の目的は、補助クランク機構に作用する旋回スクロールの遠心力を低減することができるスクロール式流体機械を提供することにある。

本発明は、ケーシングと、該ケーシングに設けられ板体の表面に渦巻状のラップ部が立設された固定スクロールと、板体の表面に該固定スクロールのラップ部と重なり合う渦巻状のラップ部が立設されると共に、旋回運動によって該固定スクロールとの間に流体を圧縮または膨張する複数の流体室を画成する旋回スクロールと、前記ケーシングに主軸受を介して回転可能に設けられた主軸部と該主軸部の先端側に偏心して設けられ前記旋回スクロールに旋回軸受を介して取付けられる偏心軸部とを有する駆動軸と、該駆動軸に連結され、前記旋回スクロールの遠心力を打ち消すバランスウエイトと、前記旋回スクロールの自転を防止する自転防止機構とを備え、該自転防止機構は、前記ケーシング側または固定スクロール側に設けられた第１の補助クランク軸受と、前記旋回スクロール側に設けられた第２の補助クランク軸受と、一側軸部が前記第１の補助クランク軸受により回転可能に支持され他側軸部が前記第２の補助クランク軸受により回転可能に支持された補助クランク軸とによって構成してなるスクロール式流体機械に適用される。

そして、請求項１の発明が採用する構成の特徴は、前記主軸受の径方向隙間（δb）は、前記旋回軸受の径方向隙間（δa）よりも大きい構成としたことにある。

また、請求項８の発明が採用する構成の特徴は、前記主軸受の径方向隙間（δb）は、前記旋回軸受の径方向隙間（δa）と前記補助クランク軸の偏心量（ε′）および前記駆動軸の偏心量（ε）の間の偏心量差（ε′−ε）の２倍の値との差よりも大きい構成としたことにある。

さらに、請求項１６の発明が採用する構成の特徴は、前記主軸受の径方向隙間（δb）は、前記旋回軸受の径方向隙間（δa）と前記補助クランク軸の偏心量（ε′）および前記駆動軸の偏心量（ε）の間の偏心量差（ε′−ε）の２倍の値との差に比べて１５μｍよりも大きい構成としたことにある。

本発明によれば、補助クランク機構に作用する旋回スクロールの遠心力を低減することができる。

以下、本発明の実施の形態によるスクロール式流体機械として無給油式のスクロール式空気圧縮機を例に挙げ、添付図面に従って詳細に説明する。

まず、図１ないし図７は本発明の第１の実施の形態を示している。図１において、１は空気を圧縮するスクロール式空気圧縮機を示している。このスクロール式空気圧縮機１は、後述のケーシング２、固定スクロール４、旋回スクロール７、補助クランク機構１１、駆動軸２７等により大略構成されている。

２はスクロール式空気圧縮機１の外枠を形成するケーシングを示している。このケーシング２は、軸方向の一側がほぼ閉塞され、他側が開口した段付筒状体として形成されている。また、ケーシング２は、大径筒部２Ａと、該大径筒部２Ａよりも小径な筒状に形成され該大径筒部２Ａの軸方向の一側から外側に向けて突出した小径な軸受筒部２Ｂと、該軸受筒部２Ｂと大径筒部２Ａとの間に形成された環状部２Ｃとにより大略構成されている。

さらに、ケーシング２の外周側には、固定側の軸受収容部３が周方向に離間して例えば３箇所（１箇所のみ図示）に設けられている。そして、軸受収容部３は、旋回スクロール７側が開口した段付の円形穴によって形成されると共に、その内部に後述する補助クランク機構１１の第１の補助クランク軸受１２を収容している。

４はケーシング２の他側に設けられた固定スクロールを示している。この固定スクロール４は、ケーシング２の大径筒部２Ａを軸方向他側から閉塞するように該大径筒部２Ａの開口端に固定されている。また、固定スクロール４は、軸線Ｏ−Ｏを中心としてほぼ円板状に形成された板体４Ａと、該板体４Ａの表面に軸方向に立設された渦巻状のラップ部４Ｂと、該ラップ部４Ｂを取囲んで板体４Ａの外周側に設けられた筒部４Ｃと、板体４Ａの背面に突設された複数の冷却フィン４Ｄとによって大略構成されている。

５は固定スクロール４に設けられた例えば２個の吸込口である。各吸込口５は、板体４Ａの外周側から筒部４Ｃにかけて開口し、後述する外周側の圧縮室１０に連通している。そして、吸込口５は、吸込フィルタ５Ａを通じて外周側の圧縮室１０内に空気を流通させるものである。

６は固定スクロール４の板体４Ａの中心側に設けられた吐出口である。この吐出口６は、最中心側の圧縮室１０に連通し、この圧縮室１０内の圧縮空気を吐出パイプ６Ａから外部に吐出させる。

７は固定スクロール４と対向してケーシング２の大径筒部２Ａ内に旋回可能に設けられた旋回スクロールを示している。この旋回スクロール７は、固定スクロール４の板体４Ａと対向して配置されたほぼ円板状の板体７Ａと、該板体７Ａの表面に立設された渦巻状のラップ部７Ｂと、板体７Ａの背面に突設された複数の冷却フィン７Ｃと、該冷却フィン７Ｃの先端側に位置して固定された背面プレート７Ｄとによって大略構成されている。

また、背面プレート７Ｄの中央側には、後述する駆動軸２７のクランクピン２７Ｂと回転可能に連結される有底筒状のボス部８が一体形成されている。さらに、背面プレート７Ｄの外周側には、固定側の軸受収容部３と対応した位置に旋回側の軸受収容部９が例えば３箇所（１箇所のみ図示）に設けられている。そして、軸受収容部９は、ケーシング２の環状部２Ｃ側が開口した有底の円形穴によって形成され、その内部に後述する補助クランク機構１１の第２の補助クランク軸受２０を収容している。

１０は固定スクロール４と旋回スクロール７との間に設けられた流体室としての複数の圧縮室である。これらの圧縮室１０は、旋回スクロール７が旋回運動するときに、ラップ部４Ｂ，７Ｂの外周側から中心側に向けて移動しつつ、これらの間で連続的に縮小される。これにより、各圧縮室１０のうち外周側の圧縮室１０には、吸込口５から空気が吸込まれ、この空気を中心側の圧縮室１０に達するまでに圧縮する。そして、この圧縮空気を吐出口６から吐出し、吐出パイプ６Ａを介して外部の空気タンク（図示せず）等に貯える。

１１はケーシング２の環状部２Ｃと旋回スクロール７との間に周方向に離間して例えば３個配設された自転防止機構としての補助クランク機構（１個のみ図示）を示している。これらの補助クランク機構１１は、図１および図３に示すように、後述する第１，第２の補助クランク軸受１２，２０および補助クランク軸２６によって大略構成されている。

ここで、第１の補助クランク軸受１２は、ケーシング２の軸受収容部３内に収容されている。一方、第２の補助クランク軸受２０は、旋回スクロール７の軸受収容部９内に収容されている。また、補助クランク軸２６は、偏心量ε′をもって偏心すると共に、その両端側が第１，第２の補助クランク軸受１２，２０によって回転可能に支持されている。これにより、補助クランク機構１１は、旋回スクロール７が駆動軸２７の回転駆動によって旋回するときに、旋回スクロール７が自転するのを防止する。

１２はケーシング２の軸受収容部３内に収容されたケーシング側玉軸受としての第１の補助クランク軸受を示している。この第１の補助クランク軸受１２は、軸受収容部３の底部側に位置した第１のアンギュラ玉軸受１３と、軸受収容部３の開口部側に位置した第２のアンギュラ玉軸受１４とを背面合わせすることにより、背面組合せアンギュラ玉軸受として構成されている。

ここで、第１のアンギュラ玉軸受１３は、径方向外側に位置する外輪１３Ａと、径方向内側に位置する内輪１３Ｂと、外輪１３Ａと内輪１３Ｂとの間に配設された複数個の転動子となる鋼球１３Ｃとによって構成されている。また、第２のアンギュラ玉軸受１４も、第１のアンギュラ玉軸受１３とほぼ同様に、外輪１４Ａ、内輪１４Ｂおよび鋼球１４Ｃによって構成されている。

そして、外輪１３Ａ，１４Ａはケーシング２の軸受収容部３内に軸方向、径方向に変位不能に圧入されている。また、外輪１３Ａは軸受収容部３の底面側の環状段部３Ａに当接すると共に、外輪１４Ａは環状の板体からなる押え板１５に当接し、軸受収容部３内に抜止め状態で固定されている。

このとき、押え板１５は、軸受収容部３の開口側に配置され、ボルト１６によってケーシング２に取付けられている。また、押え板１５とケーシング２の軸受収容部３の開口部端面との間には、押え板１５を第１の補助クランク軸受１２の外輪１４Ａに確実に当接させるため、僅かなクリアランスが形成されている。これにより、第１の補助クランク軸受１２は、軸受収容部３によって径方向に変位不能に固定され、軸受収容部３の環状段部３Ａと押え板１５によって軸方向に変位不能に固定されている。

また、押え板１５の内周側には、円環状のシール部材１７が設けられている。そして、シール部材１７は、補助クランク軸２６のフランジ部２６Ｃの外周面に摺接すると共に、第１の補助クランク軸受１２の外輪１３Ａ，１４Ａと内輪１３Ｂ，１４Ｂとの間に充填された潤滑油が漏洩するのを防止している。

一方、内輪１３Ｂ，１４Ｂには、ボルト１８を用いて予圧が与えられると共に、補助クランク軸２６の固定側軸部２６Ａが取付けられている。ここで、ボルト１８は補助クランク軸２６の固定側軸部２６Ａに螺着されると共に、ボルト１８と固定側軸部２６Ａとの間にはワッシャ１９が介挿されている。そして、ワッシャ１９は、第１の補助クランク軸受１２の内輪１３Ｂに当接している。

このため、ボルト１８を締め付けることによって、第１の補助クランク軸受１２の内輪１３Ｂ，１４Ｂに予圧を与えつつ、内輪１３Ｂ，１４Ｂに補助クランク軸２６の固定側軸部２６Ａを固定している。この結果、第１の補助クランク軸受１２の内部隙間を構成する外輪１３Ａ，１４Ａと鋼球１３Ｃ，１４Ｃとの間の軸受隙間および内輪１３Ｂ，１４Ｂと鋼球１３Ｃ，１４Ｃとの間の軸受隙間は、いずれも小さくなっている。そして、ボルト１８およびワッシャ１９は、補助クランク軸２６を第１の補助クランク軸受１２に固定するための固定部材として機能している。

２０は旋回スクロール７の軸受収容部９内に収容されたスクロール側玉軸受としての第２の補助クランク軸受を示している。この第２の補助クランク軸受２０は、軸受収容部９の底部側に位置した第１のアンギュラ玉軸受２１と、開口部側に位置した第２のアンギュラ玉軸受２２とを正面合わせすることにより、正面組合せアンギュラ玉軸受として構成されている。即ち、アンギュラ玉軸受２１，２２の軸受隙間は０となり、径方向および軸方向のいずれの方向にもがたつくことなく、荷重を支持できるものである。

ここで、第１のアンギュラ玉軸受２１は、径方向外側に位置する外輪２１Ａと、径方向内側に位置する内輪２１Ｂと、外輪２１Ａと内輪２１Ｂとの間に配設された複数個の転動子となる鋼球２１Ｃとによって構成されている。また、第２のアンギュラ玉軸受２２も、第１のアンギュラ玉軸受２１とほぼ同様に、外輪２２Ａ、内輪２２Ｂおよび鋼球２２Ｃによって構成されている。

そして、外輪２１Ａ，２２Ａは旋回スクロール７の軸受収容部９内に軸方向、径方向に変位不能に圧入されている。また、外輪２１Ａは軸受収容部９の底面に当接すると共に、外輪２２Ａは環状の板体からなる押え板２３によって予圧が与えられている。

このとき、押え板２３は、軸受収容部９の開口側に配置され、ボルト２４によって旋回スクロール７に取付けられている。また、押え板２３と旋回スクロール７の軸受収容部９の開口部端面との間には、押え板２３を第２の補助クランク軸受２０の外輪２２Ａに確実に当接させるため、僅かなクリアランスが形成されている。これにより、第２の補助クランク軸受２０は、軸受収容部９によって径方向に変位不能に固定され、軸受収容部９の底面と押え板２３によって軸方向に変位不能に固定されている。

そして、ボルト２４を締め付けることによって、第２の補助クランク軸受２０の外輪２１Ａ，２２Ａに予圧を与える。この結果、第２の補助クランク軸受２０の内部隙間を構成する外輪２１Ａ，２２Ａと鋼球２１Ｃ，２２Ｃとの間の軸受隙間および内輪２１Ｂ，２２Ｂと鋼球２１Ｃ，２２Ｃとの間の軸受隙間は、いずれも小さくなっている。

また、押え板２３の内周側には、円環状のシール部材２５が設けられている。そして、シール部材２５は、補助クランク軸２６のフランジ部２６Ｄの外周面に摺接すると共に、第２の補助クランク軸受２０の外輪２１Ａ，２２Ａと内輪２１Ｂ，２２Ｂとの間に充填された潤滑油が漏洩するのを防止している。

２６は第１，第２の補助クランク軸受１２，２０の間に設けられた補助クランク軸である。この補助クランク軸２６は、第１の補助クランク軸受１２に回転可能に支持された一側軸部としての固定側軸部２６Ａと、第２の補助クランク軸受２０に回転可能に支持された他側軸部としての旋回側軸部２６Ｂと、固定側軸部２６Ａの基端部側に鍔状に形成された固定側のフランジ部２６Ｃと、旋回側軸部２６Ｂの基端部側に鍔状に形成された旋回側のフランジ部２６Ｄとを備えている。そして、フランジ部２６Ｃ，２６Ｄは、接続部２６Ｅを用いて互いに接続されている。

また、固定側軸部２６Ａの軸線と旋回側軸部２６Ｂの軸線とは互いに偏心して形成されると共に、軸部２６Ａ，２６Ｂ間の偏心量ε′は、駆動軸２７の偏心量εに対して例えば数百μｍ程度（例えば１００〜３００μｍ程度）大きな値に設定されている（ε′＞ε）。

ここで、固定側軸部２６Ａは、ボルト１８を締め付けてワッシャ１９とフランジ部２６Ｃとの間に第１の補助クランク軸受１２の内輪１３Ｂ，１４Ｂを挟持することによって、内輪１３Ｂ，１４Ｂに取付けられている。また、第１の補助クランク軸受１２の外輪１３Ａ，１４Ａは、軸受収容部３に押え板１５で固定されている。このため、固定側軸部２６Ａは、径方向および軸方向に移動不能な状態で第１の補助クランク軸受１２に取付けられている。

一方、旋回側軸部２６Ｂは、第２の補助クランク軸受２０の内輪２１Ｂ，２２Ｂに圧入することによって、径方向および軸方向に移動不能な状態で内輪２１Ｂ，２２Ｂに取付けられている。また、第２の補助クランク軸受２０の外輪２１Ａ，２２Ａは、軸受収容部９に押え板２３で固定されている。このため、旋回側軸部２６Ｂは、径方向および軸方向に移動不能な状態で第２の補助クランク軸受２０に取付けられている。

そして、固定側軸部２６Ａは第１の補助クランク軸受１２を介してケーシング２の軸受収容部３内に回転可能に支持され、旋回側軸部２６Ｂは第２の補助クランク軸受２０を介して旋回スクロール７側の軸受収容部９に回転可能に支持されている。これにより、補助クランク軸２６は、旋回スクロール７が駆動軸２７の回転駆動によって旋回するときに、旋回スクロール７が自転するのを防止する。

また、固定側のフランジ部２６Ｃは、第１の補助クランク軸受１２の内輪１４Ｂの軸方向端面に当接する。さらに、旋回側のフランジ部２６Ｄは、第２の補助クランク軸受２０の内輪２２Ｂの軸方向端面に当接する。これにより、圧縮室１０の圧力によって旋回スクロール７に対して軸方向のスラスト荷重（スラスト力）が作用したときには、このスラスト荷重は第２の補助クランク軸受２０を通じて旋回側のフランジ部２６Ｄに作用する。そして、補助クランク軸２６に作用したスラスト荷重は、固定側のフランジ部２６Ｃを通じて第１の補助クランク軸受１２に作用し、最終的にケーシング２によって支持される。

２７はケーシング２の軸受筒部２Ｂ内に回転可能に設けられた駆動軸である。この駆動軸２７は、電動モータ（図示せず）によって駆動されることにより、軸線Ｏ−Ｏを中心として回転し、旋回スクロール７を旋回動作させるものである。

ここで、駆動軸２７は、図１および図２に示すように、ケーシング２に後述の主軸受３３を介して回転可能に設けられた主軸部２７Ａと、該主軸部２７Ａの先端側に偏心して設けられ後述の旋回軸受３１に取付けられる偏心軸部としてのクランクピン２７Ｂとを有している。このとき、クランクピン２７Ｂは、主軸部２７Ａの中心を通る軸線Ｏ−Ｏに対して一定の偏心量εをもって径方向に偏心している。そして、クランクピン２７Ｂは、円柱状に形成されると共に、旋回軸受３１を介して旋回スクロール７のボス部８に回転可能に連結されている。

また、駆動軸２７には、クランクピン２７Ｂの基端側に位置して後述の主バランスウエイト３５が取付けられている。さらに、駆動軸２７のうち主バランスウエイト３５の近傍には、軸方向に対して主バランスウエイト３５を挟んでクランクピン２７Ｂの反対側に位置して、主軸受３３が取付けられる軸受取付部２７Ｃが形成されている。そして、軸受取付部２７Ｃの基端側には、ワッシャ２８が取付けられている。

また、駆動軸２７の基端側はケーシング２の外部に突出すると共に、その突出部分にはプーリ２９が取付けられている。また、プーリ２９の内部には、軸線Ｏ−Ｏから径方向に位置ずれして副バランスウエイト３０が設けられている。このとき、副バランスウエイト３０は、後述する主バランスウエイト３５と一緒に駆動軸２７の回転バランスをとるものである。そして、プーリ２９は、モータの出力側にベルト（図示せず）等を介して接続される。これにより、駆動軸２７は、プーリ２９を介してモータからの駆動力が伝達され、軸線Ｏ−Ｏを中心として回転駆動する。

３１は旋回スクロール７の板体７Ａの背面（裏面）側に位置して、ボス部８に設けられた旋回軸受である。ここで、旋回軸受３１は、図２および図４に示すように、例えば円筒ころ軸受を用いて形成されている。このため、旋回軸受３１は、径方向外側に位置する外輪３１Ａと、径方向内側に位置する内輪３１Ｂと、外輪３１Ａと内輪３１Ｂとの間に配設された複数個の転動子となる円柱状のころ３１Ｃとによって構成されている。

このとき、外輪３１Ａは、例えば旋回スクロール７のボス部８内に軸方向、径方向に変位不能に取付けられている。一方、内輪３１Ｂは、駆動軸２７のクランクピン２７Ｂに例えば締まり嵌め等によって取付けられている。

また、旋回軸受３１は、例えば数十μｍ程度の内部隙間δaを有し、外輪３１Ａと内輪３１Ｂとの間でころ３１Ｃが径方向に対して数十μｍ程度の範囲で変位可能となっている。このとき、内部隙間δaの寸法は、以下の数１の式に示すように、外輪３１Ａところ３１Ｃとの間の軸受隙間δa1o，δa2oと、内輪３１Ｂところ３１Ｃとの間の軸受隙間δa1i，δa2iとを加算した値となっている。即ち、内部隙間δaの寸法は、径方向の一側隙間δa1（δa1＝δa1o＋δa1i）と他側隙間δa2（δa2＝δa2o＋δa2i）とを加算した値となっている。

このため、旋回軸受３１は、径方向に向けて内部隙間δaの自由度をもって、駆動軸２７のクランクピン２７Ｂに対して旋回スクロール７を回転可能に支持する。即ち、旋回軸受３１には、径方向隙間としての内部隙間δaが形成されている。

また、ボス部８の開口側には、旋回軸受３１の軸方向の一端側に位置してオイルシール３２が設けられている。そして、オイルシール３２は、グリース等の潤滑剤が旋回軸受３１から漏洩するのを防止している。

３３はケーシング２の軸受筒部２Ｂ内に設けられた第１の軸受としての主軸受を示している。この主軸受３３は、図２および図５に示すように、軸受筒部２Ｂのうち軸方向の他端側に位置して駆動軸２７の先端側を回転可能に支持している。ここで、主軸受３３は、例えばボールベアリングとしての深溝玉軸受によって構成されている。このため、主軸受３３は、ケーシング２の軸受筒部２Ｂに例えば圧入等によって固定された外輪３３Ａと、該外輪３３Ａの内周側に設けられた内輪３３Ｂと、外輪３３Ａと内輪３３Ｂとを回転可能に連結する複数個の転動子としての例えば鋼球等からなる球体３３Ｃとによって構成されている。

このとき、外輪３３Ａは、例えばケーシング２の軸受筒部３内に軸方向、径方向に変位不能に取付けられている。一方、内輪３３Ｂは、駆動軸２７の軸受取付部２７Ｃに例えば締まり嵌め等によって取付けられている。

また、外輪３３Ａの内周面および内輪３３Ｂの外周面には、球体３３Ｃを径方向に自由度をもって収容する深い溝が形成されている。このため、主軸受３３は、例えば数十μｍ程度の内部隙間δbを有し、外輪３３Ａと内輪３３Ｂとの間で球体３３Ｃが径方向に対して数十μｍ程度の範囲で変位可能となっている。このとき、内部隙間δbの寸法は、以下の数２の式に示すように、外輪３３Ａと球体３３Ｃとの間の軸受隙間δb1o，δb2oと、内輪３３Ｂと球体３３Ｃとの間の軸受隙間δb1i，δb2iとを加算した値となっている。即ち、内部隙間δbの寸法は、径方向の一側隙間δb1（δb1＝δb1o＋δb1i）と他側隙間δb2（δb2＝δb2o＋δb2i）とを加算した値となっている。

このため、主軸受３３は、径方向に向けて内部隙間δbの自由度をもって、ケーシング２に対して駆動軸２７の主軸部２７Ａの先端側を回転可能に支持する。即ち、主軸受３３には、径方向隙間としての内部隙間δbが形成されている。

また、主軸受３３の径方向隙間（内部隙間δb）と、旋回軸受３１の径方向隙間（内部隙間δa）とは、以下の数３の式が成立する範囲内でそれぞれの内部隙間δa，δbの寸法が設定されている。

即ち、補助クランク軸２６の偏心量ε′および駆動軸２７の偏心量εの間の差を偏心量差Δε（Δε＝ε′−ε）としたときに、主軸受３３の内部隙間δbは、旋回軸受３１の内部隙間δaから２倍の偏心量差Δεを減算した値よりも大きい値に設定されている。

なお、軸受３１，３３は、組付け対象となる旋回スクロール７、ケーシング２等に組付けたときに、塑性域のように塑性変形には至らず、弾性域のように弾性変形する範囲内で組付けられる。即ち、旋回軸受３１の外輪３１Ａは弾性域で旋回スクロール７のボス部８に取付けられると共に、内輪３１Ｂも弾性域で駆動軸２７のクランクピン２７Ｂに取付けられる。また、主軸受３３の外輪３３Ａは弾性域でケーシング２の軸受筒部２Ｂに取付けられると共に、内輪３１Ｂも弾性域で駆動軸２７の主軸部２７Ａに取付けられる。

このため、数３に示す軸受３１，３３の内部隙間δa，δbは、弾性域での組付け後で圧縮機１の運転前（停止時）における軸受３１，３３内部の隙間寸法を示している。

３４はケーシング２の軸受筒部２Ｂ内に設けられた第２の軸受としての反負荷側軸受を示している。この反負荷側軸受３４は、図１に示すように、軸受筒部２Ｂのうち軸方向の一端側に位置して駆動軸２７の主軸部２７Ａの基端側を回転可能に支持している。これにより、軸受３３，３４は、主軸部２７Ａの両端側に配置され、駆動軸２７を軸線Ｏ−Ｏを中心に回転可能に支持している。

３５は駆動軸２７のうちクランクピン２７Ｂの基端側に設けられたバランスウエイトとしての主バランスウエイトである。この主バランスウエイト３５は、径方向に対して駆動軸２７の回転中心（軸線Ｏ−Ｏ）を挟んでクランクピン２７Ｂおよび副バランスウエイト３０の反対側に配置されている。即ち、主バランスウエイト３５は、径方向に対して駆動軸２７の回転中心を挟んでクランクピン２７Ｂの偏心方向と逆方向に配置されている。また、主バランスウエイト３５は、例えば略扇形状に形成されると共に、その要部分が駆動軸２７に固着されている。そして、主バランスウエイト３５は、駆動軸２７と一緒に回転して駆動軸２７の回転バランスを保持する。

第１の実施の形態によるスクロール式空気圧縮機１は上述の如き構成を有するもので、次に、その動作について説明する。

まず、電動モータにより駆動軸２７を回転し、旋回軸受３１を介して旋回スクロール７を旋回動作させると、固定スクロール４のラップ部４Ｂと旋回スクロール７のラップ部７Ｂとの間に画成された圧縮室１０が連続的に縮小する。これにより、吸込口５から吸込んだ外気は、各圧縮室１０で順次圧縮することにより、圧縮空気として吐出口６から吐出し、外部の空気タンク等に貯留することができる。

この圧縮運転時に、各補助クランク機構１１は、旋回スクロール７の自転を防止しつつ、この旋回スクロール７を固定スクロール４に対して旋回動作させている。また、圧縮運転時には、各圧縮室１０の圧力がスラスト荷重となって旋回スクロール７に作用する。このスラスト荷重は、３個の補助クランク機構１１を用いて支持する。

然るに、旋回スクロール７の旋回運動に伴って、旋回スクロール７には遠心力が作用する。この遠心力は、旋回軸受３１および補助クランク機構１１によって分担して支持する。このとき、主バランスウエイト３５にも遠心力が作用する。また、主バランスウエイト３５の遠心力は、主軸受３３の支持荷重に応じて変化し、これに伴って補助クランク機構１１に作用する旋回スクロール７の遠心力も変化する。

そこで、旋回軸受３１の内部隙間δaおよび主軸受３３の内部隙間δbと補助クランク機構１１が受ける遠心力による荷重との関係を検討した。

まず、図８ないし図１０に示す第１の比較例による圧縮機４１のように、主軸受４３の内部隙間δβが旋回軸受４２の内部隙間δαから偏心量差Δεの２倍の値を減算した値よりも小さい場合、即ち数３の式が成立しない場合について検討する。このとき、補助クランク軸２６の偏心量ε′は駆動軸２７の偏心量εよりも大きい値（ε′＞ε）に設定されているものとする。

図８に示すように停止状態にある圧縮機４１では、補助クランク軸２６の偏心量ε′が駆動軸２７の偏心量εよりも大きいから、旋回軸受４２の内部隙間δαは０になっている。そして、圧縮機４１の運転を開始すると、駆動軸２７が回転駆動し、旋回スクロール７が旋回運動を開始する。

このとき、図９に示すように、旋回スクロール７は遠心力によって径方向外側に向かう荷重Ｆ1を発生させる。一方、主バランスウエイト３５も遠心力による荷重Ｆ2を発生させる共に、この荷重Ｆ2は旋回スクロール７の遠心力による荷重Ｆ1とは逆方向となる。

ここで、図９に示す運転開始直後の過渡状態でも、主軸受４３の内部隙間δβは０よりも大きいから、主軸受４３はバランスウエイト３５の遠心力による荷重Ｆ2を受けない。このため、主軸受４３が受ける荷重ｆmは０になる（ｆm＝０）。

一方、旋回軸受４２は、旋回スクロール７の遠心力による荷重Ｆ1を全て受けることができる。また、旋回軸受４２は、バランスウエイト３５の遠心力による荷重Ｆ2も受ける。このとき、２つの荷重Ｆ1，Ｆ2は互いに相殺するから、旋回軸受４２の受ける荷重ｆcは０になる（ｆc＝０）。この結果、補助クランク軸受４４，４５が受ける荷重ｆsも０になり（ｆs＝０）、補助クランク軸受４４，４５は、旋回スクロール７の遠心力による荷重Ｆ1を受けない。

しかし、図１０に示すように、駆動軸２７の回転数が定格回転数となって、圧縮機４１が定常状態となると、駆動軸２７は、反負荷側軸受３４を支点として、クランクピン２７Ｂ側が例えば数十〜数百μｍ程度に亘って弾性的に変形する。これにより、旋回スクロール７はその遠心力によって半径方向の外側に向けて変位するから、補助クランク軸受４４，４５は、この変位分だけ旋回スクロール７の遠心力による荷重Ｆ1を受ける。このように、旋回スクロール７の遠心力による荷重Ｆ1は、旋回軸受４２と補助クランク軸受４４，４５とによって分担して支持するから、荷重Ｆ1は、旋回軸受４２が受ける荷重ｆcと、補助クランク軸受４４，４５が受ける荷重ｆsとの和（Ｆ1＝ｆc＋ｆs）によって表される。

一方、旋回スクロール７の変位によって、主軸受４３の内部隙間δβは０になる。これにより、主軸受４３は、補助クランク軸受４４，４５が受け持つ荷重ｆs分を相殺するはずのバランスウエイト３５の遠心力による荷重Ｆ2の一部を受ける。このとき、主軸受４３は、荷重Ｆ2のうち荷重ｆcを相殺した残余の部分を受けるから、主軸受４３の受ける荷重ｆmは、補助クランク軸受４４，４５が受ける荷重ｆsと一致する（ｆm＝ｆs）。

このように、定常状態において主軸受４３の内部隙間δβが０になるから、主軸受４３は、主バランスウエイト３５の遠心力による荷重Ｆ2の一部を受承する。このため、補助クランク軸受４４，４５は、本来は旋回軸受４２で受けるべき荷重を受けているから、補助クランク軸受４４，４５は、自転防止機構として必要な軸受よりも大きな形状のものが必要となる。

特に、例えば圧縮空気の吐出量を増加させるために、現行品よりも駆動軸２７を高速回転させた場合には、主軸２７の変形によって旋回スクロール７の半径方向への移動量が増加する。このとき、旋回スクロール７の遠心力による荷重Ｆ1が増加するに従って、補助クランク軸受４４，４５が受ける荷重ｆsも増加する。このため、補助クランク軸受４４，４５は、さらに大きな荷重を受け、信頼性、耐久性が低下するという問題がある。

次に、第１の実施の形態による圧縮機１のように、主軸受３３の内部隙間δβが旋回軸受３１の内部隙間δαから偏心量差Δεの２倍の値を減算した値よりも小さい場合、即ち数３の式が成立する場合について検討する。この場合でも、第１の比較例と同様に、補助クランク軸２６の偏心量ε′と駆動軸２７の偏心量εとは互いに異なり、偏心量ε′は偏心量εよりも大きい値（ε′＞ε）に設定されているものとする。

図６に示すように停止状態にある圧縮機１の運転を開始すると、駆動軸２７が回転駆動し、旋回スクロール７が旋回運動を開始する。このとき、第１の比較例と同様に、旋回スクロール７は遠心力によって径方向外側に向かう荷重Ｆ1を発生させると共に、主バランスウエイト３５は遠心力によって荷重Ｆ1とは逆方向の荷重Ｆ2を発生させる（図７参照）。

そして、駆動軸２７の回転数が上昇するのに伴って、駆動軸２７が弾性変形し、旋回スクロール７はその遠心力によって半径方向の外側に向けて変位する。しかし、主軸受３３の内部隙間δbが十分に大きく確保されているから、第１の比較例とは異なり、図７に示すように、圧縮機１が定常状態となって旋回軸受３１の内部隙間δaが０になっても、主軸受３３の内部隙間δ（隙間δb1，δb2）は０にはならない。

このとき、旋回軸受３１は、旋回スクロール７の遠心力による荷重Ｆ1を受けると共に、主バランスウエイト３５の遠心力による荷重Ｆ2を受ける。このため、これら２つの荷重Ｆ1，Ｆ2は互いに相殺されるから、旋回軸受３１が受ける荷重ｆcは０になる（ｆc＝０）。また、主軸受３３の内部隙間δbは０にはならないから、主軸受３３は主バランスウエイト３５の遠心力による荷重Ｆ2を受けることがない。このため、主軸受３３が受ける荷重ｆmも０になる（ｆm＝０）。

さらに、旋回スクロール７の遠心力による荷重Ｆ1は、主バランスウエイト３５の遠心力による荷重Ｆ2によって相殺されるから、補助クランク軸受１２，２０は旋回スクロール７の遠心力による荷重Ｆ1を受けることがない。このため、補助クランク軸受１２，２０が受ける荷重ｆsも０になり（ｆs＝０）、補助クランク軸受１２，２０の信頼性、耐久性を向上することができる。また、補助クランク軸受１２，２０は自転防止機構として必要な軸受で足りるから、駆動軸２７を高速回転したときでも、圧縮機１が大型化することがなくなる。

次に、主軸受３３の内部隙間δβと補助クランク軸受１２，２０が受ける荷重Ｆsとの関係について、有限要素法を用いてシミュレーション解析を行った。このとき、圧縮機１の吐出圧力は０．８５Ｐaとし、駆動軸２７の偏心量εは５．７７ｍｍとした。この結果を、図１１に示す。

図１１の結果に示すように、旋回軸受３１の内部隙間δαから偏心量差Δεの２倍の値を減算した値を基準値δ0としたときに、主軸受３３の内部隙間δβが基準値δ0に比べて１５μｍよりも大きいときには、補助クランク軸受１２，２０は、旋回スクロール７の遠心力による荷重Ｆ1を受けないことが分かる。このため、数４の式に示すように、主軸受３３の内部隙間δβは、基準値δ0に対して１５μｍよりも大きく設定することが好ましい。

なお、図１１では、主軸受３３の内部隙間δβが基準値δ0に比べて１５μｍよりも大きくなるに従って、補助クランク軸受１２，２０には、旋回スクロール７の遠心力とは逆方向の荷重が作用している。これは、圧縮室１０内の圧縮空気によってガス荷重Ｆgが発生するためである。

即ち、圧縮機１を運転したときには、圧縮室１０内の圧縮空気によってガス荷重Ｆgが生じると共に、このガス荷重Ｆgは、旋回スクロール７の遠心力による荷重Ｆ1とは逆方向に作用する。このため、第１の実施の形態よる圧縮機１でも、補助クランク軸受１２，２０、旋回軸受３１および主軸受３３には、このガス荷重Ｆgが作用する。しかし、ガス荷重Ｆgは、駆動軸２７の回転数に依存せず、ほぼ一定値である。このため、図１１に示すように、補助クランク軸受１２，２０が受ける荷重ｆsは、主軸受３３の内部隙間δβが基準値δ0に比べて例えば２０μｍよりも大きくなったときに飽和している。

また、ガス荷重Ｆgは遠心力による荷重Ｆ1に比べて小さい。このため、予めガス荷重Ｆgを考慮した上で、補助クランク軸受１２，２０等を設計することができ、ガス荷重Ｆgによって、補助クランク軸受１２，２０の信頼性等が低下する虞れはない。

かくして、本実施の形態によれば、旋回スクロール７が定常状態で回転したときには、旋回スクロール７が遠心力により半径方向に移動して、クランクピン２７Ｂの径方向隙間となる旋回軸受３１の内部隙間δaが０になる。このとき、旋回軸受３１は、旋回スクロール７の遠心力による荷重Ｆ1を受ける。

一方、主軸部２７Ａの径方向隙間となる主軸受３３の内部隙間δbは、数３の式を満たすように設定したから、旋回軸受３１の内部隙間δaが０になっても、主軸受３３の内部隙間δbは０にならない。この結果、主軸受３３は、バランスウエイト３５の遠心力による荷重Ｆ2を受けない。

このとき、旋回軸受３１は、旋回スクロール７の遠心力による荷重Ｆ1を全て受けることができるから、旋回スクロール７の遠心力による荷重Ｆ1とバランスウエイト３５の遠心力による荷重Ｆ2とが釣り合う。これにより、２つの荷重Ｆ1，Ｆ2は互いに相殺されるから、第１，第２の補助クランク軸受１２，２０は、旋回スクロール７の遠心力による荷重Ｆ1を受けることがなくなる。この結果、補助クランク軸受１２，２０の信頼性、耐久性を高めることができると共に、補助クランク軸受１２，２０を大型化することなく駆動軸２７の回転数を上昇させて、圧縮空気の吐出量を増加させることができる。

特に、主軸受３３の内部隙間δbを、数４の式を満たす範囲で設定したときには、旋回スクロール７が定常回転したときに旋回スクロール７の遠心力によって駆動軸２７が弾性的に変形するときでも、主軸受３３の内部隙間δbは０にならない。この結果、主軸受３３は、バランスウエイト３５の遠心力による荷重Ｆ2を受けないから、バランスウエイト３５の遠心力によって旋回スクロール７の遠心力を確実に相殺することができる。これにより、補助クランク軸受１２，２０は、旋回スクロール７の遠心力による荷重Ｆ1を受けることがないから、補助クランク軸受１２，２０の信頼性等を確実に向上させることができる。

さらに、駆動軸２７が定常回転数となったときに主軸受３３の内部隙間δbが０にならないから、駆動軸２７の先端側は、旋回軸受３１および旋回スクロール７を介して補助クランク機構１１によって支持されると共に、駆動軸２７の基端側は、反負荷側軸受３４によって支持される。これにより、駆動軸２７は２箇所で支持されるから、静定支持することができる。

これに加えて、駆動軸２７の先端に位置するクランクピン２７Ｂも偏心方向に変位可能となっているから、旋回スクロール７は、補助クランク機構１１によって３箇所で支持される。このため、クランクピン２７Ｂが径方向に変位不能な場合に比べて、４点不静定から３点不静定に減少させることができる。これにより、位置誤差、熱膨張等に伴う不静定荷重を抑制することができ、軸受１２，１３，３１，３３，３４等の損傷を防止することができる。

また、旋回軸受３１は円筒ころ軸受を用いて形成したから、外輪３１Ａおよび内輪３１Ｂところ３１Ｃとの間に生じる内部隙間δaを用いて、駆動軸２７のクランクピン２７Ｂの径方向隙間を調整することができる。また、外輪３１Ａおよびころ３１Ｃを旋回スクロール７に組付けた後に、クランクピン２７Ｂに取付けた状態の内輪３１Ｂを組付けることができ、例えばボールベアリングを用いた場合に比べて組付け性を高めることができる。

また、主軸受３３は深溝玉軸受を用いて形成したから、外輪３３Ａおよび内輪３３Ｂと球体３３Ｃとの間に生じる内部隙間δbを用いて、駆動軸２７の主軸部２７Ａの径方向隙間を調整することができる。

さらに、補助クランク機構１１の第１，第２の補助クランク軸受１２，２０はアンギュラ玉軸受１３，１４，２１，２２を用いて形成したから、予圧が与えられた状態でアンギュラ玉軸受１３，１４，２１，２２の外輪１３Ａ，１４Ａ，２１Ａ，２２Ａと内輪１３Ｂ，１４Ｂ，２１Ｂ，２２Ｂとの間には転動子としての鋼球１３Ｃ，１４Ｃ，２１Ｃ，２２Ｃを挟むことができる。このため、鋼球１３Ｃ，１４Ｃ，２１Ｃ，２２Ｃは外輪１３Ａ，１４Ａ，２１Ａ，２２Ａおよび内輪１３Ｂ，１４Ｂ，２１Ｂ，２２Ｂに確実に接触させることができ、補助クランク軸受１２，２０の内部隙間を最小化することができる。この結果、補助クランク軸受１２，２０の内部隙間によって旋回スクロール７が径方向に変位することがなく、主軸受３３の内部隙間δbが０になるのを防ぐことができる。

なお、第１の実施の形態では、補助クランク軸２６の偏心量ε′は駆動軸２７の偏心量εよりも大きい値（ε′＞ε）に設定されているものとした。しかし、本発明はこれに限らず、例えば補助クランク軸２６の偏心量ε′は駆動軸２７の偏心量εよりも小さい値（ε′＜ε）に設定されていてもよい。

次に、図１２ないし図１４は本発明の第２の実施の形態を示している。本実施の形態の特徴は、駆動軸の偏心量を補助クランク軸の偏心量と同じ値に設定すると共に、主軸受の内部隙間を旋回軸受の内部隙間よりも大きい値に設定したことにある。なお、第２の実施の形態では、前述した第１の実施の形態と同一の構成要素に同一の符号を付し、その説明を省略するものとする。

第２の実施の形態によるスクロール式空気圧縮機５１は、第１の実施の形態によるスクロール式空気圧縮機１とほぼ同様に、ケーシング２、固定スクロール４、旋回スクロール７、補助クランク機構１１、駆動軸５２、旋回軸受５３、主軸受５４、バランスウエイト３５等によって構成されている。

５２は第２の実施の形態による駆動軸を示している。この駆動軸５２は、第１の実施の形態による駆動軸２７とほぼ同様に、主軸部５２Ａおよびクランクピン５２Ｂによって構成されている。

また、駆動軸５２には、クランクピン５２Ｂの基端側に位置して主バランスウエイト３５が取付けられている。さらに、駆動軸５２のうち主バランスウエイト３５の近傍には、軸方向に対して主バランスウエイト３５を挟んでクランクピン５２Ｂの反対側に位置して、主軸受５４が取付けられる軸受取付部５２Ｃが形成されている。そして、駆動軸５２の偏心量εは、補助クランク軸２６の偏心量ε′と同じ値に設定されている（ε＝ε′）。

５３は第２の実施の形態による旋回軸受を示している。この旋回軸受５３は、第１の実施の形態による旋回軸受３１とほぼ同様に、外輪５３Ａ、内輪５３Ｂおよびころ５３Ｃとからなる円筒ころ軸受を用いて形成されている。そして、旋回軸受５３は、旋回スクロール７の板体７Ａの背面（裏面）側に位置して、ボス部８に設けられている。また、旋回軸受５３は、例えば数十μｍ程度の内部隙間δaを有している。

５４は第２の実施の形態による主軸受を示している。この主軸受５４は、第１の実施の形態による主軸受３３とほぼ同様に、外輪５４Ａ、内輪５４Ｂおよび球体５４Ｃとからなる深溝玉軸受を用いて形成されている。そして、主軸受５４は、軸受筒部２Ｂのうち軸方向の他端側に位置して駆動軸５２の軸受取付部５２Ｃを回転可能に支持している。また、主軸受５４は、例えば数十μｍ程度の内部隙間δbを有している。このとき、主軸受５４の内部隙間δbは、以下の数５の式に示すように、旋回軸受５３の内部隙間δaよりも大きい値に設定されている。

第２の実施の形態によるスクロール式空気圧縮機１は上述の如き構成を有するもので、次に、旋回軸受５３の内部隙間δaおよび主軸部５４の内部隙間δbと補助クランク機構１１が受ける遠心力による荷重との関係を検討する。

まず、図１５ないし図１７に示す第２の比較例による圧縮機６１のように、旋回軸受６２の内部隙間δαが主軸受６３の内部隙間δβよりも大きい場合（δα＞δβ）について検討する。このとき、駆動軸５２の偏心量εは補助クランク軸２６の偏心量ε′と同じ値（ε＝ε′）に設定されているものとする。

図１５に示すように停止状態にある圧縮機６１の運転を開始すると、駆動軸５２が回転駆動し、旋回スクロール７が旋回運動を開始する。このとき、図１６に示すように、旋回スクロール７は遠心力によって径方向外側に向かう荷重Ｆ1を発生させる。一方、主バランスウエイト３５も遠心力による荷重Ｆ2を発生させる共に、この荷重Ｆ2は旋回スクロール７の遠心力による荷重Ｆ1とは逆方向となる。

ここで、図１６に示す運転開始直後の過渡状態では、クランクピン５２Ｂは旋回軸受６２の内部隙間δαの分だけ径方向に対して自由度をもった状態となる。このため、駆動軸５２には、旋回スクロール７による遠心力は作用せず、主バランスウエイト３５による遠心力だけが作用する。これにより、駆動軸５２は、反負荷側軸受３４を支点として主軸受６３の内部隙間δβの分だけ径方向に傾斜し、主軸部５２Ａの軸受取付部５２Ｃが主軸受６３の主バランスウエイト３５側に押付けられた状態となる。この結果、主軸部６３の内部隙間δβは０になるから、主軸受６３は主バランスウエイト３５の遠心力による荷重Ｆ2を受ける。このとき、主軸受６３が受ける荷重ｆmは、主バランスウエイト３５の遠心力による荷重Ｆ2と一致する（ｆm＝Ｆ2）。

一方、補助クランク軸受６４，６５は、旋回スクロール７の遠心力による荷重Ｆ1を全て受ける。このため、補助クランク軸受６４，６５が受ける荷重ｆsは、旋回スクロール７の遠心力による荷重Ｆ1と一致する（ｆs＝Ｆ1）。このとき、旋回軸受６２が受ける荷重ｆcは０となる（ｆc＝０）。

そして、駆動軸５２の回転数が定格回転数となると、圧縮機６１は、図１７に示す定常状態となる。このとき、旋回スクロール７はその遠心力によって半径方向の外側に向けて変位し、旋回軸受６２の内部隙間δαは０になる。これにより、旋回軸受６２は、旋回スクロール７の遠心力による荷重Ｆ1を受ける。また、補助クランク軸受６４，６５も、旋回スクロール７の遠心力による荷重Ｆ1のうち旋回軸受６２の内部隙間δαの変位分だけ受ける。このように、旋回スクロール７の遠心力による荷重Ｆ1は、旋回軸受６２と補助クランク軸受６４，６５とによって分担して支持するから、荷重Ｆ1は、旋回軸受６２が受ける荷重ｆcと、補助クランク軸受６４，６５が受ける荷重ｆsとの和（Ｆ1＝ｆc＋ｆs）によって表される。

一方、主バランスウエイト３５は、旋回軸受６２が受ける荷重ｆcにのみ機能する。このため、主バランスウエイト３５の遠心力による荷重Ｆ2は、その一部によって旋回軸受６２が受ける荷重ｆcを相殺する。また、主軸受６３は、主バランスウエイト３５の遠心力による荷重Ｆ2の一部を受承する。このとき、主軸受６３は、荷重Ｆ2のうち荷重ｆcを相殺した残余の部分を受けるから、主軸受６３の受ける荷重ｆmは、補助クランク軸受６４，６５が受ける荷重ｆsと一致する（ｆm＝ｆs）。

一般的に、駆動軸５２をケーシング２に取付けた後に旋回スクロール７を駆動軸５２に取付けるため、第２の比較例のように、旋回軸受６２の内部隙間δαは主軸受６３の内部隙間δβよりも大きい傾向がある。この場合、定常状態において主軸受６３の内部隙間δβが０にはならないから、主軸受６３は、主バランスウエイト３５の遠心力による荷重Ｆ2の一部を受承する。このため、補助クランク軸受６４，６５は、本来は旋回軸受６２で受けるべき荷重を受けているから、補助クランク軸受６４，６５は、自転防止機構として必要な軸受よりも大きな形状のものが必要となる。

次に、第２の実施の形態による圧縮機５１のように、主軸受５４の内部隙間δbが旋回軸受５３の内部隙間δaよりも大きい場合（δb＞δa）について検討する。この場合でも、第２の比較例と同様に、駆動軸５２の偏心量εは補助クランク軸２６の偏心量ε′と同じ値（ε＝ε′）に設定されているものとする。

図１３に示すように停止状態にある圧縮機１の運転を開始すると、駆動軸５２が回転駆動し、旋回スクロール７が旋回運動を開始する。このとき、第１の比較例と同様に、旋回スクロール７は遠心力によって径方向外側に向かう荷重Ｆ1を発生させると共に、主バランスウエイト３５は遠心力によって荷重Ｆ1とは逆方向の荷重Ｆ2を発生させる。

そして、駆動軸５２の回転数が上昇するのに伴って、旋回スクロール７はその遠心力によって半径方向の外側に向けて変位し、旋回軸受５３の内部隙間δaは０になる。しかし、主軸受５４の内部隙間δbは旋回軸受５３の内部隙間δaよりも大きいから、図１４に示すように、駆動軸５２の回転数が定格回転数となっても、主軸受５４の内部隙間δb（隙間δb1，δb2）は０にはならない。

このとき、旋回軸受５３は、旋回スクロール７の遠心力による荷重Ｆ1を受けると共に、主バランスウエイト３５の遠心力による荷重Ｆ2を受ける。このため、これら２つの荷重Ｆ1，Ｆ2は互いに相殺されるから、旋回軸受５３が受ける荷重ｆcは０になる（ｆc＝０）。また、主軸受５４の内部隙間δbは０にはならないから、主軸受５４は主バランスウエイト３５の遠心力による荷重Ｆ2を受けることがない。このため、主軸受５４が受ける荷重ｆmも０になる（ｆm＝０）。

さらに、旋回スクロール７の遠心力による荷重Ｆ1は、主バランスウエイト３５の遠心力による荷重Ｆ2によって相殺されるから、補助クランク軸受１２，２０は旋回スクロール７の遠心力による荷重Ｆ1を受けることがない。このため、補助クランク軸受１２，２０が受ける荷重ｆsも０になり（ｆs＝０）、補助クランク軸受１２，２０の信頼性、耐久性を向上することができる。また、補助クランク軸受１２，２０は自転防止機構として必要な軸受で足りるから、駆動軸５２を高速回転したときでも、圧縮機１が大型化することがなくなる。

かくして、このように構成された第２の実施の形態でも、第１の実施の形態とほぼ同様の作用効果を得ることができる。

次に、図１８および図１９は本発明の第３の実施の形態を示している。本実施の形態の特徴は、主軸受をすべり軸受を用いて形成したことにある。なお、第３の実施の形態では、第１の実施の形態と同一の構成要素に同一の符号を付し、その説明を省略するものとする。

第３の実施の形態によるスクロール式空気圧縮機７１は、第１の実施の形態によるスクロール式空気圧縮機１とほぼ同様に、ケーシング２、固定スクロール４、旋回スクロール７、補助クランク機構１１、駆動軸２７、旋回軸受３１、主軸受７２、バランスウエイト３５等によって構成されている。

７２は第２の実施の形態による主軸受を示している。この主軸受７２は、例えば円筒状の筒部材７２Ａからなるすべり軸受（スリーブ軸受）を用いて形成されている。そして、筒部材７２Ａは、例えば銅等の金属材料や四フッ化エチレン等の樹脂材料のように自己潤滑性をもった材料を用いて形成され、ドライベアリングを構成している。また、筒部材７２Ａの内周側は駆動軸２７に向けて円弧状の突出し、筒部材７２Ａの内周面は、径方向内側に向けて突出した凸湾曲面７２Ｂとなっている。

そして、主軸受７２は、軸受筒部２Ｂのうち軸方向の他端側に位置して駆動軸２７の軸受取付部２７Ｃを回転可能に支持している。また、主軸受７２は、例えば数十μｍ程度の内部隙間δbを有している。このとき、内部隙間δbの寸法は、以下の数６に示すように、主軸部２７Ａ（軸受取付部２７Ｃ）と主軸受７２の内周面との間に形成される２つの軸受隙間δb1，δb2を加算した値となっている。また、主軸受７２の内部隙間δbは、例えば数３または数４に示す関係を満たすように設定されている。

かくして、このように構成された第３の実施の形態でも、第１の実施の形態とほぼ同様の作用効果を得ることができる。特に、第３の実施の形態では、主軸受７２は、単一の筒部材からなるすべり軸受を用いて形成したから、玉軸受やころ軸受を用いた場合に比べて、簡略な構造であり、製造コストを低下させることができる。

また、主軸受７２の内周面は径方向内側に向けて突出した凸湾曲面７２Ａとしたから、主軸受７２の内周面は、主軸部２７Ａの外周面のうち軸方向一箇所で接触する。このため、主軸受７２は駆動軸２７を点接触状態で支持することができるから、例えば駆動軸２７が反負荷側軸受３４を支点として傾斜したときでも、この傾斜を許容することができる。

なお、前記第３の実施の形態では、第１の実施の形態にすべり軸受からなる主軸受７２を適用する構成としたが、第２の実施の形態にすべり軸受からなる主軸受を用いる構成としてもよい。この場合、すべり軸受の内部隙間δbは、例えば数５に示す関係を満たすように設定すればよい。

また、前記各実施の形態では、補助クランク軸受１２，２０は、軸方向と半径方向の２方向の荷重を受けるために、アンギュラ玉軸受１３，１４，２１，２２を用いて構成した。このため、補助クランク軸受１２，２０は、圧縮室１０内のガス力による軸方向（スラスト方向）の荷重を受け、かつ旋回スクロール７の自転を防止する機能を併せ持つ。

しかし、本発明はこれに限らず、例えばスラスト軸受等のように軸方向荷重を受承する機構を別途設けるのであれば、補助クランク軸受は、半径方向荷重のみを受ける軸受として、深溝玉軸受、すべり軸受等を用いる構成としてもよい。

但し、補助クランク軸受１２，２０は、アンギュラ玉軸受１３，１４，２１，２２を用いて構成した場合には、補助クランク軸受１２，２０の軸受隙間はほぼ０になる。これに対し、補助クランク軸受にアンギュラ軸受以外の軸受として、例えば深溝玉軸受、ころ軸受等を用いた場合には、軸受隙間（内部隙間δd）が生じる。この場合、主軸受の内部隙間δbは、補助クランク軸受の内部隙間δdを考慮する必要があり、数３の式に代えて、以下の数７の式を満たす必要がある。このとき、内部隙間δdは、第１の補助クランク軸受の内部隙間δd1と第２の補助クランク軸受の内部隙間δd2とを加算した値（δd＝δd1＋δd2）となる。同様に、数４の式に代えて、以下の数８の式を満たす必要がある。

また、前記各実施の形態では、補助クランク機構１１の第１の補助クランク軸受１２は、ケーシング２に取付ける構成としたが、固定スクロール４に取付ける構成としてもよい。

また、前記各実施の形態では、旋回軸受３１，５３はころ軸受を用いて形成し、主軸受３３，５４は深溝玉軸受を用いて形成するものとした。しかし、本発明はこれに限らず、旋回軸受は深溝玉軸受を用いて形成してもよく、主軸受はころ軸受を用いて形成してもよい。さらに、旋回軸受と主軸受の両方を深溝玉軸受やころ軸受を用いて形成してもよい。即ち、旋回軸受および主軸受は、半径方向の荷重を受けることができ、かつ受ける荷重に対して十分な強度と耐久性を備えた軸受であればよいものである。

また、前記各実施の形態では、旋回スクロール７の板体７Ａの背面に設けられた背面プレート７Ｄに有底筒状のボス部８を形成し、該ボス部８に旋回軸受３１，５３を設けると共に、該旋回軸受３１，５３に、駆動軸２７，５２の先端側に形成された偏心軸部としてのクランクピン２７Ｂ，５２Ｂを回転可能に連結する構成とした。しかし、本発明はこれに限らず、例えば旋回スクロール７の板体７Ａの背面に設けられた背面プレート７Ｄに連結ピンを設け、駆動軸２７，５２の先端部に主軸部２７Ａ，５２Ａから偏心した偏心軸部としての有底筒状のボス部を形成し、該ボス部に旋回軸受を設けると共に、該ボス部と連結ピンとを回転可能に連結する構成としてもよい。

さらに、前記各実施の形態では、スクロール式流体機械としてスクロール式空気圧縮機１を例に挙げて説明した。しかし、本発明はこれに限らず、冷媒を圧縮する冷媒圧縮機、真空ポンプ、膨張機等を含めて他のスクロール式流体機械に適用してもよい。

以上の各実施の形態で述べたように、請求項１の発明によれば、旋回スクロールが定常回転したときに、旋回スクロールが遠心力により半径方向に移動して、旋回軸受の径方向隙間（δa）が０（零）になる。このとき、旋回軸受は、旋回スクロールの遠心力による荷重を受ける。

一方、主軸受の径方向隙間（δb）は、旋回軸受の径方向隙間（δa）よりも大きい構成としたから、旋回軸受の径方向隙間（δa）が０になっても、主軸受の径方向隙間（δb）は０よりも大きくなる。この結果、主軸受は、バランスウエイトの遠心力による荷重を受けない。このとき、旋回軸受は、旋回スクロールの遠心力による荷重を全て受けることができるから、旋回スクロールの遠心力による荷重とバランスウエイトの遠心力による荷重とが釣り合う。これにより、第１，第２の補助クランク軸受は、遠心力による荷重を受けることがなくなる。

請求項２，１０，１７の発明によれば、主軸受と旋回軸受のうち少なくともいずれか一方はボールベアリングを用いて形成したから、ボールベアリングの内輪および外輪と球体との間に生じる内部隙間を用いて、主軸部の径方向隙間（δb）や偏心軸部の径方向隙間（δa）を調整することができる。

この場合、請求項３、１１，１８の発明のように、旋回軸受は、旋回スクロールの板体の背面側に設ける構成としてもよい。このように構成した場合には、旋回スクロールの構造を簡略化することができる。また、板体の表面全体にラップ部を形成することができるので、圧縮の容積比を大きくすることができる。さらには、旋回軸受を板体から背面側へ突出して配置できるので、旋回軸受の冷却を効率よく行うことができる。

請求項４，１２，１９の発明によれば、主軸受と旋回軸受のうち少なくともいずれか一方はころ軸受を用いて形成したから、ころ軸受の内輪および外輪ところとの間に生じる内部隙間を用いて、主軸受の径方向隙間（δb）や旋回軸受の径方向隙間（δa）を調整することができる。また、外輪およびころを組付けた後に、内輪を組付けることができ、ボールベアリングに比べて組付け性を高めることができる。

この場合、請求項５、１３，２０の発明のように、旋回軸受は、旋回スクロールの板体の背面側に設ける構成としてもよい。このように構成した場合には、旋回スクロールの構造を簡略化することができる。また、板体の表面全体にラップ部を形成することができるので、圧縮の容積比を大きくすることができる。さらには、旋回軸受を板体から背面側へ突出して配置できるので、旋回軸受の冷却を効率よく行うことができる。

請求項６，１４，２１の発明によれば、主軸受はすべり軸受を用いて形成したから、玉軸受やころ軸受を用いた場合に比べて、構造を簡略化することができ、製造コストを軽減することができる。

請求項７，１５，２２の発明によれば、すべり軸受の内周面は径方向内側に向けて突出した凸湾曲面としたから、主軸受と駆動軸とは点接触状態で当接する。このため、例えば旋回スクロールの遠心力によって駆動軸が傾斜するときでも、主軸受は、この傾斜を許容することができる。

請求項８の発明によれば、主軸受の径方向隙間（δb）は、旋回軸受の径方向隙間（δa）と補助クランクの偏心量（ε′）および駆動軸の偏心量（ε）の間の偏心量差（Δε）との差よりも大きい構成とした。このため、旋回スクロールが定常回転することによって、旋回軸受の径方向隙間（δa）が０になるときでも、主軸受の径方向隙間（δb）は０にならない。

このとき、主軸受は、バランスウエイトの遠心力による荷重を受けない。一方、旋回軸受は、旋回スクロールの遠心力による荷重を全て受けることができるから、旋回スクロールの遠心力による荷重とバランスウエイトの遠心力による荷重とが釣り合う。これにより、第１，第２の補助クランク軸受は、遠心力による荷重を受けることがなくなる。

請求項９の発明によれば、補助クランク機構の第１，第２の補助クランク軸受はアンギュラ軸受を用いて形成したから、予圧が与えられた状態でアンギュラ軸受の内輪と外輪との間には転動子を挟むことができる。このため、転動子は内輪および外輪に確実に接触させることができ、補助クランク軸受の内部隙間を最小化することができる。

請求項１６の発明によれば、主軸受の径方向隙間（δb）は、旋回軸受の径方向隙間（δa）と補助クランクの偏心量（ε′）および駆動軸の偏心量（ε）の間の偏心量差（Δε）との差（基準値δ0）に比べて１５μｍよりも大きい構成とした。このため、旋回スクロールが定常回転したときに旋回スクロールの遠心力によって駆動軸が弾性的に変形するときでも、主軸受の径方向隙間（δb）は０にならない。この結果、主軸受は、バランスウエイトの遠心力による荷重を受けないから、バランスウエイトの遠心力によって旋回スクロールの遠心力を確実に相殺することができる。これにより、第１，第２の補助クランク軸受は、遠心力による荷重を受けることがなくなる。

本発明の第１の実施の形態によるスクロール式空気圧縮機を示す縦断面図である。 図１中の主軸受の周囲を拡大して示す拡大縦断面図である。 図１中の補助クランク機構を拡大して示す拡大縦断面図である。 図１中の旋回軸受を単体で示す断面図である。 図１中の主軸受を単体で示す断面図である。 第１の実施の形態によるスクロール式空気圧縮機の停止状態を示す模式的な説明図である。 第１の実施の形態によるスクロール式空気圧縮機を定常回転数で運転した定常状態を示す模式的な説明図である。 第１の比較例によるスクロール式空気圧縮機の停止状態を示す模式的な説明図である。 第１の比較例によるスクロール式空気圧縮機が始動した直後の過渡状態を示す模式的な説明図である。 第１の比較例によるスクロール式空気圧縮機が定常回転数で運転した定常状態を示す模式的な説明図である。 主軸受の内部隙間から基準値を減算した値と補助クランク軸受が受ける荷重との関係を示す特性線図である。 第２の実施の形態によるスクロール式空気圧縮機を示す図２と同様位置の拡大縦断面図である。 第２の実施の形態によるスクロール式空気圧縮機の停止状態を示す模式的な説明図である。 第２の実施の形態によるスクロール式空気圧縮機を定常回転数で運転した定常状態を示す模式的な説明図である。 第２の比較例によるスクロール式空気圧縮機の停止状態を示す模式的な説明図である。 第２の比較例によるスクロール式空気圧縮機が始動した直後の過渡状態を示す模式的な説明図である。 第２の比較例によるスクロール式空気圧縮機が定常回転数で運転した定常状態を示す模式的な説明図である。 第３の実施の形態によるスクロール式空気圧縮機を示す図２と同様位置の拡大縦断面図である。 図１８中の主軸受を単体で示す断面図である。

符号の説明

１，５１，７１ スクロール式空気圧縮機（スクロール式流体機械）
２ ケーシング
４ 固定スクロール
４Ａ，７Ａ 板体
４Ｂ，７Ｂ ラップ部
７ 旋回スクロール
１０ 圧縮室（流体室）
１１ 補助クランク機構（自転防止機構）
１２ 第１の補助クランク軸受
１３，１４，２１，２２ アンギュラ玉軸受
２０ 第２の補助クランク軸受
２６ 補助クランク軸
２７，５２ 駆動軸
２７Ａ，５２Ａ 主軸部
２７Ｂ，５２Ｂ クランクピン（偏心軸部）
３１，５３ 旋回軸受（ころ軸受）
３３，５４ 主軸受（ボールベアリング）
３５ 主バランスウエイト（バランスウエイト）
７２ 主軸受（すべり軸受）

Claims (22)

1. ケーシングと、
   該ケーシングに設けられ板体の表面に渦巻状のラップ部が立設された固定スクロールと、
   板体の表面に該固定スクロールのラップ部と重なり合う渦巻状のラップ部が立設されると共に、旋回運動によって該固定スクロールとの間に流体を圧縮または膨張する複数の流体室を画成する旋回スクロールと、
   前記ケーシングに主軸受を介して回転可能に設けられた主軸部と該主軸部の先端側に偏心して設けられ前記旋回スクロールに旋回軸受を介して取付けられる偏心軸部とを有する駆動軸と、
   該駆動軸に連結され、前記旋回スクロールの遠心力を打ち消すバランスウエイトと、
   前記旋回スクロールの自転を防止する自転防止機構とを備え、
   該自転防止機構は、前記ケーシング側または固定スクロール側に設けられた第１の補助クランク軸受と、前記旋回スクロール側に設けられた第２の補助クランク軸受と、一側軸部が前記第１の補助クランク軸受により回転可能に支持され他側軸部が前記第２の補助クランク軸受により回転可能に支持された補助クランク軸とによって構成してなるスクロール式流体機械において、
   前記主軸受の径方向隙間（δb）は、前記旋回軸受の径方向隙間（δa）よりも大きい構成としたことを特徴とするスクロール式流体機械。
2. 前記主軸受と旋回軸受のうち少なくともいずれか一方は、内輪と外輪との間に転動子としての球体が設けられたボールベアリングを用いて形成してなる請求項１に記載のスクロール式流体機械。
3. 前記旋回軸受は、前記旋回スクロールの板体の背面側に設ける構成としてなる請求項２に記載のスクロール式流体機械。
4. 前記主軸受と旋回軸受のうち少なくともいずれか一方は、内輪と外輪との間に転動子としてのころが設けられたころ軸受を用いて形成してなる請求項１に記載のスクロール式流体機械。
5. 前記旋回軸受は、前記旋回スクロールの板体の背面側に設ける構成としてなる請求項４に記載のスクロール式流体機械。
6. 前記主軸受は、自己潤滑性を有する筒部材からなるすべり軸受を用いて形成してなる請求項１に記載のスクロール式流体機械。
7. 前記すべり軸受の内周面は、径方向内側に向けて突出した凸湾曲面として形成してなる請求項６に記載のスクロール式流体機械。
8. ケーシングと、
   該ケーシングに設けられ板体の表面に渦巻状のラップ部が立設された固定スクロールと、
   板体の表面に該固定スクロールのラップ部と重なり合う渦巻状のラップ部が立設されると共に、旋回運動によって該固定スクロールとの間に流体を圧縮または膨張する複数の流体室を画成する旋回スクロールと、
   前記ケーシングに主軸受を介して回転可能に設けられた主軸部と該主軸部の先端側に偏心して設けられ前記旋回スクロールに旋回軸受を介して取付けられる偏心軸部とを有する駆動軸と、
   該駆動軸に連結され、前記旋回スクロールの遠心力を打ち消すバランスウエイトと、
   前記旋回スクロールの自転を防止する自転防止機構とを備え、
   該自転防止機構は、前記ケーシング側または固定スクロール側に設けられた第１の補助クランク軸受と、前記旋回スクロール側に設けられた第２の補助クランク軸受と、一側軸部が前記第１の補助クランク軸受により回転可能に支持され他側軸部が前記第２の補助クランク軸受により回転可能に支持された補助クランク軸とによって構成してなるスクロール式流体機械において、
   前記主軸受の径方向隙間（δb）は、前記旋回軸受の径方向隙間（δa）と前記補助クランク軸の偏心量（ε′）および前記駆動軸の偏心量（ε）の間の偏心量差（ε′−ε）の２倍の値との差よりも大きい構成としたことを特徴とするスクロール式流体機械。
9. 前記第１，第２の補助クランク軸受は、予圧が与えられた状態で内輪と外輪との間に転動子を挟むアンギュラ軸受を用いて形成してなる請求項８に記載のスクロール式流体機械。
10. 前記主軸受と旋回軸受のうち少なくともいずれか一方は、内輪と外輪との間に転動子としての球体が設けられたボールベアリングを用いて形成してなる請求項９に記載のスクロール式流体機械。
11. 前記旋回軸受は、前記旋回スクロールの板体の背面側に設ける構成としてなる請求項１０に記載のスクロール式流体機械。
12. 前記主軸受と旋回軸受のうち少なくともいずれか一方は、内輪と外輪との間に転動子としてのころが設けられたころ軸受を用いて形成してなる請求項９に記載のスクロール式流体機械。
13. 前記旋回軸受は、前記旋回スクロールの板体の背面側に設ける構成としてなる請求項１２に記載のスクロール式流体機械。
14. 前記主軸受は、自己潤滑性を有する筒部材からなるすべり軸受を用いて形成してなる請求項９に記載のスクロール式流体機械。
15. 前記すべり軸受の内周面は、径方向内側に向けて突出した凸湾曲面として形成してなる請求項１４に記載のスクロール式流体機械。
16. ケーシングと、
    該ケーシングに設けられ板体の表面に渦巻状のラップ部が立設された固定スクロールと、
    板体の表面に該固定スクロールのラップ部と重なり合う渦巻状のラップ部が立設されると共に、旋回運動によって該固定スクロールとの間に流体を圧縮または膨張する複数の流体室を画成する旋回スクロールと、
    前記ケーシングに主軸受を介して回転可能に設けられた主軸部と該主軸部の先端側に偏心して設けられ前記旋回スクロールに旋回軸受を介して取付けられる偏心軸部とを有する駆動軸と、
    該駆動軸に連結され、前記旋回スクロールの遠心力を打ち消すバランスウエイトと、
    前記旋回スクロールの自転を防止する自転防止機構とを備え、
    該自転防止機構は、前記ケーシング側または固定スクロール側に設けられた第１の補助クランク軸受と、前記旋回スクロール側に設けられた第２の補助クランク軸受と、一側軸部が前記第１の補助クランク軸受により回転可能に支持され他側軸部が前記第２の補助クランク軸受により回転可能に支持された補助クランク軸とによって構成してなるスクロール式流体機械において、
    前記主軸受の径方向隙間（δb）は、前記旋回軸受の径方向隙間（δa）と前記補助クランク軸の偏心量（ε′）および前記駆動軸の偏心量（ε）の間の偏心量差（ε′−ε）の２倍の値との差に比べて１５μｍよりも大きい構成としたことを特徴とするスクロール式流体機械。
17. 前記主軸受と旋回軸受のうち少なくともいずれか一方は、内輪と外輪との間に転動子としての球体が設けられたボールベアリングを用いて形成してなる請求項１６に記載のスクロール式流体機械。
18. 前記旋回軸受は、前記旋回スクロールの板体の背面側に設ける構成としてなる請求項１７に記載のスクロール式流体機械。
19. 前記主軸受と旋回軸受のうち少なくともいずれか一方は、内輪と外輪との間に転動子としてのころが設けられたころ軸受を用いて形成してなる請求項１６に記載のスクロール式流体機械。
20. 前記旋回軸受は、前記旋回スクロールの板体の背面側に設ける構成としてなる請求項１９に記載のスクロール式流体機械。
21. 前記主軸受は、自己潤滑性を有する筒部材からなるすべり軸受を用いて形成してなる請求項１６に記載のスクロール式流体機械。
22. 前記すべり軸受の内周面は、径方向内側に向けて突出した凸湾曲面として形成してなる請求項２１に記載のスクロール式流体機械。

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