JP6037936B2

JP6037936B2 - Scroll compressor

Info

Publication number: JP6037936B2
Application number: JP2013107883A
Authority: JP
Inventors: 角田　昌之; 昌之角田; 浩平達脇; 祐司 ▲高▼村; 石園　文彦; 文彦石園; 昌晃須川; 英彰永田; 下地　美保子; 美保子下地
Original assignee: Mitsubishi Electric Corp
Current assignee: Mitsubishi Electric Corp
Priority date: 2013-05-22
Filing date: 2013-05-22
Publication date: 2016-12-07
Anticipated expiration: 2033-05-22
Also published as: JP2014227908A

Description

本発明は、スクロール圧縮機に関するものである。 The present invention relates to a scroll compressor.

スクロール型圧縮機には、揺動スクロールの渦巻体と固定スクロールの渦巻体の側面同士を接触させることにより、渦巻体から冷媒が漏れることを抑制し、高効率に冷媒を圧縮できるようにする、いわゆる可変半径クランク機構が設けられているものが存在している。
この可変クランク機構には、圧縮に伴ない揺動スクロールに作用するガス荷重の分力を側面の押付力として利用し、揺動運動する部品に作用する遠心力が渦巻側面で支持されないようにする、ガス荷重利用タイプの例がある（たとえば、特許文献１参照）。 In the scroll type compressor, the side surfaces of the spiral body of the orbiting scroll and the spiral body of the fixed scroll are brought into contact with each other, so that the refrigerant is prevented from leaking from the spiral body, and the refrigerant can be compressed with high efficiency. Some are provided with a so-called variable radius crank mechanism.
In this variable crank mechanism, the component force of the gas load acting on the orbiting scroll accompanying compression is used as a pressing force on the side surface so that the centrifugal force acting on the swinging part is not supported on the spiral side surface. There is an example of a gas load utilization type (see, for example, Patent Document 1).

特許文献１に記載の技術は、クランク半径を可変とする機構部品（たとえば、ブッシュ又はスライダ）に、揺動運動部品群（揺動スクロール、ブッシュ、又はスライダなど）の遠心力をキャンセルする（打ち消す）バランスウェイトを一体とする構成を設けたものである。 The technique described in Patent Document 1 cancels (cancels) the centrifugal force of a rocking motion component group (such as a rocking scroll, bush, or slider) on a mechanical component (for example, a bush or a slider) that makes the crank radius variable. ) A structure in which the balance weight is integrated is provided.

また、バランスウェイトによる遠心力のキャンセル量を揺動運動部品群の遠心力の８０〜９７％とし、キャンセルしなかった遠心力を揺動スクロールの渦巻体と固定スクロールの渦巻体との押付力として利用し、圧縮室のシール性を向上させたスクロール型圧縮機も提案されている（たとえば、特許文献２参照）。 The amount of centrifugal force cancellation by the balance weight is set to 80 to 97% of the centrifugal force of the swing motion parts group, and the centrifugal force that has not been canceled is used as the pressing force between the swing scroll spiral body and the fixed scroll spiral body. A scroll compressor that has been used to improve the sealing performance of the compression chamber has also been proposed (see, for example, Patent Document 2).

特開昭５６−１２９７９１号公報（たとえば、図２参照）Japanese Patent Laid-Open No. Sho 56-129791 (for example, see FIG. 2) 特開平７−１５１０８０号公報（たとえば、段落［００３２］参照）Japanese Patent Laid-Open No. 7-151080 (see, for example, paragraph [0032])

特許文献１に記載の技術は、バランスウェイトをブッシュと一体としたものであり、特許文献２に記載の技術は、バランスウェイトはブッシュと別部品ながら一体化して作動するものである。そして、いずれの技術においても、バランスウェイトのアンバランス量により、遠心力のキャンセル率（特許文献１では１００％、特許文献２では８０〜９７％）が決定される。なお、揺動スクロールの遠心力のキャンセル分については、渦巻体側面で支持されずに揺動スクロールとブッシュとの間の揺動軸受荷重として作用している。 The technique described in Patent Document 1 is one in which the balance weight is integrated with the bush, and the technique described in Patent Document 2 is that the balance weight is integrated with the bush and operates separately. In any technique, the cancellation rate of centrifugal force (100% in Patent Document 1 and 80 to 97% in Patent Document 2) is determined by the unbalance amount of the balance weight. Note that the amount of canceling the centrifugal force of the orbiting scroll is not supported on the side surface of the spiral body but acts as an orbiting bearing load between the orbiting scroll and the bush.

特許文献１に記載の技術では、キャンセル率１００％となるようなアンバランス量のバランスウェイトの軸方向重心が揺動運動部品群の重心と同一面内で運動する場合を除いては、キャンセル不足分及びモーメントを釣合せるために、ブッシュ一体のバランスウェイト以外に最低２個のバランサが必要となる。
すなわち、特許文献１に記載の技術では、ブッシュ一体のバランスウェイト以外に最低２個のバランサが必要となる分、スクロール圧縮機の製造コストが増大してしまう可能性があった。 In the technique described in Patent Document 1, the cancellation is insufficient unless the axial center of gravity of the balance weight with an unbalance amount such that the cancellation rate is 100% moves in the same plane as the center of gravity of the oscillating parts group. In order to balance the minute and moment, at least two balancers are required in addition to the balance weight integrated with the bush.
In other words, in the technique described in Patent Document 1, there is a possibility that the manufacturing cost of the scroll compressor may increase because at least two balancers are required in addition to the balance weight integrated with the bush.

また、特許文献１に記載の技術、特許文献２に記載の技術ともに、揺動スクロールが駆動している際の揺動スクロールの遠心力のキャンセル率が一定であるために、常に遠心力の８０％以上をキャンセルさせると、揺動軸受荷重として作用するキャンセル分の遠心力荷重が高速運転時に過大となり、揺動軸受が摩耗してしまう可能性があった。
すなわち、特許文献１に記載の技術、特許文献２に記載の技術ともに、（１）揺動スクロールの遠心力をキャンセルさせるために発生する揺動軸受での荷重が、高速運転するほど大きくなり、揺動軸受の摩耗、及び焼き付きなどの原因となって、スクロール圧縮機が破損してしまうという課題があった。 In addition, since both the technique described in Patent Document 1 and the technique described in Patent Document 2 have a constant canceling rate of the centrifugal force of the orbiting scroll when the orbiting scroll is driven, the centrifugal force is always 80%. If more than 1% is canceled, the centrifugal load for canceling which acts as a rocking bearing load becomes excessive during high-speed operation, and the rocking bearing may be worn.
That is, in both the technique described in Patent Document 1 and the technique described in Patent Document 2, (1) the load on the oscillating bearing that is generated to cancel the centrifugal force of the oscillating scroll increases as the operation speed increases. There has been a problem that the scroll compressor is damaged due to wear and seizure of the rocking bearing.

一方、特許文献１に記載の技術のようなバランスウェイトとブッシュの一体化、特許文献２に記載の技術のようなバランスウェイトとブッシュとの一体化した作動、いずれも行なわないような可変クランク機構を構成し、回転軸または回転軸と一体化した電動機のロータに第１バランサ及び第２バランサを設けたスクロール圧縮機では、キャンセル率０％なので、バランサの遠心力は軸と静止部材との間の主軸受荷重及び副軸受荷重として作用し、揺動運動部品群の遠心力は揺動スクロールの渦巻体と固定スクロールの渦巻体との押付力として作用する。
このようなスクロール圧縮機では、（２）主軸受荷重及び副軸受の摩耗、及び焼き付きなど、及び（３）揺動スクロールの渦巻体及び固定スクロールの渦巻体の摩耗、及び焼き付きなどが原因となって、スクロール圧縮機が破損してしまうという課題があった。 On the other hand, a variable crank mechanism that does not perform either the integration of the balance weight and the bush as in the technique described in Patent Document 1 or the integrated operation of the balance weight and the bush as in the technique described in Patent Document 2. In the scroll compressor in which the first balancer and the second balancer are provided on the rotor of the electric motor integrated with the rotating shaft or the rotating shaft, the canceling rate is 0%, so the centrifugal force of the balancer is between the shaft and the stationary member. The centrifugal force of the swinging motion component group acts as a pressing force between the spiral body of the swing scroll and the spiral body of the fixed scroll.
In such a scroll compressor, (2) wear of the main bearing and sub-bearings and seizure, and (3) wear of the orbiting scroll spiral body and fixed scroll spiral body, seizure, etc. Thus, there is a problem that the scroll compressor is damaged.

本発明は、以上のような課題のうちの少なくとも１つを解決するためになされたもので、軸受の摩耗などを抑制すること、及び揺動スクロールの渦巻体及び固定スクロールの渦巻体の摩耗などを抑制することを実現するスクロール圧縮機を提供することを目的としている。 The present invention has been made in order to solve at least one of the above-described problems, and suppresses the wear of the bearing and the like, and the wear of the spiral body of the orbiting scroll and the spiral body of the fixed scroll. It aims at providing the scroll compressor which implement | achieves suppressing this.

本発明に係るスクロール圧縮機は、第１渦巻体が形成されている固定スクロールと、第１渦巻体とともに冷媒を圧縮する第２渦巻体が形成され、固定スクロールとの間に圧縮室を形成する揺動スクロールと、揺動スクロールに駆動力を伝えるピン部を有し、揺動スクロールを駆動する軸と、揺動スクロールとピン部との間に介在し、揺動スクロールの揺動半径を可変とするスライダと、遠心力がスライダに設けられた遠心力支持部及び軸に設けられた遠心力支持部で支持されるように構成されたバランスウェイトと、を備えたものである。 In the scroll compressor according to the present invention, a fixed scroll in which a first spiral body is formed, a second spiral body that compresses the refrigerant together with the first spiral body, and a compression chamber is formed between the fixed scroll and the scroll. The orbiting scroll has a pin portion that transmits driving force to the orbiting scroll, and is interposed between the orbiting scroll driving shaft and the orbiting scroll and the pin portion. And a balance weight configured such that centrifugal force is supported by a centrifugal force support portion provided on the slider and a centrifugal force support portion provided on the shaft.

本発明に係るスクロール圧縮機によれば、上記構成を有しているので、揺動スクロールの遠心力をキャンセルするのに利用される力が、スライダに設けられた遠心力支持部とバランスウェイトとの間に作用するとともに（Ｆ_BS）、軸に設けられた遠心力支持部とバランスウェイトとの間に作用する（Ｆ_BP）。
このように、力を分割することができる分、（１）スライダとバランスウェイトとの間に作用する力（Ｆ_BS）を抑制することにより、揺動軸受の摩耗などを抑制することができる。また、（２）軸とバランスウェイトとの間に作用する力（Ｆ_BP）を抑制することにより、主軸受及び副軸受の摩耗も抑制するとともに、（３）揺動スクロールの渦巻体と固定スクロールの渦巻体との押し付け合う力を抑制することにより、揺動スクロールの渦巻体及び固定スクロールの渦巻体の摩耗を抑制することができる。 Since the scroll compressor according to the present invention has the above-described configuration, the force used to cancel the centrifugal force of the orbiting scroll is the force of the centrifugal force support provided on the slider and the balance weight. (F _BS ), and acts between the centrifugal force support portion provided on the shaft and the balance weight (F _BP ).
As described above, since the force can be divided, (1) by suppressing the force (F _BS ) acting between the slider and the balance weight, it is possible to suppress wear of the rocking bearing. Further, (2) by suppressing the force (F _BP ) acting between the shaft and the balance weight, the wear of the main bearing and the auxiliary bearing is also suppressed, and (3) the spiral body of the orbiting scroll and the fixed scroll By suppressing the pressing force against the spiral body, wear of the spiral body of the orbiting scroll and the spiral body of the fixed scroll can be suppressed.

本発明の実施の形態１に係るスクロール圧縮機が搭載された冷凍サイクル装置の冷媒回路構成例図である。It is a refrigerant circuit structural example figure of the refrigeration cycle apparatus by which the scroll compressor which concerns on Embodiment 1 of this invention is mounted. 本発明の実施の形態１に係るスクロール圧縮機の概略縦断面図である。It is a schematic longitudinal cross-sectional view of the scroll compressor which concerns on Embodiment 1 of this invention. バランスウェイトが非一体の可変半径クランク機構を有する比較例のスクロール圧縮機の概略縦断面図である。It is a schematic longitudinal cross-sectional view of the scroll compressor of the comparative example which has a variable radius crank mechanism with which a balance weight is not integral. 図３に示すスクロール圧縮機の可変半径クランク機構を説明する模式平面図である。FIG. 4 is a schematic plan view illustrating a variable radius crank mechanism of the scroll compressor shown in FIG. 3. バランスウェイトが一体の比較例の可変半径クランク機構、及びバランスウェイトが非一体の可変半径クランク機構に発生する力を説明する縦断面図である。It is a longitudinal cross-sectional view explaining the force which generate | occur | produces in the variable radius crank mechanism of the comparative example with which a balance weight is integral, and the variable radius crank mechanism with which a balance weight is not integral. （ａ）が図５（ａ）に対応する力のバランス図であり、（ｂ）が図５（ｂ）に対応する力のバランス図である。(A) is the balance diagram of the force corresponding to Fig.5 (a), (b) is the balance diagram of the force corresponding to FIG.5 (b). 本発明の実施の形態１に係るスクロール圧縮機の可変半径クランク機構を説明する模式平面図である。It is a schematic plan view explaining the variable radius crank mechanism of the scroll compressor which concerns on Embodiment 1 of this invention. 本発明の実施の形態１に係るスクロール圧縮機の可変半径クランク機構を説明する縦断面図ある。It is a longitudinal cross-sectional view explaining the variable radius crank mechanism of the scroll compressor which concerns on Embodiment 1 of this invention. 可変半径クランク機構が完全な剛体であると仮定した場合の渦巻側面押付力を回転数に対してプロットしたグラフであり、（ａ）が図７に示す第２押付面で支持されている場合のグラフであり、（ｂ）が図７に示す第１押付面で支持されている場合のグラフである。FIG. 8 is a graph in which the spiral side pressing force when the variable radius crank mechanism is assumed to be a complete rigid body is plotted against the number of rotations, and (a) is supported by the second pressing surface shown in FIG. 7. It is a graph, (b) is a graph in case it is supported by the 1st pressing surface shown in FIG. バランスウェイトとピン部との間に弾性体を設けた場合の可変半径クランク機構を説明する模式平面図である。It is a model top view explaining a variable radius crank mechanism at the time of providing an elastic body between a balance weight and a pin part. 本発明の実施の形態１に係るスクロール圧縮機において、渦巻側面押付力を回転数に対してプロットしたグラフであり、（ａ）がｘ（バランスウェイト比）＜１００％の場合のグラフであり、（ｂ）がｘ＝１００％の場合のグラフであり、（ｃ）がｘ＞１００％の場合のグラフである。In the scroll compressor according to Embodiment 1 of the present invention, the spiral side pressing force is a graph plotted with respect to the number of rotations, (a) is a graph when x (balance weight ratio) <100%, (B) is a graph when x = 100%, and (c) is a graph when x> 100%. 可変半径クランク機構が高速回転、又は低速回転しているときの各構成に発生する力を説明する縦断面図である。It is a longitudinal cross-sectional view explaining the force which generate | occur | produces in each structure when the variable radius crank mechanism rotates at high speed or low speed. 本発明の実施の形態２に係るスクロール圧縮機の可変半径クランク機構を説明する模式平面図である。It is a schematic plan view explaining the variable radius crank mechanism of the scroll compressor which concerns on Embodiment 2 of this invention. 本発明の実施の形態２に係るスクロール圧縮機において、渦巻側面押付力を回転数に対してプロットしたグラフであり、（ａ）がｘ＜１００％の場合のグラフであり、（ｂ）がｘ＝１００％の場合のグラフであり、（ｃ）がｘ＞１００％の場合のグラフである。In the scroll compressor which concerns on Embodiment 2 of this invention, it is the graph which plotted the spiral side pressing force with respect to the rotation speed, (a) is a graph in case x <100%, (b) is x = A graph when 100%, and (c) is a graph when x> 100%. 図１３に示すバランスウェイトの変形例である。It is a modification of the balance weight shown in FIG. 本発明の実施の形態３に係るスクロール圧縮機の可変半径クランク機構を説明する模式平面図である。It is a model top view explaining the variable radius crank mechanism of the scroll compressor which concerns on Embodiment 3 of this invention. 本発明の実施の形態３に係るスクロール圧縮機において、渦巻側面押付力を回転数に対してプロットしたグラフであり、（ａ）がｘ＜１００％の場合のグラフであり、（ｂ）がｘ＝１００％の場合のグラフであり、（ｃ）がｘ＞１００％の場合のグラフである。In the scroll compressor which concerns on Embodiment 3 of this invention, it is the graph which plotted the spiral side pressing force with respect to the rotation speed, (a) is a graph in case x <100%, (b) is x = A graph when 100%, and (c) is a graph when x> 100%.

以下、本発明の実施の形態を図面に基づいて説明する。
実施の形態１．
図１は、実施の形態１に係るスクロール圧縮機が搭載された冷凍サイクル装置１００の冷媒回路構成例図である。図２は、実施の形態１に係るスクロール圧縮機の概略縦断面図である。図１及び図２を参照して冷凍サイクル装置１００及びスクロール圧縮機１の構成について説明する。
本実施の形態１に係るスクロール圧縮機１は、軸受の摩耗などを抑制すること、及び揺動スクロール１２の渦巻体１２ｂ及び固定スクロール１１の渦巻体１１ｂの摩耗などを抑制する改良が加えられたものである。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
Embodiment 1 FIG.
FIG. 1 is a refrigerant circuit configuration example diagram of a refrigeration cycle apparatus 100 in which a scroll compressor according to Embodiment 1 is mounted. FIG. 2 is a schematic longitudinal sectional view of the scroll compressor according to the first embodiment. The configuration of the refrigeration cycle apparatus 100 and the scroll compressor 1 will be described with reference to FIGS. 1 and 2.
The scroll compressor 1 according to the first embodiment has been improved by suppressing the wear of the bearings and the like, and suppressing the wear of the spiral body 12b of the orbiting scroll 12 and the spiral body 11b of the fixed scroll 11. Is.

［冷凍サイクル装置１００の構成］
冷凍サイクル装置１００は、たとえば、冷蔵庫、冷凍庫などの冷凍装置、空気調和装置、及び給湯機などに該当するものであり、本実施の形態１では冷凍サイクル装置１００が空気調和装置である場合を一例として説明する。
冷凍サイクル装置１００は、利用側である室内機１０１と、熱源側である室外機１０２とを有している。そして、冷凍サイクル装置１００は、冷媒を圧縮して吐出するスクロール圧縮機１と、一方がスクロール圧縮機１の冷媒吐出側に接続され、スクロール圧縮機１から流出する冷媒を凝縮させる熱源側熱交換器２と、一方が熱源側熱交換器２に接続され、熱源側熱交換器２から流出する冷媒を減圧させる膨張弁３と、一方が膨張弁３に接続され、他方がスクロール圧縮機１の冷媒吸入側に接続され、膨張弁３から流出する冷媒を蒸発させる利用側熱交換器４と、冷媒の流路を切り替える四方弁５とを有している。
なお、室内機１０１には、利用側熱交換器４及び図示省略の利用側熱交換器４に付設される室内ファンなどが搭載されている。また、室外機１０２には、スクロール圧縮機１、熱源側熱交換器２、膨張弁３及び四方弁５が搭載されている。 [Configuration of refrigeration cycle apparatus 100]
The refrigeration cycle apparatus 100 corresponds to, for example, a refrigeration apparatus such as a refrigerator or a freezer, an air conditioner, a hot water heater, and the like. In the first embodiment, the refrigeration cycle apparatus 100 is an example of an air conditioner. Will be described.
The refrigeration cycle apparatus 100 includes an indoor unit 101 on the usage side and an outdoor unit 102 on the heat source side. The refrigeration cycle apparatus 100 includes a scroll compressor 1 that compresses and discharges the refrigerant, and one side connected to the refrigerant discharge side of the scroll compressor 1 and heat source side heat exchange that condenses the refrigerant flowing out of the scroll compressor 1. One of which is connected to the heat source side heat exchanger 2, an expansion valve 3 for reducing the pressure of the refrigerant flowing out of the heat source side heat exchanger 2, one of which is connected to the expansion valve 3 and the other of the scroll compressor 1. It has a utilization side heat exchanger 4 that is connected to the refrigerant suction side and evaporates the refrigerant flowing out of the expansion valve 3, and a four-way valve 5 that switches the refrigerant flow path.
The indoor unit 101 is equipped with a use side heat exchanger 4 and an indoor fan attached to the use side heat exchanger 4 (not shown). The outdoor unit 102 includes a scroll compressor 1, a heat source side heat exchanger 2, an expansion valve 3, and a four-way valve 5.

［スクロール圧縮機１の構成］
スクロール圧縮機１は、外郭を構成する密閉容器２１と、密閉容器２１に冷媒を導く吸入管２３及び圧縮された冷媒を吐出する吐出管２４と、密閉容器２１内の空間を区画するサブフレーム１１０と、冷凍機油が貯留される底部油溜２２と、冷媒を圧縮するための渦巻体１１ｂが形成された固定スクロール１１とを有している。
また、スクロール圧縮機１は、冷媒を圧縮するのに利用される渦巻体１２ｂが形成された揺動スクロール１２と、揺動スクロール１２を収容するフレーム１４と、揺動スクロール１２を回転させる軸１５と、軸１５を回転させる電動機１３９と、揺動スクロール１２を揺動運動させるオルダムリング１３と、フレーム１４と揺動スクロール１２との間に設けられているバランスウェイト３１とを有している。 [Configuration of scroll compressor 1]
The scroll compressor 1 includes a sealed container 21 constituting an outer shell, a suction pipe 23 that guides the refrigerant to the sealed container 21, a discharge pipe 24 that discharges the compressed refrigerant, and a subframe 110 that partitions a space in the sealed container 21. And a bottom oil reservoir 22 in which refrigerating machine oil is stored, and a fixed scroll 11 in which a spiral body 11b for compressing the refrigerant is formed.
Further, the scroll compressor 1 includes an orbiting scroll 12 having a spiral body 12b used for compressing a refrigerant, a frame 14 that accommodates the orbiting scroll 12, and a shaft 15 that rotates the orbiting scroll 12. And an electric motor 139 for rotating the shaft 15, an Oldham ring 13 for swinging the swing scroll 12, and a balance weight 31 provided between the frame 14 and the swing scroll 12.

（密閉容器２１）
密閉容器２１は、スクロール圧縮機１の外郭を構成するものである。密閉容器２１内には、固定スクロール１１、揺動スクロール１２、フレーム１４、軸１５、電動機１３９、及びオルダムリング１３などが設けられている。
また、密閉容器２１の側面には密閉容器２１内と連通する吸入管２３が接続されている。さらに、密閉容器２１の上部には、固定スクロール１１と揺動スクロール１２とによって圧縮された冷媒が吐出される吐出管２４が接続されている。 (Sealed container 21)
The hermetic container 21 constitutes an outline of the scroll compressor 1. In the sealed container 21, a fixed scroll 11, a swing scroll 12, a frame 14, a shaft 15, an electric motor 139, an Oldham ring 13, and the like are provided.
A suction pipe 23 communicating with the inside of the sealed container 21 is connected to the side surface of the sealed container 21. Further, a discharge pipe 24 through which the refrigerant compressed by the fixed scroll 11 and the swing scroll 12 is discharged is connected to the upper part of the sealed container 21.

（吸入管２３及び吐出管２４）
吸入管２３は、スクロール圧縮機１に流入する冷媒を、密閉容器２１内に導くための配管である。吸入管２３は、密閉容器２１内と連通するように、密閉容器２１の側面に設けられている。
吐出管２４は、スクロール圧縮機１で圧縮された冷媒を吐出させるための配管であり、一方が密閉容器２１の上部空間と連通し、他方が四方弁５に連通している。 (Suction pipe 23 and discharge pipe 24)
The suction pipe 23 is a pipe for guiding the refrigerant flowing into the scroll compressor 1 into the sealed container 21. The suction pipe 23 is provided on the side surface of the sealed container 21 so as to communicate with the inside of the sealed container 21.
The discharge pipe 24 is a pipe for discharging the refrigerant compressed by the scroll compressor 1, one communicating with the upper space of the sealed container 21 and the other communicating with the four-way valve 5.

（サブフレーム１１０）
サブフレーム１１０は、密閉容器２１内の空間を区画するように設けられ、軸１５の下端側を回転自在に支持する副軸受２０が設けられているものである。サブフレーム１１０の下側には、底部油溜２２が設けられており、サブフレーム１１０の上側には、電動機１３９が設けられている。 (Subframe 110)
The sub frame 110 is provided so as to partition the space in the sealed container 21, and is provided with a sub bearing 20 that rotatably supports the lower end side of the shaft 15. A bottom oil reservoir 22 is provided below the subframe 110, and an electric motor 139 is provided above the subframe 110.

（底部油溜２２）
底部油溜２２は、冷凍機油を貯留するものである。この底部油溜２２は、サブフレーム１１０の下側に設けられているものである。
なお、底部油溜２２に貯留されている冷凍機油は、軸１５の下側端部に設けられたオイルポンプによって、軸１５に形成される冷凍機油通路（図示省略）を通って揺動スクロール１２側に引き上げられるようになっている。 (Bottom oil reservoir 22)
The bottom oil reservoir 22 stores refrigerating machine oil. The bottom oil reservoir 22 is provided below the subframe 110.
The refrigerating machine oil stored in the bottom oil reservoir 22 passes through a refrigerating machine oil passage (not shown) formed in the shaft 15 by an oil pump provided at the lower end portion of the shaft 15, and the swing scroll 12. It is designed to be pulled up to the side.

（固定スクロール１１）
固定スクロール１１は、揺動スクロール１２とともに冷媒を圧縮するものである。固定スクロール１１は、揺動スクロール１２に対して対向配置されている。固定スクロール１１は、水平面に対して略平行な台板１１ａと、台板１１ａの下面から下側に突出して形成された渦巻体１１ｂとを有している。 (Fixed scroll 11)
The fixed scroll 11 compresses the refrigerant together with the swing scroll 12. The fixed scroll 11 is disposed opposite to the swing scroll 12. The fixed scroll 11 includes a base plate 11a that is substantially parallel to the horizontal plane, and a spiral body 11b that is formed to protrude downward from the lower surface of the base plate 11a.

台板１１ａは、渦巻体１１ｂ、揺動スクロール１２及びフレーム１４とともに、圧縮室Ａを構成するものである。台板１１ａは、水平面に対して略平行であって、その外周面が密閉容器２１の内周面に対向するとともに、台板１１ａの下端面のうちの外側がフレーム１４の上部と対向するように、密閉容器２１内で固定されているものである。
台板１１ａは、平板形状の部材であり、その中央部に、圧縮室Ａで圧縮された冷媒が吐出される吐出ポート１１１と、この吐出ポート１１１と連通する凹状部１１ｄとが形成されている。なお、台板１１ａの中央部とは、台板１１ａを水平断面視したときにおける径方向の中央部に対応するものである。 The base plate 11 a constitutes the compression chamber A together with the spiral body 11 b, the swing scroll 12 and the frame 14. The base plate 11 a is substantially parallel to the horizontal plane, and the outer peripheral surface thereof faces the inner peripheral surface of the sealed container 21, and the outer side of the lower end surface of the base plate 11 a faces the upper portion of the frame 14. Further, it is fixed in the sealed container 21.
The base plate 11a is a flat plate-like member, and a discharge port 111 from which the refrigerant compressed in the compression chamber A is discharged and a concave portion 11d communicating with the discharge port 111 are formed at the center thereof. . The central portion of the base plate 11a corresponds to the central portion in the radial direction when the base plate 11a is viewed in a horizontal cross section.

吐出ポート１１１は、一方が圧縮室Ａと連通し、他方が凹状部１１ｄと連通するように台板１１ａの上下方向に延びるように形成されているものである。なお、吐出ポート１１１には、予め設定された圧力以上となると吐出ポート１１１を開放する吐出弁２５によって閉塞されている。
凹状部１１ｄは、上側から下側に向かって凹状となるように形成されているものであり、吐出ポート１１１との接続位置に、吐出弁２５が設けられている。
吐出弁２５は、予め設定された圧力より小さいと吐出ポート１１１を閉塞し、圧縮室Ａ側から吐出管２４側に冷媒が流れることを規制するが、予め設定された圧力以上となると吐出ポート１１１を開放するものである。 The discharge port 111 is formed to extend in the vertical direction of the base plate 11a so that one communicates with the compression chamber A and the other communicates with the concave portion 11d. Note that the discharge port 111 is closed by a discharge valve 25 that opens the discharge port 111 when the pressure exceeds a preset pressure.
The concave portion 11d is formed to be concave from the upper side to the lower side, and a discharge valve 25 is provided at a connection position with the discharge port 111.
The discharge valve 25 closes the discharge port 111 when the pressure is smaller than a preset pressure, and restricts the flow of refrigerant from the compression chamber A side to the discharge pipe 24 side. However, when the pressure becomes equal to or higher than the preset pressure, the discharge port 111. Is to release.

渦巻体１１ｂは、揺動スクロール１２の渦巻体１２ｂとともに、揺動スクロール１２の揺動により容積が変化する圧縮室Ａを形成するものである。この渦巻体１１ｂは、水平断面が渦巻形状をしているものである。 The spiral body 11 b and the spiral body 12 b of the orbiting scroll 12 form a compression chamber A whose volume changes as the orbiting scroll 12 swings. The spiral body 11b has a horizontal cross section having a spiral shape.

（揺動スクロール１２）
揺動スクロール１２は、固定スクロール１１とともに冷媒を圧縮するものである。揺動スクロール１２は、固定スクロール１１に対して対向配置されている。揺動スクロール１２は、水平面に対して平行な台板１２ａと、台板１２ａの上面から上側に突出して形成された渦巻体１２ｂと、台板１２ａの下側に形成されたボス部１２１とを有している。 (Oscillating scroll 12)
The orbiting scroll 12 compresses the refrigerant together with the fixed scroll 11. The orbiting scroll 12 is disposed to face the fixed scroll 11. The orbiting scroll 12 includes a base plate 12a parallel to a horizontal plane, a spiral body 12b formed to protrude upward from the upper surface of the base plate 12a, and a boss portion 121 formed below the base plate 12a. Have.

台板１２ａは、渦巻体１２ｂ、固定スクロール１１及びフレーム１４とともに、圧縮室Ａを構成するものである。台板１２ａは、円板形状の部材であり、軸１５の回転によってフレーム１４内で揺動運動するものである。
台板１２ａは、フレーム１４上で揺動するようにフレーム１４に支持されて設けられているものである。そして、台板１２ａは、軸１５が回転することによってフレーム１４上で揺動運動する。
渦巻体１２ｂは、固定スクロール１１の渦巻体１１ｂとともに冷媒を圧縮するものである。また、渦巻体１２ｂは、台板１２ａ及び固定スクロール１１とともに圧縮室Ａを構成するものである。この渦巻体１２ｂは、渦巻体１１ｂと対応するように、水平断面が渦巻形状をしているものである。
ボス部１２１は、台板１２ａの下側に形成された中空円筒形状の部材であり、揺動軸受としての機能を有するものである。ボス部１２１には、軸１５の上端側が接続される。すなわち、ボス部１２１に接続されている軸１５が回転することで揺動スクロール１２が回転するということである。 The base plate 12 a constitutes the compression chamber A together with the spiral body 12 b, the fixed scroll 11 and the frame 14. The base plate 12 a is a disk-shaped member, and swings within the frame 14 by the rotation of the shaft 15.
The base plate 12 a is provided to be supported by the frame 14 so as to swing on the frame 14. The base plate 12a swings on the frame 14 as the shaft 15 rotates.
The spiral body 12 b compresses the refrigerant together with the spiral body 11 b of the fixed scroll 11. The spiral body 12 b constitutes the compression chamber A together with the base plate 12 a and the fixed scroll 11. The spiral body 12b has a spiral cross section that corresponds to the spiral body 11b.
The boss 121 is a hollow cylindrical member formed on the lower side of the base plate 12a, and has a function as a rocking bearing. The upper end side of the shaft 15 is connected to the boss portion 121. That is, when the shaft 15 connected to the boss portion 121 rotates, the swing scroll 12 rotates.

なお、揺動スクロール１２は、フレーム１４とは別部材として設置された張出し部１４１に軸方向のスラスト荷重を支持されるとともに、張出し部１４１との間でオルダムリング１３により自転を規制されて揺動運動する。この揺動運動により、固定スクロール１１の渦巻体１１ｂとの組合せで形成された圧縮室Ａの容積を変化させることができる。 The orbiting scroll 12 is supported by an overhanging portion 141 installed as a separate member from the frame 14, and is supported by the Oldham ring 13 to rotate with the overhanging portion 141. Dynamic movement. By this swinging motion, the volume of the compression chamber A formed in combination with the spiral body 11b of the fixed scroll 11 can be changed.

（フレーム１４）
フレーム１４は、揺動スクロール１２が摺動自在に、揺動スクロール１２を収容するものである。すなわち、フレーム１４の上面と揺動スクロール１２の台板１２ａの下面とによって、摺動面が形成されている。
フレーム１４の径方向の中央側には、軸１５が挿入される開口形成されており、軸１５を回転自在に支持する主軸受１４Ａが設けられている。また、フレーム１４は、その外周面が密閉容器２１の内周面に対向するとともに、自身の外側上部と固定スクロール１１の台板１１ａの下端面のうちの外側とが対向するように、密閉容器２１内で固定されているものである。 (Frame 14)
The frame 14 accommodates the orbiting scroll 12 so that the orbiting scroll 12 can slide freely. That is, a sliding surface is formed by the upper surface of the frame 14 and the lower surface of the base plate 12 a of the swing scroll 12.
An opening into which the shaft 15 is inserted is formed on the radial center side of the frame 14, and a main bearing 14A that rotatably supports the shaft 15 is provided. The frame 14 has an outer peripheral surface facing the inner peripheral surface of the sealed container 21, and a sealed container so that the outer upper portion thereof faces the outer side of the lower end surface of the base plate 11 a of the fixed scroll 11. 21 is fixed.

（軸１５）
軸１５は、揺動スクロール１２に駆動力を伝えるものであり、上側端部に揺動スクロール１２のボス部１２１に接続されるピン部１５１が設けられ、ピン部１５１よりも下側であって後述する電動機１３９のロータ１８よりも上側に揺動運動のバランスをとる第１バランサ１６が設けられている。また、軸１５の内部には、底部油溜２２から各摺動部に冷凍機油を供給するのに利用される冷凍機油通路（図示省略）が形成されている。
ピン部１５１は、軸１５の中心軸に対して水平方向に予め設定された寸法をずらして形成されている部分である。また、ピン部１５１には、バランスウェイト３１と押し付け合う面が形成された遠心力支持部１５１ａが設けられている（図７のＦ_BP参照）。
第１バランサ１６は、軸１５のうちの電動機１３９の上側であってフレーム１４の下側に設けられているものである。第１バランサ１６は、揺動スクロール１２及びオルダムリング１３の運動に伴うアンバランスを抑制するのに利用される。 (Axis 15)
The shaft 15 transmits a driving force to the orbiting scroll 12, and a pin portion 151 connected to the boss portion 121 of the orbiting scroll 12 is provided at the upper end, and is below the pin portion 151. A first balancer 16 that balances the swinging motion is provided above a rotor 18 of an electric motor 139 described later. A refrigerating machine oil passage (not shown) that is used to supply refrigerating machine oil from the bottom oil reservoir 22 to each sliding part is formed inside the shaft 15.
The pin portion 151 is a portion formed by shifting a preset dimension in the horizontal direction with respect to the central axis of the shaft 15. Further, the pin portion 151, the centrifugal force supporting portion 151a which face each other pressing the balance weight 31 is formed is provided (see F _BP in Figure 7).
The first balancer 16 is provided above the electric motor 139 in the shaft 15 and below the frame 14. The first balancer 16 is used to suppress unbalance associated with the movement of the orbiting scroll 12 and the Oldham ring 13.

（電動機１３９）
電動機１３９は、軸１５を回転させるものである。この電動機１３９は、密閉容器２１に固着支持されたステータ１９と、ステータ１９と組み合わされることでトルクを発生するロータ１８とから構成されている。
電動機１３９は、揺動スクロール１２、及び固定スクロール１１などが設けられる上部空間と、底部油溜２２が設けられる下部空間とを区画するように設けられている。 (Electric motor 139)
The electric motor 139 rotates the shaft 15. The electric motor 139 includes a stator 19 that is fixedly supported by the sealed container 21 and a rotor 18 that generates torque by being combined with the stator 19.
The electric motor 139 is provided so as to partition an upper space in which the swing scroll 12 and the fixed scroll 11 are provided and a lower space in which the bottom oil reservoir 22 is provided.

ステータ１９は、たとえば、積層鉄心に複数相の巻線を装着して構成されている。
ロータ１８は、たとえば、内部に図示省略の永久磁石を有し、ステータ１９の内周面との間に、予め設定された空隙が形成されるように軸１５に支持されているものである。そして、ロータ１８は、ステータ１９への通電がなされると回転駆動し、軸１５を回転させるものである。なお、ロータ１８には、揺動スクロール１２とオルダムリング１３の運動に伴うアンバランスを抑制するのに利用される第２バランサ１７が設けられている。
このように、スクロール圧縮機１には、揺動スクロール１２、スライダ３０及びオルダムリング１３の運動に伴なうアンバランスを回転系全体として釣合わせるために、第１バランサ１６が軸１５に、第２バランサ１７がロータ１８に、それぞれ取り付けられている。 The stator 19 is configured, for example, by mounting a multiphase winding on a laminated iron core.
The rotor 18 has, for example, a permanent magnet (not shown) inside and is supported by the shaft 15 so that a preset gap is formed between the rotor 18 and the inner peripheral surface of the stator 19. The rotor 18 is rotationally driven when the stator 19 is energized to rotate the shaft 15. Note that the rotor 18 is provided with a second balancer 17 that is used to suppress unbalance associated with the movement of the orbiting scroll 12 and the Oldham ring 13.
As described above, the scroll compressor 1 has the first balancer 16 on the shaft 15, the first balancer 16 on the shaft 15, in order to balance the unbalance accompanying the movement of the swing scroll 12, the slider 30 and the Oldham ring 13 as the entire rotating system. Two balancers 17 are respectively attached to the rotor 18.

（オルダムリング１３）
オルダムリング１３は、揺動スクロール１２の台板１２ａの下面の下側に配設され、揺動スクロール１２の揺動運動中における自転運動を阻止するのに利用されるものである。
すなわち、オルダムリング１３は、揺動スクロール１２の自転運動を阻止し、揺動スクロール１２を揺動させる機能を果たしているものである。 (Oldham Ring 13)
The Oldham ring 13 is disposed below the lower surface of the base plate 12a of the orbiting scroll 12, and is used to prevent the rotation movement of the orbiting scroll 12 during the orbiting movement.
That is, the Oldham ring 13 functions to prevent the swinging scroll 12 from rotating and to swing the swinging scroll 12.

（スライダ３０）
スライダ３０は、揺動スクロール１２とピン部１５１の間に介在し、揺動スクロール１２の揺動半径を可変とするものである。スライダ３０は、ボス部１２１に収容され、また、後述するバランスウェイト３１の一部を構成する収容部３１ａ、及び軸１５のピン部１５１が設けられているものである。
スライダ３０には、バランスウェイト３１と押し付け合う面が形成された遠心力支持部３０ａが設けられている（図７のＦ_BS参照）。また、スライダ３０には、バランスウェイト３１の遠心力Ｆｃｂの方向と平行な方向との間に角度γを形成する面が形成されており、この面にてピン部１５１と当接している（図７参照）。 (Slider 30)
The slider 30 is interposed between the orbiting scroll 12 and the pin portion 151 and makes the orbiting radius of the orbiting scroll 12 variable. The slider 30 is accommodated in the boss portion 121, and is provided with an accommodating portion 31a that constitutes a part of a balance weight 31 described later, and a pin portion 151 of the shaft 15.
The slider 30, the centrifugal force supporting portions 30a which face each other pressing the balance weight 31 is formed is provided (see F _BS in FIG. 7). Further, the slider 30 is formed with a surface that forms an angle γ between the direction of the centrifugal force Fcb of the balance weight 31 and a direction parallel to the direction of the centrifugal force Fcb. 7).

（バランスウェイト３１）
バランスウェイト３１は、スライダ３０内に収容される収容部３１ａと、収容部３１ａの下端側から、揺動スクロール１２が駆動したときに揺動スクロール１２に働く遠心力の方向とは反対側に延出するように形成されているバランス部３１ｂとが一体的に形成されたものである。なお、収容部３１ａとバランス部３１ｂとが一体形成されていることに限定されるものではないが、本実施の形態１では一体形成された場合を例に説明する。
収容部３１ａは、ピン部１５１の遠心力支持部１５１ａと押し付け合う第１押付面３１ｃが形成されるとともに、スライダ３０の遠心力支持部３０ａと押し付け合う第２押付面３１ｄとが形成されたものである。そして、収容部３１ａは、ピン部１５１に隣接するようにスライダ３０内に収容されている。 (Balance weight 31)
The balance weight 31 extends from the accommodation portion 31a accommodated in the slider 30 and the lower end side of the accommodation portion 31a to the side opposite to the direction of the centrifugal force acting on the orbiting scroll 12 when the orbiting scroll 12 is driven. The balance portion 31b formed so as to come out is integrally formed. In addition, although it is not limited to the accommodation part 31a and the balance part 31b being integrally formed, in this Embodiment 1, the case where it forms integrally is demonstrated to an example.
The accommodating portion 31a is formed with a first pressing surface 31c that presses against the centrifugal force support portion 151a of the pin portion 151 and a second pressing surface 31d that presses against the centrifugal force support portion 30a of the slider 30. It is. And the accommodating part 31a is accommodated in the slider 30 so that the pin part 151 may be adjoined.

このような構成を有するバランスウェイト３１は、渦巻体１２ｂが渦巻体１１ｂに押し付けられるのを抑制するとともに、スライダ３０及びピン部１５１との摩耗などを抑制することができる。また、バランスウェイト３１は、主軸受１４Ａ及び副軸受２０の摩耗などを抑制することができるものである。
さらに、バランスウェイト３１は、第１バランサ１６及び第２バランサ１７と比較すると、揺動運動部品群のアンバランス重心により近く位置している。これにより、第１バランサ１６及び第２バランサ１７の重量を低減することができるようになっている。 The balance weight 31 having such a configuration can suppress the spiral body 12b from being pressed against the spiral body 11b, and can suppress wear and the like on the slider 30 and the pin portion 151. Further, the balance weight 31 can suppress wear of the main bearing 14 </ b> A and the auxiliary bearing 20.
Furthermore, the balance weight 31 is located closer to the unbalanced center of gravity of the swing motion component group as compared to the first balancer 16 and the second balancer 17. Thereby, the weight of the 1st balancer 16 and the 2nd balancer 17 can be reduced.

［スクロール圧縮機１の動作説明］
ここで、スクロール圧縮機１の動作について説明する。
図１において、ステータ１９に電力が供給されると、ロータ１８がトルクを発生し、フレーム１４の主軸受部と副軸受２０とで支持された軸１５が回転する。
軸１５のピン部１５１に組み合わされたスライダ３０を介してボス部１２１が駆動される揺動スクロール１２は、フレーム１４に別部材として設置された張出し部１４１に軸方向のスラスト荷重を支持されるとともに、張出し部１４１との間でオルダムリング１３により自転を規制されて揺動運動することにより、固定スクロール１１の渦巻との組み合わせで形成された圧縮室Ａの容積を減少させる。
揺動スクロール１２の揺動運動に伴ない、吸入管２３から密閉容器２１内に吸入されたガスが、固定スクロール１１と揺動スクロール１２の両渦巻間の圧縮室Ａに取り込まれ、圧縮される。そして、固定スクロール１１に設けられた吐出ポート１１１から吐出弁２５に抗して吐出され、吐出管２４から四方弁５側に吐出される。 [Description of Operation of Scroll Compressor 1]
Here, the operation of the scroll compressor 1 will be described.
In FIG. 1, when electric power is supplied to the stator 19, the rotor 18 generates torque, and the shaft 15 supported by the main bearing portion of the frame 14 and the auxiliary bearing 20 rotates.
The swing scroll 12 in which the boss 121 is driven via the slider 30 combined with the pin 151 of the shaft 15 is supported by the overhang 141 installed as a separate member on the frame 14 in the axial direction. At the same time, the volume of the compression chamber A formed in combination with the spiral of the fixed scroll 11 is reduced by swinging with the overhanging portion 141 being controlled by the Oldham ring 13 to rotate.
As the swinging scroll 12 swings, the gas sucked into the sealed container 21 from the suction pipe 23 is taken into the compression chamber A between the spirals of the fixed scroll 11 and the swing scroll 12 and compressed. . And it discharges against the discharge valve 25 from the discharge port 111 provided in the fixed scroll 11, and is discharged from the discharge pipe 24 to the four-way valve 5 side.

［比較例：揺動スクロール１２ｔなどに作用する力］
図３は、バランスウェイトが非一体の可変半径クランク機構を有する比較例のスクロール圧縮機１ｔの概略縦断面図である。図４は、図３に示すスクロール圧縮機１ｔの可変半径クランク機構を説明する模式平面図である。図５は、バランスウェイト３１ｔがスライダ３０ｔと一体の比較例の可変半径クランク機構、及びバランスウェイトが非一体の可変半径クランク機構に発生する力を説明する縦断面図である。なお、図５では、ガス荷重由来の力は省略して図示している。
このように、図３、図４及び図５（ｂ）がバランスウェイトが非一体、図５（ａ）がバランスウェイト３１ｔがスライダ３０ｔと一体の可変クランク機構に関するものとなっている。 [Comparative example: Force acting on orbiting scroll 12t]
FIG. 3 is a schematic longitudinal sectional view of a scroll compressor 1t of a comparative example having a variable radius crank mechanism in which the balance weight is not integrated. FIG. 4 is a schematic plan view for explaining the variable radius crank mechanism of the scroll compressor 1t shown in FIG. FIG. 5 is a longitudinal sectional view for explaining the force generated in the variable radius crank mechanism of the comparative example in which the balance weight 31t is integral with the slider 30t and the variable radius crank mechanism in which the balance weight is not integral. In FIG. 5, the force derived from the gas load is omitted.
Thus, FIGS. 3, 4 and 5B relate to the variable crank mechanism in which the balance weight is not integrated, and FIG. 5A relates to the variable crank mechanism in which the balance weight 31t is integrated with the slider 30t.

ここで、可変半径クランク機構とは、揺動スクロール１２のボス部１２１、ボス部１２１内に配置されているスライダ３０及び軸１５に設けられているピン部１５１などから構成されるものであり、軸１５の回転により揺動スクロール１２を揺動運動させるときにその揺動半径を可変とすることができるものである。
また、揺動運動部品群とは、揺動スクロール１２及びスライダ３０などから構成されるものである。
以下に、比較例として、バランスウェイトがスライダ３０ｔと非一体の場合、及びバランスウェイト３１ｔがスライダ３０ｔと一体の場合のスクロール圧縮機１ｔについて説明する。なお、比較例の説明にあたり、本実施の形態１で説明した各種構成に対応する構成の符号に加えてｔを付している。これは、本実施の形態１と比較例とを区別するために便宜的に付したものである。
また、以下の説明において、渦巻側面押付力とは、渦巻体１１ｂと渦巻体１２ｂとが押し付け合う力を指し、渦巻側面押付反力とは、渦巻体１１ｂと渦巻体１２ｂとが押し付け合った結果、それぞれに作用する反力を指す。 Here, the variable radius crank mechanism is composed of the boss portion 121 of the orbiting scroll 12, the slider 30 disposed in the boss portion 121, the pin portion 151 provided on the shaft 15, and the like. When the rocking scroll 12 is rocked by the rotation of the shaft 15, the rocking radius can be made variable.
In addition, the swinging motion part group includes the swinging scroll 12 and the slider 30.
As a comparative example, a scroll compressor 1t in the case where the balance weight is not integrated with the slider 30t and the balance weight 31t is integrated with the slider 30t will be described below. In the description of the comparative example, t is added in addition to the reference numerals corresponding to the various configurations described in the first embodiment. This is given for the sake of convenience in order to distinguish the first embodiment from the comparative example.
Moreover, in the following description, the spiral side pressing force refers to a force pressing the spiral body 11b and the spiral body 12b, and the spiral side pressing reaction force is a result of pressing the spiral body 11b and the spiral body 12b. , Refers to the reaction force acting on each.

まず、図３、図４及び図５（ｂ）を参照して、バランスウェイトがスライダ３０ｔと非一体であるスクロール圧縮機１ｔにおいて作用する力を説明する。
図３及び図４に示すように、軸１５ｔのピン部１５１ｔの、偏心方向（図において右方向）に対して角度γを持った面で、スライダ３０ｔ及び揺動スクロール１２ｔが駆動されてガスを圧縮すると、揺動スクロール１２ｔ及びスライダ３０ｔにはガス圧縮の反力として、半径方向ガス荷重Ｆｇｒ、周方向ガス荷重Ｆｇθ、そして揺動運動部品群の遠心力Ｆｃが作用する。
このうち、Ｆｇθは、角度γの斜面で支持されるので、半径方向の分力が発生し、揺動運動部品群に作用する半径方向の荷重は、−Ｆｇｒ＋Ｆｃ＋Ｆｇθ×ｔａｎγとなり、これと等しい渦巻側面押付反力Ｆｓが発生して釣合う。これにより、渦巻体１１ｂｔと渦巻体１２ｂｔとの間に隙間が発生することを抑制することができるようになっている。 First, with reference to FIG. 3, FIG. 4 and FIG. 5 (b), the force acting on the scroll compressor 1t in which the balance weight is not integrated with the slider 30t will be described.
As shown in FIGS. 3 and 4, the slider 30t and the orbiting scroll 12t are driven on the surface of the pin portion 151t of the shaft 15t that has an angle γ with respect to the eccentric direction (right direction in the figure), and gas is discharged. When compressed, a radial gas load Fgr, a circumferential gas load Fgθ, and a centrifugal force Fc of the rocking motion parts group act on the rocking scroll 12t and the slider 30t as reaction forces of gas compression.
Among these, since Fgθ is supported by a slope having an angle γ, a radial component force is generated, and the radial load acting on the oscillating motion component group is −Fgr + Fc + Fgθ × tan γ, which is the same spiral side surface. A pressing reaction force Fs is generated and balanced. Thereby, it can suppress that a clearance gap produces between the spiral body 11bt and the spiral body 12bt.

このような、バランスウェイトが非一体の可変半径クランク機構を有するスクロール圧縮機１ｔは、図３の概略断面図のような構成をとるのが一般的である。図５（ａ）と図５（ｂ）とを比較すると、図５（ｂ）の方には、揺動運動部品群の重心近くにアンバランスをキャンセルするバランスウェイト３１ｔが無いことがわかる。
また、本実施の形態１に係るスクロール圧縮機１に関する図２と、比較例のスクロール圧縮機１ｔに関する図３とを比較すると、図３の方には、第１バランサ１６よりも重い第１バランサ１６ｔと、第２バランサ１７よりも重い第２バランサ１７ｔとが設けられていることがわかり、揺動運動部品群のアンバランスを回転系全体として釣合わせるようになっている。 Such a scroll compressor 1t having a variable radius crank mechanism in which the balance weight is not integrated is generally configured as shown in the schematic cross-sectional view of FIG. Comparing FIG. 5 (a) and FIG. 5 (b), it can be seen that there is no balance weight 31t for canceling the unbalance near the center of gravity of the swinging motion component group in FIG. 5 (b).
Moreover, when FIG. 2 regarding the scroll compressor 1 according to the first embodiment is compared with FIG. 3 regarding the scroll compressor 1t of the comparative example, the first balancer heavier than the first balancer 16 is shown in FIG. It can be seen that 16t and a second balancer 17t heavier than the second balancer 17 are provided, and the unbalance of the swinging motion parts group is balanced as the entire rotating system.

次に、図５（ａ）を参照してバランスウェイト３１ｔがスライダ３０ｔと一体の場合のスクロール圧縮機１ｔにおいて作用する力を説明する。
図５（ｂ）のバランスウェイトが非一体の可変クランク機構の場合には、揺動運動部品群で発生した遠心力Ｆｃはすべて渦巻側面押付反力Ｆｓとして渦巻体１１ｂｔ及び渦巻体１２ｂｔの側面で支持される。
それに対して、図５（ａ）に示すように、バランスウェイト３１ｔが一体化の可変クランク機構の場合には、揺動運動部品群内で遠心力Ｆｃを打ち消すようなバランスウェイト３１ｔの遠心力Ｆｃｂが発生している。
そして、図５（ａ）に示すように、バランスウェイト３１ｔを一体化した可変クランク機構における釣合いは、揺動スクロール１２ｔのボス部１２１ｔとの間の揺動軸受反力Ｆ_BSによりＦｃｂが打ち消されていることで説明される。
また、図５（ａ）に示すように、揺動スクロール１２ｔにおける釣合いは、遠心力Ｆｃが揺動軸受反力Ｆ_BSによって打ち消された残りが渦巻側面押付力Ｆｓ’に現れることで説明される。
なお、図５（ｂ）に示すＦｓに対してＦｓ’は、揺動軸受反力Ｆ_BSの分だけ小さくなって釣合う。力の釣合いを式で表わすと次のようになる。 Next, the force acting on the scroll compressor 1t when the balance weight 31t is integral with the slider 30t will be described with reference to FIG.
In the case of the variable crank mechanism in which the balance weight of FIG. 5B is not integral, all the centrifugal force Fc generated in the oscillating motion parts group is the side surface of the spiral body 11bt and the spiral body 12bt as the spiral side surface pressing reaction force Fs. Supported.
On the other hand, as shown in FIG. 5A, in the case of a variable crank mechanism in which the balance weight 31t is integrated, the centrifugal force Fcb of the balance weight 31t that cancels out the centrifugal force Fc in the swing motion parts group. Has occurred.
Then, as shown in FIG. 5 (a), the balance in the variable crank mechanism with an integrated balance weight 31 t, Fcb is canceled by the swing bearing reaction force F _BS between the boss portion 121t of the orbiting scroll 12t Explained.
Further, as shown in FIG. 5 (a), the balance in the orbiting scroll 12t, the remaining centrifugal force Fc is countered by the swinging bearing reaction force F _BS is described by appearing on a spiral side face pressing force Fs' .
Incidentally, Fs' against Fs shown in FIG. 5 (b), balance is smaller by the amount of the rocking bearing reaction force F _BS. The balance of force is expressed as follows.

Ｆｓ＝ −Ｆｇｒ＋Ｆｃ＋Ｆｇθ×ｔａｎγ … （１．１）
Ｆｓ’ ＝Ｆｓ − Ｆ_BS … （１．２）
Ｆｃｂ＝Ｆ_BS … （１．３） Fs = −Fgr + Fc + Fgθ × tan γ (1.1)
_{Fs' = Fs - F BS ...} (1.2)
Fcb = F _BS ... (1.3)

このようなバランスウェイト３１ｔが一体化している可変クランク機構のバランスウェイト３１ｔの遠心力Ｆｃｂは、Ｆｃを上回って、過剰キャンセルにより渦巻体１１ｂｔ及び渦巻体１２ｂｔのシール性を損なわないため、最大でもＦｃｂ＝Ｆｃとする必要がある。
なお、このＦｃｂを最大とした場合でも、バランスウェイト３１ｔの軸方向の重心位置を、揺動運動部品群の重心位置と合わせることは困難である。すなわち、ＦｃｂとＦｃが、同一面内で作用するように、各構成を配置することは困難である。
このため、スクロール圧縮機１ｔには、Ｆｃに対するＦｃｂの不足分及び軸方向位置のずれ分を回転系として釣合わせるため、バランスウェイト３１ｔとは別に、第１バランサ１６ｔ及び第２バランサ１７ｔが設けられている。 The centrifugal force Fcb of the balance weight 31t of the variable crank mechanism in which such a balance weight 31t is integrated exceeds Fc and does not impair the sealing performance of the spiral body 11bt and the spiral body 12bt due to excessive cancellation. = Fc.
Even when this Fcb is maximized, it is difficult to match the position of the center of gravity of the balance weight 31t in the axial direction with the position of the center of gravity of the swinging motion component group. That is, it is difficult to arrange each component so that Fcb and Fc act in the same plane.
For this reason, the scroll compressor 1t is provided with a first balancer 16t and a second balancer 17t, in addition to the balance weight 31t, in order to balance the shortage of Fcb with respect to Fc and the deviation of the axial position as a rotation system. ing.

［比較例：力のバランスについて］
図６は、（ａ）が図５（ａ）に対応する力のバランス図であり、（ｂ）が図５（ｂ）に対応する力のバランス図である。図６を参照してバランスウェイトがスライダ３０ｔと非一体の場合、及びバランスウェイト３１ｔがスライダ３０ｔと一体の場合の力のバランスを説明する。
図６（ａ）において、
Ｍｒ０：揺動運動部品群のアンバランス量
Ｍｒ１：バランスウェイト３１ｔのアンバランス量
Ｍｒ１’：第１バランサ１６ｔのアンバランス量
Ｍｒ２：第２バランサ１７ｔのアンバランス量
で、Ｌ０、Ｌ１、Ｌ１’、Ｌ２がそれぞれの軸方向位置を示している。
Ｍｒ１≦Ｍｒ０、Ｌ０≠Ｌ１であることから、Ｍｒ１’を追加して４つのアンバランス量で
静バランス：Ｍｒ１＋Ｍｒ１’＝Ｍｒ０＋Ｍｒ２ …（１．４）
動バランス：Ｍｒ０×Ｌ０−Ｍｒ１×Ｌ１−Ｍｒ１’×Ｌ１’＋Ｍｒ２×Ｌ２＝０ …（１．５）
を満足させる必要がある。 [Comparative example: Balance of force]
6A is a balance diagram of forces corresponding to FIG. 5A, and FIG. 6B is a balance diagram of forces corresponding to FIG. 5B. The balance of force when the balance weight is not integrated with the slider 30t and when the balance weight 31t is integrated with the slider 30t will be described with reference to FIG.
In FIG. 6A,
Mr0: Unbalance amount of the swinging motion component group Mr1: Unbalance amount of the balance weight 31t Mr1 ′: Unbalance amount of the first balancer 16t Mr2: Unbalance amount of the second balancer 17t, L0, L1, L1 ′, L2 indicates each axial position.
Since Mr1 ≦ Mr0 and L0 ≠ L1, Mr1 ′ is added and four unbalanced quantities are applied. Static balance: Mr1 + Mr1 ′ = Mr0 + Mr2 (1.4)
Dynamic balance: Mr0 * L0-Mr1 * L1-Mr1 '* L1' + Mr2 * L2 = 0 (1.5)
It is necessary to satisfy.

バランスウェイトが非一体化の可変クランク機構を有するスクロール圧縮機１ｔは、図６（ｂ）、図３及び図４のように、
Ｍｒ０：揺動運動部品群のアンバランス量
Ｍｒ１：第１バランサ１６ｔのアンバランス量
Ｍｒ２：第２バランサ１７ｔのアンバランス量
としたとき、３つのアンバランス量に対してＭｒ１＞Ｍｒ０として
静バランス：Ｍｒ１＝Ｍｒ０＋Ｍｒ２ …（１．４）’
動バランス：Ｍｒ０×Ｌ０−Ｍｒ１×Ｌ１＋Ｍｒ２×Ｌ２＝０ …（１．５）’
を満足させることで、系全体の釣合いをとることができる。 A scroll compressor 1t having a variable crank mechanism with a non-integrated balance weight is as shown in FIGS. 6B, 3 and 4.
Mr0: Unbalance amount of the swinging motion component group Mr1: Unbalance amount of the first balancer 16t Mr2: When the unbalance amount of the second balancer 17t is set, Mr1> Mr0 for the three unbalance amounts Static balance: Mr1 = Mr0 + Mr2 (1.4) ′
Dynamic balance: Mr0 × L0−Mr1 × L1 + Mr2 × L2 = 0 (1.5) ′
By satisfying, it is possible to balance the entire system.

［本実施の形態１の可変半径クランク機構について］
図７は、実施の形態１に係るスクロール圧縮機１の可変半径クランク機構を説明する模式平面図である。図８は、実施の形態１に係るスクロール圧縮機１の可変半径クランク機構を説明する縦断面図ある。図９は、可変半径クランク機構が完全な剛体であると仮定した場合の渦巻側面押付力を回転数に対してプロットしたグラフであり、（ａ）が図７に示す第２押付面３１ｄで支持されている場合のグラフであり、（ｂ）が図７に示す第１押付面３１ｃで支持されている場合のグラフである。図７〜図９を参照して、本実施の形態１に係るスクロール圧縮機１の可変半径クランク機構について説明する。 [Variable Radius Crank Mechanism of First Embodiment]
FIG. 7 is a schematic plan view for explaining the variable radius crank mechanism of the scroll compressor 1 according to the first embodiment. FIG. 8 is a longitudinal sectional view for explaining the variable radius crank mechanism of the scroll compressor 1 according to the first embodiment. FIG. 9 is a graph in which the spiral side pressing force when the variable radius crank mechanism is assumed to be a complete rigid body is plotted with respect to the number of rotations, and (a) is supported by the second pressing surface 31d shown in FIG. It is a graph in the case of being carried out, (b) is a graph in case it is supported by the 1st pressing surface 31c shown in FIG. The variable radius crank mechanism of the scroll compressor 1 according to the first embodiment will be described with reference to FIGS.

図７に示すように、バランスウェイト３１は、軸１５のピン部１５１及びスライダ３０のどちらとも別体として設けられている部品であり、軸１５とスライダ３０の２ヶ所に遠心力方向の支持点が形成されている。
軸１５のピン部１５１からの支持反力をＦ_BP、スライダ３０からの支持反力をＦ_BSとすると、力の釣合いは
Ｆｓ＝−Ｆｇｒ＋Ｆｃ＋Ｆｇθ・ｔａｎγ …（１．１）
Ｆｓ’＝Ｆｓ−Ｆ_BS …（１．２）
Ｆｃｂ＝Ｆ_BS＋Ｆ_BP …（１．３）’
となる。 As shown in FIG. 7, the balance weight 31 is a component provided separately from both the pin portion 151 of the shaft 15 and the slider 30, and is supported at two locations on the shaft 15 and the slider 30 in the centrifugal force direction. Is formed.
When the support reaction force from the pin portion 151 of the shaft 15 is F _BP and the support reaction force from the slider 30 is F _BS , the balance of force is Fs = −Fgr + Fc + Fgθ · tan γ (1.1)
_{Fs' = Fs-F BS ...} (1.2)
Fcb = F _BS + F _BP (1.3) ′
It becomes.

すなわち、バランスウェイト３１ｔがスライダ３０ｔに一体化された場合は、バランスウェイト３１の遠心力Ｆｃｂがすべて揺動運動部品群の遠心力Ｆｃのキャンセル力として作用するのに対して、本実施の形態では、Ｆｃｂの一部Ｆ_BS分がＦｃをキャンセルする。ここで、Ｆ_BSのＦｃに対する比率をキャンセル率Ｙと呼ぶことにする。
この状況を図５と同様の可変半径クランク機構部分の簡易断面図で示すと、図８のようになる。（ａ）（ｃ）がピン部支持点の断面、（ｂ）（ｄ）がスライダ支持点の断面である。また、（ｃ）は（ａ）よりも高速運転で遠心力が増大した状況を示し、（ｄ）は（ｂ）よりも高速運転で遠心力が増大した状況を示している。 That is, when the balance weight 31t is integrated with the slider 30t, all the centrifugal force Fcb of the balance weight 31 acts as a canceling force for the centrifugal force Fc of the oscillating motion component group. , part of Fcb F _BS content to cancel the Fc. Here, it will be called the ratio Fc of F _BS cancellation rate Y.
This situation is shown in a simplified cross-sectional view of the variable radius crank mechanism portion similar to FIG. 5, as shown in FIG. (A) (c) is a cross section of a pin part support point, (b) (d) is a cross section of a slider support point. Further, (c) shows a situation where the centrifugal force is increased at a higher speed operation than (a), and (d) shows a situation where the centrifugal force is increased at a higher speed operation than (b).

実施の形態１に係るスクロール圧縮機１では、図８（ａ）〜（ｄ）に示すように、ＦｃｂがすべてＦｃをキャンセルして渦巻側面押付力を軽減する代わりに揺動軸受荷重を増大させるＦ_BS＝Ｆｃｂであるバランスウェイト一体化スライダの図５（ａ）、及び、ＦｃをキャンセルするＦｃｂが無いのでＦｃがすべて渦巻側面押付力に加わる代わりに揺動軸受荷重が遠心力により増大することがない一体化バランスウェイト無しの図５（ｂ）に較べると、Ｆｃｂがピン部伝達分と揺動軸受荷重（渦巻側面押付力軽減分）に割り振られて、高速運転時それぞれが増大していく様子がわかる。 In the scroll compressor 1 according to the first embodiment, as shown in FIGS. 8A to 8D, Fcb cancels Fc and increases the swing bearing load instead of reducing the spiral side pressing force. FIG. 5A of the balance weight integrated slider with F _BS = Fcb, and since there is no Fcb for canceling Fc, the Fluctuation bearing load is increased by the centrifugal force instead of being applied to the spiral side pressing force. Compared to FIG. 5B without an integrated balance weight, Fcb is allocated to the pin part transmission and the swing bearing load (the spiral side pressing force reduction), and each increases at high speed operation. I can see the situation.

このような構成では、各部品が完全な剛体であるとすると、関係寸法がすべて誤差０でない限り、ＦｃｂがＦ_BSかＦ_BPどちらかで支持されることになる。
そして、Ｆｃｂ＝Ｆ_BS、Ｆ_BP＝０を満たし、Ｆ_BSで支持される場合であって、バランスウェイト一体化スライダの場合（図５（ａ））と、Ｆｃｂ＝Ｆ_BP、Ｆ_BS＝０を満たし、Ｆ_BPで支持される場合であって、一体化バランスウェイト無しの場合（図５（ｂ））とは、同等の作用が働くことになる。 In such a configuration, when each component is assumed to be perfect rigid body, as long as the relationship dimension not all error 0, so that the Fcb is supported either F _BS or F _BP.
Then, when Fcb = F _BS , F _BP = 0 and supported by F _BS and the balance weight integrated slider (FIG. 5A), Fcb = F _BP , F _BS = 0. This is equivalent to the case of satisfying the above and being supported by F _BP and having no integrated balance weight (FIG. 5B).

図９に、Ｆｃに対するＦｃｂの比ｘ（ｘ＝Ｆｂｃ／Ｆｃ）をバランスウェイト比とし、ｘ＝９０％のときに、Ｆ_BP＝０のＦ_BS支持の場合（ａ）とＦ_BS＝０のＦ_BP支持の場合（ｂ）の回転数の増大に対する渦巻側面押付力Ｆｓ’の変化を、遠心力キャンセルのバランスウェイト無しのときの渦巻側面押付力Ｆｓとの比較で示す。
ここで、「Ｆ_BS支持」とは、スライダ３０に、バランスウェイト３１の第２押付面３１ｄが当接して、スライダ３０がバランスウェイト３１を支持している状態を指し、「Ｆ_BP支持」とは、ピン部１５１に、バランスウェイト３１の第１押付面３１ｃが当接して、ピン部１５１がバランスウェイト３１を支持している状態を指す。 9, the ratio of Fcb against Fc x a (x = Fbc / Fc) and balance weight ratio, when x = 90%, if the F _BS supporting the F _BP = 0 (a) and the F _BS = 0 The change of the spiral side pressing force Fs ′ with respect to the increase in the rotational speed in the case of F _BP support is shown by comparison with the spiral side pressing force Fs when there is no balance weight for centrifugal force cancellation.
Here, "F _BS support", the slider 30, in contact with the second pressing surface 31d of the balance weight 31 is brought, refers to a state where the slider 30 supports the balance weight 31, and "F _BP support" Indicates a state in which the first pressing surface 31 c of the balance weight 31 is in contact with the pin portion 151 and the pin portion 151 supports the balance weight 31.

実際には、各部品は剛体ではなく弾性体であるはずであるので、それぞれの部材の相対的な剛性によって、荷重時の変形量に差が生じ関係寸法の誤差を吸収すると考えられる。
図７に示した構成の場合、バランスウェイト３１のＦ_BPが作用する部分とＦ_BSが作用する部分の剛性に差をつけることで、（１．３）’式で表わしたような、Ｆｃｂの遠心力キャンセル分と軸支持分との配分ができるようになっている。このため、スクロール圧縮機１における渦巻側面押付力Ｆｓ’は、図９（ａ）と図９（ｂ）との中間的なものとなっている。 Actually, since each part should be an elastic body, not a rigid body, it is considered that a difference in deformation amount at the time of loading occurs due to the relative rigidity of each member, and an error of a related dimension is absorbed.
If the configuration shown in FIG. 7, by putting a difference in rigidity of the portion F part and F _BS _{that BP} acts of the balance weight 31 is applied, (1.3) 'as expressed in equation of Fcb Distribution of centrifugal force cancellation and shaft support is possible. For this reason, the spiral side pressing force Fs ′ in the scroll compressor 1 is intermediate between FIG. 9A and FIG.

［実施の形態１の変形例］
図１０は、バランスウェイト３１とピン部１５１との間に弾性体３２を設けた場合の可変半径クランク機構を説明する模式平面図である。図１１は、実施の形態１に係るスクロール圧縮機１において、渦巻側面押付力を回転数に対してプロットしたグラフであり、（ａ）がｘ＜１００％の場合のグラフであり、（ｂ）がｘ＝１００％の場合のグラフであり、（ｃ）がｘ＞１００％の場合のグラフである。図１２は、可変半径クランク機構が高速回転、又は低速回転しているときの各構成に発生する力を説明する縦断面図である。なお、高速及び低速は、相対的な意味で用いている。
図１０〜図１２を参照して、実施の形態１の変形例について説明する。 [Modification of Embodiment 1]
FIG. 10 is a schematic plan view for explaining the variable radius crank mechanism when the elastic body 32 is provided between the balance weight 31 and the pin portion 151. FIG. 11 is a graph in which the spiral side pressing force is plotted with respect to the rotation speed in the scroll compressor 1 according to Embodiment 1, and (a) is a graph in the case of x <100%, (b) Is a graph when x = 100%, and (c) is a graph when x> 100%. FIG. 12 is a longitudinal sectional view for explaining the force generated in each component when the variable radius crank mechanism rotates at a high speed or a low speed. High speed and low speed are used in a relative meaning.
A modification of the first embodiment will be described with reference to FIGS.

図１０は、Ｆｃｂ支持荷重作用部分の剛性差による支持荷重配分を、積極的に利用するように変更を加えた可変半径クランク機構の模式平面図となっている。そして、図１０の構成では、図７の構成に弾性体３２を追加しており、バランスウェイト３１とピン部１５１との間にＦ_BPが弾性体３２を介して作用するようになっている。
弾性体３２を介することで、（Ｆ_BPが作用する部分の剛性）＜＜（Ｆ_BSが作用する部分の剛性）としたのと同等で、実質的には弾性体３２以外の部材を剛体として扱うことができるようになる。 FIG. 10 is a schematic plan view of a variable radius crank mechanism that is modified so as to positively use the support load distribution due to the rigidity difference of the Fcb support load acting portion. Then, in the configuration of FIG. 10, by adding an elastic member 32 to the configuration of FIG. 7, F _BP is adapted to act through the elastic member 32 between the balance weight 31 and the pin portion 151.
By passing through the elastic body 32, it is equivalent to (the rigidity of the portion where F _BP acts) << (the rigidity of the portion where F _BS acts), and substantially any member other than the elastic body 32 as a rigid body. Can be handled.

このときの力の釣合い式は、図７の場合と同じ（１．１）式、（１．２）式、（１．３）’式の３式であるが、弾性体３２の他の部分との剛性差から、Ｆ_BPはある値以上に増大できなくなる。
すなわち、Ｆ_BSの力で押し付け合う部分に微小な隙間が形成される非接触の状態において、Ｆｃｂの増大に伴ないＦ_BPが増大し、弾性体３２が変形する。そして、Ｆ_BSの力で押し付け合う部分が接触を開始すると、それ以降はＦ_BPが増大するほど弾性体３２が変形できず、主にＦ_BSが増大してＦｃｂの増大分を支持することになる。
Ｆ_BS支持部の接触開始前はキャンセル率Ｙ＝０であり、Ｆｃは渦巻側面押付力として作用する。一方、接触開始後はＦｃｂの増大分がスライダ３０を経由して、Ｆｃをキャンセルするように作用し、渦巻側面押付力が軽減される。Ｆ_BPの上限値のＦｃｂに対する比率をＺというパラメータ（回転数によって変化する）とする。ここで、Ｆ_BS支持部とは、スライダ３０のうち、第２押付面３１ｄと当接する部分を指す。 The balance formula of the force at this time is the same three formulas (1.1), (1.2), and (1.3) ′ as in FIG. from difference in rigidity between the, F _BP can no longer increase beyond a certain value to.
That is, in the non-contact state small clearance portions mutually pressed with a force of F _BS is formed, increases the wake no F _BP to increased Fcb, the elastic body 32 is deformed. When the portion mutually pressed with a force of F _BS starts contact can not be deformed elastic body 32 as to increase the F _BP thereafter, mainly to F _BS is increased to support the increased amount of Fcb Become.
Before the contact of the _FBS support portion, the cancellation rate Y = 0, and Fc acts as a spiral side pressing force. On the other hand, after the start of contact, the increase in Fcb acts via the slider 30 to cancel Fc, and the spiral side pressing force is reduced. The ratio of the upper limit value of F _BP to Fcb is a parameter called Z (which varies depending on the number of rotations). Here, the _FBS support portion refers to a portion of the slider 30 that contacts the second pressing surface 31d.

図１１は、図１０に示すように弾性体３２を利用したときの、回転数増大に対する渦巻側面押付力Ｆｓ’の変化の一例を、Ｆｓとの比較で示したものである。
図１１において（ａ）はバランスウェイト比ｘ＜１００％（アンダーバランス）の場合、（ｂ）はｘ＝１００％（イーブンバランス）、（ｃ）はｘ＞１００％（オーバーバランス）の場合で、（ａ）、（ｂ）、（ｃ）ともにＦ_BPの上限値は同じであるが、Ｆｃｂを増減してｘを変えているのでＺの範囲が異なっている。
いずれの場合も、ある回転数までは揺動運動部品群の遠心力増大に伴なって渦巻体１１ｂと渦巻体１２ｂとの押し付け合う力が増大し、第２押付面がスライダ３０に接触開始後は渦巻体１１ｂと渦巻体１２ｂとの押し付け合う力は微増減の範囲に留まるという、モードチェンジの特性となっている。 FIG. 11 shows an example of a change in the spiral side pressing force Fs ′ with respect to an increase in the rotational speed when the elastic body 32 is used as shown in FIG. 10 in comparison with Fs.
In FIG. 11, (a) is when the balance weight ratio x <100% (under balance), (b) is when x = 100% (even balance), and (c) is when x> 100% (over balance). (a), (b), it is the same upper limit of (c) both F _BP, and the range of Z are different because changing the x by increasing or decreasing the Fcb.
In either case, the force of pressing the spiral body 11b and the spiral body 12b increases as the centrifugal force of the swinging motion component group increases until a certain number of rotations, and the second pressing surface starts to contact the slider 30. Has a mode change characteristic in which the pressing force between the spiral body 11b and the spiral body 12b stays within the range of slight increase / decrease.

図１２は、図１１（ａ）の場合の可変半径クランク機構部分の断面を簡易的に示した図で、図８と同様、（ａ）（ｃ）がピン部支持点の断面、（ｂ）（ｄ）がスライダ支持点の断面である。また、（ｃ）は（ａ）よりも高速運転で遠心力が増大した状況を示し、（ｄ）は（ｂ）よりも高速運転で遠心力が増大した状況を示している。
図１２（ａ）〜（ｄ）はいずれも、Ｆ_BS支持部接触開始以降で、Ｆｃｂ＜Ｆｃのアンダーバランスの場合なので、回転数の２乗に比例したＦｃｂとＦ_BSの増大に対して、Ｆｓ’は緩やかに増大する。 FIG. 12 is a diagram simply showing a cross section of the variable radius crank mechanism portion in the case of FIG. 11 (a). Like FIG. 8, (a) and (c) are cross sections of the pin portion support points, and (b). (D) is a cross section of a slider support point. Further, (c) shows a situation where the centrifugal force is increased at a higher speed operation than (a), and (d) shows a situation where the centrifugal force is increased at a higher speed operation than (b).
Both FIGS. 12 (a) ~ (d) is a F _BS supporting portions contact start later, since the case of the under-balance Fcb <Fc, with respect to increase of Fcb and F _BS in proportion to the square of the rotational speed, Fs ′ increases slowly.

なお、弾性体３２は、荷重Ｆ_BPの上限値に対応する変形量が、Ｆ_BS支持部の微小な隙間を吸収する程度でよく、ばね定数の小さく変形量の大きいものよりは、比較的ばね定数が大きい、たとえば板ばね、皿ばねのようなものを用いるのが組立性の面からも望ましい。 The elastic body 32, the deformation amount corresponding to the upper limit value of the load F _BP is well enough to absorb a minute gap F _BS supporting portion, than larger less deformation of the spring constant is relatively springs It is desirable from the viewpoint of assembling to use a plate spring or a disc spring having a large constant.

［実施の形態１に係るスクロール圧縮機１の有する効果］
実施の形態１に係るスクロール圧縮機１は、軸１５、スライダ３０とは別部品のバランスウェイト３１の遠心力を、軸１５とスライダ３０の２ヶ所に設けられた部位で支持するので、スライダ３０での支持分が揺動軸受荷重として作用し、揺動運動部品群の遠心力をキャンセルすることができる。また、軸１５での支持分は主軸受１４Ａの荷重及び副軸受２０の荷重として作用する。
このため、揺動運動部品群の遠心力は、スライダ３０に支持される遠心力キャンセル分が揺動軸受であるボス部１２１に、遠心力キャンセル分を除いた残りが渦巻体１１ｂ及び渦巻体１２ｂに、分割して作用するようになっている。
このように、力を分割することができる分、（１）スライダ３０とバランスウェイト３１との間に作用するＦ_BSを抑制することができ、その結果として、揺動軸受の摩耗などを抑制することができるとともに、（２）ピン部１５１とバランスウェイト３１との間に作用するＦ_BPを抑制することができ、その結果として、主軸受１４Ａ及び副軸受２０の摩耗も抑制することができる。
また、（３）バランスウェイト３１の作用により、揺動スクロール１２の渦巻体１２ｂと固定スクロール１１の渦巻体１１ｂとの押し付け合う力が抑制され、揺動スクロール１２の渦巻体１２ｂ及び固定スクロール１１の渦巻体１１ｂの摩耗を抑制することができる。 [Effects of Scroll Compressor 1 according to Embodiment 1]
The scroll compressor 1 according to the first embodiment supports the centrifugal force of the balance weight 31 which is a separate component from the shaft 15 and the slider 30 at the two portions provided on the shaft 15 and the slider 30. The support portion in the above acts as a rocking bearing load, and the centrifugal force of the rocking motion parts group can be canceled. Further, the support on the shaft 15 acts as a load on the main bearing 14 </ b> A and a load on the auxiliary bearing 20.
For this reason, the centrifugal force of the oscillating motion component group includes the boss part 121 whose centrifugal force cancellation supported by the slider 30 is the oscillating bearing, and the remainder excluding the centrifugal force cancellation is the spiral body 11b and the spiral body 12b. In addition, it works by dividing.
Thus, amount that can be divided forces, it is possible to suppress the F _BS acting between (1) the slider 30 and the balance weight 31, as a result, suppresses such abrasion of the rocking bearing it it is, (2) the pin portion 151 and it is possible to suppress the F _BP acting between the balance weight 31, as a result, it is possible to also suppress wear of the main bearing 14A and the sub-bearing 20.
Also, (3) the balance weight 31 acts to suppress the pressing force between the spiral body 12 b of the swing scroll 12 and the spiral body 11 b of the fixed scroll 11, and the spiral body 12 b of the swing scroll 12 and the fixed scroll 11 Wear of the spiral body 11b can be suppressed.

このように、実施の形態１に係るスクロール圧縮機１は、揺動運動部品群の遠心力を、ボス部１２１と、渦巻体１１ｂ及び渦巻体１２ｂとのうちのどちらか一方に１００％作用させるものではなく、揺動スクロール１２の回転を増大させても、ボス部１２１と、主軸受１４Ａ及び副軸受２０とのいずれかにかかる荷重が過大となりにくく、信頼性の高いスクロール圧縮機１を得ることができるようになっている。 As described above, the scroll compressor 1 according to Embodiment 1 causes the centrifugal force of the oscillating motion component group to act 100% on the boss portion 121 and any one of the spiral body 11b and the spiral body 12b. Even if the rotation of the orbiting scroll 12 is increased, the load applied to any one of the boss 121, the main bearing 14A, and the auxiliary bearing 20 is hardly excessive, and the highly reliable scroll compressor 1 is obtained. Be able to.

実施の形態１に係るスクロール圧縮機１は、バランスウェイト３１の遠心力が、弾性体３２を介して軸１５に作用するようにすることにより、軸１５の支持分には上限荷重が存在することになる。
つまり、揺動スクロール１２の回転数を増大させて遠心力を増加させたとき、軸１５のピン部支持される遠心力が上限荷重に達するとそれ以上の回転数では増加せず、スライダ３０の支持分だけが増加するので、回転数を増大させていくほど、揺動スクロール１２の遠心力のキャンセル率を高くすることができる。
これにより、揺動スクロール１２の回転数を増大させるほど、その分、各種部材の摩耗は大きくなるが、揺動スクロール１２の回転数を増大させるほど、冷凍機油によって潤滑されているボス部１２１での支持分の割合を高くでき、信頼性が高く、高効率のスクロール圧縮機１を得ることができる。 In the scroll compressor 1 according to the first embodiment, the centrifugal load of the balance weight 31 acts on the shaft 15 via the elastic body 32, so that an upper limit load exists on the support portion of the shaft 15. become.
In other words, when the centrifugal force is increased by increasing the rotation speed of the orbiting scroll 12, if the centrifugal force supported by the pin portion of the shaft 15 reaches the upper limit load, it does not increase at a higher rotation speed, and the slider 30 Since only the support amount increases, the cancellation rate of the centrifugal force of the orbiting scroll 12 can be increased as the rotational speed is increased.
As a result, as the rotational speed of the orbiting scroll 12 is increased, the wear of various members increases correspondingly. However, as the rotational speed of the orbiting scroll 12 is increased, the boss portion 121 that is lubricated by refrigerating machine oil increases. Therefore, the scroll compressor 1 having high reliability and high efficiency can be obtained.

なお、本実施の形態１では、ピン部１５１に、バランスウェイト３１を支持する遠心力支持部１５１ａを設けた場合を一例として説明したが、それに限定されるものではない。
本実施の形態１では、揺動スクロール１２のボス部１２１内に収容部３１ａが収容されるように、収容部３１ａはバランス部３１ｂから上側に突出するように形成されたものである場合を例に説明したが、たとえば、収容部３１ａはバランス部３１ｂから下側に突出するように形成されたものでもよい。この場合には、たとえば軸１５に収容部３１ａを収容する凹部などを形成し、その凹部の内面と収容部３１ａとが当接するようにすればよい。このような態様であっても、軸１５とバランスウェイト３１とが押し付け合うので、本実施の形態１に係るスクロール圧縮機１と同様の効果を得ることができる。 In the first embodiment, the case where the pin portion 151 is provided with the centrifugal force support portion 151a that supports the balance weight 31 has been described as an example, but the present invention is not limited thereto.
In the first embodiment, the case where the accommodating portion 31a is formed so as to protrude upward from the balance portion 31b so that the accommodating portion 31a is accommodated in the boss portion 121 of the orbiting scroll 12 is taken as an example. However, for example, the accommodating portion 31a may be formed so as to protrude downward from the balance portion 31b. In this case, for example, a concave portion for accommodating the accommodating portion 31a may be formed in the shaft 15 so that the inner surface of the concave portion and the accommodating portion 31a abut. Even in such an aspect, since the shaft 15 and the balance weight 31 are pressed against each other, the same effect as the scroll compressor 1 according to the first embodiment can be obtained.

実施の形態２．
図１３は、実施の形態２に係るスクロール圧縮機１の可変半径クランク機構を説明する模式平面図である。なお、本実施の形態２では、実施の形態１と同一部分には同一符号とし、実施の形態１との相違点を中心に説明するものとする。
実施の形態２に係るスクロール圧縮機１は、ピン部１５１の遠心力支持部１５１ａと押し付け合う第１押付面３１ｃが形成されている按分支持ウェイト３１Ａと、スライダ３０の遠心力支持部３０ａと押し付け合う第２押付面３１ｄが形成され、按分支持ウェイト３１Ａと当接するスライダ支持ウェイト３１Ｂとを有している。
このように、実施の形態２では、バランスウェイト３１が、按分支持ウェイト３１Ａとスライダ支持ウェイト３１Ｂに分割されており、按分支持ウェイト３１Ａは、Ｆ_BPが作用する支持部及びスライダ支持ウェイト３１Ｂによって支持され、スライダ支持ウェイト３１ＢはＦ_BSが作用する支持部で支持されている。そして、按分支持ウェイト３１Ａとスライダ支持ウェイト３１Ｂとの接触面と、第１押付面３１ｃとの間には角度θが形成されている。すなわち、按分支持ウェイト３１Ａとスライダ支持ウェイト３１Ｂとの接触面は、角度θの面となっている。 Embodiment 2. FIG.
FIG. 13 is a schematic plan view for explaining the variable radius crank mechanism of the scroll compressor 1 according to the second embodiment. In the second embodiment, the same parts as those in the first embodiment are denoted by the same reference numerals, and differences from the first embodiment will be mainly described.
The scroll compressor 1 according to the second embodiment includes a proportional support weight 31A in which a first pressing surface 31c that presses against the centrifugal force support portion 151a of the pin portion 151 and the centrifugal force support portion 30a of the slider 30 are pressed. A matching second pressing surface 31d is formed, and has a slider support weight 31B that abuts against the proportional support weight 31A.
Thus, in the second embodiment, the balance weight 31 is divided into a proportional division support weights 31A and the slider supporting the weight 31B, proportionally support the weight 31A is supported by the supporting portion and the slider supporting the weight 31B is F _BP acts is, the slider supporting the weight 31B is supported by a supporting section which acts F _BS. An angle θ is formed between the contact surface between the proportional support weight 31A and the slider support weight 31B and the first pressing surface 31c. That is, the contact surface between the proration weight 31A and the slider support weight 31B is a surface having an angle θ.

このような系の力の釣合いは、
Ｆｓ＝ −Ｆｇｒ＋Ｆｃ＋Ｆｇθ・ｔａｎγ …（１．１）
Ｆｓ’ ＝Ｆｓ−Ｆ_BS …（１．２）
と
Ｆｃｂ₁×ｓiｎφ₁＝Ｆｃｂ₂×ｓiｎφ₂ …（２．１）
−Ｆｃｂ₁×ｃoｓφ₁＋Ｆ_BP＋Ｆ_BB×ｃoｓθ−μＦ_BB×ｓiｎθ＝０ …（２．２）
−Ｆｃｂ₂×ｃoｓφ₂＋Ｆ_BS−Ｆ_BB×ｃoｓθ＋μＦ_BB×ｓiｎθ＝０ …（２．３）
−Ｆｃｂ₂×ｓiｎφ₂＋Ｆ_BB×ｓiｎθ＋μＦ_BB×ｃoｓθ＝０ …（２．４）
で、定常状態ではμ≒０として
（２．３）式、（２．４）式より
Ｆ_BS＝Ｆｃｂ₂×（ｃoｓφ₂＋ｓiｎφ₂／ｔａｎθ） …（２．５）
（２．２）式、（２．３）式より、（２．１）式と（２．５）式を用いて
Ｆ_BP＝Ｆｃｂ₂×ｓiｎφ₂×（１／ｔａｎφ₁−１／ｔａｎθ） …（２．６）
Ｆ_BP＞０より
φ₁＜θ＜π／２
がθのとり得る範囲となる。 The balance of the power of this system is
Fs = −Fgr + Fc + Fgθ · tan γ (1.1)
_{Fs' = Fs-F BS ...} (1.2)
And _{_{_{Fcb 1 × sinφ 1 = Fcb 2}}} × sinφ 2 ... (2.1)
−Fcb ₁ × cos φ ₁ + F _BP + F _BB × cos θ−μF _BB × sin θ = 0 (2.2)
_{_{_{-Fcb 2 × cosφ 2 + F BS}}} -F BB × cosθ + μF BB × sinθ = 0 ... (2.3)
-Fcb ₂ × sin φ ₂ + F _BB × sin θ + μF _BB × cos θ = 0 (2.4)
In, (2.3) equation as ≒ 0 mu in the steady _{state, (2.4) F BS = Fcb} 2 × than formula _{_{(cosφ 2 + sinφ 2 / tanθ}} ) ... (2.5)
From the equations (2.2) and (2.3), using the equations (2.1) and (2.5), F _BP = Fcb ₂ × sinφ ₂ × (1 / tanφ ₁ −1 / tan θ) ... (2.6)
From F _BP > 0 φ ₁ <θ <π / 2
Is the range that θ can take.

バランスウェイト比：ｘ、分割比率：Ｂ≡Ｆｃｂ₁／Ｆｃｂ₂とすると
Ｆｃｂ₁×ｃoｓφ₁＋Ｆｃｂ₂×ｃoφ₂＝ｘ×Ｆｃ …（２．７）
（２．１）式は
Ｂ＝ｓiｎφ₂／ｓiｎφ₁
なので
Ｆｃｂ₂＝ｘ×Ｆｃ／（Ｂ×ｃoｓφ₁＋ｃoｓφ₂） …（２．８）
Ｆｃｂ₁＝ｘ×Ｆｃ／（ｃoｓφ₁＋１／Ｂ×ｃoｓφ₂） …（２．９）
キャンセル率：Ｙ＝Ｆ_BS／Ｆｃについて、
（２．５）式、（２．８）式より
Ｆ_BS＝ｘ×Ｆｃ／（Ｂ×ｃoｓφ₁＋ｃoｓφ₂）×（ｃoｓφ₂＋ｓiｎφ₂／ｔａｎθ）なので
Ｙ＝ｘ×（１＋ｔａｎφ₂／ｔａｎθ）／（Ｂ×ｃoｓφ₁／ｃoｓφ₂＋１）…（２．１０）
となる。 When balance weight ratio: x, division ratio: B≡Fcb ₁ / Fcb ₂ Fcb ₁ × cos φ ₁ + Fcb ₂ × coφ ₂ = xx × Fc (2.7)
The formula (2.1) is B = sinφ ₂ / sinφ ₁
Therefore, Fcb ₂ = x × Fc / (B × cos φ ₁ + cos φ ₂ ) (2.8)
Fcb ₁ = x × Fc / (cos φ ₁ + 1 / B × cos φ ₂ ) (2.9)
Cancellation rate: Y = F _BS / Fc
(2.5) equation (2.8) from equation _{F BS = x × Fc / (} B × cosφ 1 + cosφ 2) × (cosφ 2 + sinφ 2 / tanθ) because Y = x × (1 + tanφ 2 / tanθ) / (B × cos φ ₁ / cos φ ₂ +1) (2.10)
It becomes.

（２．８）式、（２．９）式を用い、（２．５）式、（２．６）式と（２．１０）式から、ある設計パラメータ（ｘ、φ₁、φ₂、θ）に対するＦ_BS、Ｆ_BPとキャンセル率Ｙを求めることが出来る。逆に、あるｘ、φ₁、φ₂に対して、キャンセル率Ｙからθを決めることもできる。 Using the formulas (2.8) and (2.9), from the formulas (2.5), (2.6) and (2.10), certain design parameters (x, φ ₁ , φ ₂ , F _BS , F _BP and cancellation rate Y with respect to θ) can be obtained. Conversely, θ can be determined from the cancellation rate Y for certain x, φ ₁ , and φ ₂ .

図１４は、実施の形態２に係るスクロール圧縮機において、渦巻側面押付力を回転数に対してプロットしたグラフであり、（ａ）がｘ＜１００％の場合のグラフであり、（ｂ）がｘ＝１００％の場合のグラフであり、（ｃ）がｘ＞１００％の場合のグラフである。
このようなバランスウェイト分割型での渦巻側面押付力の回転数に対する変化を示す特性カーブの一例で、（ａ）はバランスウェイト比ｘ＜１００％の場合、（ｂ）はｘ＝１００％、（ｃ）はｘ＞１００％の場合を示している。
ここで、特徴的なのは、Ｂ／Ｗ比に相当するｘの値が異なっていても、キャンセル率Ｙが同じならば、渦巻側面押付力Ｆｓ’の特性が同じとなることである。すなわち、あるｘに対して、Ｙ≦ｘの範囲でＹを自由に選べることを示している。 FIG. 14 is a graph in which the spiral side pressing force is plotted with respect to the number of rotations in the scroll compressor according to Embodiment 2, and (a) is a graph when x <100%, and (b) It is a graph when x = 100%, and (c) is a graph when x> 100%.
FIG. 6 is an example of a characteristic curve showing the change of the spiral side pressing force with respect to the rotational speed in such a balance weight split type, where (a) is a balance weight ratio x <100%, (b) is x = 100%, ( c) shows the case of x> 100%.
Here, what is characteristic is that, even if the value of x corresponding to the B / W ratio is different, if the cancellation rate Y is the same, the characteristics of the spiral side pressing force Fs ′ are the same. That is, it is shown that Y can be freely selected within a range of Y ≦ x for a certain x.

比較例のバランスウェイト一体型スライダを用いた可変半径クランク機構では、図５（ａ）に示すように、ＦｃｂがすべてＦｃをキャンセルして渦巻側面押付力を軽減するように作用するのに対して、ＦｃｂのうちＦ_BS分だけがＦｃキャンセルに作用するのは図８の実施の形態１と同様であるが、キャンセル率Ｙが剛性差によるのではなく設計パラメータφ₁、φ₂、θで決められるようになっている。 In the variable radius crank mechanism using the balance weight integrated type slider of the comparative example, as shown in FIG. 5A, all Fcb acts to cancel Fc and reduce the spiral side pressing force. Although the only F _BS fraction of Fcb acts on Fc cancellation is similar to the first embodiment of FIG. 8, the design parameter phi ₁ rather than canceled ratio Y by rigidity difference, phi _2, determined by θ It is supposed to be.

図１４の特性と図１１の特性から共通して言えるのは、ｘ＞１００％のオーバーバランスで遠心力キャンセルの可変半径クランク機構を構成することができるということである。バランスウェイト３１ｔが一体型のスライダ３０ｔを用いた場合、ＦｃｂがすべてＦｃをキャンセルするように働くので、Ｆｓ’＜０となり、渦巻体１１ｂと渦巻体１２ｂとの隙間からの漏れが生じる。
これを避けるため、ｘ≦１００％としなければならないので、系全体の釣合いは図６（ａ）に示すようにＭｒ１’に相当する第１バランサ１６ｔとＭｒ２に相当する第２バランサ１７ｔを設ける必要がある。
しかし、本実施の形態２に係るスクロール圧縮機１では、ｘ＞１００％であることから、図６（ｂ）でバランスウェイトのアンバランス量をＭｒ１、第２バランサ１７のアンバランス量をＭｒ２として、第１バランサ１６なしで構成することができるようになっている。 What can be said in common from the characteristic of FIG. 14 and the characteristic of FIG. 11 is that a variable radius crank mechanism for centrifugal force cancellation can be configured with an overbalance of x> 100%. When the balance weight 31t uses the integrated slider 30t, Fbb works so as to cancel all Fc, so that Fs ′ <0, and leakage from the gap between the spiral body 11b and the spiral body 12b occurs.
In order to avoid this, since x ≦ 100%, the balance of the entire system needs to be provided with a first balancer 16t corresponding to Mr1 ′ and a second balancer 17t corresponding to Mr2 as shown in FIG. 6 (a). There is.
However, in the scroll compressor 1 according to the second embodiment, since x> 100%, the unbalance amount of the balance weight is Mr1 and the unbalance amount of the second balancer 17 is Mr2 in FIG. 6B. The first balancer 16 can be configured without it.

［実施の形態２の変形例］
図１５は、図１３に示すバランスウェイト３１の変形例である。
なお、図１３にはφ₁＝φ₂＝４５ｄｅｇでバランスウェイトが等分割の場合を示しているが、等分に限定する必要はなく、図１５に示すように不等分割した場合でも（２．１）〜（２．１０）式は等分の場合と同じように成り立ち、その特性も同様である。 [Modification of Embodiment 2]
FIG. 15 is a modification of the balance weight 31 shown in FIG.
FIG. 13 shows the case where φ ₁ = φ ₂ = 45 deg and the balance weight is equally divided. However, the balance weight need not be equally divided, and even when unequal division is performed as shown in FIG. .1) to (2.10) are the same as in the case of equal division, and the characteristics are also the same.

［実施の形態２に係るスクロール圧縮機１の有する効果］
本実施の形態２に係るスクロール圧縮機１は、按分支持ウェイト３１Ａ及びスライダ支持ウェイト３１Ｂをバランスウェイトとして有している。このため、スライダ３０に支持されるスライダ支持ウェイト３１Ｂと、軸１５のピン部１５１との両方に支持される按分支持ウェイト３１Ａに発生する遠心力のうち、軸１５とスライダ支持ウェイト３１Ｂとの割合を適宜設定して変更することができるようになっている。
このため、按分支持ウェイト３１Ａ及びスライダ支持ウェイト３１Ｂの合計のアンバランス量を変えることなく、揺動運動部品群の遠心力キャンセル率を変えることができる。
そして、回転系全体のモーメントを釣合わせるための按分支持ウェイト３１Ａ及びスライダ支持ウェイト３１Ｂ以外の第１バランサ１６及び第２バランサ１７のうち、按分支持ウェイト３１Ａ及びスライダ支持ウェイト３１Ｂと同じ偏心方向の第１バランサ１６を設ける必要がなくなっており、その分、製造コストを抑制することができる。 [Effects of Scroll Compressor 1 according to Embodiment 2]
The scroll compressor 1 according to the second embodiment has a proportional support weight 31A and a slider support weight 31B as balance weights. Therefore, the ratio between the shaft 15 and the slider support weight 31B in the centrifugal force generated in the proportional support weight 31A supported by both the slider support weight 31B supported by the slider 30 and the pin portion 151 of the shaft 15. Can be appropriately set and changed.
For this reason, it is possible to change the centrifugal force cancellation rate of the oscillating motion parts group without changing the total unbalance amount of the proportional support weight 31A and the slider support weight 31B.
Of the first balancer 16 and the second balancer 17 other than the prorated support weight 31A and the slider support weight 31B for balancing the moments of the entire rotating system, the same eccentric direction as the prorated support weight 31A and the slider support weight 31B. There is no need to provide one balancer 16, and the manufacturing cost can be reduced accordingly.

実施の形態３．
図１６は、実施の形態３に係るスクロール圧縮機１の可変半径クランク機構を説明する模式平面図である。図１７は、実施の形態３に係るスクロール圧縮機１において、渦巻側面押付力を回転数に対してプロットしたグラフであり、（ａ）がｘ＜１００％の場合のグラフであり、（ｂ）がｘ＝１００％の場合のグラフであり、（ｃ）がｘ＞１００％の場合のグラフである。なお、図１７（ａ）、図１７（ｂ）及び図１７（ｃ）はともにＦ_BPの上限値は同じ、Ｙは６０％である。
実施の形態２では、バランスウェイトを分割したスクロール圧縮機１について説明したが、本実施の形態３では、さらに弾性体３２を設けたものとなっている。
このような構成をとることにより、実施の形態２で説明したバランスウェイト比ｘに依らないキャンセル率Ｙの設定をすることができるという機能と、実施の形態１の変形例で説明したＦ_BPに上限を設けることによるモードチェンジ機能を兼ね備えることができる。 Embodiment 3 FIG.
FIG. 16 is a schematic plan view for explaining the variable radius crank mechanism of the scroll compressor 1 according to the third embodiment. FIG. 17 is a graph in which the spiral side pressing force is plotted with respect to the rotation speed in the scroll compressor 1 according to Embodiment 3, and (a) is a graph when x <100%, (b) Is a graph when x = 100%, and (c) is a graph when x> 100%. Incidentally, FIG. 17 (a), the FIG. 17 (b) and FIG. 17 (c) is the upper limit of both F _BP same, Y is 60%.
Although the scroll compressor 1 in which the balance weight is divided has been described in the second embodiment, the elastic body 32 is further provided in the third embodiment.
By adopting such a configuration, a function of being able to set the cancellation rate Y that does not depend on the balance weight ratio x described in the second embodiment, the F _BP described in the modification of the first embodiment A mode change function by providing an upper limit can also be provided.

図１７（ａ）、図１７（ｂ）及び図１７（ｃ）のいずれの場合も、Ｆ_BPが上限に達するまでの低速側ではキャンセル率Ｙが一定の部分キャンセル特性、Ｆ_BPが上限値となって以降の高速側では渦巻側面押付力微増減でキャンセル率が上昇する特性を示している。 In any of the cases of FIGS. 17A, 17B, and 17C, the partial cancellation characteristics with a constant cancellation rate Y on the low speed side until F _BP reaches the upper limit, and F _BP is the upper limit value. After that, on the high-speed side, the cancellation rate increases with a slight increase / decrease in the spiral side pressing force.

これは、遠心力が比較的小さな低速域では、キャンセル率がＹで揺動運動部品群の遠心力の（１−Ｙ）分を渦巻側面押付力として利用し、高速域では遠心力の増大に伴ないキャンセル率が上昇することにより揺動運動部品群の遠心力の揺動軸受での支持割合を増大させることを意味している。
すなわち、低速では、渦巻体１１ｂと渦巻体１２ｂとの押し付け合う力の割合を大きくしてシール性を重視する。
高速では、渦巻体１１ｂと渦巻体１２ｂとの摺動損失抑制の観点、及び、渦巻体１１ｂと渦巻体１２ｂとの摩耗などを抑制し信頼性を確保する観点から、渦巻体１１ｂと渦巻体１２ｂとの押し付け合う力の割合が大きくなることを避けるため、冷凍機油で潤滑される揺動軸受で主に支持するようにする。
このように、実施の形態３に係るスクロール圧縮機１は、シール性の向上、摺動損失抑制、及び、摩耗などの抑制による信頼性の確保を実現できる理に適った遠心力支持方式を採用したものとなっている。 This is because, in the low speed range where the centrifugal force is relatively small, the cancellation rate is Y and the (1-Y) portion of the centrifugal force of the oscillating motion parts group is used as the spiral side pressing force, and in the high speed range, the centrifugal force increases. This means that the ratio of supporting the centrifugal force of the oscillating moving parts group at the oscillating bearing is increased by increasing the cancellation rate.
That is, at low speed, the ratio of the pressing force between the spiral body 11b and the spiral body 12b is increased to place importance on the sealing performance.
At high speed, from the viewpoint of suppressing the sliding loss between the spiral body 11b and the spiral body 12b and from the viewpoint of ensuring the reliability by suppressing the wear of the spiral body 11b and the spiral body 12b, the spiral body 11b and the spiral body 12b. In order to avoid an increase in the ratio of the force of pressing against each other, it is mainly supported by a rocking bearing lubricated with refrigerating machine oil.
As described above, the scroll compressor 1 according to the third embodiment employs a rational centrifugal force support system that can achieve improvement in sealing performance, suppression of sliding loss, and ensuring reliability by suppressing wear and the like. It has become.

［実施の形態３に係るスクロール圧縮機１の有する効果］
本実施の形態３に係るスクロール圧縮機１は、実施の形態１に係るスクロール圧縮機１の有する効果と、実施の形態２に係るスクロール圧縮機１の有する効果との両方を有する。 [Effects of the scroll compressor 1 according to Embodiment 3]
The scroll compressor 1 according to the third embodiment has both the effects of the scroll compressor 1 according to the first embodiment and the effects of the scroll compressor 1 according to the second embodiment.

１、１ｔスクロール圧縮機、２熱源側熱交換器、３膨張弁、４利用側熱交換器、５四方弁、１１固定スクロール、１１ａ台板、１１ｂ、１１ｂｔ渦巻体（第１渦巻体）、１１ｄ凹状部、１２、１２ｔ揺動スクロール、１２ａ台板、１２ｂ、１２ｂｔ渦巻体（第２渦巻体）、１３オルダムリング、１４フレーム、１４Ａ主軸受、１５、１５ｔ軸、１６、１６ｔ第１バランサ、１７、１７ｔ第２バランサ、１８ロータ、１９ステータ、２０副軸受、２１密閉容器、２２底部油溜、２３吸入管、２４吐出管、２５吐出弁、３０、３０ｔスライダ、３０ａ遠心力支持部、３１、３１ｔバランスウェイト、３１Ａ按分支持ウェイト、３１Ｂスライダ支持ウェイト、３１ａ収容部、３１ｂバランス部、３１ｃ第１押付面、３１ｄ第２押付面、３２弾性体、１００冷凍サイクル装置、１０１室内機、１０２室外機、１１０サブフレーム、１１１吐出ポート、１２１、１２１ｔボス部、１３９電動機、１４１張出し部、１５１、１５１ｔピン部、１５１ａ遠心力支持部、Ａ圧縮室。 1, 1t scroll compressor, 2 heat source side heat exchanger, 3 expansion valve, 4 use side heat exchanger, 5 four way valve, 11 fixed scroll, 11a base plate, 11b, 11bt spiral body (first spiral body), 11d Concave part, 12, 12t orbiting scroll, 12a base plate, 12b, 12bt spiral body (second spiral body), 13 Oldham ring, 14 frame, 14A main bearing, 15, 15t shaft, 16, 16t first balancer, 17 17t 2nd balancer, 18 rotor, 19 stator, 20 secondary bearing, 21 sealed container, 22 bottom oil reservoir, 23 suction pipe, 24 discharge pipe, 25 discharge valve, 30, 30t slider, 30a centrifugal force support part 31, 31t balance weight, 31A prorated support weight, 31B slider support weight, 31a accommodating portion, 31b balance portion, 31 First pressing surface, 31d Second pressing surface, 32 Elastic body, 100 Refrigeration cycle apparatus, 101 Indoor unit, 102 Outdoor unit, 110 Subframe, 111 Discharge port, 121, 121t Boss part, 139 Electric motor, 141 Overhang part, 151 , 151t Pin part, 151a Centrifugal force support part, A compression chamber.

Claims

A fixed scroll in which a first spiral body is formed;
A second scroll body that compresses the refrigerant together with the first spiral body, and an orbiting scroll that forms a compression chamber with the fixed scroll; and
A pin portion for transmitting a driving force to the orbiting scroll, and a shaft for driving the orbiting scroll;
A slider that is interposed between the orbiting scroll and the pin portion, and that can change the orbiting radius of the orbiting scroll;
A balance weight configured to be supported by a centrifugal force support provided on the slider and a centrifugal force support provided on the shaft;
A scroll compressor characterized by comprising:

The balance weight is
A first pressing surface that presses against the centrifugal force support portion provided on the pin portion and a second pressing surface that presses against the centrifugal force support portion provided on the slider are formed so as to be adjacent to the pin portion. The scroll compressor according to claim 1, further comprising an accommodating portion accommodated in the slider.

The balance weight is
It has a balance part formed so that it may extend from the lower end side of the storage part to the opposite side to the direction of the centrifugal force which acts on the rocking scroll when the rocking scroll is driven. The scroll compressor according to claim 2.

The scroll compressor according to claim 1, further comprising an elastic body between the centrifugal force support portion provided on the shaft and the balance weight.

The balance weight is
A proportional support weight formed with a first pressing surface that presses against the centrifugal force support portion provided on the shaft;
5. The scroll compression according to claim 1, further comprising a slider support weight that is formed with a second pressing surface that presses against the centrifugal force support portion provided on the slider, and that contacts the proportional support weight. Machine.