JP5195290B2 - 密閉型スクロール圧縮機 - Google Patents

Description

本発明は、空気調和機やヒートポンプ式給湯機などに用いられる密閉型スクロール圧縮機に関するものである。

従来からあるスクロール圧縮機について、その構造および動作原理は広く公知である。以下、図７および図８に示す密閉型スクロール圧縮機を例にとり、図面とともに説明する（例えば、特許文献１参照）。

密閉容器１内に、圧縮機構部２と電動機３とオイル溜め１４とを設置し、前記圧縮機構部２は、固定渦巻羽根６ａを有する固定スクロール６と、この固定スクロール６の固定渦巻羽根６ａと噛み合わせて複数個の圧縮空間９を形成する旋回渦巻羽根７ａを旋回鏡板７ｂ上に形成した旋回スクロール７と、この旋回スクロール７を前記固定スクロール６とにより挟む位置に設けられた主軸受部材５と、前記旋回スクロール７の自転を防止するためのオルダムリング８と、前記旋回スクロール７の旋回鏡板７ｂに設けられた旋回軸受部７ｃに嵌合し、旋回スクロール７を旋回運動させる偏心軸部４ａを有するクランク軸４と、前記主軸受部材５に設けられ前記クランク軸４を支持する主軸受部５ａと、同じく前記主軸受部材５に、前記旋回スクロール７の旋回鏡板７ｂの旋回軸受側空間２２を吐出圧力にほぼ近い高圧空間２０と、吸入圧力に対して少し高い低圧空間２１に仕切るシール部材１０とで構成されている。

上記構成により、電動機３の回転力が前記クランク軸４を介して伝達されると、前記圧縮機構部２の吸入孔１１から吸入された低温低圧の流体は、複数個の圧縮空間９で外周側から中央部に移動しながら順次圧縮され、吐出孔１２から高温高圧の流体となって吐出され、これを繰り返す。

また、密閉容器１底部のオイル溜め１４のオイルは、クランク軸４の副軸受部材１５側に設置されたポンプ１８により、前記クランク軸４を縦貫するオイル供給孔１９を通して、偏心軸部４ａ端部に供給され、前記旋回軸受部７ｃおよび前記主軸受部５ａを潤滑した後、前記オイル溜め１４に戻される。

さらに、前記旋回鏡板７ｂには、前記旋回軸部受７ｃ端部に供給されるオイルの一部を分岐させる連通孔１６が半径方向に設けられており、この連通孔１６から前記旋回鏡板７ｂの前記旋回渦巻羽根７ａ側へ開口する細孔１７によってオイルが旋回渦巻羽根７ａの上面７ｄに供給される。さらに、前記細孔１７の開口部に、前記旋回渦巻羽根７ａの上面７ｄに沿った油溝２３を設けられている。また、前記連通孔１６の外周側には、セン１３が取り付けられている。

上記構成により、旋回渦巻羽根７ａの上面７ｄに沿って設けられた油溝２３にオイルが供給されることにより、旋回渦巻羽根上面７ｄでの摺動損失を低減させるとともに、前記旋回渦巻羽根上面７ｄと固定渦巻羽根底面６ｂとの間に設けられて微小隙間を介して圧縮空間９にオイルが供給されることによりシール性を向上させて、漏れ損失の低減を図っていた。
特開２００８−１２１６２３号公報

しかしながら、上記従来例では、図６に示したように、旋回渦巻羽根７ａに設けられた細孔１７が、旋回渦巻羽根７ａの外周巻き終わり７ｅから３６０°以上内周側に設けられていた。このため、圧縮空間９の圧縮開始からしばらくの間は、運転条件などによって、オイルの供給量が十分でなく、シール性が不足し、漏れ損失が大きくなる可能性があった。

また、旋回渦巻羽根上面７ｄに設けられた油溝２３が、細孔１７の開口部から旋回渦巻羽根７ａの外周巻き終わり側に向かって１８０°以上の長さに渡って設けられているため、旋回渦巻羽根７ａの見かけ上の羽根厚さが薄くなる部分が長くなり、旋回渦巻羽根７ａの半径方向での漏れ損失が大きくなるばかりでなく、油溝２３の内周側開始位置付近の圧縮空間と外周側終了位置付近の圧縮空間との圧力差が高くなるため、前記油溝２３を通して流体が逆流することがあり、性能低下の要因になっていた。

特に、動作流体として、例えば、二酸化炭素などの高圧流体を用いた場合、圧縮開始直後からの圧力が非常に高くなるため、上記従来の技術における構成では、漏れ、逆流による損失が特に大きくなり、性能が大きく低下するという課題があった。

本発明は、このような従来の課題を解決するものであり、圧縮開始直後から適量のオイルを圧縮空間へ供給することにより、例え圧力が高い動作流体を用いた場合でも、漏れ損失および摺動損失を低く抑えることができ、高効率および高信頼性の密閉型スクロール圧縮機を提供することを目的とする。

前記従来の課題を解決するために本発明は、旋回渦巻羽根の上面に細孔を通してオイルを供給するとともに、前記細孔の開口部に油溝を設け、この油溝は、前記旋回渦巻羽根の外周巻き終わりから１８０°までの範囲内に存在するとしたものである。

これによって、圧縮開始直後から圧縮空間へオイルが供給され、シール性の向上を図ることができるとともに、油溝を通して流体が逆流しにくくなり、漏れ損失および摺動損失を低く抑えることができる。

さらに、前記油溝の半径方向の幅および周方向の長さを最適に規制することにより、圧縮する流体や運転される条件などに対して、一層、漏れ損失および摺動損失を低く抑えることができる。

本発明による密閉型スクロール圧縮機は、圧力が高い動作流体を用いたような場合でも、漏れ損失および摺動損失を低く抑えることができ、高効率および高信頼性を実現することができる。

第１の発明は、密閉容器内に圧縮機構部と電動機とオイル溜めとを配設し、前記圧縮機構部を、固定渦巻羽根を有する固定スクロールと、この固定スクロールの固定渦巻羽根と噛み合わせて複数個の圧縮空間を形成する旋回渦巻羽根を旋回鏡板上に形成した旋回スクロールと、この旋回スクロールを前記固定スクロールとにより挟む位置に設けられた主軸受部材と、前記旋回スクロールの自転を防止するためのオルダムリングと、前記旋回スクロールの旋回鏡板に設けられた旋回軸受部に嵌合し、旋回スクロールを旋回運動させる偏心軸部を有するクランク軸と、前記主軸受部材に設けられ前記クランク軸を支持する主軸受部と、同じく前記主軸受部材に前記旋回スクロールの旋回鏡板の旋回軸受側空間を高圧空間と低圧空間に仕切るシール材と、前記オイル溜めのオイルを前記クランク軸の軸方向
に設けられたオイル供給孔を通して前記偏心軸部端部に供給し、前記旋回軸受部および前記主軸受部を潤滑した後、前記オイル溜めに戻す給油経路とを設けた密閉型スクロール圧縮機において、前記旋回鏡板の半径方向に前記偏心軸部端部から高圧のオイルを分岐する連通孔と、この連通孔から前記旋回鏡板の前記旋回渦巻羽根の先端へ開口する細孔と、この細孔の開口部に、前記旋回渦巻羽根の上面に沿った油溝を設けるとともに、前記油溝は、前記旋回渦巻羽根の外周巻き終わりから１８０°までの範囲内に存在するとしたものである。これにより、圧縮開始直後から圧縮空間へオイルが供給され、シール性の向上を図ることができる。

第２の発明は、第１の発明において、油溝を細孔の開口部付近から旋回渦巻羽根の外周巻き終わり側に向かって設けたものである。これにより、細孔開口部付近の圧力よりも、巻き終わり側の圧力がより低くなるため、オイルが、溝全体へと流れ易くなり、よりシール性の向上を図ることができる。

第３の発明は、第１の発明または第２の発明において、油溝の半径方向の幅は、旋回渦巻羽根の厚みに対して、０．２５倍ないし０．６倍であり、かつ、周方向の長さは、旋回渦巻羽根の厚みに対して、０．３倍ないし２倍の範囲内の長さであることを特徴としたものである。これにより、圧縮する流体や運転される条件などに対して、より最適なオイルを供給することが可能となり、よりシール性の向上を図ることができる。

第４の発明は、第１ないし第３のいずれかの発明において、油溝と旋回渦巻羽根の内壁側もしくは外壁側のいずれかに段差部を設けたものである。これにより、ほぼ左右対称に形成される圧縮空間のうち、いずれか片方の圧縮空間へ、より多くのオイルを供給することができ、より最適なシール性を得ることができる。

第５の発明は、第１ないし第３のいずれかの発明において、油溝は、旋回渦巻羽根の厚み方向中心線に対して、内壁側もしくは外壁側のいずれかにずらせて設けたことを特徴としたものである。これにより、第４の発明による作用効果と同じく、いずれか片方の圧縮空間へ、より多くのオイルを供給することができ、より最適なシール性を得ることができる。

以下、本発明の実施の形態について図面を参照しながら説明する。なお、この実施の形態によって本発明は限定されるものではない。

また、図７および図８で説明した従来例と同一の構成については、同一番号を使用し、その作用の説明は省略する。

（実施の形態１）
図１は、本発明の第１の実施の形態における密閉型スクロール圧縮機の旋回スクロールの平面図である。

図１において、旋回鏡板７ｂには、旋回軸部受７ｃ端部に供給されるオイルの一部を分岐させる連通孔１６が半径方向に設けられており、この連通孔１６から前記旋回鏡板７ｂの前記旋回渦巻羽根７ａ側へ開口する細孔１７によって、オイルが旋回渦巻羽根７ａの上面７ｄに供給される。前記細孔１７の開口部には、前記旋回渦巻羽根７ａの上面７ｄに沿った油溝２３が設けられている。また、前記連通孔１６の外周側には、セン１３が取り付けられている。

また、前記油溝２３の存在範囲θは、前記旋回渦巻羽根７ａの外周巻き終わり７ｅから１８０°までとしている。

上記構成により、旋回渦巻羽根７ａの上面７ｄに沿って設けられた油溝２３にオイルが供給されることにより、旋回渦巻羽根上面７ｄでの摺動損失を低減させるとともに、前記旋回渦巻羽根上面７ｄと固定渦巻羽根底面６ｂとの間に設けられて微小隙間を介して、圧縮開始直後から適量のオイルを圧縮空間９へ供給することにより、漏れ損失を低く抑えることができる。

なお、油溝２３の存在範囲θは、旋回渦巻羽根７ａの外周巻き終わり７ｅから１８０°までの範囲内であればよいが、圧縮機構部２の吸入孔１１との距離などを考慮して、好ましくは、４５°ないし９０°の範囲内であれば一層の効果を期待できる。

また、油溝２３の深さは、効果に大きくは影響しないが、旋回渦巻羽根上面７ｄと固定渦巻羽根底面６ｂとの間に設けられた微小隙間の２倍ないし２０倍程度が適当である。

（実施の形態２）
図２は、本発明の実施の形態２における密閉型スクロール圧縮機の旋回スクロールの油溝付近の平面図である。

図２において、油溝２３は、細孔１７の開口部付近から旋回渦巻羽根７ａの外周巻き終わり７ｅ側に向かって設けている。

上記構成により、油溝２３へ供給されたオイルは、旋回渦巻羽根７ａの外周巻き終わり７ｅ側の方が圧力が低い、すなわち差圧が大きいので、オイルが油溝２３へ導かれやすくなり、一層、漏れ損失および摺動損失を低く抑えることができる。

（実施の形態３）
図３において、油溝２３の半径方向の幅ｂは、旋回渦巻羽根７ａの厚みｔに対して、０．２５倍ないし０．６倍であり、かつ、旋回渦巻羽根７ａに沿った周方向の長さａは、旋回渦巻羽根７ａの厚みｔに対して、０．３倍ないし２倍の範囲内であるとしている。

また、図４は、旋回渦巻羽根７ａの厚みｔに対する油溝２３の半径方向の幅ｂをパラメータとして、ｂ＝０．２５、０．４、０．６、０．７５の４通りの各場合における、旋回渦巻羽根７ａの厚みｔに対する油溝２３の周方向の長さａを変化させたときの、密閉型スクロール圧縮機単体の成績係数の実測結果を示したグラフである。なお、実測に用いた密閉型スクロール圧縮機の主要諸元は、吸い込み容積４ｃｃ／ｒｅｖ．、旋回渦巻羽根７ａの厚みｔは、３ｍｍ、細孔１７の位置は、旋回渦巻羽根７ａの外周巻き終わり７ｅから６０°の位置とし、いずれも、油溝２３は、前記細孔１７の開口部を中心として旋回渦巻羽根７ａの外周巻き終わり７ｅ側に、旋回渦巻羽根７ａに沿って設けている。また、動作流体には、二酸化炭素を用い、運転条件は、吸い込みゲージ圧力４ＭＰａ、吸い込み温度１８℃、吐き出しゲージ圧力１０ＭＰａ、圧縮機の運転周波数は５０Ｈｚとして、最高の成績係数に対する比率で示している。

図４に示した実測結果から分かるように、油溝２３の半径方向の幅ｂが、旋回渦巻羽根７ａの厚みｔに対して、０．２５倍ないし０．６倍であり、かつ、旋回渦巻羽根７ａに沿った周方向の長さａが、旋回渦巻羽根７ａの厚みｔに対して、０．３倍ないし２倍の範囲内であれば、最高の成績係数に対してほぼ９９．５％以内に入っており、十分に高い性能を得ていることが分かる。しかしながら、油溝２３の半径方向の幅ｂが、旋回渦巻羽根７ａの厚みｔに対して、０．７５倍の場合、あるいは、油溝２３の周方向の長さａが、旋回渦巻羽根７ａの厚みｔに対して、０．３倍未満または２倍を超えるような場合では、油溝２３から圧縮空間９へ流入するオイルの量が過多となるため、吸入加熱や体積効率に影響
し、成績係数の低下が大きくなる。

以上の結果より、油溝２３の半径方向の幅ｂは、旋回渦巻羽根７ａの厚みｔに対して、０．２５倍ないし０．６倍であり、かつ、旋回渦巻羽根７ａに沿った周方向の長さａは、旋回渦巻羽根７ａの厚みｔに対して、０．３倍ないし２倍の範囲内であれば、十分に高い性能を得ることができる。

なお、動作流体として、例えば、Ｒ４１０Ａなどを用いた場合や、吸い込み容積、運転条件などによって、成績係数比に多少の変化はあるが、前記油溝寸法の範囲内であれば、ほぼ高い成績係数を得ることができる。

（実施の形態４）
図５において、油溝２３と旋回渦巻羽根７ａの内壁側に段差部２４を設けている。

これにより、圧縮空間９に圧力センサーなどを埋め込み、損失分析を行うことにより、例えば、ほぼ左右対称に形成される圧縮空間９のうち、圧縮機構部２の設計上、旋回渦巻羽根７ａから見て内壁側の圧縮空間９の圧縮空間の漏れ損失が大きい傾向であることが判明したような場合でも、前記段差部２４を設けてやることにより、より多くのオイルを内壁側へ供給することができ、最適かつ均一なシール性を得ることができる。

なお、図５においては、油溝２３と旋回渦巻羽根７ａの内壁側に段差部２４を設けた場合で説明したが、損失分析を行った結果、旋回渦巻羽根７ａから見て外壁側の圧縮空間９の漏れ損失が大きい傾向であることが判明した場合は、外壁側へ段差部２４を設けるとよい。

なお、この段差部２４の深さｄは、旋回渦巻羽根上面７ｄと固定渦巻羽根底面６ｂとの間に設けられた微小隙間の２倍程度までで調整することが望ましい。

（実施の形態５）
図６において、油溝２３は、旋回渦巻羽根７ａの厚み方向中心線に対して、内壁側にずらせて設けている。

これにより、前記実施の形態４で説明した同様の作用、効果に加えて、段差部２４を加工する必要がなくなり、ほぼ左右対称に形成される圧縮空間９のうち、圧縮機構部２の設計上、旋回渦巻羽根７ａから見て内壁側の圧縮空間９の圧縮空間の漏れ損失が大きい傾向であることが判明したような場合でも、油溝２３と旋回渦巻羽根７ａの外壁側距離ｃ２の距離に対して、内壁側距離ｃ１の距離を小さくしてやることにより、より多くのオイルを内壁側へ供給することができ、最適かつ均一なシール性を得ることができる。

なお、図６においては、油溝２３と旋回渦巻羽根７ａの外壁側距離ｃ２の距離に対して、内壁側距離ｃ１の距離を小さい場合で説明したが、損失分析を行った結果、旋回渦巻羽根７ａから見て外壁側の圧縮空間９の漏れ損失が大きい傾向であることが判明した場合は、ｃ１＞ｃ２としてやるとよい。

なお、上記実施の形態１ないし５における密閉型スクロール圧縮機において、例えば、動作圧力の比較的高い二酸化炭素を用いた場合、一層の効果を期待することができ、漏れ損失および摺動損失を低く抑えた高効率、高信頼性の密閉型スクロール圧縮機を得ることができる。

以上のように、本発明にかかる閉型スクロール圧縮機は、圧力が高い動作流体を用いたような場合でも、漏れ損失および摺動損失を低く抑えることができ、高効率および高信頼性を実現することが可能となるので、空気調和機やヒートポンプ式給湯機などのほかに、除湿機や乾燥機などの用途に適用することができる。

本発明の実施の形態１における密閉型スクロール圧縮機の旋回スクロールの旋回渦巻羽根側から見た平面図 本発明の実施の形態２における密閉型スクロール圧縮機の旋回スクロールの要部平面図 本発明の実施の形態３における密閉型スクロール圧縮機の旋回スクロールの要部平面図 本発明の実施の形態３における油溝の幅と長さによる密閉型スクロール圧縮機の成績係数の変化を示したグラフ 本発明の実施の形態４における密閉型スクロール圧縮機の旋回スクロールの要部平面図 本発明の実施の形態５における密閉型スクロール圧縮機の旋回スクロールの要部平面図 従来の密閉型スクロール圧縮機の旋回スクロールの旋回渦巻羽根側から見た平面図 従来の密閉型スクロール圧縮機の縦断面図

符号の説明

４ クランク軸
４ａ 偏心軸部
６ 固定スクロール
６ａ 固定渦巻羽根
６ｂ 固定渦巻羽根底面
７ 旋回スクロール
７ａ 旋回渦巻羽根
７ｂ 旋回鏡板
７ｃ 旋回軸受部
７ｄ 旋回渦巻羽根上面
７ｅ 旋回渦巻羽根外周巻き終わり
９ 圧縮空間
１０ シール材
１３ セン
１４ オイル溜め
１６ 連通孔
１７ 細孔
１９ オイル供給孔
２０ 高圧空間
２１ 低圧空間
２２ 旋回軸受側空間
２３ 油溝
２４ 段差

Claims (2)

1. 密閉容器内に圧縮機構部と電動機とオイル溜めとを配設し、前記圧縮機構部を、固定渦巻羽根を有する固定スクロールと、この固定スクロールの固定渦巻羽根と噛み合わせて複数個の圧縮空間を形成する旋回渦巻羽根を旋回鏡板上に形成した旋回スクロールと、この旋回スクロールを前記固定スクロールとにより挟む位置に設けられた主軸受部材と、前記旋回スクロールの自転を防止するためのオルダムリングと、前記旋回スクロールの旋回鏡板に設けられた旋回軸受部に嵌合し、旋回スクロールを旋回運動させる偏心軸部を有するクランク軸と、前記主軸受部材に設けられ前記クランク軸を支持する主軸受部と、同じく前記主軸受部材に前記旋回スクロールの旋回鏡板の旋回軸受側空間を高圧空間と低圧空間に仕切るシール材と、前記オイル溜めのオイルを前記クランク軸の軸方向に設けられたオイル供給孔を通して前記偏心軸部端部に供給し、前記旋回軸受部および前記主軸受部を潤滑した後、前記オイル溜めに戻す給油経路とを設けた密閉型スクロール圧縮機において、
   前記旋回鏡板の半径方向に前記偏心軸部端部から高圧のオイルを分岐する連通孔と、この連通孔から前記旋回鏡板の前記旋回渦巻羽根の先端へ開口する細孔と、この細孔の開口部に、前記旋回渦巻羽根の上面に沿った油溝を設けるとともに、前記油溝は、前記旋回渦巻羽根の外周巻き終わりから１８０°までの範囲内に存在し、
   油溝の半径方向の幅は、旋回渦巻羽根の厚みに対して、０．２５倍ないし０．６倍であり、かつ、周方向の長さは、旋回渦巻羽根の厚みに対して、０．３倍ないし２倍の範囲内の長さであることを特徴とする密閉型スクロール圧縮機。
2. 動作流体として二酸化炭素を用いたことを特徴とする請求項１に記載の密閉型スクロール圧縮機。