JP6066711B2 - スクロール圧縮機 - Google Patents

Description

本発明は、冷凍・空調用途に用いられるスクロール圧縮機に関するもので、特に空調用途のように幅広い圧縮比、回転数での運転が想定されるスクロール圧縮機に関するものである。

スクロール型の圧縮機（以下、スクロール圧縮機と称する）においては、渦巻仕様により組込容積比が決まる。圧縮比が組込容積比に見合う適正圧縮比の運転条件では不適正圧縮損失を生じないが、それより低圧縮比の運転条件では過圧縮損失を生じ、それより高圧縮比の運転条件では不足圧縮損失を生じるとされている。

このため、スクロール圧縮機においては、定格条件若しくは運転頻度などから最も重視すべき運転条件に合わせた組込容積比の渦巻仕様を選択するのが一般的である。ただし、適正圧縮となる条件以外では過圧縮または不足圧縮の不適正圧縮損失が発生するので、広い運転範囲の用途に用いられるスクロール圧縮機では、不適正圧縮損失の低減が重要な課題となっている。

過圧縮損失低減のため、吐出ポートが開口している最内室とその外側の圧縮室（中間室）とが連通する前に、中間室が吐出圧に達した時点で最内室をバイパスして、中間室から吐出するためのサブ吐出ポート（リリーフポート）を設けるようにしたスクロール圧縮機が提案されている（例えば、特許文献１参照）。

特開２００８−２８６０９５号公報（図２等）

特許文献１のスクロール圧縮機においては、第１圧縮室（２４ａ）のみに開口する第１リリーフポート（３１ａ、３１ｂ）と、第２圧縮室（２４ｂ）のみに開口する第２リリーフポート（３２ａ、３２ｂ）と、両圧縮室の双方に開口可能な第３リリーフポート（３３）とを設け、各リリーフポートから過圧縮状態の流体を排出させて過圧縮を回避し、第３リリーフポートが第１圧縮室と第２圧縮室との双方のリリーフポートとして兼用されることにより、リリーフポートの数量を減らしている。

しかしながら、特許文献１のスクロール圧縮機においては、サブ吐出ポート（第３リリーフポート（３３））には、揺動スクロール（可動スクロール２２）の渦巻が通過して開口する圧縮室が一つ外側の圧縮室に入れ替わるときに、渦巻通過の前後で開口している圧縮室の圧力が異なる場合（不足圧縮の場合に相当）に、最内室から中間室へのポート容積分の漏れが発生する。そのため、過圧縮時のバイパスのための流路面積のみの観点からポートの個数を増加するのではなく、必要最小限の個数に止めるべきである。

過圧縮損失の低減には、組込容積比相当の適正圧縮比と運転条件のずれだけでなく、連通後の中間室からの吐出過程における圧損も含めて考えなければならない。圧損は、同じ渦巻仕様でも運転回転数が変わると連通直後の流路開口スピードによって大小が変わる。そのために、渦巻とサブ吐出ポートの仕様は、運転条件と回転数を考慮して決定する必要がある。

本発明は、上述のような課題を解決するためになされたもので、運転条件及び回転数に基づいて、必要な過圧縮低減効果を得つつ、漏れ容積としてのサブ吐出ポート容積が必要最小限に抑えられるような構成を備えたスクロール圧縮機を提供することを目的としている。

本発明に係るスクロール圧縮機は、固定スクロールの渦巻と揺動スクロールの渦巻とを組み合わせて形成される圧縮室で流体を圧縮するスクロール圧縮機であって、前記固定スクロール及び前記揺動スクロールの渦巻は、その巻き始めの外向面と内向面のインボリュート曲線の始点間を２円弧のみで結んだ形状をしており、固定スクロール内向面伸開始点角をφｉｓＦ、固定スクロール外向面伸開始点角をφｏｓＦ、揺動スクロール内向面伸開始点角をφｉｓＯ、揺動スクロール外向面伸開始点角をφｏｓＯとしたとき、φｏｓＦ＝φｏｓＯ、φｉｓＯ＝φｏｓＦ＋π、φｉｓＦ＜φｏｓＯ＋πとなるように前記固定スクロール及び前記揺動スクロールの渦巻を構成し、前記固定スクロールの外向面側の前記圧縮室にのみ開口し、吐出側に連通するサブ吐出ポートを形成したものである。

本発明に係るスクロール圧縮機によれば、揺動スクロールの外向面インボリュート曲線と巻き始め部球根形状の小円の接続点（インボリュートの伸開始点）に対応する固定スクロールの内向面インボリュート曲線と巻き始め部球根形状の小円の接続点（インボリュートの伸開始点）が一致せず、揺動スクロールの外向面インボリュート曲線の伸開始点よりも固定スクロールの内向面インボリュート曲線の伸開始点が内側に（伸開角が小さく）なっている。

これにより、揺動スクロール外向面と固定スクロール内向面のシール点が揺動スクロール外向面の伸開始点に達した連通後、最内室と固定スクロール内向面側の中間室の間の連通流路が、固定スクロール外向面側の中間室との連通流路よりも速やかに拡大することになる。そして、流路拡大スピードの遅い固定スクロール外向面側にのみ開口するサブ吐出ポートが設けられていることで、サブ吐出ポート経由の漏れ損失を最小限に抑えつつ、中間室での過圧縮損失を低減し、高効率なものとなる。

本発明の実施の形態１に係るスクロール圧縮機の全体構造を概略的に示す概略断面図である。 本発明の実施の形態１に係るスクロール圧縮機の固定スクロール及び揺動スクロールの渦巻形状と圧縮過程を説明するための渦巻平面形状図である。 不適正圧縮損失を説明するための示圧（ＰＶ）線図の一例である。 本発明の実施の形態１に係るスクロール圧縮機の部分負荷性能評価条件の一例を示した運転マップである。 本発明の実施の形態１に係るスクロール圧縮機の固定スクロール及び揺動スクロールの渦巻中央部を拡大して示した概略図である。 本発明の実施の形態１に係るスクロール圧縮機の連通直後の最狭窄部付近の渦巻側面間距離を伸開角に対してプロットしたグラフである。 本発明の実施の形態１に係るスクロール圧縮機の連通直後の最狭窄部の渦巻側面間距離の変化をクランク角に対してプロットしたグラフである。 図７の開口スピードを元に、図４の部分負荷条件に沿って圧縮比が変化したときの理論圧縮仕事に対する不適正圧縮損失の比率をプロットした特性カーブである。 本発明の実施の形態１に係るスクロール圧縮機の実際の運転条件に即して圧縮比とともに回転数が変化したときの不適正圧縮損失比率の特性カーブである。 図９の各々（（ａ）外向面側、（ｂ）内向面側）に対してサブ吐出ポートを設けたときの不適正圧縮損失比率の特性カーブを示している。 サブ吐出ポートによるバイパス効果を説明するための説明図である。 サブ吐出ポートによるサブ吐出ポート経由漏れを説明するための説明図である。 固定スクロールの外向面側、内向面側共にサブ吐出ポートを設けたときの特性カーブを示している。 固定スクロールの外向面側のみにサブ吐出ポートを設けたときの特性カーブを示している。 本発明の実施の形態１に係るスクロール圧縮機の固定スクロール及び揺動スクロールの伸開角を説明するための説明図である。

以下、図面に基づいて本発明の実施の形態について説明する。
実施の形態１．
図１は、本発明の実施の形態１に係るスクロール圧縮機１の全体構造を概略的に示す概略断面図である。図１に基づいて、スクロール圧縮機１の構成及び動作について説明する。なお、図１を含め、以下の図面では各構成部材の大きさの関係が実際のものとは異なる場合がある。また、図１を含め、以下の図面において、同一の符号を付したものは、同一又はこれに相当するものであり、このことは明細書の全文において共通している。さらに、明細書全文に表わされている構成要素の形態は、あくまでも例示であって、これらの記載に限定されるものではない。

スクロール圧縮機１は、たとえば冷蔵庫や冷凍庫、自動販売機、空気調和機、冷凍装置、給湯器等の冷凍サイクル装置に適用されるものである。特に、スクロール圧縮機１は、冷凍サイクル装置の中でも、幅広い圧縮比、回転数で運転されるものに適用されることを想定している。このスクロール圧縮機１は、冷凍サイクルを循環する冷媒等の流体を吸入し、圧縮して高温・高圧の状態として吐出させるものである。

スクロール圧縮機１は、固定スクロール１１、揺動スクロール１２、オルダムリング１３、フレーム１４、軸１５、第１バランサー１６、第２バランサー１７、ローター１８、ステーター１９、副軸受２０、及び、吐出弁２５が密閉容器２１内に収納されて構成されている。密閉容器２１の底部は、潤滑油２２を貯留する油だめとなっている。また、密閉容器２１には、流体を吸入するための吸入管２３と、流体を吐出するための吐出管２４とが連接されている。なお、吸入管２３は密閉容器２１の側面の一部に、吐出管２４は密閉容器２１の上面の一部に、それぞれ連接されている。

固定スクロール１１は、密閉容器２１内に固定支持されているフレーム１４に図示省略のボルト等によって固定されている。固定スクロール１１は、鏡板１１ａと、鏡板１１ａの一方の面に立設された渦巻１１ｂと、を有している。また、固定スクロール１１の略中央部には、圧縮された流体を吐出するための吐出ポート１１１が貫通形成されている。さらに、固定スクロール１１の吐出ポート１１１の出口部には、吐出弁２５が設置される凹部が形成されている。吐出弁２５は、吐出ポート１１１を覆うように設置され、流体の逆流を防止するようにしている。

また、固定スクロール１１には、後述する圧縮室４のうちの中間室と固定スクロール１１の上部空間（高圧空間）とを連通するサブ吐出ポート２６が貫通形成されている。固定スクロール１１のサブ吐出ポート２６の出口部には、サブ吐出弁２７が設置される凹部が形成されている。サブ吐出弁２７は、サブ吐出ポート２６を覆うように設置され、流体の逆流を防止するようにしている。

揺動スクロール１２は、オルダムリング１３によって固定スクロール１１に対して自転運動することなく揺動運動を行なうようになっている。揺動スクロール１２は、鏡板１２ａと、鏡板１２ａの一方の面に立設された渦巻１２ｂと、を有している。また、揺動スクロール１２の渦巻１２ｂの形成面とは反対側の面の略中心部には、中空円筒形状のボス部１２１が形成されている。このボス部１２１には、後述する軸１５の上端に設けられた偏心部１５１が嵌入（係合）される。

そして、固定スクロール１１と揺動スクロール１２とは、渦巻１１ｂと渦巻１２ｂとを互いに噛み合わせるようにして嵌合され、密閉容器２１内に装着される。そして、渦巻１１ｂと渦巻１２ｂとの間には、相対的に容積が変化する圧縮室４が形成される。

オルダムリング１３は、揺動スクロール１２のスラスト面（渦巻形成面とは反対側の面）に配設され、揺動スクロール１２の自転運動を阻止するために機能する。すなわち、オルダムリング１３は、揺動スクロール１２の自転運動を阻止するとともに、揺動スクロール１２の揺動運動を可能とする機能を果たすようになっている。オルダムリング１３の上下面には、互いに直交するように突設された爪（図示省略）が形成されている。オルダムリング１３の爪は、揺動スクロール１２、フレーム１４に形成されたオルダム溝（図示省略）に嵌入されるようになっている。

ローター１８は、軸１５に固定され、ステーター１９への通電が開始することにより回転駆動し、軸１５を回転させるようになっている。なお、ローター１８の下面には、第２バランサー１７が取り付けられている。第２バランサー１７は、ローター１８とともに回転して、この回転に対しての質量バランス（静的及び動的釣合わせ）をとる機能を有している。なお、第２バランサー１７は、リベット等でローター１８に取り付けられる。

ステーター１９は、ローター１８の外周側に所定の隙間を空けて配置され、通電が開示されることでローター１８を回転駆動するものである。また、ステーター１９の外周面は焼き嵌め等により密閉容器２１に固着支持されている。

軸１５は、ステーター１９の通電によりローター１８とともに回転駆動し、この駆動力を偏心部１５１に装着されている揺動スクロール１２に伝達するものである。なお、軸１５の内部には、密閉容器２１の底部に貯留してある潤滑油２２の流路となる図示省略の給油路が形成されている。

また、軸１５のローター１８の上方に位置する部分には、第１バランサー１６が取り付けられている。第１バランサー１６は、軸１５とともに回転して、この回転に対しての質量バランス（静的及び動的釣合わせ）をとる機能を有している。なお、第１バランサー１６は、焼き嵌め等で軸１５に取り付けられる。

密閉容器２１の内周面には、外周面が焼き嵌めや溶接等によって固着され、固定スクロール１１を支持するとともに、中心部に形成された貫通孔を介して軸１５を回転可能に支持するフレーム１４が設置されている。このフレーム１４は、揺動スクロール１２を回転可能に支持する機能も有している。フレーム１４の貫通穴には、軸１５を回転自在に支持する図示省略の主軸受部が設けられている。また、フレーム１４には、モーター（ローター１８、ステーター１９）の上部空間に存在する冷媒ガスを圧縮室４に導く吸入口１４ａが形成されている。

また、密閉容器２１の内周面には、外周面が焼き嵌めや溶接等によって固着され、中心部に形成された貫通孔を介して軸１５を回転可能に支持するサブフレーム１４Ａが設置されている。サブフレーム１４Ａの貫通穴には、軸１５を回転自在に支持する副軸受２０が設けられている。サブフレーム１４Ａは、軸１５の下方部分を支持するように、密閉容器２１内の下方に設置されるようになっている。

スクロール圧縮機１の基本的な動作を説明する。
ステーター１９に電力が供給されると、ローター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の偏心部１５１によりボス部１２１が駆動される揺動スクロール１２は、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。つまり、フレーム１４のオルダム溝方向に往復動するオルダムリング１３により自転を規制された状態で揺動スクロール１２のボス部１２１が軸１５の偏心部１５１により駆動されることにより、揺動スクロール１２が揺動運動する。これにより、固定スクロール１１の渦巻１１ｂとの組み合せで形成された圧縮室４の容積を変化させる。

揺動スクロール１２の揺動運動に伴い吸入管２３から密閉容器２１内に吸入されたガス状態の流体が、固定スクロール１１と揺動スクロール１２との両渦巻間の圧縮室４に取り込まれ、圧縮されていく。そして、圧縮された流体は、固定スクロール１１に設けた吐出ポート１１１から吐出弁２５に抗して吐出され、吐出管２４からスクロール圧縮機１の外部、すなわち冷媒回路へ排出される。

なお、揺動スクロール１２とオルダムリング１３との運動に伴うアンバランスを軸１５に取り付けられた第１バランサー１６とローター１８に取り付けられた第２バランサー１７によって釣り合わせるようになっている。密閉容器２１下部に貯留した潤滑油２２は、軸１５内に設けられた給油路から各摺動部（主軸受部、副軸受２０、スラスト面など）に供給される。

図２は、スクロール圧縮機１の固定スクロール１１及び揺動スクロール１２の渦巻形状と圧縮過程を説明するための渦巻平面形状図である。図２に基づいて、スクロール圧縮機１の固定スクロール１１及び揺動スクロール１２の渦巻形状と圧縮過程について説明する。

（ａ）は、固定スクロール１１に組み合わされた揺動スクロール１２が最外室を形成した吸入完了時の状態を示している。
（ｂ）は、（ａ）の状態から揺動スクロール１２が９０ｄｅｇ公転した位置にあるときの状態を示している。
（ｃ）は、（ａ）の状態から揺動スクロール１２が１８０ｄｅｇ公転した位置にあるときの状態を示している。
（ｄ）は、（ａ）の状態から揺動スクロール１２が２７０ｄｅｇ公転した位置にあるときの状態を示している。

すなわち、揺動スクロール１２は、（ａ）→（ｂ）→（ｃ）→（ｄ）→（ａ）と揺動運動、すなわち自転を伴わない公転運動を行う。これにより、各圧縮室４は容積を減じていく。それに伴い、吸入されたガス状態の流体は、圧縮されるとともに順次中央へ送られ、最内室から固定スクロール１１に設けられた吐出ポート１１１を経てスクロール圧縮機１の外部へ吐出される。

圧縮室４の容積減によってガスが圧縮されるのは、最外室への吸入が完了した時点から中間室が中央の最内室と連通するまでで、図２に示す形態では約１回転の間である。吸入完了時の最外室容積を行程容積Ｖｓｔ、連通時の中間室容積をＶｄとすると、Ｖｓｔ／Ｖｄが組込容積比ρである。冷凍サイクルの高圧Ｐｄと低圧Ｐｓの比である圧縮比σ（圧縮比σ＝Ｐｄ／Ｐｓ）が組込容積比ρに対して適正な値ではないとき、過圧縮や不足圧縮による不適正圧縮損失を生じる。

不適正圧縮損失は、吸入、圧縮、吐出過程を縦軸圧力Ｐ、横軸容積Ｖで表した示圧線図（ＰＶ線図）に現れる図示損失の一種である。図３は、不適正圧縮損失を説明するための示圧（ＰＶ）線図の一例である。図３（ａ）が不足圧縮の場合を、図３（ｂ）が過圧縮の場合を、それぞれ示している。

図３（ａ）に示す不足圧縮の場合、第２室容積がＶｄに達し連通することにより、高圧Ｐｄの最内室と混合することで、理想圧縮のＰｉｄのパターンよりも急激に昇圧し、斜線部の面積分動力が増加する。
図３（ｂ）に示す過圧縮の場合、第２室圧力が高圧Ｐｄに達した後も、容積がＶｄになるまで圧縮が継続されるため、斜線部の面積分の動力増加が損失となる。

近年、空調用途では年間消費電力抑制の観点から、比較的高圧縮比運転となる定格条件に加えて、中間条件である低圧縮比運転時の性能も重視されるようになってきている。図４は、スクロール圧縮機１の部分負荷性能評価条件の一例を示した運転マップである。図４では、縦軸が高圧Ｐｄ［ＭＰａＧ］を、横軸が低圧Ｐｓ［ＭＰａＧ］を、それぞれ表している。

図４に示す運転マップにおいて、負荷率が下がる程運転条件は低圧縮比となり、２５％負荷では、過圧縮や不足圧縮を生じない適正圧縮相当の容積比ρｉｄで１．７以下の条件での運転となる。その一方、定格条件ではρｉｄが３を超えている。運転回転数も圧力条件に応じて変わり、一般的に低圧縮比の条件では低速で、圧縮比が高くなると高速で運転される傾向にある。

図５は、スクロール圧縮機１の固定スクロール１１及び揺動スクロール１２の渦巻中央部を拡大して示した概略図である。図１５は、スクロール圧縮機１の固定スクロール１１及び揺動スクロール１２の伸開角を説明するための説明図である。図５及び図１５に基づいて、スクロール圧縮機１の固定スクロール１１及び揺動スクロール１２の渦巻形状について詳細に説明する。

図５（ａ）は、最内室となる２つの圧縮室４が吐出ポート１１１を介して連通した時の状態を示している。
図５（ｂ）は、図５（ａ）の状態から揺動スクロール１２が３０ｄｅｇ公転した位置にあるときの状態を示している。
図５（ｃ）は、図５（ａ）の状態から揺動スクロール１２が６０ｄｅｇ公転した位置にあるときの状態を示している。
図５（ｄ）は、図５（ａ）の状態から揺動スクロール１２が９０ｄｅｇ公転した位置にあるときの状態を示している。

なお、図５（ａ）には、固定スクロール１１の渦巻１１ｂの巻き始め部（渦巻中心部）の小円部を小円部１１２として、固定スクロール１１の内向面のインボリュート延長部を延長部１１３として、固定スクロール１１の渦巻１１ｂの巻き始め部の大円部を大円部１１４として、それぞれ図示している。
また、図５（ａ）には、揺動スクロール１２の渦巻１２ｂの巻き始め部（渦巻中心部）の小円部を小円部１２２として、揺動スクロール１２の内向面のインボリュート延長部を延長部１２３として、揺動スクロール１２の渦巻１２ｂの巻き始め部の大円部を大円部１２４として、それぞれ図示している。

固定スクロール１１の渦巻１１ｂ、及び、揺動スクロール１２の渦巻１２ｂの巻き始め部は、内向面と外向面を構成するインボリュート曲線の始点間を小円と大円の二円弧で結んだ所謂球根形状となっている。

ここで、図１５に示すように、
固定スクロール内向面伸開始点角をφｉｓＦ、
固定スクロール外向面伸開始点角をφｏｓＦ、
揺動スクロール内向面伸開始点角をφｉｓＯ、
揺動スクロール外向面伸開始点角をφｏｓＯ、
と定義する。

そうすると、通常の球根形状では
φｏｓＦ＝φｏｓＯ、
φｉｓＦ＝φｏｓＦ＋π、
φｉｓＯ＝φｏｓＯ＋π、
となっている。
そのため、連通時には、固定スクロール外向面インボリュートと小円の接続点／揺動スクロール内向面インボリュートと大円の接続点、揺動スクロール外向面インボリュートと小円の接続点／固定スクロール内向面インボリュートと大円の接続点、それぞれの組合せが最近接し、中間室〜最内室間のシール点となる。

これに対し、図５に示すスクロール圧縮機１では、φｉｓＦ＜φｏｓＯ＋πとなっているので、揺動スクロール１２の小円部１２２に対して延長部１１３が設けられるようになっている。このため、図５（ａ）に示した連通直後の中間室〜最内室間の連通流路の最狭窄部は、小円部１２２／延長部１１３間、小円部１１２／大円部１２４間、にそれぞれ形成されるようになっている。図５（ｂ）〜（ｄ）を見ると、最狭窄部が小円部／インボリュート間に形成される固定スクロール内向面側の方が、小円部／大円部間の固定スクロール外向面側よりも早く流路が拡大することがわかる。

図６は、スクロール圧縮機１の連通直後の最狭窄部付近の渦巻側面間距離を伸開角に対してプロットしたグラフである。図７は、スクロール圧縮機１の連通直後の最狭窄部の渦巻側面間距離の変化をクランク角に対してプロットしたグラフである。図６及び図７に基づいて、スクロール圧縮機１の連通直後の最狭窄部での流路拡大について説明する。図６では、横軸が内面伸開角φ［×πｒａｄ］を、縦軸が壁面間距離［ｍｍ］を、それぞれ表している。図７では、横軸がクランク角（ψ−ψｑ）［ｄｅｇ］を、縦軸が側面間距離［ｍｍ］を、それぞれ示している。

つまり、図６は、連通角ψｑ以降のクランク角で約５０ｄｅｇについて、最狭窄部付近の渦巻側面間距離を渦巻の伸開角に対してプロットしたものである。図６に示す下に凸の曲線各々の最下点が最狭窄部の側面間距離である。この最狭窄部の面間距離の変化を、横軸クランク角ψに対して連通角で０ｄｅｇとしてプロットすると図７のようになる。

図６及び図７から、インボリュート延長した固定スクロール内向面側流路の開口スピードが倍増していることがわかる。この開口スピードの差は、連通時に中間室と最内室に圧力差がある条件では連通直後の混合均圧スピードの差となって現れる。そして、開口スピードの差は、不足圧縮／過圧縮いずれの不適正圧縮損失にも影響を与える。一般的に、不足圧縮時には開口が遅く、過圧縮時には開口が速やかな方が不適正圧縮損失は小さくなる。

図８は、図７の開口スピードを元に、図４の部分負荷条件に沿って圧縮比が変化したときの理論圧縮仕事に対する不適正圧縮損失の比率をプロットした特性カーブである。つまり、図８は、部分負荷条件で圧縮比が変化したときの理論圧縮仕事に対する不適正圧縮損失の比率をプロットした特性カーブ（回転数一定の場合）を示している。図８では、横軸が圧縮比σを、縦軸が理論圧縮仕事に対する不適正圧縮損失の比率を、それぞれ示している。

図８の破線で示した“瞬時混合”が、開口スピードの影響を無視し、連通時の中間室と最内室の均圧が瞬間的に行なわれ、吐出に関わる諸々の抵抗が無い場合を表している。この“瞬時混合”から、組込容積比相当の圧縮比（適正圧縮比）でほぼ０となり、それ以上の圧縮比では図３（ａ）で示した不足圧縮損失が増大、それ以下では図３（ｂ）に相当する過圧縮損失が増大する。そして、過圧縮損失比率の方が不足圧縮損失比率よりも増大が急である。

これに対して、回転数一定で開口スピードの影響を加味した特性カーブは、△、○印で示した細線のようになる。これから、不適正圧縮損失比率が最小となる圧縮比は、適正圧縮比（組込容積比相当の圧縮比）よりも高くなり、実質的な適正圧縮比は高くなっていると考えられる。これに伴い、過圧縮による損失比率の増大が顕著であることがわかる。固定スクロール１１の内向面側と外向面側では開口スピードの遅い外向面側の方が内向面側よりも過圧縮領域での損失が増大する傾向にある。

図８の特性カーブは回転数一定（６０ｒｐｓ）で求めたものであるが、開口スピードによる影響は回転数に依存して変わる。空気調和装置の部分負荷条件では、負荷率が低い低圧縮比条件になるほど低回転数で運転される。このことを加味して、特性カーブを求めると図９のようになり、回転数一定の場合よりも不適正圧縮損失比率は低下する。不足圧縮側に較べて過圧縮側の増大が顕著で、固定スクロール１１の内向面側よりも外向面側が高くなるという傾向は変わらない。なお、図９は、スクロール圧縮機１の実際の運転条件に即して圧縮比とともに回転数が変化したときの不適正圧縮損失比率の特性カーブである。図９では、横軸が圧縮比σを、縦軸が理論圧縮仕事に対する不適正圧縮損失の比率を、それぞれ示している。

この増大が著しい低圧縮比条件での過圧縮損失を低減するために、中間室に開口して吐出側へのバイパスを行なうサブ吐出ポート２６を設けた場合の効果を図１０に示す。つまり、図１０は、図９の各々（（ａ）外向面側、（ｂ）内向面側）に対してサブ吐出ポート２６を設けたときの不適正圧縮損失比率の特性カーブを示している。なお、図１０（ａ）は、図９に示した外向面側の特性（△印）に対して、外向面側に開口するサブ吐出ポート２６を設けた場合を表している。図１０（ｂ）は、固定スクロール内向面側に開口するサブ吐出ポート２６を設けた場合を表している。

図１０（ａ）に示されるように、図９に示した外向面側の特性（△印）に対して、外向面側に開口するサブ吐出ポート２６を設けた場合、▲印で示すような特性となり、２５％負荷条件では不適正圧縮損失比率が減少する。一方、５０％負荷条件ではサブ吐出ポート２６無しの場合と同等、それより高圧縮比側では不適正圧縮損失比率は増大する。

図１０（ｂ）に示されるように、固定スクロール内向面側に開口するサブ吐出ポート２６を設けた場合、内向面側の特性カーブ（○印）に対して、サブ吐出ポート２６を設けると●印のような不適正圧縮損失比率の特性となる。外向面側に比べると、低圧縮比側での不適正圧縮損失低減効果は小さく、５０％負荷条件では既に不適正圧縮損失比率増大の領域になっている。

サブ吐出ポート２６を設けたときの不適正圧縮損失低減効果は、過圧縮損失の低減によるもので、特に連通後の中間室から最内室への流路の開口スピードが遅く、実質的な適正圧縮比が高くなっている時ほど効果が大きい。一方、サブ吐出ポート２６は相手渦巻が通過して、開口先が次の中間室に切り替わるときに漏れ経路として作用し、サブ吐出ポート２６の容積分が最内室から中間室へ漏れたのと同等となる。

この過圧縮損失低減を図１１で、サブ吐出ポート２６の容積分の漏れについて図１２で説明する。図１１は、サブ吐出ポート２６によるバイパス効果を説明するための説明図である。図１２は、サブ吐出ポート２６によるサブ吐出ポート２６経由漏れを説明するための説明図である。図１１（ａ）は、サブ吐出ポート２６の周辺を拡大して模式的に示す縦断面図を、図１１（ｂ）は、そのときのＰＶ線図を、それぞれ示している。図１２（ａ）は、サブ吐出ポート２６の周辺を拡大して模式的に示す縦断面図を、図１２（ｂ）は、そのときのＰＶ線図を、それぞれ示している。

図１１（ａ）では、中間室から最内室への流路拡大に先行して中間室が吐出圧以上に昇圧したとき、最内室を経由して吐出ポート１１１から吐出弁２５を経て吐出するのではなく、中間室からサブ吐出ポート２６、サブ吐出弁２７を経てサブ（バイパス）吐出する様子を模式的に表わしている。このような過圧縮損失低減効果が得られるのは、回転数と連通後の開口スピードに依存した実質的な適正圧縮比よりも運転条件が低圧縮比となる場合である。

このときの状況を図１１（ｂ）にＰＶ線図で示す。固定スクロール１１の外向面側、内向面側いずれも２５％負荷条件のときに、サブ吐出ポート２６がないときの右図からサブ吐出ポート２６を備えると左図のようになり、連通後の吐出圧（１．８５ＭＰａ）以上になる部分が小さくなることにより過圧縮損失が低減されていることがわかる。

図１１のようなバイパスによる過圧縮損失低減効果が起こらないような運転条件（圧縮比＞適正圧縮比）のとき、或いは、バイパス吐出終了後の、サブ吐出ポート２６の位置が相手渦巻の通過時にサブ吐出ポート２６経由の漏れが発生する。

図１２（ａ）に示すように、相手渦巻が通過するまで旧中間室（連通後は最内室）の高圧に満たされていたサブ吐出ポート２６が、相手渦巻の通過により次の中間室に開口することで、サブ吐出ポート２６の容積分の高圧ガスがより低圧の新中間室に開放される。これは、最内室から新中間室へサブ吐出ポート２６の容積分の漏れが生じたのと同等である。

このときの状況を図１２（ｂ）にＰＶ線図で示す。図１２（ｂ）では、固定スクロール１１の外向面側、内向面側それぞれに対して１００％負荷条件でサブ吐出ポート２６の有り無しで示している。図１２（ｂ）のＰＶ線図上での差異は僅かであるが、外向面側、内向面側いずれの場合もサブ吐出ポート２６の容積分の漏れにより、圧縮過程の圧力が上昇し、吐出圧に達した後のオーバーシュート量も変化している。このサブ吐出ポート２６の経由漏れによる図示仕事（ＰＶ線図で囲まれる面積分の仕事）の増大量は理論圧縮仕事の１％前後となっている。

したがって、サブ吐出ポート２６を設けることによる不適正圧縮損失比率低減効果は、実質適正圧縮比に対して過圧縮となる条件でのバイパス吐出による効果からサブ吐出ポート２６経由漏れによる損失増大を相殺したものとなる。

図１３は、固定スクロール１１の外向面側、内向面側共にサブ吐出ポート２６を設けたときの特性カーブを示している。図１４は、固定スクロール１１の外向面側のみにサブ吐出ポート２６を設けたときの特性カーブを示している。図１３及び図１４では、横軸が圧縮比σを、縦軸が理論圧縮仕事に対する不適正圧縮損失の比率を、それぞれ示している。

固定スクロール１１の外向面側、内向面側の両方にサブ吐出ポート２６を設けると低圧縮比側の２５％負荷条件ではバイパスによる過圧縮損失低減効果が顕著であるが、高圧縮比側の１００％負荷条件更に定格条件では、サブ吐出ポート２６経由漏れによる損失増大が目立っている。図１０（ｂ）に示すように、インボリュート延長することにより連通直後の開口スピード増となっている内向面側の圧縮室４については、実質適正圧縮比が外向面側に較べて低くなっており、サブ吐出ポート２６からのバイパスによる過圧縮損失低減効果がサブ吐出ポート２６経由漏れ分に卓越する領域が狭くなっている。更に、実質適正圧縮比の低下に伴い、不足圧縮による不適正圧縮損失比率が上昇している高圧縮比領域にサブ吐出ポート２６経由漏れ分による損失増大が上乗せされることになる。

一方、連通直後の開口スピードが遅い固定スクロール外向面側の圧縮室４については、図１０（ａ）に示すように、実質適正圧縮比の低下が無い分、高圧縮比領域での不適正圧縮損失比率は内向面側に較べると低く、サブ吐出ポート２６によるバイパスの効果が顕れる低圧縮比側の領域も広くなっている。

このように、インボリュート延長した渦巻の内向面側と外向面側の、連通後の流路拡大による混合・均圧のし易さまで考慮した不適正圧縮損失比率の特性の差異を前提とすると、サブ吐出ポート２６を固定スクロール１１の内向面側、外向面側両方に設ける（図１３）ことは必ずしも得策ではなく、外向面側のみにサブ吐出ポート２６を設けた方（図１４）が低圧縮比〜高圧縮比のトータルでの高効率化が可能となる。また、サブ吐出ポート２６経由漏れによる損失増大効果が大きい内向面側へのサブ吐出ポート２６を設置をしないことにより損失増大を抑制するとともに、不要な加工・部品コストの増大を回避することも可能である。

以上のように、スクロール圧縮機１は、揺動スクロール１２の外向面インボリュート曲線と巻き始め部球根形状の小円の接続点（インボリュートの伸開始点）に対応する固定スクロール１１の内向面インボリュート曲線と球根小円の接続点（インボリュートの伸開始点）が一致せず、揺動スクロール外向面インボリュート曲線の伸開始点よりも固定スクロール内向面インボリュート曲線の伸開始点が内側に（伸開角が小さく）なっている。これにより、揺動スクロール外向面と固定スクロール内向面のシール点が揺動スクロール外向面の伸開始点に達した連通後、最内室と固定スクロール内向面側の中間室の間の連通流路が、固定スクロール外向面側の中間室との連通流路よりも速やかに拡大する。

そして、流路拡大スピードの遅い固定スクロール外向面側にのみ開口するサブ吐出ポート２６が設けられていることで、サブ吐出ポート２６経由の漏れ損失を最小限に抑えつつ、中間室での過圧縮損失を低減し、高効率なものとなる。つまり、必要最小限の加工・部品コストでスクロール圧縮機１を得ることが可能となる。したがって、実施の形態１に係るスクロール圧縮機１によれば、空調用途のように幅広い圧縮比での運転が想定されるものにも好適に搭載することができる。

実施の形態２．
実施の形態１で説明した如く、インボリュート延長によって相対的に連通直後の開口スピードが遅くなる、固定スクロール外向面側の過圧縮損失低減のためにサブ吐出ポート２６を設けるので、連通後の渦巻側面間（固定スクロール１１の球根部小円〜揺動スクロール内向面（球根部大円））の最狭窄部の距離が十分に開くまではサブ吐出ポート２６が（旧）中間室に開口しつづけていなければ、効果を得ることはできない。

したがって、実施の形態２では、φｉｓＦ＜φｏｓＯ＋πとなる固定スクロール外向面側にサブ吐出ポート２６を設ける構成で、伸開角で表わしたサブ吐出ポート２６の位置φｓｐはφｓｐ−φｏｓＦ＜２πを満たすようにする。このようにすることで、実施の形態１と同様の効果を奏することに加え、連通直後の開口スピードが遅い固定スクロール外向面側の圧縮室に、連通角を過ぎても最内室〜中間室間の連通路最狭窄部の側面間距離が狭い間はサブ吐出ポートが中間室側に開口し続けるので、中間室での過圧縮低減効果を確実に得ることができる。したがって、実施の形態２に係るスクロール圧縮機によれば、空調用途のように幅広い圧縮比での運転が想定されるものにも好適に搭載することができる。

１ スクロール圧縮機、４ 圧縮室、１１ 固定スクロール、１１ａ 鏡板、１１ｂ 渦巻、１２ 揺動スクロール、１２ａ 鏡板、１２ｂ 渦巻、１３ オルダムリング、１４ フレーム、１４Ａ サブフレーム、１４ａ 吸入口、１５ 軸、１６ 第１バランサー、１７ 第２バランサー、１８ ローター、１９ ステーター、２０ 副軸受、２１ 密閉容器、２２ 潤滑油、２３ 吸入管、２４ 吐出管、２５ 吐出弁、２６ サブ吐出ポート、２７ サブ吐出弁、１１１ 吐出ポート、１１２ 小円部、１１３ 延長部、１１４ 大円部、１２１ ボス部、１２２ 小円部、１２３ 延長部、１２４ 大円部、１５１ 偏心部。

Claims (2)

1. 固定スクロールの渦巻と揺動スクロールの渦巻とを組み合わせて形成される圧縮室で流体を圧縮するスクロール圧縮機であって、
   前記固定スクロール及び前記揺動スクロールの渦巻は、その巻き始めの外向面と内向面のインボリュート曲線の始点間を２円弧のみで結んだ形状をしており、
   固定スクロール内向面伸開始点角をφｉｓＦ、
   固定スクロール外向面伸開始点角をφｏｓＦ、
   揺動スクロール内向面伸開始点角をφｉｓＯ、
   揺動スクロール外向面伸開始点角をφｏｓＯとしたとき、
   φｏｓＦ＝φｏｓＯ、φｉｓＯ＝φｏｓＦ＋π、φｉｓＦ＜φｏｓＯ＋πとなるように前記固定スクロール及び前記揺動スクロールの渦巻を構成し、
   前記固定スクロールの外向面側の前記圧縮室にのみ開口し、吐出側に連通するサブ吐出ポートを形成した
   ことを特徴とするスクロール圧縮機。
2. 伸開角で表した前記サブ吐出ポートの位置φｓｐは、
   φｓｐ＜φｏｓＦ＋２πを満たすようにしている
   ことを特徴とする請求項１に記載のスクロール圧縮機。

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