JPH02294584A - スクロール気体圧縮機 - Google Patents
スクロール気体圧縮機Info
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- JPH02294584A JPH02294584A JP1113390A JP11339089A JPH02294584A JP H02294584 A JPH02294584 A JP H02294584A JP 1113390 A JP1113390 A JP 1113390A JP 11339089 A JP11339089 A JP 11339089A JP H02294584 A JPH02294584 A JP H02294584A
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Abstract
(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。
め要約のデータは記録されません。
Description
産業上の利用分野
本発明はスクロール気体圧縮機のスクロール部材の背面
を付勢する流体の圧力と給油通路の制御は、吸入室が外
周部にあり、吐出ポートが渦巻きの中心部に設けられ、
圧縮流体の流れが一方向の往復動式圧縮機や回転式圧縮
機のように流体を圧縮するための吐出弁を必要とせず圧
縮比が一定で、吐出脈動も小さくて大きな吐出空間を必
要とせず、各分野への利用展開の実用化研究がなされて
いる．しかし、圧縮室のシール部が多いので圧縮流体の
漏れが多く、特に、家庭空調用冷媒圧縮機のような小排
除容量のスクロール圧縮機の場合などは、圧縮部の漏れ
隙間を小さくするために渦巻き部の寸法精度を極めて高
くする必要があるが、部品形状の複雑さ、渦巻き部寸法
精度バラッキなどにより、スクロール気体圧縮機のコス
トが高く、性能のバラツキも大きく、特に圧縮機低速度
運転状態では、圧縮途中の気体漏れが多く、圧縮効率が
往復動式圧８Ｉ？１機や回転式圧縮機よりも低いという
欠点を有している． そこで、この種の課題解決のための方策として、圧縮途
中の気体漏れ防止のために潤滑油を利用した油膜シール
効果により渦巻き部寸法精度の適性化と圧縮効率向上を
期待することが大きく、第２３図に示すように吐出室底
部の潤滑油を減圧して圧縮途中の圧縮室に直接流入させ
る構成が考えられ、同図は密閉容器７０１内の上部にモ
ータ７０３を配ｌし、下部に圧縮部を配置して密閉容器
内空間７０２を吐出室とした構成で、吐出室底部の油溜
７１０の潤滑油を油吸い込み管７２２を介して圧縮途中
の圧縮室７２３にその底面部から直接流入させる構成が
ある（特開昭５７−８３８６号公報）．また、第２４図
の構成も考えられ、圧縮部を上部に配置し、モータ８１
６と吐出室８１２にｉｌ！じる油溜８２２とを下部に配
置し、旋回スクロール８０１には密閉空間８０９と旋回
スクロール８０１の背圧室８１７とを連通ずる、絞り効
果を有した導通穴８１Ｂが設けられ、背圧室８１７が吸
入圧力と吐出圧力の中間圧力状態で旋回スクロール８０
１を固定スクロール８０２に押し付ける構造で、油溜８
２２の潤滑油はクランク軸８０７に設けられた長手方向
の溝８１９，８２０，８２１、クランク軸８０７を支持
する各軸受の摺動部微少隙間を介して背圧室８１７に流
入し、さらに導通穴８１８を介して密閉空間８０９に流
入させる構成がある（特開昭５９−１１０８８４号公報
）．発明が解決しようとする課題 しかしながら上記の第２３図のような、吐出室圧力に等
しい密閉容器内空間７０２の底部の油溜７１０の潤滑油
を圧縮途中の圧縮室７２３に差圧により流入させる構成
では、冷媒圧縮機などのように閉循環系で使用する際に
、圧縮機停止中にその自重や差圧等により圧縮機外部の
冷凍サイクルから圧縮機内に帰還した多量の冷媒が液化
状態で油溜７１０の上部のモータ７０３下面にまで溜ま
り、冷媒液や潤滑油が油吸い込み管７２２などを通じて
圧縮室７２３に流入し、充満する場合もあり、このよう
な状態では圧縮負荷が過大のため再起動運転不能であり
、例えモータ７０３の起動トルクが大きくて再起動でき
るとも圧縮機破ｔ貝を招く． また、油溜７１０の潤滑油を常に圧縮途中の圧縮室７２
３に流入させる構成では、モータ７０３の回転速凌が変
化して圧縮機運転される場合などは必ずしも圧縮室７２
３への潤滑油給油によって圧縮効率を向上させ得るもの
ではない．すなわち、圧縮室間隙間からの吸入気体容積
当たりの圧縮気体漏れ量は、圧縮時間の長い時に多く、
圧縮時間の短い時に少ない．したがって、圧縮機低速度
運転時には、より積極的な圧縮室への潤滑油供給によっ
て圧縮気体漏れを少なくし、圧縮効率を改善するもので
ある．しかし、圧縮機高速度運転時には圧縮効率の改善
につながらず、むしろ、圧縮気体漏れが少なく、潤滑油
中に混入している冷媒ガスの流入によって圧縮室圧力が
高くなり、過圧縮状態で圧縮トルクが大きくなる． このような理由により、圧縮機が低速度から高速度まで
の広範囲運転される場合には、圧縮途中の圧縮室への潤
滑油流入量を調整する必要がある．勿論、上図の構成で
も油吸い込み管７２２からの潤滑油流入開口部が旋回ス
クロールによって間欠的に開閉され、高速度運転時の給
油量がある程度制限されるが、閉塞部長さが短いために
給油量調整範囲も少なく、可変速度運転に供されるスク
ロール気体圧縮機には積極的に圧縮室へ給油することが
困難であるという課題があった． また、第２４図の構成では圧縮室への給油通路の途中に
、吐出圧力が作用する油溜から差圧給油される背圧室８
１７を配置しており、圧縮機定常速度運転時には、油溜
から背圧室８１７へ流入する潤滑油量および背圧室８１
７から圧縮室の密閉空間８０９に流入する潤滑油量が通
正設定され、背圧室圧力を適正に維持して効率のよい圧
縮運転を継続できる．しかしながら、上記第２３図の場
合と同様に、密閉空間８０９への潤滑油流入開口部が旋
回スクロールによって間欠的に開閉され、その結果、通
路抵抗が増加し、背圧室８１７から圧縮室の密閉空間８
０９に澁人する潤滑油量が次第に少なくなる圧縮機高速
度運転時には、背圧室８１７の圧力が必要以上に高くな
り、旋回スクロールと固定スクロールとの間の摺動面の
摩擦抵抗が増加し、動力損失が多くなると共に、摺動面
の摩耗が早くなる．また、圧縮機停止後しばらくの間は
、圧縮室と油溜との間の差圧や圧縮室と背圧室８１７と
の間の差圧によって潤滑油が圧縮室に流入し、圧縮機の
再起動時には多量の潤滑油を圧縮し、起動負荷が過大に
なり、駆動軸摺動部の耐久性が低下する．また、圧ｌｉ
Ｉ機運転時に、背圧室８１７に通じる圧縮室で液圧縮が
生じた場合は、絞り効果を有する給油通路を介して圧縮
流体が背圧室８１７に逆流し、背圧室圧力が異常に上昇
し、液圧縮が解除した後も暫くの間、背圧室圧力が通正
圧力にまで陣下せず、旋回スクロールと固定スクロール
との間の摺動面のＰＪ擦や摩耗が大きく、過負荷にもな
るという課題があった． また、このような背圧室の異常圧力上昇や過負蒲を防止
する方策の一つとして第２５図と第２６１ＥＩの構成が
考えられている．第２５図と第２６図は空気圧縮機の例
で、旋回スクロールに作用する背圧を制御する構成を有
し、背圧異常上昇時や過負荷時には背圧を低圧吸入系に
逃がし、押圧力を減じる特徴を有する．すなわち、第２
５図は旋回スクロール９０２ ｔ−固定スクロール９０
１の側に押しつける背圧が圧力ｉｌｌ ９１５から背圧
室９３５に導入されており、吐出口９０１ ｄには逆止
弁９１９ａを介して圧力タンク９２０が接続され、この
圧力タンク９２０には高圧圧力スイッチ９２１が設置さ
れている．また、固定スクロール９０１に設けられた吸
入口９０１Ｃには、吸入フィルタ９１４から吸入管９１
８が接続され、背圧室９３５と吸入管９１８とは高圧圧
力スイッチ９２１の開閉や背圧室９３５の圧力を検知す
る他の圧力スイノチによって制御される電磁弁９２３ａ
を介したバイパス管路９２４によって接続されている．
このような構成において、圧力タンク９２０に吐出され
た圧力空気が高圧の設定圧力に達して高圧圧力スイッチ
９２１が作動した場合、または青圧室９３５の圧力が異
常上昇した場合には、電磁弁９２３ａが開路し、背圧室
９３５内の圧力ガスを吸入管９１８である吸入系側に逃
がすべく圧力リリーフ弁として作動し、背圧室９３５の
背圧力を吸入圧力近くまで陣下させ、旋回スクロール９
０２の軸方向押し付け力を軽減し、圧縮室の軸方向隙間
を拡大して圧縮空気漏れを生じさせ、圧縮空気圧力を低
下せしめて圧縮負荷を軽減させる構成である（特開昭５
７−７６２９１号公報）．また、第２６図は、圧縮機本
体内に上記第２５図における電磁弁９２３のようなリリ
ーフ弁を形成した構成である．すなわち、固定スクロー
ル９０１の吸入口９０１ｃと背圧室９３５を形成するフ
レーム９０９とを直接連絡する背圧逃がし孔９２９ａ，
９２９ｂを設け、途中に弁室９３５ａを形成し、この弁
室９３５ａに鋼球の弁体９３０および座板９３１を介し
弁体９３５ａを押圧するバネ９３２が配置されている．
このような構成において、背圧室９３５が設定圧力以下
の場合には、バネ９３２の押圧力により弁体９３０は背
圧逃がし孔９２９ａを塞ぎ正常運転が行われる．背圧室
９３５の圧力が異常高圧になれば、この圧力はバネ９３
２の押圧力に打ち勝って弁体９３０を押し下げ逃がし孔
９２９ａを開路し、背圧を吸入口９０１０に逃がし、背
圧力を降下せしめる構成である． しかしながら、上記第２５図の構成では、圧力タンク９
２０の圧力を検出する高圧圧力スイッチ９２１、バイパ
ス通路を開閉するための電磁弁９２３ａ、さらには、高
圧スイッチ９２１とＭＭｉ弁９２３ａとを連係させるた
めの電気回路を必要とするなど、背圧室９３５の圧力を
制１ｎするための機構が複雑で、コストが高く、圧縮機
小型化が困難である．また、上記第２６図の構成では、
圧縮機運転速度に関係なく背圧室９３５の圧力が制７１
されるので、圧縮室の流体圧力や圧力変動さらには旋回
スクロール９０２に生じる遠心力に起因して生じる旋回
スクロール９０２の傾きやジャンビング現象を抑制する
ために過度の背圧付勢力を付与する必要があり、これに
よって旋回スクロール９０２と固定スクロール９０１と
の間のＦＪ！擦抵抗が大きく、圧縮機効率や耐久性が著
しく低下するなどの課題があった．また、特開昭６２−
１７８７９１号公報では、上記課題を改善するための構
成が示されている．同発明は、背圧室と吸入室（または
背圧室と圧縮室）との間を連通する給油通路を旋回スク
ロールを介して設け、その給油通路の途中に、旋回スク
ロールの旋回速度に追従して給油通路の絞り開度を変化
させる給油通路制御弁装置を設けることにより、旋回ス
ク〔Ｊ−ルの旋回速度に追従して背圧室圧力を制御する
と共に吸入室（または圧縮室）への給油盟も制御する構
成である． しかしながら、上記構成は、給油通路の下流側が吸入側
または圧縮室のいづれか一方に限定され、給油通路が背
圧室圧力に関係なく開度制御される構成のため、背圧室
圧力の制御範囲が限られ、最通な背圧力設定による圧縮
機効率の一層の改善が望まれていた． 本発明は、上記従来の課題に鑑み、旋回スクロールの旋
回速度に追従して圧縮室および吸入側への給油通路を切
り換えることのできる給油通路切換え弁装置を提供する
ことを目的とする．また、本発明は、圧縮機の停止時、
または橿低速運転時に、潤滑油供給元と圧縮室および吸
入室との間の給油通路を遮断させる給油通路制御弁装置
を提供し、圧縮機起動初期の負荷軽減と圧縮機破ｔ貝を
防止することを目的とするものである．また、本発明は
、圧縮機の停止時、または極低速運転時に、旋回スクロ
ールの背圧室と圧縮室および吸入室との間の給油通路を
遮断させる給油通路制御弁装置の作動信頬性と耐久性を
向上させることを目的とするものである． また、本発明は、圧４８１起動初期における旋回スクロ
ール周辺部の潤滑油およびその上流側の潤滑油供給元の
潤滑油の流失を阻止し、圧ｍｉ起動初期の焼付きを防止
することを目的とするものである． また、本発明は、圧１ｉｌｊａ運転速度に応じて、旋回
スクロールを固定スクロールの側に押し付け過ぎないよ
うに、旋回スクロールの背圧室圧力を調整することを目
的とするものである． また、本発明は、圧縮機起動初期の異常振動や異常騒音
および背圧室に係わる摺動部の焼付きの発生を防止する
ことを目的とする． また、本発明は、圧縮機運転速度と流体温度の両方に応
して（圧縮機運転状態に応じて）、旋回スクロールを固
定スクロールの側に押し付け過ぎないように、旋回スク
ロールの背圧室圧力を！Ｊ！整することを目的とするも
のである． また、本発明は、旋回スクロールの背圧室圧力と旋回ス
クロールの旋回速度と流体圧縮負荷（または圧縮流体圧
力）に応じて、背圧室圧力を制ｉｌｌさせるための背圧
室内流体の流体流出先を自動的に選択できる給油通路の
切り換え弁装置を提供することを目的とする． また、本発明は、背圧室圧力の制１ｎ範囲を拡大するこ
とのできる給油通路の切り換え弁装置を従供することを
目的とする． また、本発明は、旋回速度が速く、吸入流体圧力が低《
、圧縮部温度が高いほど旋回スクロールの背圧力を低く
制御して、動力損失を低減できる給油通路の切り換え弁
装置を提供することを目的とする． また、本発明は、吐出側圧力と吸入側圧力および旋回ス
クロールの旋回速度に応じて旋回スクロールの背圧力を
適正に制御する給油通路切り換え弁装置を提供すること
を目的とする． また、本発明は、圧縮機運転速度と圧縮機負荷に応じて
、軸受摺動部への給油量を調整することを目的とするも
のである． 課題を解決するための手段 上記目的を達成するために本発明のスクロール気体圧縮
機は、スクロール圧縮機構を密閉容器内に収納し、旋回
スクロールのラップ支持円板内に設けた半径方向通路を
経由し、且つ、潤滑油供給元を上流側に、圧縮室および
吸入室（または吸入室に通じる吸入！）を下流側とする
給油通路を設け、半径方向通路の途中には、旋回スクロ
ールの旋回速度に追従して作動する給油通路制ｉ１弁装
置を配置し、給油通路制御弁装置には、旋回スクロール
の旋回速度が設定値以下の場合に潤滑油供給元と圧縮室
とを連通させ、旋回スクロールの旋回速度が設定値を超
えた場合に潤滑油供給元と吸入室（または吸入室に通じ
る吸入側）七を連通させるべく作動する給油通路切り換
え機能を備えたものである． また、本発明は、旋回スクロールのラップ支持円板内に
設けた半径方向通路を経由し、且つ、潤滑油供給元を上
流側に、圧縮室および吸入室（または吸入室に通じる吸
入側）を下流側とする給油通路を設け、半径方向通路の
途中には、旋回スクロールの旋回運動に基づく遠心力に
より作動する給油通路制御弁装置を配置し、給油通路制
御弁装置には、旋回スクロールの旋回速度が一定値以下
の場合に、半径方向通路を遮断させるための開閉弁を設
けたものである． また、本発明は、旋回スクロールの旋回速度が一定値以
下の場合に、半径方向通路を遮断させるための開閉弁に
付勢力を与えるバネ装置を備えたものである． また、本発明は、旋回スクロールのラップ支持円板内に
設けた半径方向通路を経由し、且つ、潤滑油供給元を上
流側に、圧縮室および喋入室（または吸入室に通じる吸
入側）を下流側とする給油通路を設け、半径方向通路の
途中には、逆止弁を備えたものである． また、本発明は、旋回スクロールの背圧室と吸入側との
間を連通ずる給油通路を旋回スクロールのラップ支持円
板に設け、給油通路の途中には給油通路から分岐して半
径方向外側部に向かう弁穴を設け、弁穴には弁穴を移動
する弁体と弁体を半径方向中心部に付勢するバネ装置と
を配置し、弁体が弁体に作用する遠心力と弁体に作用す
る流体圧力とによってバネ装置に抗して半径方向外側部
へ前進すると給油通路の開度を広げるべく作用する開度
謂整弁装置を備えたものである．また、本発明は、圧縮
機停止中、吸入室や圧縮室への給油通路を遮断するもの
である．また、本発明は、弁体を付勢するバネ装置は、
それ自身の温度が上昇すれば付勢力を滅じ、それ自身の
温度が低下すれば付勢力を増すべ《形状記憶特性を備え
たものである． また、本発明は、ラップ支持円板内に設けた半径方向通
路を経由し、且つ、潤滑油供給元を上流側に、圧縮室お
よび吸入室（または９人室に通じる吸入側）を下流側と
する給油通路を設け、潤滑油供給元と吸入室または圧縮
室との間の給油通路の途中に、ラップ支持円板の反圧縮
室側に設け旋回スクロールを圧縮室側に付勢するための
背圧室を設け、半径方向通路の途中には、旋回スクロー
ルの旋回運動に基づく遠心力、および背圧室と圧縮室ま
たは吸入室との間の差圧により作動する吸入通路制御弁
装置を配置し、吸入通路制御弁装置には、旋回スクロー
ルの旋回速度が設定値以下の場合に潤滑油供給元と圧縮
室とを連通させ、旋回スクロールの旋回速度が設定値を
超えた場合に潤滑油供給元と吸入室（または吸入室に通
じる吸入側）とを連通させるべく作動する給油通路切り
換え機能を備えたものである． また、本発明は、背圧室に連通ずる圧縮室を圧力の異な
る２室以上備えたものである．また、本発明は、給油通
路制御弁装置の弁体は、旋回スクロールの旋回速度が速
く、背圧室と圧縮室または吸入室との間の差圧が大きい
ほど半径方向通路の外側部へ移動せしめ、背圧室との連
通先圧力を順次切り換え低下させるべく作動する給油通
路切り換え機能を備えたものである．また、本発明は、
潤滑油供給元が吐出圧力の作用する油溜である給油通路
を備えたものである．また、本発明は、駆動軸に係わる
摺動部を経由する給油通路を備えたものである． 作用 上記手段による作用は、以下のとおりである．本発明は
、圧縮時間が長くて吸入気体容積当たりの圧縮途中気体
漏れ量の多い圧ｍ機設定速度以下運転時には、給油通路
制御弁装置が作動して、吸入室への連通が遮断すると共
に潤滑油供給元と圧縮室とが連通ずる．これによって、
圧縮気体を含む潤滑油が潤滑油供給元から圧縮室に流入
し、隣接する圧縮室間隙間が油膜により密封され、圧縮
気体漏れ量が少なくすると共に、潤滑油に含まれる気体
の流入によって圧縮圧力が所要吐出圧力まで上昇する．
また、圧縮時間が短くて吸入気体容積当たりの圧縮途中
気体漏れ量の少ない圧縮機設定運転速度を超えた運転時
には、給油通路制御弁装置が作勅して、圧縮室への連通
が遮断すると共に潤滑油供給元と吸入室（または吸入室
に通じる吸入側）とが連通して潤滑油流入通路が切り替
わる。その結果、圧縮室への吐出気体を含んだ潤滑油強
制流入がなくなり、圧縮行程最高圧縮の異常」二昇が無
くなると共に、潤滑油が潤滑油供給元から吸入室に流入
し、吸入気体と共に圧縮室に自然吸入され、隣接する圧
縮室間隙間を吸入初期行程から吐出行程までの全域に渡
り密封すると共に圧縮室内壁面を潤滑し、旋回スクロー
ルがジャンピングする際に固定スクロールとの間で生じ
る衝突音や振動が緩和できる． また、本発明は、圧縮機停止中に、潤滑油供給元から圧
縮室および吸入室への潤滑油流入がなく、圧縮機の再起
動時の液圧縮が生じない．また、潤滑油供給元の潤滑油
流出による潤滑油不足も生じない。また、潤滑油供給元
の潤滑油圧力が上昇し得ない極｛ｌ（速運転状態が長く
続く場合でも圧縮途中気体が潤滑油供給元へ逆流せず、
潤滑油供給元の潤滑油が他の部分へ流出することもない
．また、本発明は、圧ＩｌｉｌＩ！ｌの運転時振動や潤
滑油供給元、圧縮室、吸入室の圧力変動が多少ある場合
でも、安定して開閉弁を給油通路を遮断する方向に付勢
する．また、圧縮機運転速度の変動が大きい極低速度運
転時のように開閉弁に作用する遠心力の変動も大きい場
合でも、安定して開閉弁を給油通路を手段する方向に付
勢し、開閉弁の微少振動やチヤタリングが生じるのを防
止できる．また、本発明は、圧縮機起動初期や圧縮機停
止直後の圧ｍｉ体逆流の際などのように、潤滑油供給元
の潤滑油圧力よりも圧縮室内圧力が高い場合でも、圧縮
室内から圧縮気体が潤滑油供給元へ逆流するのを阻止し
、潤滑油供給元の潤滑油流出を防ぎ、潤滑油供給元の潤
滑油不足を防ぎ、圧縮機起動初期の摺動部への給油を確
保することが出来る． また、本発明は、旋回スクロールの旋回速度が増加し、
吸入気体圧力が低下するに伴って圧縮室内気体圧力も低
下し、旋回スクロールを固定スクロールの側に付勢する
力を減少させる必要のある場合には、背圧室と吸入室と
の間の給油通路の通路抵抗が少なくなり、背圧室から吸
入室への潤滑油流入κが増加して、背圧室圧力が降下し
、旋回スクロールと固定スクロールとの間の軸方向接触
力を弱め、摺動部の摩擦抵抗を少なくする．また、本発
明は、圧縮機停止中、吸入室や圧縮室への給油通路が遮
断され、吸入室および圧縮室への潤滑油の流入を防止す
ると共に、圧縮機再起動初朋の慴動部への給油量を確保
できる．また、本発明は、旋回スクロールの旋回速度が
増加し、吸入気体圧力が低下するに伴って圧縮室内気体
圧力も低下し、旋回スクロールを固定スクロールの側に
付勢する力を減少させる必要のある場合には、旋回スク
ロールの旋回速度が増加するに伴って、旋回スクロール
を駆動する駆動軸や固定スクロールとの間の摺動部で発
生する摩擦熱も増加し、それに伴って給油通路を制御す
る弁体を付勢するバネ装置の温度が上昇し、給油通路を
狭めるべく方向に弁体を付勢するバネ付勢力が弱まると
共に、弁体に作用する遠心力も増加して給油通路が広が
る．その結果、背圧室と吸入室との間の給油通路の通路
抵抗が少なくなり、背圧室から吸入室への潤滑油流入量
が増加して、背圧室圧力が降下し、旋回スクロールと固
定スクロールとの間の軸方向接触力を弱め、摺動部の摩
擦抵抗を少なくする． また、本発明は、旋回スクロールの旋回速度が設定値以
下の場合には、吸入流体の圧力も低くなく、圧縮室で発
生する圧縮圧力が高いので、潤滑油供給元と圧縮室との
間の通路途中にある背圧室の中間圧力も適当に高く、旋
回スクロールを固定スクロール側に付勢するに通した背
圧力を得る．また、旋回スクロールの旋回速度が設定値
を越えた状態で圧縮機運転される場合には、喋入流量の
増加によって吸入通路抵抗が増加し、吸入流体の圧力も
低くなる．それによって、圧縮室で発生する圧縮圧力が
低くなると共に、潤滑油供給元と吸入室との間の通路途
中にある背圧室の中間圧力が圧縮室との連通の場合より
も適当に降下し、旋回スクロールを固定スクロール側に
付勢するに適した背圧力を得ることができる． また、本発明は、旋回スクロールの旋回速度に応して背
圧室と圧縮室との間の差圧が２種類以上生し、それに伴
って背圧室圧力も変化し、圧縮室の圧力変化に応じた背
圧室圧力をえることができる． また、本発明は、旋回スクロールの旋回速度が増加し、
それに伴って圧縮室圧力も低下する．一方、旋回スクロ
ールを固定スクロールの側に背圧付勢するために設けた
背圧室と背圧室の下流側との間の差圧も順次広がり、背
圧室圧力も順次低下し、旋回スクロールの背圧付勢力を
適切に調整することができる。 また、本発明は、圧縮室圧力、および吐出流体圧力が吸
入流体圧力に依存する一方、旋回スクロールの背圧室圧
力が吐出圧力の作用する潤滑油供給元の油溜の圧力と吸
入室圧力または圧縮室圧力との間の差圧によって定まる
．したがって、吸入流体圧力によって定まる圧縮室圧力
に応じて、旋回スクロールを固定スクロールの側に付勢
する背圧力が与えられる． また、本発明は、旋回スクロールの旋回速度が増加し、
吸入流体圧力が低下するに伴って、旋回スクロールの背
圧室圧力も低下する．その結果、潤滑油供給元の油溜と
背圧室との間の差圧が増加して、駆動軸に係わる摺動部
を経由する給油通路の給油量も増加し、圧縮機運転速度
に応じた摺動部の潤滑に供することができる． 実施例 以下、本発明による第１の実施例のスクロール冷媒圧縮
機について、第１図〜第１２図を参照しながら説明する
． 第１図において、１は鉄製の密閉ケースで、その内部が
旋回スクロールｌ８と噛み合って圧縮室を形成する固定
スクロール部材１５ｅにより、上側のモータ室６と下側
のアキュームレータ室４６とに仕切られている．モータ
室６は高圧雰囲気で、上部にモータ３、下部に圧縮部を
配置し、モータ３の回転子３ａに固定された駆動軸４を
支承する圧縮部の本体フレーム５は、軽量化と、軸受部
の熱発敗を主目的とした熱伝導特性に優れたアクミニウ
ム合金製で、固定スクロール部材１５ｅにボルト固定さ
れると共に、その外周部に溶接性に優れた鉄製のライナ
ー８が焼ばめ固定され、ライナー８の外周面が密閉ケー
ス１に全周内接し、部分的に養成固定されている． モータ３の固定子３ｂは、密閉ケースｌに内接固定され
ている． 駆動軸４は本体フレーム５の上端部に設けられた上部軸
受ＩＩ、中央部に設けられた主軸受ｌ２、本体フレーム
５の上端面とモータ３の回転子３ａの下部端面との間に
設けられたスラスト玉軸受ｌ３とで支持され、その下端
部には、駆動軸４の主軸から偏心した偏心軸受１４が設
けられている．固定スクロール部材１５ｅは、アルミニ
ウム合金製の固定スクロールｌ５と、その外周に焼きば
め固定された溶接性に優れた鉄製の仕切りライナー７９
とで構成されている． 固定スクロール１５は、渦巻き状の固定スクロールラッ
プ１５ａと鏡板１５ｂから成り、鏡板１５ｂの中央部に
は、固定スクロールラップ１５ａの巻き始め部に開口す
る吐出ボー［６が、モータ室６に開通する吐出通路８０
に連通して設けられ、固定スクロールラップ１５ａの外
周部には吸入室ｌ７が設けられている． 固定スクロールラップ１５ａに噛み合って圧縮室を形成
する渦巻き状の旋回スクロールラップ１８ａと、駆動軸
４の偏心軸受ｌ４に支持された旋回軸ｌ８ｂとを直立さ
せたラップ支持円仮１８ｃとから成るアクミニウム合金
製の旋回スクロール１８は、固定スクロールｌ５と本体
フレーム５と駆動軸４とに囲まれて配置されており、ラ
ップ支持円板１８ｃの表面は硬質アルマイト処理などに
よる硬化処理がなされている． 吐出通路８０は、本体フレーム５に取りつけられた吐出
ガスガイド８１，本体フレーム５に設けられたガス通路
Ａ８Ｑａ、固定スクロールｌ５に設けられたガス通路Ｂ
８０ ｂ ，ガス通路Ｃ８０ｃとから成り、吐出ボー
目６に連通して横方向に設けられたガス通路Ｃ８０ｃと
縦方向に設けられたガス通路Ｂ８０ｂとの通路途中には
、逆止弁装置５０が設けられている． 逆止弁装置５０は、逆止弁穴５０ａと弁体５０ｂと弁体
付勢用のバネ装置５０ｃとから成る．逆止弁穴５０ａは
ガス通路Ｃ８０ｃの直径よりも大きい円筒状の横穴で、
固定スクロールｌ５の外周面に開口し、側面にはガス通
路Ｂ８０ｂが開口しており、その開口端は弁体５０ｂや
バネ装置５０ Ｃの外形寸法よりも小さく設定されてい
る． 弁体５０ｂは、ガス通路Ｃ８０ｃと逆止弁穴５０ａとの
接続部の段付き部にまで移動し得る寸法構成である． 仕切りライナー７９は、固定スクロールｌ５の段付き外
周部の下側の小径外周部に焼きばめ固定され、その焼き
ばめ面を密封すると共に、逆止弁穴５０ａの開口端を塞
ぐ． また、仕切りライナー７９の外周面とその外周面部の全
周に設けられた突起条部７９ａとは、上部密閉ケースＩ
ａと下部密閉ケース１ｂとの内壁面とに当接しており、
突起条部７９ａと上部密閉ケースｌａと下部密閉ケース
１ｂとが単一の溶接ビード７９ｂによって密封溶接され
ている． 冷凍サイクルの蒸発器側に通じるアキュームレー夕室４
６は、下部密閉ケース１ｂと固定スクロール部材１５ｅ
とで形成され、下部密閉ケースｌｂの内側には樹脂製の
断熱カバー８２が取りつけられている． 樹脂製のバッフル８３は、固定スクロール部材１５ｅと
断熱カバー８２との間に扶持されて、アキエームレータ
室４６を下側の気液分離室８４と上側の吸入通路８５と
に仕切っている， 下部密閉ケース１ｂと断熱カバー８２の側壁を貫通して
バンフル８３より下部に設けられた吸入管４７は、その
終端部がバンフル８３に対抗して開口し、気液分離室８
４と吸入通路８５とを連通ずるパフフル８３に設けられ
た吸入ガイド六８６から離れた位置に設けられている． また、吸入管４７の途中には小径の油六８７が設けられ
、気液分離室８４の底部に滞留している冷媒液や潤滑油
が少量ずつ吸入管４７に再流入する．固定スクロールｌ
５に設けられた継大の２個の吸入穴４３は峨入室ｌ７と
吸入通路８５とを連通している。 木体フレーム５に固定された割りビン形の平行ビンｌ９
に拘束されて軸方向にのみ移動が可能なスラスト軸受２
０と、固定スクロールｌ５の鏡板１５ｂとの間には、ス
ペーサ２１が設けられ、スペーサ２１の軸方向寸法は、
油膜による摺動部のシール性向上のために、ラップ支持
円板１８ｃの厚さよりも約０．０１５〜０．０２０鴫大
きく設定されている．駆動軸４の偏心軸受ｌ４の低部と
、旋回スクロールＩ８の旋回軸１８ｂの軸部との間の偏
心軸受空間３６と、ラノプ支持円＋７Ｎ２８ｃの外周部
空間３７とは、旋回軸１８ｂとラップ支持円板＋８ｃに
設けられた油穴Ａ３８ａにより連通されている。 スラスト軸受２０は焼結合金製で、第２図、第５図、第
６図のように、その中央部が２つの平行な直線部分２２
と、それに連なる２つの円弧状曲線部分２３から成る形
状の精密な穴が貫通成形されている． 旋回スクロールｌ８の自転阻止部材（以下、オルグムリ
ングという）２４は、焼結成形や射出成形工法などに適
した軽合金や強化繊維複合樹脂材料から成り、含油特性
も有し、第２図、第４図、第５図、第６図のように両面
が平行な薄い環状板２４ａと、その一面に設けられた一
対の平行キ一部分２４ｂとから成り、環状板２４ａの外
輪郭は、２つの平行な直線部分２５とそれに連なる２つ
の円弧状曲線部分２Ｇから成り、直線部分２５が第５図
、第６図のようにスラスト軸受２０の直線部分２２に微
少隙間で係合し、摺動可能であり、平行キ一部分２４ｂ
の側面２４Ｃは、直線部分２５の中央部で直交し、そし
て第２図のように、旋回スクロール１８のラップ支持円
板１８ｃに設けられた一対のキー溝７１に微少隙間で係
合し、摺動可能な形状に設定さている．なお、環状板２
４ａの内輪郭は、外輪郭に類似した形状である．また、
平行キ一部分２４ｂの付け根に設けられたヘコミ部２４
ｄは潤滑油の通路にもなる．また、円弧状曲線部分に設
けられたヘコミ部２４ｅも同様な潤滑油の通路である． 第１図、第３図のように、本体フレーム５とスラスト軸
受２０との間には、約０．１１のレリース隙間２７が設
けられ、そのレリース隙間２７に対向して本体フレーム
５にも環状満２８が設けられ、環状溝２１囲んだゴム製
のシールリング７０が、本体フレーム５とスラスト軸受
２０との間に装着されている．−Ｌ部密閉ケース１ａの
上端壁の外周部には、吐出？７３１、中央部にはモータ
電源接続用のガラスターミナル８８が取りつけられてい
る． 吐出管３１とガラスターミナル８８との側と、モータ３
の側とを、上部密閉ケース１ａに取りつけられたＥｉ
Ｊ，Ｎの油セバレータ８９が仕切り、油セバレータ８９
の中央部には、打ち抜き穴９０が設けられている． モータ室６の下部に設けられた吐出室油溜３４は、モ〜
タ室６の上部とモータ３の固定子３ｂの外周の一部をカ
ントして設けた冷却通路３５により連通されている．ま
た、吐出室油溜３４は、本体フレーム５に設けられた油
穴Ｄ３８ｄを介して環状溝２８に・通じると共に、油六
Ｂ３８ｂを介してオルグムリング２４が配置された旋回
スクロール】８の背圧室３９にも、下部軸受１１の摺動
部微少隙間と主軸受１２の摺動部油溝（図示なし）を介
して通し、更に偏心軸受１４に設けられた油溝Ａ４０ａ
を介して偏心軸受空間３６へも連通している． また、本体フレーム５に設けられた油六Ｂ３８ｂは、駆
動軸４の上部軸受１ｌに対応する下部軸部４ａの表面に
設けられた螺旋状油溝４１にも通じており、螺旋状油溝
４１の巻き方向とその通路は、駆動軸４が正回転する時
に潤滑油の粘性を利用したネジボンブ作用により油六Ｂ
３８ｂからの潤滑油が循環するような経路を構成して設
けられ、その上端は上部軸受４ａの途中まで形成されて
いる．駆動軸４の下端部の偏肉部重量と偏心量および旋
回スクロール１８の重量によって生じる回転不釣り合い
は、回転子３ａの上端と下端に取りつけられたバランス
ウェイト７５． ７６により解消される．吸入室１７に
も吐出ボーＨ６にも連通しない第２圧縮室５１と外周部
空間３７とは、第２圧縮室５１に開口して、旋回スクロ
ール１８のラップ支持円板１８ｃに設けられた細径のイ
ンジエクション穴５２と油穴Ｃ３８ｃとから成るインジ
エクシ町ン通路５５で連通され、油穴Ｃ３８ｃには第８
図〜第ｌＯ図に示すような、旋回スクロールｌ８の旋回
速度に応じてその給油通路が切り替わり、且つ、逆止弁
機能を備えた給油通路制？ｎ弁装置９１が装着されてい
る．逆止弁装置９１は、油穴Ｃ３８ｃの段付き小径円筒
穴９２に装着された弁体９３と、油穴Ｃ３８ｃの大径円
筒穴９２ａに装着されたプランジャー９４、プランジャ
ー９４を付勢するコイルバネ９５と、コイルバネ９５の
移動を止め、その中央部に油通路９６を備えた止めネジ
９７とで構成されている． テフロンやセラミックスのような軽比重材質から成る弁
休９３は、その外周部に貫通した縦溝９３８が設けられ
、小径円筒穴９２の中で円滑な往復移動が可能である．
真鍮のような比重の大きい材質から成るブランジャー９
４は、その中央部に通路Ａ９８ａ、その外周部に円周溝
９８ｃ、通路Ａ９８ａと円周溝９８ｃとを連通する通路
Ｂ９８ｂが設けられている．コイルバネ９５は、それ自
身の温度が設定温度以上（例えば１３０℃）になると収
縮し、それ自身の温度が下降すると伸長する形状記憶特
性を備えた材質から成る． 旋回スクロール１８のラップ支持円板１８ｃには、吸入
室ｌ７と大径円筒穴９２とを連通ずる細径のバイパス穴
９９が設けられ、ブランジャー９４の静止位置によりバ
イパス穴９９が開閉される． 第１１図において、横軸は駆動軸４の回転角度を示し、
縦軸は冷媒圧力を示し、吸入・圧縮・吐出過程における
冷媒ガスの圧力変化状態を示し、実線６２は正常圧力で
運転時の圧力変化を示し、点線６３は異常圧力上昇時の
圧力変化を示す．第１２図において、横軸は駆動軸４の
回転角度を示し、縦軸は冷媒圧力を示し、実線６４は、
吐出室２にも吸入室１７にも連通しない第２圧縮室５１
ａ，５ｌｂのインジエクシッン穴５２ａ，５２ｂの開口
位置における圧力変化を示し、点線６５は吸入室１７に
連通ずる第１圧縮室６１ａ， ６ｌｂ （第７図参照）
の定点における圧力変化を示し、一点ｔｉ＆？ｌ６６は
吐出室２に連通ずる第３圧縮室６０ａ，６０ｂの定点に
おける圧力変化を示し、二点鎖線６７は、第１圧縮室６
１ａ ６ｌｂと第２圧縮室５１ａ，５ｌｂとの間の定
点における圧力変化を示し、二重点線６Ｂは背圧室３９
の圧力変化を示す． 次に、他の発明による給油通路の開度調節弁装置の実施
例のスクロール冷媒圧縮機について第１３図〜第１６図
を参照しながら説明する．第１３図、第ｌ４Ｉ２Ｉは、
給油通路の開度調整弁装置を旋回スクロールのラップ支
持円板の外周部に装着した例で、上記実施例と同し構成
部品には同符号を付与している． 第１３図は、圧縮機停止時における開度調節弁装置ｌｏ
ｔの弁体位置と給油通路の開度状態を示しており、背圧
室３９と吸入室１７との間が円筒状のブランジャー１９
４によって遮断されている．すなわち、旋回スクロール
＋１８のラップ支持円板１１８ ｃの外周部には、円筒
状の弁穴１９２がラップ支持円板１１８ Ｃの半径方向
に設けられている．弁穴１９２は、その最外端部が盲栓
１９７によって塞がれ、その底部がラノブ支持円仮１１
８ ｃに設けられたガス抜き穴１０２を介して吸入室ｌ
７に通じており、旋回スクロール１１８の中心部に近い
側が段付形状を成してプランジャー１９４の端面が当接
している．弁穴１９２にはプランジャー１９４とコイル
バネ１９５が装着され、ブランジャー１９４の外周部と
弁穴１９２の内周部との間は潤滑油を密封できる程度の
微少隙間が保持され、ブランジャー１９４がコイルバネ
１９５の付勢力によって弁穴１９２の底部まで移動して
いる．この状態で、ラップ支持円ｔｆｆｌｌｌ８ｃに設
けられた小穴１９６と弁穴１９２の底部と斜め穴１９９
とで形成され背圧室３９と吸入室ｌ７との間を連通ずる
給油通路がブランジャー１９４によって遮断されている
．コイルバネ１９５は、それ自身の温度が上昇すると長
さが収縮してその付勢力を弱め、それ自身の温度が低下
すると長さが伸長してその付勢力を強める形状記憶特性
を有する材質から成る．第１４図は、圧縮機運転時にお
ける開度調節弁装置１０１の弁体位置と給油通路の開度
状態を示しており、プランジャー１９４に作用する遠心
力とブランジャー１９４の両端面に作用する流体の差圧
力との合力とコイルバネ１９５の付勢力とが釣り合った
位置でプランノヤー１９４が静止し、その事によって、
弁穴１９２への斜め穴１９９の開口端の一部を塞いでい
る． また、第１５図、第１６図は、背圧室と圧縮室との間を
連通ずる給油通路の途中に開度調節弁装置を上記第１３
図、第１４図と同様に、旋回スクロールのラノプ支持円
板の外周部に装着した例で、上記実施例と同じ構成部品
には同符号を付与している．第１５図は、圧縮機停止時
における開度調整弁装Ｅ ２０１の六体泣置と給油通路
の開度状態を示してとおり、上記第１３図、第１４図に
おける背圧室３９よりも背圧面積の少ない背圧室２３９
と第２圧縮室（５１ ａ ．５１ ｂ ）との間が円筒
状のブランジャー２９４によって遮断されている．すな
わち、旋回スクロール２１８のラップ支持円板２１８
ｃの外周部には、円筒状の弁穴２９２がラップ支持円板
２１８ ｃの半径方向に設けられている．弁穴２９２は
、その最外端部が盲栓で２９７によって塞がれ、その底
部がラップ支持円板２１８ ｃに設けられたガス抜き穴
２０２を介して吸入室１７に間欠的に連通ずる第２圧縮
室（５１ ａ ，５ｌ ｂ ）に通じており、旋回スク
ロール２１８の中心部に近い側が段付形状を成してプラ
ンジャー２９４の端面が当接している． 弁穴２９２にはプランジャー２９４とコイルバネ２９５
が装着され、プランジ＋−２９４の外周部と弁穴２９２
の内周部との間は潤滑油を密封できる程度の微少隙間が
保持され、ブランジャー２９４がコイルバネ２９５の付
勢力によって弁穴２９２の底部まで移動している．この
状態で、ラップ支持円板２１８Ｃに設けられた小穴２９
６と弁穴２９２の底部と斜め穴２９２とで形成され背圧
室２３９と第２圧縮室（５１ａ，５ｌｂ）との間を運通
ずる給油通路がプランジャー２９４によって遮断されて
いる．コイルバネ２９５は、上記第１３図、第１４図の
場合と同様に、それ自身の温度が上昇すると長さが収縮
してその付勢力を弱め、それ自身の温度が低下すると長
さが伸長してその付勢力を強める形状記憶特性を存する
材質から成るが、温度変化に対する付勢力の変化する割
合は、設定温度（例えば１００゜Ｃ）を越えた範囲で急
増する特性を存している． 第１６図は、圧縮機運転時における開度Ｕ８節弁装置２
０１の弁体位置と給油通路の開度状態を示しており、ブ
ランジャー２９４に作用する遠心力とブランジャー２９
４の両端面に作用する流体の差圧力との合力とコイルバ
ネ２９５の付勢力とが釣り合った位置でブランジャー２
９４が静止し、その事によって、弁穴２９２への斜め穴
２９９の開口端の一部を塞いでいる． 更に、別の発明の給油通路切り換え弁装置の実施例を第
１７図〜第２２図に示す．同図は、背圧室と圧縮室およ
び吸入室との間を連通ずる給油通路の途中に給油通路切
り換え弁装置を上記第１３図、第１４図と同様に、旋回
スクロールのラップ支持円板の外周部に装着した例で、
上記実施例と同じ構成部品には同符号を付与している． 第Ｉ７図は、圧縮機停止時における給油通路切り換え弁
装置３０１の弁体位置と給油通路を示しており、背圧室
３３９と吸入室１７，吸入室ｌ７と間欠的に連通ずる第
２圧縮室（５１ａ，５ｌｂ）および吐出室と一時的にも
連通しない常時密閉空間の第４圧縮室３６２との間が円
筒状の比重の大きい材質から成るプランジャー３９４に
よって遮断されている．すなわち、旋回スクロール３１
Ｂのラップ支持円板３１８Ｃの外周部には、円筒状の弁
穴３９２がラップ支持円板３１８ ｃの半径方向に設け
られている．弁穴３９２は、その最外端部が盲栓３９７
によって塞がれ、その底部がラップ支持円板３１８ ｃ
に設けられたガス抜き穴３０２を介して吸入室１７に間
欠的に連通ずる第２圧縮室（５１ａ．５ｌｂ）に通して
おり、旋回スクロール３１８の中心部に近い側が段付形
状を成してブランジャー３９４に隣接して配置されたセ
ラミノクなどの軽比重材質から成る逆止弁３９３の端面
が当接している． 弁穴３９２にはブランジャー３９４とそれぞれの自由長
さが異なるコイルバネ３９５ ａ ．３９５ ｂ ，３
９５ ｃが装着され、ブランジャー３９４の外周部と弁
穴３９２の内周部との間は潤滑油を密封できる程度の微
少隙間が保持され、ブランジャー３９４と逆止弁３９３
とが自由長さの最も長いコイルバネ２９５ａの付勢力に
よって弁穴３９２の底部まで移動している．この状態で
、ラップ支持円板３１８ｃに設けられた細径の小穴３９
６と弁穴３９２の底部と吸入室ｌ７に開口する細径の斜
め穴３９９．第２圧縮室（５１ａ，５ｌｂ）に開口する
細径のインジエクション穴３５２，第４圧縮室３６２に
開口する細径インジエクシタン穴３７０とで形成され背
圧室３３９と第２圧縮室（５１ ａ ．５ｌ ｂ ）と
の間を連通ずる給油通路がブランジャー３９４によって
遮断されている．ブランジャー３９４の中心部には通路
Ａ３９８ａ、外周部には環状の通路Ｃ３９８ｃ、通路Ａ
３９８ａと通路Ｃ３９８Ｃとの間を連通する通路Ｂ３９
８ｂが設けられている．逆止弁３９３は第２１図のよう
に、その外周部に切り欠きＡ３９３ａ，ブランジャー３
９４に接する側の面に切り欠きＢ３９３ｂが設けられて
いる． 自由長さ２番目のコイルバネ３９５ｂはコイルバ２３９
５ａよりもバネ定数が大きく、自由長さが最も短いコイ
ルバネ３９５ｃのバネ定数は最も大きく設定さている． 第１８図は、圧縮機低速運転時における給油通路切り換
え弁装１ ３０１の弁体位置と給油通路を示しており、
ブランジャー３９４に作用する遠心力プランジャー３９
４の両端面に作用する流体の差圧力との合力とコイルバ
ネ３９５ａの付勢力とが釣り合った位置でブランジャー
３９４が静止し、その事によって、背圧室３３９と第４
圧縮室（３６２ ａ ， ３６２ ｂ ）との間の連通
のみを可能にし、背圧室３３９と吸入室１７および第２
圧縮室５１ａ．５ｌｂとの間を遮断している， 第１９図は、圧ｍ網の中速〜高速運転時における給油通
路切り換え弁装置３０１の弁体位置と給油通路を示して
おり、ブランジャー３９４に作用する遠心力とプランジ
ャー３９４の両端面に作用する流体の差圧力との合力と
コイルバネ３９５ａおよびコイルバネ３９５ｂの付勢力
とが釣り合った位置でプランジャー３９４が静止し、そ
の事によって、背圧室３３９と第２圧縮室（５１ａ．５
ｌｂ）との間の連通のみを可能にし、背圧室３３９と吸
入室１７および第４圧縮室（３６２ ａ ， ３６２
ｂ ）との間を遮断している．第２０図は、圧縮機の高
速〜超高速運転時における給油通路切り換え弁装］ ３
０１の弁体位置と給油通路を示しており、プランジャー
３９４に作用する遠心力とブランジャー３９４の両端面
に作用する流体の差圧力との合力とコイルバネ３９５ａ
，コイルバ不３９５ｂおよびコイルバネ３９５ｃの付勢
力とが釣り合った位置でブランジャー３９４が静止し、
その事によって、背圧室３３９と吸入室１７との間の連
通のみを可能にし、背圧室３３９と第２圧縮室（５１ａ
．５ｌｂ）および第４圧縮室（３６２ ａ ．３６２
ｂ ）との間を遮断している． 以上のように構成されたスクロール気体圧縮機について
、その動作を説明する． 第１図〜第１２図において、モータ３によって駆動軸４
が回転駆動すると、旋回スクロールｌ８は、駆動軸４の
クランク機構によって駆動軸４の主軸回りに回転しよう
とするが、オルグムリング２４の平行キ一部分２４ｂが
旋回スクロール１８のキー溝７１に係合し、直線部分２
５が回転を阻止されたスラスト軸受２０の直線部分に係
合しているので、自転を阻止され、公転運動をして固定
スクロールｌ５と共に圧縮室の容積を変化させ、冷媒ガ
スの吸入・圧檀作用を行う． そして、圧縮機に接続した冷凍サイクルから潤滑油を含
んだ気液混合の吸入冷媒が、吸入管４７からアキューム
レータ室４６に流入し、バッフル８３に衝突し、気体と
液体の重量差や方向転換時の慣性力によって気液分離し
、液冷媒がアキューネレータ室４６の底部に溜まる． 上部密閉ケース１ａを介して下部密閉ケースｌｂに伝わ
るモータ室６の熱量は断熱特性を備えた断熱カバー８２
，バンフル８３によって遮熱され、吸入冷媒への伝熱が
少ない． また、冷媒がアキュームレー夕室４６に流入し、内壁な
どに衝突した際に生じる衝突音や振動は、断熱カバー８
２よって遮閉，＠ｔ振される．気液分離された吸入冷媒
ガスは、吸入ガイド六８６、吸入通路４２、吸入穴４３
を順次経て吸入室１７に流入し、旋回スクロールｌ８と
固定スクロールｌ５との間に形成された第１圧縮室６１
ａ，６ｌｂを経て圧縮室内に閉じ込められ、第２圧縮室
５１ａ，５ｌｂ、第３案室６１ａ，６０ｂへと順次移送
圧縮され、中央部の吐出ボー目６から逆止弁装置５０の
付勢力に抗して吐出通路８０を経てモータ室６へと吐出
される．吐出ガスガイド８ｌの先端から斜め内向き方向
に排出した吐出冷媒ガスは、モータ３の回転子３ａとド
ランスウェイト７５に衝突して拡散され、モータ３の下
部コイルエンド３０ａの巻き線の間を通過後、固定子３
ｂの外周部の冷却通路３５を経て、モータ３を冷却しな
がらモータ室６の上部空間に流れ、再び、内向きの流れ
に変換後、中央部の打ち抜き穴９０を経て、外周部の吐
出管３ｌから外部の冷凍サイクルへ送出される． この際、吐出冷媒ガス中の潤滑油は、その一部がモーク
コイルエンドの多数の巻き線の表面に付着して冷媒ガス
から分離し、吐出室油溜３４に収集する． 吐出室油溜３４の潤滑油は、後述する経過を経て背圧室
３９に流入し、次第に背圧室圧力が高まる．その背圧力
により旋回スクロール１８のラップ支持円仮１８ｃが固
定スクロール１５の鏡板１５ｂに付勢接触し、圧縮室の
軸方向隙間が無くなり圧縮室が密封され、吸入冷媒ガス
が効率良く圧縮され、安定運転が継続する． 圧縮機停止中は、圧縮機内圧力が均衡し、アキエームレ
ータ室４６は勿論のこと、圧縮室内にまで液冷媒が存在
しており、圧縮機冷時起動初期には液圧縮が生じやすく
、圧縮室内の圧縮冷媒圧力によって旋回スクロール１Ｂ
に吐出ポート１６と反対の方向のスラスト力が作用する
．しかし、圧縮機起動初期はモータ室６の圧力上昇が少
なく、吐出室油溜３４に作用するガス圧力も低いので、
冷媒ガスを含んだ潤滑油が背圧室３９に流入しない．ま
た、第２圧縮室５１ａ，５ｌｂと背圧室３９との間の給
油通路の途中に設けた給油通路制御弁装置９１の逆止弁
９３の逆止作用によって、第２圧縮室５１ａ，５ｌｂの
圧縮ガスも背圧室３９に流入しない．その結果、圧ｍ機
起動初期は、旋回スクロールｌ８の背面には付勢に必要
な背圧力が生じていないので、旋回スクロール１８が固
定スクロールｌ５から離れ、スラスト軸受２０に支持さ
れる．この時、圧縮室の軸方向には約０．０１５〜０．
０２０−の隙間が生じる．その結果、圧縮室内圧力が一
時的に降下して、起動初期の圧縮負荷が軽減する． なお、スラスト軸受２０が旋回スクロール１日を支持す
る初期の支持力は後述する如く、シールリング７０の弾
性力と補助的なバネ装置（例えば、米国特許第３６００
１１４号公報に記載のバネ装置）に依存する． 万一、１１．縮室内で液圧縮などが生して瞬時的に圧縮
室圧力が異常上昇した場合は、旋回スクロールｌ８に作
用するスラスト力が旋回スクロールｌ８の背面に作用す
る付勢力よりも大きくなり、旋回スクロールｌ８が軸方
向に移動し、旋回スクロールｌ８のラップ支持円板１８
ｃが固定スクロールｌ５の鏡板１５ｂから離れてスラス
ト軸受２０に支持されると共に、圧縮室の密封が解除し
て、圧縮室圧力が降下し、圧縮負荷が軽減する． 吐出室油溜３４の潤滑油は、油六Ｂ３８ｂから吸い込ま
れ、駆動軸４の上部軸部４ａの表面に設けられた循環経
路を形成する螺旋状油溝４１のネジポンプ作用により、
上部軸受ＩＯの摺動面に循環供給され、その油膜のシー
ル作用により、モータ室６の吐出冷媒ガス雰囲気と上部
軸受１０の上流側空間とが遮断される． 吐出室油溜３４の溶解吐出冷媒ガスを含んだ潤滑油は、
下部軸受ｌ１の微少隙間を通過する際に、吐出圧力と吸
入圧力との中間圧力に減圧され、背圧室３９に流入する
．その後、偏心軸受１４の油溝Ａ４０ａ、偏心軸受空間
３６、旋回スクロール１８を通り油穴Ａ３８を経て漸次
減圧されながら外周部空間３７に流入する． 一方、駆動軸４の回転速度が設定回転数以下の場合（例
えば６０００ｒｐｍ）には、旋回スクロール１８の旋回
運動に伴ってブランジャー９４に発生する遠心力がコイ
ルバネ９５の付勢力より小さいので、ブランジャー９４
の端面は第８図のように大径円筒穴９２ａの底面に接し
て静止し、通路Ａ９８ａに通じる円筒溝９８ｃがラップ
支持円板１８ｃのバイパス穴９９に通ぜず、段付き小径
円筒穴９２、弁体９３に設けられた縦溝９３ａ，細径の
インジエクシツン穴５２ａ，５２ｂを介して吐出ポート
１６にも吸入室１７にも通じない第２圧縮室５１ａ、５
ｌｂに連通している．それゆえ、外周部空間３７の潤滑
油は、油通路９６、油穴Ｃ３８Ｃ、インジエクション穴
５２ａ，５２ｂを経て第２圧縮室５１ａ．５ｌｂに流入
し、その通路途中の各ＩＳ動而をｌＩＪ滑する． 第２圧縮室５１ａ．５ｌｂにインジエクシゴンされた潤
滑油は、吸入冷媒ガスと共に圧縮室に流入した潤滑油と
合流し、隣接する圧縮室間の微少隙間を油膜により密封
して圧縮冷媒ガス漏れを防ぎ、圧縮室間の慴動而を潤滑
しながら圧縮冷媒ガスと共に吐出ポート１６を経てモー
タ室６に再び吐出される． また、吐出室油溜３４は、環状溝２８やレリース隙間２
７とも通しているので、スラスト軸受２０はその背圧力
により付勢されてスベーサ２１の端面に当接する．そし
て、旋回スクロールｌ８のラップ支持円板１８ｃは、ス
ラスト軸受２０と固定スクロールｌ５の鏡板＋５ｂとの
間で微少隙間を保持されて円滑に摺動すると共に、固定
スクロールラップ１５ａの端面とラソブ支持円板１８ｃ
との間、旋回スクロールラップ１８ａの端面との鏡板１
５ｂとの間の隙間も微少に保持され、隣接する圧縮室間
の気体漏れを少なくする． 第２圧縮室５１ａ，５ｌｂのインジエクシッン穴５２ａ
，５２ｂ開口部は、第１２図の如くの圧力変化をし、モ
ータ室６の圧力に追従して変化する背圧室圧力６８より
も瞬時的に高いが平均圧力が低い．また、極細のインジ
ェクション穴５２ａ，５２ｂの通路抵抗やインジエクシ
ョン穴５２ａ，５２ｂから外周部空間３７までに充満し
た潤滑油の粘性抵抗、更には、後述するような逆止弁９
３の逆止作用によって、第２圧縮室５１ａ，５ｌｂから
外周部空間３７への圧縮ガス瞬時的な逆流もない．その
ため、インジェクション穴５２ａ、５２ｂと第２圧縮室
５１ａ，５ｌｂとの間が固定スクロールラップ１５ａの
端面によって間欠的に開閉されることにより、背圧室３
９からの潤滑油は、間欠的に第２圧縮室５１ａ，５ｌｂ
に流入する．また、前述のように圧ｍｉ起動初期には、
シールリング７０の弾性力やバネ装置によりスラスト軸
受２０を介して旋回スクロール１日を支持するが、圧縮
機起動安定後の背圧室３９に差圧給油された潤滑油は、
中間圧力の付勢力を旋回スクロールｌ８に作用させて、
ラップ支持円板１８ｃを鏡板１５ｂとの摺動而に押圧油
膜シールし、外周部空間３７と吸入室ｌ７との間の連通
を遮断する．また、背圧室３９の潤滑油は、スラスト軸
受２０とラップ支持円板１８ｃとの摺動面の隙間に介在
し、その隙間（約０．０１５〜０．０２０ ｍ）を密封
する． また、圧！Ｉｉｌｉ機の冷時起動後しばらくの間は、第
１１図、第１２図から理解できるように、モータ室６の
圧力が第２圧縮室５１ａ，５ｌｂの圧力よりも低《、圧
縮途中の冷媒ガスが第２圧縮室５１ａ，５ｌｂから給油
通路制１ｎ弁装置９１を経て背圧室３９に逆流しようと
するが、第１０図のように、弁体９３の逆上作用によっ
て外周部空間３７への逆流が阻止され、吐出室油溜３４
の潤滑油はモータ室６の圧力上昇と共に背圧室３９、外
周部空間３７にまで差圧給油される．すなわち、圧ｉｌ
ｉｆＩＲの冷時起動後しばらくの間は、外周部空間３７
の潤滑油圧力が低い．このため、圧縮途中の冷媒ガスが
インジエクシゴン穴５２ａ，５２ｂから段付き小径円筒
穴９２に逆流し、コイルバネ９５の付勢力に抗して、弁
体９３がブランジャー９４の端面を塞いだ状態で外周部
空間３７の方へ移動し、コイルバネ９５をほぼ密着状態
にまで収縮させて停止し、円筒溝９８ｃと細径のバイパ
ス穴９９とが連通ずる．これによって、第２圧縮室５１
ａ．５ｌｂから外周部空間３７への圧縮冷媒ガスの逆流
が阻止されると共に、外周部空間３７と吸入室ｌ７とが
連通ずる．その結果、吐出室油溜３４の潤滑油は、順次
、背圧室３９、外周部空間３７を経て吸入室ｌ７に流入
し、給油途中の摺動部を潤滑する． その後、モータ室の圧力上昇に伴い、外周部空間２１の
潤滑油は昇圧し、段付き小径円筒穴９２との差圧によっ
て弁体９３が第９図の位置に移動し、インジェクシッン
穴５２ａ，５２ｂから第２圧縮室５１ａ，５１ｂＡ−イ
ンジェクシッンされ、吸入室１７への通路を断つ． また、冷時起動直後のように吸入冷媒ガス圧力が非常に
高く、スクロール圧縮機の圧縮比が一定であることから
圧縮室圧力も非常に高くなった場合、あるいは、異常な
液圧縮が生じた場合などは、上述のように旋回スクロー
ルｌ８が固定スクロールｌ５からＪ反し、スラスト軸受
２０に支持される．しかしながら、背圧付勢されたスラ
スト軸受２０は、異常に上４した圧縮室圧力に関係して
旋回スクロール１８に作用するスラスト荷重を支持でき
ず、レリース隙間２７を減少させる方向に後退して、旋
回スクロール１８と固定スクロールｌ５との間の軸方向
隙間が拡大する．これよにり、圧縮室間に多くの漏れが
生して圧縮室圧力が急低下し、圧縮負荷が瞬時に軽減し
た後、スラスト軸受２０が瞬時に元の位置に復帰して、
背圧室３９の圧力は著しい低下もせず、安定運転が再継
続する． また、旋回スクロール１８と固定スクロールＩ５との間
の軸方向隙間部に異物噛み込みが生じた場合も上述と同
様に、スラスト軸受２０が後退して異物を除去する． また、冷時起動初期や定常運転時に、瞬時的な液圧縮が
生じた場合の圧縮室圧力は、第１１図の点線６３のよう
に異常な圧力上昇と過圧縮が生じるが、吐出ポートｌ６
に連通ずる高圧空間容積が大きいため、モータ室６圧力
の上昇は極めて小さい．また、液圧縮により第２圧縮室
５１ａ，５ｌｂに連通ずる段付き小径円筒穴９２なども
異常圧力上昇するが、逆止弁９３の逆止作用により、外
周部空間３７と段付き小径円筒穴９２との間は遮断され
る．その結果、背圧室３９の圧力は変わらず、スラスト
軸受け２０の背面に作用する費圧付勢力にも変動がない
．その結果、液圧縮時には、旋回スクロール１８に作用
する過大なスラスト力によって、上述のようにスラスト
軸受け２０が後退し、圧縮室圧力が降下して正常運転を
継続する． なお、液圧縮途中でスラスト軸受け２０が後退すること
により、圧縮室圧力は第１１図の一点鎖線６３ａの如く
途中で降圧する． また、単位時間当たりの圧縮室気体漏れが少なくなるに
伴って第２圧縮室５１ａ，５ｌｂと背圧室３９との差圧
が低くなり、圧縮室への油インジェクシ町ン量が抑制さ
れ、背圧室３９の圧力が漸次上昇する圧縮機高速運転時
（例えば、モータ３の回転数が１００００ｒｐｍ ）に
は、旋回スクロール１８の旋回運動に伴って、逆止弁９
３とプランジャー９４に発生する遠心力の合力が、コイ
ルバネ９５の付勢力よりも大きくなり、逆止弁９３とブ
ランジャー９４が、コイルバネ９５の付勢力に抗して移
動し、液圧縮発生の場合と同様に、第１０図の位置に停
止する．このため、外周部空間３７と第２圧縮室５１ａ
，５ｌｂとの間が遮断され、外周部空間３７と吸入室ｌ
７とが連通ずる．そして、外周部空間３７の潤滑油は、
第２圧縮室５ｌａ．５ｌｂへ流入せず、バイパス穴９９
を通過する際に減圧されて吸入室１７に流入する．吸入
室ｌ７への潤滑油流入によって外周部空間３７に通じる
背圧室３９の圧力が適正背圧にまで低下し、固定スクロ
ールｌ５への旋回スクロール１８の付勢力が適正に保持
される．吸入室１７に流入した潤滑油は、吸入冷媒ガス
と共に圧縮室に吸入された後、モータ室６に吐出される
． また、吐出室油溜３４の潤滑油が不足状態になり、吐出
室油溜３４から吐出冷媒〃スが・背圧室３９に流入など
して背圧室３９の圧力が異常上昇した場合には、旋回ス
クロール１８のラップ支持円板１８ｃと固定スクロール
ｌ５の鏡板１５ｂとの間の摺動面のＦＲ擦熱により、形
状記憶バネ特性を有するコイルバネ９５が設定温度を超
えてブランジャー９４への付勢力を弱める．その結果、
圧縮機高速運転時と同様に、ブランジャー９４がコイル
バネ９５の方へ移動し、第１０図の位置に停止する．そ
して上述と同様に、吸入室ｌ７と外周部空間３７とが連
通し、背圧室３９の圧力が低下し、適正に保持される． 圧縮機停止後は、圧縮室内圧力により、旋回スクロール
ｌ８に逆旋回トルクが生じ、旋回スクロール１８が逆旋
回して吐出冷媒ガスが吸入側に逆流する．この吐出冷媒
ガスの逆流に追従して、逆止弁装置５０が第１図の位置
ら吐出ポート１６の側へ移動し、逆止弁穴５０ａの底面
を密封して吐出冷媒ガスの逆流を制止し、旋回スクロー
ル１８の逆旋回が停止し、唆入通路４２とガス通路Ｃ８
０ｃとの間の空間は、吸入側圧力を保持する． また、モータ室６の圧力がある程度にまで低下すると、
吐出室油溜３４の潤滑油は、給油通路の通路抵抗によっ
て外周部空間３７への差圧給油が停止する． また、圧縮機運転中、上部軸受ｌ１の給油上流側は、吐
出室油溜３４に連通し、給油下流側は中間圧力状態の背
圧室３９に連通してその間に差圧が生じ、モータ３の回
転子３ａを固定した駆動軸４が旋回スクロールｌ８の方
向へ付勢される．この付勢力は、スラスト玉軸受１３を
介して本体フレーム５に支持され、駆動軸４が上部軸受
ＩＯと主軸受ｌ２との間の隙間の範囲内で、駆動軸４の
不釣り合いや圧縮負荷に起因して倒れが生じるのを阻止
して、上部軸受１０と主軸受Ｉ２の片当たりを防止する
．また、圧縮機運転時の温度上昇により、アルミニウム
合金製の本体フレーム５は熱膨張して鉄製のライナー８
を拡管し、ライナー８の外周面と密閉ケースｌの内壁と
の密着を強めて互いの剛性向上に役立つ． また、上記実施例では吐出室油溜３４の潤滑油を第２圧
縮室５１ａ，５ｌｂに油インジェクシッンしたが、圧縮
機使用条件などにより吸入室１７に通じる第１圧縮室６
１ａ，６ｌｂに油インジエクシッンしてもよい． また、上記実施例ではスラスト軸受２０の背面に設けた
レリース隙間２７や環状溝２８に吐出室油溜３４の潤滑
油を導入したが、モータ室６の吐出冷媒ガスや吐出ポー
１−１６に通じる直前の最高圧力領域圧縮室の圧縮冷媒
ガス、または、第２圧縮室５１ａ，５ｌｂなどから中間
圧力冷媒ガスを導入してもよい．また、上記実施例では
吐出通路８０に逆止弁装置５０を設けたが、密閉ケース
１の内容積や潤滑油量によっては、吸入室１７と吸入穴
４３との間に、上下方向に作動するフリーバルブ型の逆
止弁を設けてもよい． また、上記実施例では吸入穴４３と吸入ガイド六８６と
の間に吸入通路８５を設けたが、吸入穴４３と吸入ガイ
ド８６とを直接連通してもよい．また、上記実施例では
固定スクロールに吐出ポートを設けたが、米国特許４５
５２５１８号明細書で記載のように、旋回スクロールに
吐出ポートを設けてもよい． 次に、別の実施例の動作について、第１３図、第１４図
を参照しながら説明する． 旋回スクロール１１８の背圧室３９は、例えば第１図で
示したような手段や他の手段で吐出室油溜３４から潤滑
油が供給されて適正な中間圧力の背圧が維持されており
、しかも旋回スクロール１１８が設定値以下の回転域（
例えば１０００〜６０００ｒｐｍ）で旋回運動をしてい
る場合は、第１３図で示すような給油通路を遮断すべく
形成されている．すなわち、旋回スクロール１１８のラ
ップ支持円板１１８ｃ内に設けられた給油通路の開度！
Ｉ１節弁装置１０１のコイルバネ１９５の付勢力が、プ
ランジャー１９４の内外端面に作用する背圧室３９と吸
入室１７との差圧力、および、ブランジャー１９４の旋
回運動に基づく遠心力に抗してプランジャー１９４を弁
穴１９２の右端（旋回スクロール１１Ｂの中心方向）に
移動せしめた状態にある．弁穴１９２内のブランジャー
１９４がこの位置に静止することによって背圧室３９に
開口する小穴１９６と吸入室１７に開口する小径の斜め
穴１９９との間が遮断されている． 背圧室３９の圧力上昇と旋回スクロール１１８の旋回速
度が速くなるに伴いプランジャー１９４の両端面に作用
する差圧力とブランジャー１９４の遠心力が増加して、
コイルバネ１９５の反力に抗してプランジャー１９４が
外方へ前進し、第１４図の位置で停止する．そ結果、弁
穴１９２と斜め穴１９９との間の開口部通路面積が広く
なり、背圧室３９の潤滑油が吸入室ｌ７に流入し、背圧
室３９の圧力が低下する．このようにして背圧室３９の
圧力は、旋回スクロール１１８の旋回速度が速くなるに
伴い低くなるように！ＰＩ整され、旋回スクロール１１
８と固定スクロール１５との間の摺動面の摩擦損失の増
加を抑制する． この結果、吐出室油溜３４から吸入室ｌ７迄の給油通路
の通路抵抗が旋回スクロール１１８の旋回速度に応じて
変化するので、吸入室ｌ７への給油量もそれに追従して
増減し、給油通路を兼ねた摺動部へ適正給油をする． なお、旋回スクロール１１８の旋回速度が低い状態にお
いても、背圧室３９が異常圧力上昇した場合には、ブラ
ンジャー１９４に作用する差圧力が増大することによっ
て、プランジャー１９４が外側へ移動して第１４図の状
態になり、背圧室３９の圧力を瞬時に降下させる． また、旋回スクロール１１８の旋回速度が速い場合や、
１２圧室３９の圧力が高い場合には、旋回スクロール１
１８と固定スクロールｌ５との間の摺動部の温度上昇が
高くなる．その結果、コイルバネ１９５の温度が設定温
度を越え、コイルバネ１９５はその付勢力を弱め、第１
４図のように、ブランジャー１９４が外側へ前進して背
圧室３９の圧力を下げ、旋回スクロール１１８と固定ス
クロール１５との間の摩擦や摩耗を少なくする． また、第１５図、第１６図に示した別の実施例の開度調
節弁装置２０１は、背圧室から第２圧縮室５１ａ，５ｌ
ｂへの潤滑油の流入を制御するもので、その動作説明は
第１３図、第１４図の場合と類似するので詳しい動作説
明を省略する。 更に、第１図の実施例とは別の実施例の背圧室から圧縮
室への給油通路を切り換えることのできる逆流防止機能
を備えた弁装置の動作について、第１７図〜第２２図を
参照しながら説明する．第１７図は、第１３図の場合と
同様に、圧縮機停止中、または圧縮機起動初期の極低速
運転状態における背圧室３３９を上流側とする給油通路
の遮断状態を示す． すなわち、圧ｍｓ停止中、または圧縮機起動初期の極低
速運転状態においては、背圧室３３９と吸入室１７との
間の差圧が少ないのでブランジャー３９４の両端面に作
用する差圧力も僅がであると共に、プランジャー３９４
に作用する遠心力も小さいので、コイルバネ３９５ａの
付勢力によってブランジャー３９４が弁穴３９２の右端
（旋回スクロール３１８の中心側）に後退した位置で静
止し、その結果、ブランジャー３９４が背圧室３３９と
第４圧縮室３６２ ａ ，３６２ ｂ、第２圧縮室５１
ａ，５ｌｂ、吸入室ｌ７との間の通路を塞いでいる． 第１８図は、旋回スクロール３１８の旋回速度が比較的
低い第１の旋回速度範囲（例えば、１０００〜３ｏ００
ｒｐｍ）で圧Ｉｔ！運転される時には、吸入冷媒圧力が
高く圧縮室圧力も高いので、旋回スクロール３１８が固
定スクロールｌ５から離反しないように、旋回スクロー
ル３１８を固定スクロールｌ５の側に付勢する背圧力を
比較的高くする必要があり、この目的達成のための背圧
室３３９から圧力の高い第４圧縮室３Ｇ２ ａ ． ３
６２ ｂへの給油通路の形成を示している．すなわち、
旋回スクロール３１８と共に旋回運動するブランジャー
３９４の両端面に作用する背圧室３３９と吸入室ｌ７と
の間の差圧力、およびブランジャー３９４に発生する遠
心力によって、コイルバネ３９５ａの付勢力に抗してブ
ランジャー３９４が弁穴３９２内を外側部へ前進するが
、コイルバネ３９５ａよりもバネ定数・付勢力の大きい
コイルバネ３９５ｂの反力に阻止されて、第１８図、第
２２図の位置で停止する。その結果、背圧室３３９と第
４圧縮室３６２ ａ ． ３６２ ｂとの間が開通する
．これによって、吐出室油溜３４から供給された背圧室
３３９の潤滑油は、旋回スクロール３１８に設けられた
細径の小穴３９６，逆止弁３９３に設けられた溝３９３
ａ ， ３９３ ｂ、プランジャ−３９４に設けられ
た通路Ａ３９８ａ，通路Ｂ３９８ｂ，通路Ｃ３９８ｃ、
旋回スクロール３１８に設けられた細径のインジエクシ
ョン穴３７０を順次経て、漸次減圧されながら第４圧縮
室３６２ ａ ， ３６２ ｂに流入する．このように
して、吐出室油溜３４から背圧室３３９への潤滑油の流
入と背圧室３３９から第４圧縮室３６２ ａ，３６２ｂ
への流入とのバランスによって背圧室３３９の圧力が適
当に維持される． また、第４圧縮室３６２ ａ ， ３６２ ｂに流入し
た潤滑油は、圧縮室間の隙間を油膜密封したり、圧縮室
を形成する旋回スクロール３１８と固定スクロール１５
との間の接触面を潤滑したり、両スクロールの接触時衝
突音を油膜の緩衝作用によって緩和したりしながら吸入
冷媒ガスと共に圧縮され、モータ室６に吐出後、再び、
吐出冷媒ガスから分離して吐出室油溜３４に収集される
． 圧縮機の運転速度が更に増加して、第２の運転速度範囲
（例えば、４０００〜９０００ｒｐｉｓ）で運転される
時には、冷凍サイクルにおける高圧側圧力が上昇し、低
圧側圧力が低下することによって圧縮室内冷媒圧力も低
くなるので、旋回スクロール３１８と固定スクロール１
５との間の軸方向接触力が過大になるのを防止するため
に、第１７図の場合よりも背圧室３３９の背圧力を低減
させる必要がある。このような場合には第１９図のよう
に、プランジャー３９４に作用する遠心力が増加して、
コイルバネ３９５ｂの反力に抗してブランジャー３９４
が外側へ前進し、コイルバネ３９５ｂよりもバネ定数・
付勢力の大きいコイルバネ３９５Ｃに阻止され、ブラン
ジャー３９４は第１９図の位置で停止する．その結果、
背圧室３３９と第４圧縮室３６２ ａ ． ３６２ｂと
の間が遮断され、背圧室３３９と第２圧縮室５１ａ．５
ｌｂとの間が開通し、背圧室３３９の潤滑油が第１８図
の場合と同様の通路を経て細径のインジエクション穴３
５２から第２圧縮室５１ａ，５ｌｂに流入する．そして
、第２圧縮室５］ａ，５ｌｂの圧力は、第４圧縮室３６
２ ａ ， ３６２ ｂの圧力よりも低いので、背圧室
３３９の背圧力は第１８図の場合よりも低い値で維持さ
れる． 更に、圧縮機の運転速度が増加して第３の運転速度範囲
（例えば、１００００ｒｐｍ以上）で運転され、低圧側
圧力の低下に伴って背圧室３３９の背圧力も低下させる
必要のある場合には、第２０図のように、ブランジャー
３９４に作用する遠心力が更に増加し、ブランジャー３
９４がコイルバネ３９５Ｃの反力に抗して更に外側へ前
進し、背圧室３３９と第２圧縮室５１ａ．５ｌｂとの間
が遮断され、背圧室３３９と吸入室１７とが開通し、背
圧室３３９の潤滑油が細径の斜め穴３９９から吸入室１
７に流入する．背圧室３３９の潤滑油が第２圧縮室５１
ａ．５ｌｂよりも圧力の低い吸入室１７に流入するので
、背圧室３３９の背圧力は第１９図の場合よりも更に低
く維持される． このような背圧力調整によって、旋回スクロール３１８
を固定スクロールｌ５の側へ付勢する力が過大になるの
を防ぐ． また、コイルバネ３９５ ａ ．３９５ ｂ ，３９５
ｃは、それ自身の温度が上昇するとその付勢力を弱め
る形状記憶特性を備えているので、旋回スクロール３１
８の旋回速度が増加したり、背圧室３３９の背圧力が高
すぎたりして旋回スクロール３１８と固定スクロールｌ
５との間の摺動部の摩擦熱が異常上昇したりした場合に
は、プランジャー３９４が外側へ前進して、より下流側
に属する潤滑油流入先を自動的に選択し、背圧室３３９
の圧力を低ｖｉ調整し、摩擦損失や異常温度上昇を自動
的に制限する．以上のように上記実施例によれば、 固定スクロール１５の一部をなす鏡板１５ｂの一面に形
成された渦巻き状の固定スクロールラツブ１５ａに対し
て旋回スクロールｌ８の一部をなすラップ支持円板１８
ｃ上の旋回スクロールラップ１８ａを揺動目転自在に噛
み合わせ、両スクロール間に渦巻き形の圧縮空間を形成
し、固定スクロールラソブ１５ａの中心部に吐出ポート
１６を設け、固定スクロールランブ１５ａの外側には吸
入室１７を設け、圧縮空間は吸入側より吐出側に向けて
連続移行する複数個の圧縮室（６１ａ，６ｌｂ．５１ａ
，５ｌｂ，６０ａ６０ｂ）に区画されて流体を圧縮すべ
く、旋回スクロールｌ８と固定スクロール１５に結合さ
れた静止部材である本体フレーム５、および本体フレー
ム５に回転方向移動を規制されたスラスト軸受２０との
間に旋回スクロール１８の自動阻止部材であるオリダム
リング２４を係合させて旋回スクロールｌ８を旋回運動
させるスクロール圧縮機横を形成し、スクロール圧縮機
構を密閉ケース１内に収納し、ラップ支持円板１８ｃ内
に設けた半径方向通路（油通路９６．大径円筒穴９２ａ
．通路Ａ９８ａ，通路Ｂ９８ｂ，段付き小径円筒穴９２
、縦溝９３ａ）を経由し、且つ、吐出圧力が作用する吐
出室油溜３４を上流側に、第２圧縮室５１ａ，５ｌｂお
よび吸入室１７を下流側とする給油通路を設け、半径方
向通路（油通路９６，大径円筒穴９２ａ，通路Ａ９８ａ
、通路Ｂ９８ｂ、段付き小径円筒穴９２、縦溝９３ａ）
の途中には、旋回スクロール１８の旋回運動に基づく遠
心力により作動する給油通路制御弁装ａｆ９１を配置し
、給油通路制御弁装置９１には、旋回スクロール１８の
旋回速度が設定値以下の場合に吐出室油溜３４と第２圧
縮室５１ａ，５ｌｂとを連通させ、旋回スクロールｌ８
の旋回速度が設定値を超えた場合に吐出室油溜３４と吸
入室１７とを運通させるぺ《作動する給油通路切換え機
能を備えたことにより、圧縮時間が長くて吸入気体容積
当たりの圧縮途中気体漏れ量の多く圧縮不足の生じやす
い圧縮機設定速度以下運転時には、給油通路制御弁装置
９１が作動して、吐出室油溜３４から吸入室１７への連
通が遮断されると共に吐出室油溜３４と第２圧縮室５１
ａ，５ｌｂとが連通ずる．これによって、圧縮冷媒ガス
を含む潤滑油が吐出室油溜３４から第２圧縮室５１ａ，
５ｌｂに流入し、隣接する圧縮室間隙間が油膜により密
封され、圧縮冷媒ガス漏れｈｋが少なくすると共に、潤
滑油に含まれて流入した冷媒ガスを再圧縮することによ
って圧縮不足を生じることなく、最終圧縮圧力を所要吐
出圧力まで上昇することができる．また、圧縮時間が短
くて吸入冷媒ガス容積当たりの圧縮途中冷媒ガス漏れ量
の少ない圧縮機設定運転速度を超えた運転時には、給油
通路制御弁装置９ｌが作動して、吐出室油溜３４から第
２圧縮室５１ａ，５ｌｂへの連通が遮断されると共に吐
出室油溜３４と吸入室１７とが連通して潤滑油流入通路
が切り替わる．その結果、第２圧縮室５１ａ，５ｌｂへ
の吐出冷媒ガスを含んだ潤滑油強制流入がなくなり、過
圧縮が解消されると共に、潤滑油が吐出室油溜３４から
吸入室１７に流入し、吸入冷媒ガスと共に圧縮室に自然
吸入され、隣接する圧縮室間隙間を喚入初期行程から吐
出行程までの全域に渡り密封すると共に圧縮室内壁面を
潤滑し、旋回スクロールｌ８が駆動軸４による旋回駆動
に基づき生じるジャンビング現象や、圧縮室圧力変動に
基づく生じる傾き現象などの際に固定スクロールとの間
で生じる衝突音や振動を緩和して、振動・騒音を低減す
ると共に、両スクロールの破損を防止することもできる
． また、上記実施例によれば、旋回スクロール３１Ｂのラ
ップ支持円板３１８ ｃ内に設けた半径方向通路の弁穴
３９２を経由し、且つ、吐出圧力の作用する吐出室油溜
３４を上流側に、第２圧縮室５１ａ，５ｌｂおよび吸入
室１７を下流側とする給油通路を設け、半径方向通路の
弁穴３９２の途中には、旋回スクロール３１８の旋回運
勅に基づく遠心力により作動する給油通路切り換え弁装
置３０１を配置し、給油通路切り換え弁装置３０１には
、旋回スクロール３１Ｂの旋回速度が一定値以下の場合
に、半径方向通路の弁穴３９２を遮断させるための逆止
弁３９３を設けたことにより、圧縮機停止中に、吐出室
油溜３４から第２圧縮室５１ａ，５ｌｂおよび吸入室Ｉ
７への潤滑油流入がないので、圧縮機の再起動時の液圧
縮を防止して、起動初期の圧縮負荷軽減、旋回スクロー
ル３１８と固定スクロールｌ５の破損や旋回スクロール
３１８に係わる摺動部の摩耗、焼付きを防ぎ、圧縮機耐
久性を向上することができる．また、吐出室油溜３４の
潤滑油が第２圧縮室５１ａ，５ｌｂ、吸入室１７へ流出
することもないので、吐出室油溜３４の潤滑油を常時確
保することができ、圧縮機起動初期からの摺動部や第２
圧縮室５１ａ．５ｌｂへの給油が可能で、摺動部潤滑や
圧縮室の油膜密封作用によって圧縮機効率を高めること
ができる．また、吐出圧力の作用する吐出室油溜３４の
潤滑油圧力が第２圧縮室５１ａ，５ｌｂの圧力以上に上
昇し得ない長時間極低速運転状態の場合でも、圧縮途中
冷媒ガスが吐出室油溜３４へ逆流せず、吐出室油溜３４
の潤滑油が他の部分へ流出するのを防止し、上述のよう
に、摺動部の焼付き防止による耐久性向上を図ることが
できる． また、上記寞施例によれば、旋回スクロール３１８の旋
回速度が一定値以下の場合に、ラップ指示円板３１８ｃ
に設けられた半径方向通路の弁穴３９２を遮断させるた
めのブランジャー３９４や逆止弁３９３に付勢力を与え
るコイルバネ３９５ａを備えたことにより、圧縮機起動
初期や捲低速運転時に、ブランジャー３９４や逆止弁３
９３に作用する不安定な遠心力、激しい吐出圧力変動に
起因する背圧室３３９の圧力変動によって生じるプラン
ジャー３９４や逆止３９３のチ＋タリング現象を抑制し
、給油通路を確実に遮断することができると共に、ブラ
ンジャー３９４や逆止３９３の摩耗、破損を防止して給
油通路切り換え弁装置３０１の作動信顛性と耐久性を向
上することができる． また、上記実施例によれば、旋回スクロール３１８のラ
ップ支持円板３１８ ｃ内に設けた半径方向通路の弁穴
３９２を経由し、且つ、吐出圧力の作用する吐出室油溜
３４を上流側に、第２圧縮室５１ａ．５ｌｂを下ｌＡ
を付勢する流体の圧力と給油通路の制御は、吸入室が外
周部にあり、吐出ポートが渦巻きの中心部に設けられ、
圧縮流体の流れが一方向の往復動式圧縮機や回転式圧縮
機のように流体を圧縮するための吐出弁を必要とせず圧
縮比が一定で、吐出脈動も小さくて大きな吐出空間を必
要とせず、各分野への利用展開の実用化研究がなされて
いる．しかし、圧縮室のシール部が多いので圧縮流体の
漏れが多く、特に、家庭空調用冷媒圧縮機のような小排
除容量のスクロール圧縮機の場合などは、圧縮部の漏れ
隙間を小さくするために渦巻き部の寸法精度を極めて高
くする必要があるが、部品形状の複雑さ、渦巻き部寸法
精度バラッキなどにより、スクロール気体圧縮機のコス
トが高く、性能のバラツキも大きく、特に圧縮機低速度
運転状態では、圧縮途中の気体漏れが多く、圧縮効率が
往復動式圧８Ｉ？１機や回転式圧縮機よりも低いという
欠点を有している． そこで、この種の課題解決のための方策として、圧縮途
中の気体漏れ防止のために潤滑油を利用した油膜シール
効果により渦巻き部寸法精度の適性化と圧縮効率向上を
期待することが大きく、第２３図に示すように吐出室底
部の潤滑油を減圧して圧縮途中の圧縮室に直接流入させ
る構成が考えられ、同図は密閉容器７０１内の上部にモ
ータ７０３を配ｌし、下部に圧縮部を配置して密閉容器
内空間７０２を吐出室とした構成で、吐出室底部の油溜
７１０の潤滑油を油吸い込み管７２２を介して圧縮途中
の圧縮室７２３にその底面部から直接流入させる構成が
ある（特開昭５７−８３８６号公報）．また、第２４図
の構成も考えられ、圧縮部を上部に配置し、モータ８１
６と吐出室８１２にｉｌ！じる油溜８２２とを下部に配
置し、旋回スクロール８０１には密閉空間８０９と旋回
スクロール８０１の背圧室８１７とを連通ずる、絞り効
果を有した導通穴８１Ｂが設けられ、背圧室８１７が吸
入圧力と吐出圧力の中間圧力状態で旋回スクロール８０
１を固定スクロール８０２に押し付ける構造で、油溜８
２２の潤滑油はクランク軸８０７に設けられた長手方向
の溝８１９，８２０，８２１、クランク軸８０７を支持
する各軸受の摺動部微少隙間を介して背圧室８１７に流
入し、さらに導通穴８１８を介して密閉空間８０９に流
入させる構成がある（特開昭５９−１１０８８４号公報
）．発明が解決しようとする課題 しかしながら上記の第２３図のような、吐出室圧力に等
しい密閉容器内空間７０２の底部の油溜７１０の潤滑油
を圧縮途中の圧縮室７２３に差圧により流入させる構成
では、冷媒圧縮機などのように閉循環系で使用する際に
、圧縮機停止中にその自重や差圧等により圧縮機外部の
冷凍サイクルから圧縮機内に帰還した多量の冷媒が液化
状態で油溜７１０の上部のモータ７０３下面にまで溜ま
り、冷媒液や潤滑油が油吸い込み管７２２などを通じて
圧縮室７２３に流入し、充満する場合もあり、このよう
な状態では圧縮負荷が過大のため再起動運転不能であり
、例えモータ７０３の起動トルクが大きくて再起動でき
るとも圧縮機破ｔ貝を招く． また、油溜７１０の潤滑油を常に圧縮途中の圧縮室７２
３に流入させる構成では、モータ７０３の回転速凌が変
化して圧縮機運転される場合などは必ずしも圧縮室７２
３への潤滑油給油によって圧縮効率を向上させ得るもの
ではない．すなわち、圧縮室間隙間からの吸入気体容積
当たりの圧縮気体漏れ量は、圧縮時間の長い時に多く、
圧縮時間の短い時に少ない．したがって、圧縮機低速度
運転時には、より積極的な圧縮室への潤滑油供給によっ
て圧縮気体漏れを少なくし、圧縮効率を改善するもので
ある．しかし、圧縮機高速度運転時には圧縮効率の改善
につながらず、むしろ、圧縮気体漏れが少なく、潤滑油
中に混入している冷媒ガスの流入によって圧縮室圧力が
高くなり、過圧縮状態で圧縮トルクが大きくなる． このような理由により、圧縮機が低速度から高速度まで
の広範囲運転される場合には、圧縮途中の圧縮室への潤
滑油流入量を調整する必要がある．勿論、上図の構成で
も油吸い込み管７２２からの潤滑油流入開口部が旋回ス
クロールによって間欠的に開閉され、高速度運転時の給
油量がある程度制限されるが、閉塞部長さが短いために
給油量調整範囲も少なく、可変速度運転に供されるスク
ロール気体圧縮機には積極的に圧縮室へ給油することが
困難であるという課題があった． また、第２４図の構成では圧縮室への給油通路の途中に
、吐出圧力が作用する油溜から差圧給油される背圧室８
１７を配置しており、圧縮機定常速度運転時には、油溜
から背圧室８１７へ流入する潤滑油量および背圧室８１
７から圧縮室の密閉空間８０９に流入する潤滑油量が通
正設定され、背圧室圧力を適正に維持して効率のよい圧
縮運転を継続できる．しかしながら、上記第２３図の場
合と同様に、密閉空間８０９への潤滑油流入開口部が旋
回スクロールによって間欠的に開閉され、その結果、通
路抵抗が増加し、背圧室８１７から圧縮室の密閉空間８
０９に澁人する潤滑油量が次第に少なくなる圧縮機高速
度運転時には、背圧室８１７の圧力が必要以上に高くな
り、旋回スクロールと固定スクロールとの間の摺動面の
摩擦抵抗が増加し、動力損失が多くなると共に、摺動面
の摩耗が早くなる．また、圧縮機停止後しばらくの間は
、圧縮室と油溜との間の差圧や圧縮室と背圧室８１７と
の間の差圧によって潤滑油が圧縮室に流入し、圧縮機の
再起動時には多量の潤滑油を圧縮し、起動負荷が過大に
なり、駆動軸摺動部の耐久性が低下する．また、圧ｌｉ
Ｉ機運転時に、背圧室８１７に通じる圧縮室で液圧縮が
生じた場合は、絞り効果を有する給油通路を介して圧縮
流体が背圧室８１７に逆流し、背圧室圧力が異常に上昇
し、液圧縮が解除した後も暫くの間、背圧室圧力が通正
圧力にまで陣下せず、旋回スクロールと固定スクロール
との間の摺動面のＰＪ擦や摩耗が大きく、過負荷にもな
るという課題があった． また、このような背圧室の異常圧力上昇や過負蒲を防止
する方策の一つとして第２５図と第２６１ＥＩの構成が
考えられている．第２５図と第２６図は空気圧縮機の例
で、旋回スクロールに作用する背圧を制御する構成を有
し、背圧異常上昇時や過負荷時には背圧を低圧吸入系に
逃がし、押圧力を減じる特徴を有する．すなわち、第２
５図は旋回スクロール９０２ ｔ−固定スクロール９０
１の側に押しつける背圧が圧力ｉｌｌ ９１５から背圧
室９３５に導入されており、吐出口９０１ ｄには逆止
弁９１９ａを介して圧力タンク９２０が接続され、この
圧力タンク９２０には高圧圧力スイッチ９２１が設置さ
れている．また、固定スクロール９０１に設けられた吸
入口９０１Ｃには、吸入フィルタ９１４から吸入管９１
８が接続され、背圧室９３５と吸入管９１８とは高圧圧
力スイッチ９２１の開閉や背圧室９３５の圧力を検知す
る他の圧力スイノチによって制御される電磁弁９２３ａ
を介したバイパス管路９２４によって接続されている．
このような構成において、圧力タンク９２０に吐出され
た圧力空気が高圧の設定圧力に達して高圧圧力スイッチ
９２１が作動した場合、または青圧室９３５の圧力が異
常上昇した場合には、電磁弁９２３ａが開路し、背圧室
９３５内の圧力ガスを吸入管９１８である吸入系側に逃
がすべく圧力リリーフ弁として作動し、背圧室９３５の
背圧力を吸入圧力近くまで陣下させ、旋回スクロール９
０２の軸方向押し付け力を軽減し、圧縮室の軸方向隙間
を拡大して圧縮空気漏れを生じさせ、圧縮空気圧力を低
下せしめて圧縮負荷を軽減させる構成である（特開昭５
７−７６２９１号公報）．また、第２６図は、圧縮機本
体内に上記第２５図における電磁弁９２３のようなリリ
ーフ弁を形成した構成である．すなわち、固定スクロー
ル９０１の吸入口９０１ｃと背圧室９３５を形成するフ
レーム９０９とを直接連絡する背圧逃がし孔９２９ａ，
９２９ｂを設け、途中に弁室９３５ａを形成し、この弁
室９３５ａに鋼球の弁体９３０および座板９３１を介し
弁体９３５ａを押圧するバネ９３２が配置されている．
このような構成において、背圧室９３５が設定圧力以下
の場合には、バネ９３２の押圧力により弁体９３０は背
圧逃がし孔９２９ａを塞ぎ正常運転が行われる．背圧室
９３５の圧力が異常高圧になれば、この圧力はバネ９３
２の押圧力に打ち勝って弁体９３０を押し下げ逃がし孔
９２９ａを開路し、背圧を吸入口９０１０に逃がし、背
圧力を降下せしめる構成である． しかしながら、上記第２５図の構成では、圧力タンク９
２０の圧力を検出する高圧圧力スイッチ９２１、バイパ
ス通路を開閉するための電磁弁９２３ａ、さらには、高
圧スイッチ９２１とＭＭｉ弁９２３ａとを連係させるた
めの電気回路を必要とするなど、背圧室９３５の圧力を
制１ｎするための機構が複雑で、コストが高く、圧縮機
小型化が困難である．また、上記第２６図の構成では、
圧縮機運転速度に関係なく背圧室９３５の圧力が制７１
されるので、圧縮室の流体圧力や圧力変動さらには旋回
スクロール９０２に生じる遠心力に起因して生じる旋回
スクロール９０２の傾きやジャンビング現象を抑制する
ために過度の背圧付勢力を付与する必要があり、これに
よって旋回スクロール９０２と固定スクロール９０１と
の間のＦＪ！擦抵抗が大きく、圧縮機効率や耐久性が著
しく低下するなどの課題があった．また、特開昭６２−
１７８７９１号公報では、上記課題を改善するための構
成が示されている．同発明は、背圧室と吸入室（または
背圧室と圧縮室）との間を連通する給油通路を旋回スク
ロールを介して設け、その給油通路の途中に、旋回スク
ロールの旋回速度に追従して給油通路の絞り開度を変化
させる給油通路制御弁装置を設けることにより、旋回ス
ク〔Ｊ−ルの旋回速度に追従して背圧室圧力を制御する
と共に吸入室（または圧縮室）への給油盟も制御する構
成である． しかしながら、上記構成は、給油通路の下流側が吸入側
または圧縮室のいづれか一方に限定され、給油通路が背
圧室圧力に関係なく開度制御される構成のため、背圧室
圧力の制御範囲が限られ、最通な背圧力設定による圧縮
機効率の一層の改善が望まれていた． 本発明は、上記従来の課題に鑑み、旋回スクロールの旋
回速度に追従して圧縮室および吸入側への給油通路を切
り換えることのできる給油通路切換え弁装置を提供する
ことを目的とする．また、本発明は、圧縮機の停止時、
または橿低速運転時に、潤滑油供給元と圧縮室および吸
入室との間の給油通路を遮断させる給油通路制御弁装置
を提供し、圧縮機起動初期の負荷軽減と圧縮機破ｔ貝を
防止することを目的とするものである．また、本発明は
、圧縮機の停止時、または極低速運転時に、旋回スクロ
ールの背圧室と圧縮室および吸入室との間の給油通路を
遮断させる給油通路制御弁装置の作動信頬性と耐久性を
向上させることを目的とするものである． また、本発明は、圧４８１起動初期における旋回スクロ
ール周辺部の潤滑油およびその上流側の潤滑油供給元の
潤滑油の流失を阻止し、圧ｍｉ起動初期の焼付きを防止
することを目的とするものである． また、本発明は、圧１ｉｌｊａ運転速度に応じて、旋回
スクロールを固定スクロールの側に押し付け過ぎないよ
うに、旋回スクロールの背圧室圧力を調整することを目
的とするものである． また、本発明は、圧縮機起動初期の異常振動や異常騒音
および背圧室に係わる摺動部の焼付きの発生を防止する
ことを目的とする． また、本発明は、圧縮機運転速度と流体温度の両方に応
して（圧縮機運転状態に応じて）、旋回スクロールを固
定スクロールの側に押し付け過ぎないように、旋回スク
ロールの背圧室圧力を！Ｊ！整することを目的とするも
のである． また、本発明は、旋回スクロールの背圧室圧力と旋回ス
クロールの旋回速度と流体圧縮負荷（または圧縮流体圧
力）に応じて、背圧室圧力を制ｉｌｌさせるための背圧
室内流体の流体流出先を自動的に選択できる給油通路の
切り換え弁装置を提供することを目的とする． また、本発明は、背圧室圧力の制１ｎ範囲を拡大するこ
とのできる給油通路の切り換え弁装置を従供することを
目的とする． また、本発明は、旋回速度が速く、吸入流体圧力が低《
、圧縮部温度が高いほど旋回スクロールの背圧力を低く
制御して、動力損失を低減できる給油通路の切り換え弁
装置を提供することを目的とする． また、本発明は、吐出側圧力と吸入側圧力および旋回ス
クロールの旋回速度に応じて旋回スクロールの背圧力を
適正に制御する給油通路切り換え弁装置を提供すること
を目的とする． また、本発明は、圧縮機運転速度と圧縮機負荷に応じて
、軸受摺動部への給油量を調整することを目的とするも
のである． 課題を解決するための手段 上記目的を達成するために本発明のスクロール気体圧縮
機は、スクロール圧縮機構を密閉容器内に収納し、旋回
スクロールのラップ支持円板内に設けた半径方向通路を
経由し、且つ、潤滑油供給元を上流側に、圧縮室および
吸入室（または吸入室に通じる吸入！）を下流側とする
給油通路を設け、半径方向通路の途中には、旋回スクロ
ールの旋回速度に追従して作動する給油通路制ｉ１弁装
置を配置し、給油通路制御弁装置には、旋回スクロール
の旋回速度が設定値以下の場合に潤滑油供給元と圧縮室
とを連通させ、旋回スクロールの旋回速度が設定値を超
えた場合に潤滑油供給元と吸入室（または吸入室に通じ
る吸入側）七を連通させるべく作動する給油通路切り換
え機能を備えたものである． また、本発明は、旋回スクロールのラップ支持円板内に
設けた半径方向通路を経由し、且つ、潤滑油供給元を上
流側に、圧縮室および吸入室（または吸入室に通じる吸
入側）を下流側とする給油通路を設け、半径方向通路の
途中には、旋回スクロールの旋回運動に基づく遠心力に
より作動する給油通路制御弁装置を配置し、給油通路制
御弁装置には、旋回スクロールの旋回速度が一定値以下
の場合に、半径方向通路を遮断させるための開閉弁を設
けたものである． また、本発明は、旋回スクロールの旋回速度が一定値以
下の場合に、半径方向通路を遮断させるための開閉弁に
付勢力を与えるバネ装置を備えたものである． また、本発明は、旋回スクロールのラップ支持円板内に
設けた半径方向通路を経由し、且つ、潤滑油供給元を上
流側に、圧縮室および喋入室（または吸入室に通じる吸
入側）を下流側とする給油通路を設け、半径方向通路の
途中には、逆止弁を備えたものである． また、本発明は、旋回スクロールの背圧室と吸入側との
間を連通ずる給油通路を旋回スクロールのラップ支持円
板に設け、給油通路の途中には給油通路から分岐して半
径方向外側部に向かう弁穴を設け、弁穴には弁穴を移動
する弁体と弁体を半径方向中心部に付勢するバネ装置と
を配置し、弁体が弁体に作用する遠心力と弁体に作用す
る流体圧力とによってバネ装置に抗して半径方向外側部
へ前進すると給油通路の開度を広げるべく作用する開度
謂整弁装置を備えたものである．また、本発明は、圧縮
機停止中、吸入室や圧縮室への給油通路を遮断するもの
である．また、本発明は、弁体を付勢するバネ装置は、
それ自身の温度が上昇すれば付勢力を滅じ、それ自身の
温度が低下すれば付勢力を増すべ《形状記憶特性を備え
たものである． また、本発明は、ラップ支持円板内に設けた半径方向通
路を経由し、且つ、潤滑油供給元を上流側に、圧縮室お
よび吸入室（または９人室に通じる吸入側）を下流側と
する給油通路を設け、潤滑油供給元と吸入室または圧縮
室との間の給油通路の途中に、ラップ支持円板の反圧縮
室側に設け旋回スクロールを圧縮室側に付勢するための
背圧室を設け、半径方向通路の途中には、旋回スクロー
ルの旋回運動に基づく遠心力、および背圧室と圧縮室ま
たは吸入室との間の差圧により作動する吸入通路制御弁
装置を配置し、吸入通路制御弁装置には、旋回スクロー
ルの旋回速度が設定値以下の場合に潤滑油供給元と圧縮
室とを連通させ、旋回スクロールの旋回速度が設定値を
超えた場合に潤滑油供給元と吸入室（または吸入室に通
じる吸入側）とを連通させるべく作動する給油通路切り
換え機能を備えたものである． また、本発明は、背圧室に連通ずる圧縮室を圧力の異な
る２室以上備えたものである．また、本発明は、給油通
路制御弁装置の弁体は、旋回スクロールの旋回速度が速
く、背圧室と圧縮室または吸入室との間の差圧が大きい
ほど半径方向通路の外側部へ移動せしめ、背圧室との連
通先圧力を順次切り換え低下させるべく作動する給油通
路切り換え機能を備えたものである．また、本発明は、
潤滑油供給元が吐出圧力の作用する油溜である給油通路
を備えたものである．また、本発明は、駆動軸に係わる
摺動部を経由する給油通路を備えたものである． 作用 上記手段による作用は、以下のとおりである．本発明は
、圧縮時間が長くて吸入気体容積当たりの圧縮途中気体
漏れ量の多い圧ｍ機設定速度以下運転時には、給油通路
制御弁装置が作動して、吸入室への連通が遮断すると共
に潤滑油供給元と圧縮室とが連通ずる．これによって、
圧縮気体を含む潤滑油が潤滑油供給元から圧縮室に流入
し、隣接する圧縮室間隙間が油膜により密封され、圧縮
気体漏れ量が少なくすると共に、潤滑油に含まれる気体
の流入によって圧縮圧力が所要吐出圧力まで上昇する．
また、圧縮時間が短くて吸入気体容積当たりの圧縮途中
気体漏れ量の少ない圧縮機設定運転速度を超えた運転時
には、給油通路制御弁装置が作勅して、圧縮室への連通
が遮断すると共に潤滑油供給元と吸入室（または吸入室
に通じる吸入側）とが連通して潤滑油流入通路が切り替
わる。その結果、圧縮室への吐出気体を含んだ潤滑油強
制流入がなくなり、圧縮行程最高圧縮の異常」二昇が無
くなると共に、潤滑油が潤滑油供給元から吸入室に流入
し、吸入気体と共に圧縮室に自然吸入され、隣接する圧
縮室間隙間を吸入初期行程から吐出行程までの全域に渡
り密封すると共に圧縮室内壁面を潤滑し、旋回スクロー
ルがジャンピングする際に固定スクロールとの間で生じ
る衝突音や振動が緩和できる． また、本発明は、圧縮機停止中に、潤滑油供給元から圧
縮室および吸入室への潤滑油流入がなく、圧縮機の再起
動時の液圧縮が生じない．また、潤滑油供給元の潤滑油
流出による潤滑油不足も生じない。また、潤滑油供給元
の潤滑油圧力が上昇し得ない極｛ｌ（速運転状態が長く
続く場合でも圧縮途中気体が潤滑油供給元へ逆流せず、
潤滑油供給元の潤滑油が他の部分へ流出することもない
．また、本発明は、圧ＩｌｉｌＩ！ｌの運転時振動や潤
滑油供給元、圧縮室、吸入室の圧力変動が多少ある場合
でも、安定して開閉弁を給油通路を遮断する方向に付勢
する．また、圧縮機運転速度の変動が大きい極低速度運
転時のように開閉弁に作用する遠心力の変動も大きい場
合でも、安定して開閉弁を給油通路を手段する方向に付
勢し、開閉弁の微少振動やチヤタリングが生じるのを防
止できる．また、本発明は、圧縮機起動初期や圧縮機停
止直後の圧ｍｉ体逆流の際などのように、潤滑油供給元
の潤滑油圧力よりも圧縮室内圧力が高い場合でも、圧縮
室内から圧縮気体が潤滑油供給元へ逆流するのを阻止し
、潤滑油供給元の潤滑油流出を防ぎ、潤滑油供給元の潤
滑油不足を防ぎ、圧縮機起動初期の摺動部への給油を確
保することが出来る． また、本発明は、旋回スクロールの旋回速度が増加し、
吸入気体圧力が低下するに伴って圧縮室内気体圧力も低
下し、旋回スクロールを固定スクロールの側に付勢する
力を減少させる必要のある場合には、背圧室と吸入室と
の間の給油通路の通路抵抗が少なくなり、背圧室から吸
入室への潤滑油流入κが増加して、背圧室圧力が降下し
、旋回スクロールと固定スクロールとの間の軸方向接触
力を弱め、摺動部の摩擦抵抗を少なくする．また、本発
明は、圧縮機停止中、吸入室や圧縮室への給油通路が遮
断され、吸入室および圧縮室への潤滑油の流入を防止す
ると共に、圧縮機再起動初朋の慴動部への給油量を確保
できる．また、本発明は、旋回スクロールの旋回速度が
増加し、吸入気体圧力が低下するに伴って圧縮室内気体
圧力も低下し、旋回スクロールを固定スクロールの側に
付勢する力を減少させる必要のある場合には、旋回スク
ロールの旋回速度が増加するに伴って、旋回スクロール
を駆動する駆動軸や固定スクロールとの間の摺動部で発
生する摩擦熱も増加し、それに伴って給油通路を制御す
る弁体を付勢するバネ装置の温度が上昇し、給油通路を
狭めるべく方向に弁体を付勢するバネ付勢力が弱まると
共に、弁体に作用する遠心力も増加して給油通路が広が
る．その結果、背圧室と吸入室との間の給油通路の通路
抵抗が少なくなり、背圧室から吸入室への潤滑油流入量
が増加して、背圧室圧力が降下し、旋回スクロールと固
定スクロールとの間の軸方向接触力を弱め、摺動部の摩
擦抵抗を少なくする． また、本発明は、旋回スクロールの旋回速度が設定値以
下の場合には、吸入流体の圧力も低くなく、圧縮室で発
生する圧縮圧力が高いので、潤滑油供給元と圧縮室との
間の通路途中にある背圧室の中間圧力も適当に高く、旋
回スクロールを固定スクロール側に付勢するに通した背
圧力を得る．また、旋回スクロールの旋回速度が設定値
を越えた状態で圧縮機運転される場合には、喋入流量の
増加によって吸入通路抵抗が増加し、吸入流体の圧力も
低くなる．それによって、圧縮室で発生する圧縮圧力が
低くなると共に、潤滑油供給元と吸入室との間の通路途
中にある背圧室の中間圧力が圧縮室との連通の場合より
も適当に降下し、旋回スクロールを固定スクロール側に
付勢するに適した背圧力を得ることができる． また、本発明は、旋回スクロールの旋回速度に応して背
圧室と圧縮室との間の差圧が２種類以上生し、それに伴
って背圧室圧力も変化し、圧縮室の圧力変化に応じた背
圧室圧力をえることができる． また、本発明は、旋回スクロールの旋回速度が増加し、
それに伴って圧縮室圧力も低下する．一方、旋回スクロ
ールを固定スクロールの側に背圧付勢するために設けた
背圧室と背圧室の下流側との間の差圧も順次広がり、背
圧室圧力も順次低下し、旋回スクロールの背圧付勢力を
適切に調整することができる。 また、本発明は、圧縮室圧力、および吐出流体圧力が吸
入流体圧力に依存する一方、旋回スクロールの背圧室圧
力が吐出圧力の作用する潤滑油供給元の油溜の圧力と吸
入室圧力または圧縮室圧力との間の差圧によって定まる
．したがって、吸入流体圧力によって定まる圧縮室圧力
に応じて、旋回スクロールを固定スクロールの側に付勢
する背圧力が与えられる． また、本発明は、旋回スクロールの旋回速度が増加し、
吸入流体圧力が低下するに伴って、旋回スクロールの背
圧室圧力も低下する．その結果、潤滑油供給元の油溜と
背圧室との間の差圧が増加して、駆動軸に係わる摺動部
を経由する給油通路の給油量も増加し、圧縮機運転速度
に応じた摺動部の潤滑に供することができる． 実施例 以下、本発明による第１の実施例のスクロール冷媒圧縮
機について、第１図〜第１２図を参照しながら説明する
． 第１図において、１は鉄製の密閉ケースで、その内部が
旋回スクロールｌ８と噛み合って圧縮室を形成する固定
スクロール部材１５ｅにより、上側のモータ室６と下側
のアキュームレータ室４６とに仕切られている．モータ
室６は高圧雰囲気で、上部にモータ３、下部に圧縮部を
配置し、モータ３の回転子３ａに固定された駆動軸４を
支承する圧縮部の本体フレーム５は、軽量化と、軸受部
の熱発敗を主目的とした熱伝導特性に優れたアクミニウ
ム合金製で、固定スクロール部材１５ｅにボルト固定さ
れると共に、その外周部に溶接性に優れた鉄製のライナ
ー８が焼ばめ固定され、ライナー８の外周面が密閉ケー
ス１に全周内接し、部分的に養成固定されている． モータ３の固定子３ｂは、密閉ケースｌに内接固定され
ている． 駆動軸４は本体フレーム５の上端部に設けられた上部軸
受ＩＩ、中央部に設けられた主軸受ｌ２、本体フレーム
５の上端面とモータ３の回転子３ａの下部端面との間に
設けられたスラスト玉軸受ｌ３とで支持され、その下端
部には、駆動軸４の主軸から偏心した偏心軸受１４が設
けられている．固定スクロール部材１５ｅは、アルミニ
ウム合金製の固定スクロールｌ５と、その外周に焼きば
め固定された溶接性に優れた鉄製の仕切りライナー７９
とで構成されている． 固定スクロール１５は、渦巻き状の固定スクロールラッ
プ１５ａと鏡板１５ｂから成り、鏡板１５ｂの中央部に
は、固定スクロールラップ１５ａの巻き始め部に開口す
る吐出ボー［６が、モータ室６に開通する吐出通路８０
に連通して設けられ、固定スクロールラップ１５ａの外
周部には吸入室ｌ７が設けられている． 固定スクロールラップ１５ａに噛み合って圧縮室を形成
する渦巻き状の旋回スクロールラップ１８ａと、駆動軸
４の偏心軸受ｌ４に支持された旋回軸ｌ８ｂとを直立さ
せたラップ支持円仮１８ｃとから成るアクミニウム合金
製の旋回スクロール１８は、固定スクロールｌ５と本体
フレーム５と駆動軸４とに囲まれて配置されており、ラ
ップ支持円板１８ｃの表面は硬質アルマイト処理などに
よる硬化処理がなされている． 吐出通路８０は、本体フレーム５に取りつけられた吐出
ガスガイド８１，本体フレーム５に設けられたガス通路
Ａ８Ｑａ、固定スクロールｌ５に設けられたガス通路Ｂ
８０ ｂ ，ガス通路Ｃ８０ｃとから成り、吐出ボー
目６に連通して横方向に設けられたガス通路Ｃ８０ｃと
縦方向に設けられたガス通路Ｂ８０ｂとの通路途中には
、逆止弁装置５０が設けられている． 逆止弁装置５０は、逆止弁穴５０ａと弁体５０ｂと弁体
付勢用のバネ装置５０ｃとから成る．逆止弁穴５０ａは
ガス通路Ｃ８０ｃの直径よりも大きい円筒状の横穴で、
固定スクロールｌ５の外周面に開口し、側面にはガス通
路Ｂ８０ｂが開口しており、その開口端は弁体５０ｂや
バネ装置５０ Ｃの外形寸法よりも小さく設定されてい
る． 弁体５０ｂは、ガス通路Ｃ８０ｃと逆止弁穴５０ａとの
接続部の段付き部にまで移動し得る寸法構成である． 仕切りライナー７９は、固定スクロールｌ５の段付き外
周部の下側の小径外周部に焼きばめ固定され、その焼き
ばめ面を密封すると共に、逆止弁穴５０ａの開口端を塞
ぐ． また、仕切りライナー７９の外周面とその外周面部の全
周に設けられた突起条部７９ａとは、上部密閉ケースＩ
ａと下部密閉ケース１ｂとの内壁面とに当接しており、
突起条部７９ａと上部密閉ケースｌａと下部密閉ケース
１ｂとが単一の溶接ビード７９ｂによって密封溶接され
ている． 冷凍サイクルの蒸発器側に通じるアキュームレー夕室４
６は、下部密閉ケース１ｂと固定スクロール部材１５ｅ
とで形成され、下部密閉ケースｌｂの内側には樹脂製の
断熱カバー８２が取りつけられている． 樹脂製のバッフル８３は、固定スクロール部材１５ｅと
断熱カバー８２との間に扶持されて、アキエームレータ
室４６を下側の気液分離室８４と上側の吸入通路８５と
に仕切っている， 下部密閉ケース１ｂと断熱カバー８２の側壁を貫通して
バンフル８３より下部に設けられた吸入管４７は、その
終端部がバンフル８３に対抗して開口し、気液分離室８
４と吸入通路８５とを連通ずるパフフル８３に設けられ
た吸入ガイド六８６から離れた位置に設けられている． また、吸入管４７の途中には小径の油六８７が設けられ
、気液分離室８４の底部に滞留している冷媒液や潤滑油
が少量ずつ吸入管４７に再流入する．固定スクロールｌ
５に設けられた継大の２個の吸入穴４３は峨入室ｌ７と
吸入通路８５とを連通している。 木体フレーム５に固定された割りビン形の平行ビンｌ９
に拘束されて軸方向にのみ移動が可能なスラスト軸受２
０と、固定スクロールｌ５の鏡板１５ｂとの間には、ス
ペーサ２１が設けられ、スペーサ２１の軸方向寸法は、
油膜による摺動部のシール性向上のために、ラップ支持
円板１８ｃの厚さよりも約０．０１５〜０．０２０鴫大
きく設定されている．駆動軸４の偏心軸受ｌ４の低部と
、旋回スクロールＩ８の旋回軸１８ｂの軸部との間の偏
心軸受空間３６と、ラノプ支持円＋７Ｎ２８ｃの外周部
空間３７とは、旋回軸１８ｂとラップ支持円板＋８ｃに
設けられた油穴Ａ３８ａにより連通されている。 スラスト軸受２０は焼結合金製で、第２図、第５図、第
６図のように、その中央部が２つの平行な直線部分２２
と、それに連なる２つの円弧状曲線部分２３から成る形
状の精密な穴が貫通成形されている． 旋回スクロールｌ８の自転阻止部材（以下、オルグムリ
ングという）２４は、焼結成形や射出成形工法などに適
した軽合金や強化繊維複合樹脂材料から成り、含油特性
も有し、第２図、第４図、第５図、第６図のように両面
が平行な薄い環状板２４ａと、その一面に設けられた一
対の平行キ一部分２４ｂとから成り、環状板２４ａの外
輪郭は、２つの平行な直線部分２５とそれに連なる２つ
の円弧状曲線部分２Ｇから成り、直線部分２５が第５図
、第６図のようにスラスト軸受２０の直線部分２２に微
少隙間で係合し、摺動可能であり、平行キ一部分２４ｂ
の側面２４Ｃは、直線部分２５の中央部で直交し、そし
て第２図のように、旋回スクロール１８のラップ支持円
板１８ｃに設けられた一対のキー溝７１に微少隙間で係
合し、摺動可能な形状に設定さている．なお、環状板２
４ａの内輪郭は、外輪郭に類似した形状である．また、
平行キ一部分２４ｂの付け根に設けられたヘコミ部２４
ｄは潤滑油の通路にもなる．また、円弧状曲線部分に設
けられたヘコミ部２４ｅも同様な潤滑油の通路である． 第１図、第３図のように、本体フレーム５とスラスト軸
受２０との間には、約０．１１のレリース隙間２７が設
けられ、そのレリース隙間２７に対向して本体フレーム
５にも環状満２８が設けられ、環状溝２１囲んだゴム製
のシールリング７０が、本体フレーム５とスラスト軸受
２０との間に装着されている．−Ｌ部密閉ケース１ａの
上端壁の外周部には、吐出？７３１、中央部にはモータ
電源接続用のガラスターミナル８８が取りつけられてい
る． 吐出管３１とガラスターミナル８８との側と、モータ３
の側とを、上部密閉ケース１ａに取りつけられたＥｉ
Ｊ，Ｎの油セバレータ８９が仕切り、油セバレータ８９
の中央部には、打ち抜き穴９０が設けられている． モータ室６の下部に設けられた吐出室油溜３４は、モ〜
タ室６の上部とモータ３の固定子３ｂの外周の一部をカ
ントして設けた冷却通路３５により連通されている．ま
た、吐出室油溜３４は、本体フレーム５に設けられた油
穴Ｄ３８ｄを介して環状溝２８に・通じると共に、油六
Ｂ３８ｂを介してオルグムリング２４が配置された旋回
スクロール】８の背圧室３９にも、下部軸受１１の摺動
部微少隙間と主軸受１２の摺動部油溝（図示なし）を介
して通し、更に偏心軸受１４に設けられた油溝Ａ４０ａ
を介して偏心軸受空間３６へも連通している． また、本体フレーム５に設けられた油六Ｂ３８ｂは、駆
動軸４の上部軸受１ｌに対応する下部軸部４ａの表面に
設けられた螺旋状油溝４１にも通じており、螺旋状油溝
４１の巻き方向とその通路は、駆動軸４が正回転する時
に潤滑油の粘性を利用したネジボンブ作用により油六Ｂ
３８ｂからの潤滑油が循環するような経路を構成して設
けられ、その上端は上部軸受４ａの途中まで形成されて
いる．駆動軸４の下端部の偏肉部重量と偏心量および旋
回スクロール１８の重量によって生じる回転不釣り合い
は、回転子３ａの上端と下端に取りつけられたバランス
ウェイト７５． ７６により解消される．吸入室１７に
も吐出ボーＨ６にも連通しない第２圧縮室５１と外周部
空間３７とは、第２圧縮室５１に開口して、旋回スクロ
ール１８のラップ支持円板１８ｃに設けられた細径のイ
ンジエクション穴５２と油穴Ｃ３８ｃとから成るインジ
エクシ町ン通路５５で連通され、油穴Ｃ３８ｃには第８
図〜第ｌＯ図に示すような、旋回スクロールｌ８の旋回
速度に応じてその給油通路が切り替わり、且つ、逆止弁
機能を備えた給油通路制？ｎ弁装置９１が装着されてい
る．逆止弁装置９１は、油穴Ｃ３８ｃの段付き小径円筒
穴９２に装着された弁体９３と、油穴Ｃ３８ｃの大径円
筒穴９２ａに装着されたプランジャー９４、プランジャ
ー９４を付勢するコイルバネ９５と、コイルバネ９５の
移動を止め、その中央部に油通路９６を備えた止めネジ
９７とで構成されている． テフロンやセラミックスのような軽比重材質から成る弁
休９３は、その外周部に貫通した縦溝９３８が設けられ
、小径円筒穴９２の中で円滑な往復移動が可能である．
真鍮のような比重の大きい材質から成るブランジャー９
４は、その中央部に通路Ａ９８ａ、その外周部に円周溝
９８ｃ、通路Ａ９８ａと円周溝９８ｃとを連通する通路
Ｂ９８ｂが設けられている．コイルバネ９５は、それ自
身の温度が設定温度以上（例えば１３０℃）になると収
縮し、それ自身の温度が下降すると伸長する形状記憶特
性を備えた材質から成る． 旋回スクロール１８のラップ支持円板１８ｃには、吸入
室ｌ７と大径円筒穴９２とを連通ずる細径のバイパス穴
９９が設けられ、ブランジャー９４の静止位置によりバ
イパス穴９９が開閉される． 第１１図において、横軸は駆動軸４の回転角度を示し、
縦軸は冷媒圧力を示し、吸入・圧縮・吐出過程における
冷媒ガスの圧力変化状態を示し、実線６２は正常圧力で
運転時の圧力変化を示し、点線６３は異常圧力上昇時の
圧力変化を示す．第１２図において、横軸は駆動軸４の
回転角度を示し、縦軸は冷媒圧力を示し、実線６４は、
吐出室２にも吸入室１７にも連通しない第２圧縮室５１
ａ，５ｌｂのインジエクシッン穴５２ａ，５２ｂの開口
位置における圧力変化を示し、点線６５は吸入室１７に
連通ずる第１圧縮室６１ａ， ６ｌｂ （第７図参照）
の定点における圧力変化を示し、一点ｔｉ＆？ｌ６６は
吐出室２に連通ずる第３圧縮室６０ａ，６０ｂの定点に
おける圧力変化を示し、二点鎖線６７は、第１圧縮室６
１ａ ６ｌｂと第２圧縮室５１ａ，５ｌｂとの間の定
点における圧力変化を示し、二重点線６Ｂは背圧室３９
の圧力変化を示す． 次に、他の発明による給油通路の開度調節弁装置の実施
例のスクロール冷媒圧縮機について第１３図〜第１６図
を参照しながら説明する．第１３図、第ｌ４Ｉ２Ｉは、
給油通路の開度調整弁装置を旋回スクロールのラップ支
持円板の外周部に装着した例で、上記実施例と同し構成
部品には同符号を付与している． 第１３図は、圧縮機停止時における開度調節弁装置ｌｏ
ｔの弁体位置と給油通路の開度状態を示しており、背圧
室３９と吸入室１７との間が円筒状のブランジャー１９
４によって遮断されている．すなわち、旋回スクロール
＋１８のラップ支持円板１１８ ｃの外周部には、円筒
状の弁穴１９２がラップ支持円板１１８ Ｃの半径方向
に設けられている．弁穴１９２は、その最外端部が盲栓
１９７によって塞がれ、その底部がラノブ支持円仮１１
８ ｃに設けられたガス抜き穴１０２を介して吸入室ｌ
７に通じており、旋回スクロール１１８の中心部に近い
側が段付形状を成してプランジャー１９４の端面が当接
している．弁穴１９２にはプランジャー１９４とコイル
バネ１９５が装着され、ブランジャー１９４の外周部と
弁穴１９２の内周部との間は潤滑油を密封できる程度の
微少隙間が保持され、ブランジャー１９４がコイルバネ
１９５の付勢力によって弁穴１９２の底部まで移動して
いる．この状態で、ラップ支持円ｔｆｆｌｌｌ８ｃに設
けられた小穴１９６と弁穴１９２の底部と斜め穴１９９
とで形成され背圧室３９と吸入室ｌ７との間を連通ずる
給油通路がブランジャー１９４によって遮断されている
．コイルバネ１９５は、それ自身の温度が上昇すると長
さが収縮してその付勢力を弱め、それ自身の温度が低下
すると長さが伸長してその付勢力を強める形状記憶特性
を有する材質から成る．第１４図は、圧縮機運転時にお
ける開度調節弁装置１０１の弁体位置と給油通路の開度
状態を示しており、プランジャー１９４に作用する遠心
力とブランジャー１９４の両端面に作用する流体の差圧
力との合力とコイルバネ１９５の付勢力とが釣り合った
位置でプランノヤー１９４が静止し、その事によって、
弁穴１９２への斜め穴１９９の開口端の一部を塞いでい
る． また、第１５図、第１６図は、背圧室と圧縮室との間を
連通ずる給油通路の途中に開度調節弁装置を上記第１３
図、第１４図と同様に、旋回スクロールのラノプ支持円
板の外周部に装着した例で、上記実施例と同じ構成部品
には同符号を付与している．第１５図は、圧縮機停止時
における開度調整弁装Ｅ ２０１の六体泣置と給油通路
の開度状態を示してとおり、上記第１３図、第１４図に
おける背圧室３９よりも背圧面積の少ない背圧室２３９
と第２圧縮室（５１ ａ ．５１ ｂ ）との間が円筒
状のブランジャー２９４によって遮断されている．すな
わち、旋回スクロール２１８のラップ支持円板２１８
ｃの外周部には、円筒状の弁穴２９２がラップ支持円板
２１８ ｃの半径方向に設けられている．弁穴２９２は
、その最外端部が盲栓で２９７によって塞がれ、その底
部がラップ支持円板２１８ ｃに設けられたガス抜き穴
２０２を介して吸入室１７に間欠的に連通ずる第２圧縮
室（５１ ａ ，５ｌ ｂ ）に通じており、旋回スク
ロール２１８の中心部に近い側が段付形状を成してプラ
ンジャー２９４の端面が当接している． 弁穴２９２にはプランジャー２９４とコイルバネ２９５
が装着され、プランジ＋−２９４の外周部と弁穴２９２
の内周部との間は潤滑油を密封できる程度の微少隙間が
保持され、ブランジャー２９４がコイルバネ２９５の付
勢力によって弁穴２９２の底部まで移動している．この
状態で、ラップ支持円板２１８Ｃに設けられた小穴２９
６と弁穴２９２の底部と斜め穴２９２とで形成され背圧
室２３９と第２圧縮室（５１ａ，５ｌｂ）との間を運通
ずる給油通路がプランジャー２９４によって遮断されて
いる．コイルバネ２９５は、上記第１３図、第１４図の
場合と同様に、それ自身の温度が上昇すると長さが収縮
してその付勢力を弱め、それ自身の温度が低下すると長
さが伸長してその付勢力を強める形状記憶特性を存する
材質から成るが、温度変化に対する付勢力の変化する割
合は、設定温度（例えば１００゜Ｃ）を越えた範囲で急
増する特性を存している． 第１６図は、圧縮機運転時における開度Ｕ８節弁装置２
０１の弁体位置と給油通路の開度状態を示しており、ブ
ランジャー２９４に作用する遠心力とブランジャー２９
４の両端面に作用する流体の差圧力との合力とコイルバ
ネ２９５の付勢力とが釣り合った位置でブランジャー２
９４が静止し、その事によって、弁穴２９２への斜め穴
２９９の開口端の一部を塞いでいる． 更に、別の発明の給油通路切り換え弁装置の実施例を第
１７図〜第２２図に示す．同図は、背圧室と圧縮室およ
び吸入室との間を連通ずる給油通路の途中に給油通路切
り換え弁装置を上記第１３図、第１４図と同様に、旋回
スクロールのラップ支持円板の外周部に装着した例で、
上記実施例と同じ構成部品には同符号を付与している． 第Ｉ７図は、圧縮機停止時における給油通路切り換え弁
装置３０１の弁体位置と給油通路を示しており、背圧室
３３９と吸入室１７，吸入室ｌ７と間欠的に連通ずる第
２圧縮室（５１ａ，５ｌｂ）および吐出室と一時的にも
連通しない常時密閉空間の第４圧縮室３６２との間が円
筒状の比重の大きい材質から成るプランジャー３９４に
よって遮断されている．すなわち、旋回スクロール３１
Ｂのラップ支持円板３１８Ｃの外周部には、円筒状の弁
穴３９２がラップ支持円板３１８ ｃの半径方向に設け
られている．弁穴３９２は、その最外端部が盲栓３９７
によって塞がれ、その底部がラップ支持円板３１８ ｃ
に設けられたガス抜き穴３０２を介して吸入室１７に間
欠的に連通ずる第２圧縮室（５１ａ．５ｌｂ）に通して
おり、旋回スクロール３１８の中心部に近い側が段付形
状を成してブランジャー３９４に隣接して配置されたセ
ラミノクなどの軽比重材質から成る逆止弁３９３の端面
が当接している． 弁穴３９２にはブランジャー３９４とそれぞれの自由長
さが異なるコイルバネ３９５ ａ ．３９５ ｂ ，３
９５ ｃが装着され、ブランジャー３９４の外周部と弁
穴３９２の内周部との間は潤滑油を密封できる程度の微
少隙間が保持され、ブランジャー３９４と逆止弁３９３
とが自由長さの最も長いコイルバネ２９５ａの付勢力に
よって弁穴３９２の底部まで移動している．この状態で
、ラップ支持円板３１８ｃに設けられた細径の小穴３９
６と弁穴３９２の底部と吸入室ｌ７に開口する細径の斜
め穴３９９．第２圧縮室（５１ａ，５ｌｂ）に開口する
細径のインジエクション穴３５２，第４圧縮室３６２に
開口する細径インジエクシタン穴３７０とで形成され背
圧室３３９と第２圧縮室（５１ ａ ．５ｌ ｂ ）と
の間を連通ずる給油通路がブランジャー３９４によって
遮断されている．ブランジャー３９４の中心部には通路
Ａ３９８ａ、外周部には環状の通路Ｃ３９８ｃ、通路Ａ
３９８ａと通路Ｃ３９８Ｃとの間を連通する通路Ｂ３９
８ｂが設けられている．逆止弁３９３は第２１図のよう
に、その外周部に切り欠きＡ３９３ａ，ブランジャー３
９４に接する側の面に切り欠きＢ３９３ｂが設けられて
いる． 自由長さ２番目のコイルバネ３９５ｂはコイルバ２３９
５ａよりもバネ定数が大きく、自由長さが最も短いコイ
ルバネ３９５ｃのバネ定数は最も大きく設定さている． 第１８図は、圧縮機低速運転時における給油通路切り換
え弁装１ ３０１の弁体位置と給油通路を示しており、
ブランジャー３９４に作用する遠心力プランジャー３９
４の両端面に作用する流体の差圧力との合力とコイルバ
ネ３９５ａの付勢力とが釣り合った位置でブランジャー
３９４が静止し、その事によって、背圧室３３９と第４
圧縮室（３６２ ａ ， ３６２ ｂ ）との間の連通
のみを可能にし、背圧室３３９と吸入室１７および第２
圧縮室５１ａ．５ｌｂとの間を遮断している， 第１９図は、圧ｍ網の中速〜高速運転時における給油通
路切り換え弁装置３０１の弁体位置と給油通路を示して
おり、ブランジャー３９４に作用する遠心力とプランジ
ャー３９４の両端面に作用する流体の差圧力との合力と
コイルバネ３９５ａおよびコイルバネ３９５ｂの付勢力
とが釣り合った位置でプランジャー３９４が静止し、そ
の事によって、背圧室３３９と第２圧縮室（５１ａ．５
ｌｂ）との間の連通のみを可能にし、背圧室３３９と吸
入室１７および第４圧縮室（３６２ ａ ， ３６２
ｂ ）との間を遮断している．第２０図は、圧縮機の高
速〜超高速運転時における給油通路切り換え弁装］ ３
０１の弁体位置と給油通路を示しており、プランジャー
３９４に作用する遠心力とブランジャー３９４の両端面
に作用する流体の差圧力との合力とコイルバネ３９５ａ
，コイルバ不３９５ｂおよびコイルバネ３９５ｃの付勢
力とが釣り合った位置でブランジャー３９４が静止し、
その事によって、背圧室３３９と吸入室１７との間の連
通のみを可能にし、背圧室３３９と第２圧縮室（５１ａ
．５ｌｂ）および第４圧縮室（３６２ ａ ．３６２
ｂ ）との間を遮断している． 以上のように構成されたスクロール気体圧縮機について
、その動作を説明する． 第１図〜第１２図において、モータ３によって駆動軸４
が回転駆動すると、旋回スクロールｌ８は、駆動軸４の
クランク機構によって駆動軸４の主軸回りに回転しよう
とするが、オルグムリング２４の平行キ一部分２４ｂが
旋回スクロール１８のキー溝７１に係合し、直線部分２
５が回転を阻止されたスラスト軸受２０の直線部分に係
合しているので、自転を阻止され、公転運動をして固定
スクロールｌ５と共に圧縮室の容積を変化させ、冷媒ガ
スの吸入・圧檀作用を行う． そして、圧縮機に接続した冷凍サイクルから潤滑油を含
んだ気液混合の吸入冷媒が、吸入管４７からアキューム
レータ室４６に流入し、バッフル８３に衝突し、気体と
液体の重量差や方向転換時の慣性力によって気液分離し
、液冷媒がアキューネレータ室４６の底部に溜まる． 上部密閉ケース１ａを介して下部密閉ケースｌｂに伝わ
るモータ室６の熱量は断熱特性を備えた断熱カバー８２
，バンフル８３によって遮熱され、吸入冷媒への伝熱が
少ない． また、冷媒がアキュームレー夕室４６に流入し、内壁な
どに衝突した際に生じる衝突音や振動は、断熱カバー８
２よって遮閉，＠ｔ振される．気液分離された吸入冷媒
ガスは、吸入ガイド六８６、吸入通路４２、吸入穴４３
を順次経て吸入室１７に流入し、旋回スクロールｌ８と
固定スクロールｌ５との間に形成された第１圧縮室６１
ａ，６ｌｂを経て圧縮室内に閉じ込められ、第２圧縮室
５１ａ，５ｌｂ、第３案室６１ａ，６０ｂへと順次移送
圧縮され、中央部の吐出ボー目６から逆止弁装置５０の
付勢力に抗して吐出通路８０を経てモータ室６へと吐出
される．吐出ガスガイド８ｌの先端から斜め内向き方向
に排出した吐出冷媒ガスは、モータ３の回転子３ａとド
ランスウェイト７５に衝突して拡散され、モータ３の下
部コイルエンド３０ａの巻き線の間を通過後、固定子３
ｂの外周部の冷却通路３５を経て、モータ３を冷却しな
がらモータ室６の上部空間に流れ、再び、内向きの流れ
に変換後、中央部の打ち抜き穴９０を経て、外周部の吐
出管３ｌから外部の冷凍サイクルへ送出される． この際、吐出冷媒ガス中の潤滑油は、その一部がモーク
コイルエンドの多数の巻き線の表面に付着して冷媒ガス
から分離し、吐出室油溜３４に収集する． 吐出室油溜３４の潤滑油は、後述する経過を経て背圧室
３９に流入し、次第に背圧室圧力が高まる．その背圧力
により旋回スクロール１８のラップ支持円仮１８ｃが固
定スクロール１５の鏡板１５ｂに付勢接触し、圧縮室の
軸方向隙間が無くなり圧縮室が密封され、吸入冷媒ガス
が効率良く圧縮され、安定運転が継続する． 圧縮機停止中は、圧縮機内圧力が均衡し、アキエームレ
ータ室４６は勿論のこと、圧縮室内にまで液冷媒が存在
しており、圧縮機冷時起動初期には液圧縮が生じやすく
、圧縮室内の圧縮冷媒圧力によって旋回スクロール１Ｂ
に吐出ポート１６と反対の方向のスラスト力が作用する
．しかし、圧縮機起動初期はモータ室６の圧力上昇が少
なく、吐出室油溜３４に作用するガス圧力も低いので、
冷媒ガスを含んだ潤滑油が背圧室３９に流入しない．ま
た、第２圧縮室５１ａ，５ｌｂと背圧室３９との間の給
油通路の途中に設けた給油通路制御弁装置９１の逆止弁
９３の逆止作用によって、第２圧縮室５１ａ，５ｌｂの
圧縮ガスも背圧室３９に流入しない．その結果、圧ｍ機
起動初期は、旋回スクロールｌ８の背面には付勢に必要
な背圧力が生じていないので、旋回スクロール１８が固
定スクロールｌ５から離れ、スラスト軸受２０に支持さ
れる．この時、圧縮室の軸方向には約０．０１５〜０．
０２０−の隙間が生じる．その結果、圧縮室内圧力が一
時的に降下して、起動初期の圧縮負荷が軽減する． なお、スラスト軸受２０が旋回スクロール１日を支持す
る初期の支持力は後述する如く、シールリング７０の弾
性力と補助的なバネ装置（例えば、米国特許第３６００
１１４号公報に記載のバネ装置）に依存する． 万一、１１．縮室内で液圧縮などが生して瞬時的に圧縮
室圧力が異常上昇した場合は、旋回スクロールｌ８に作
用するスラスト力が旋回スクロールｌ８の背面に作用す
る付勢力よりも大きくなり、旋回スクロールｌ８が軸方
向に移動し、旋回スクロールｌ８のラップ支持円板１８
ｃが固定スクロールｌ５の鏡板１５ｂから離れてスラス
ト軸受２０に支持されると共に、圧縮室の密封が解除し
て、圧縮室圧力が降下し、圧縮負荷が軽減する． 吐出室油溜３４の潤滑油は、油六Ｂ３８ｂから吸い込ま
れ、駆動軸４の上部軸部４ａの表面に設けられた循環経
路を形成する螺旋状油溝４１のネジポンプ作用により、
上部軸受ＩＯの摺動面に循環供給され、その油膜のシー
ル作用により、モータ室６の吐出冷媒ガス雰囲気と上部
軸受１０の上流側空間とが遮断される． 吐出室油溜３４の溶解吐出冷媒ガスを含んだ潤滑油は、
下部軸受ｌ１の微少隙間を通過する際に、吐出圧力と吸
入圧力との中間圧力に減圧され、背圧室３９に流入する
．その後、偏心軸受１４の油溝Ａ４０ａ、偏心軸受空間
３６、旋回スクロール１８を通り油穴Ａ３８を経て漸次
減圧されながら外周部空間３７に流入する． 一方、駆動軸４の回転速度が設定回転数以下の場合（例
えば６０００ｒｐｍ）には、旋回スクロール１８の旋回
運動に伴ってブランジャー９４に発生する遠心力がコイ
ルバネ９５の付勢力より小さいので、ブランジャー９４
の端面は第８図のように大径円筒穴９２ａの底面に接し
て静止し、通路Ａ９８ａに通じる円筒溝９８ｃがラップ
支持円板１８ｃのバイパス穴９９に通ぜず、段付き小径
円筒穴９２、弁体９３に設けられた縦溝９３ａ，細径の
インジエクシツン穴５２ａ，５２ｂを介して吐出ポート
１６にも吸入室１７にも通じない第２圧縮室５１ａ、５
ｌｂに連通している．それゆえ、外周部空間３７の潤滑
油は、油通路９６、油穴Ｃ３８Ｃ、インジエクション穴
５２ａ，５２ｂを経て第２圧縮室５１ａ．５ｌｂに流入
し、その通路途中の各ＩＳ動而をｌＩＪ滑する． 第２圧縮室５１ａ．５ｌｂにインジエクシゴンされた潤
滑油は、吸入冷媒ガスと共に圧縮室に流入した潤滑油と
合流し、隣接する圧縮室間の微少隙間を油膜により密封
して圧縮冷媒ガス漏れを防ぎ、圧縮室間の慴動而を潤滑
しながら圧縮冷媒ガスと共に吐出ポート１６を経てモー
タ室６に再び吐出される． また、吐出室油溜３４は、環状溝２８やレリース隙間２
７とも通しているので、スラスト軸受２０はその背圧力
により付勢されてスベーサ２１の端面に当接する．そし
て、旋回スクロールｌ８のラップ支持円板１８ｃは、ス
ラスト軸受２０と固定スクロールｌ５の鏡板＋５ｂとの
間で微少隙間を保持されて円滑に摺動すると共に、固定
スクロールラップ１５ａの端面とラソブ支持円板１８ｃ
との間、旋回スクロールラップ１８ａの端面との鏡板１
５ｂとの間の隙間も微少に保持され、隣接する圧縮室間
の気体漏れを少なくする． 第２圧縮室５１ａ，５ｌｂのインジエクシッン穴５２ａ
，５２ｂ開口部は、第１２図の如くの圧力変化をし、モ
ータ室６の圧力に追従して変化する背圧室圧力６８より
も瞬時的に高いが平均圧力が低い．また、極細のインジ
ェクション穴５２ａ，５２ｂの通路抵抗やインジエクシ
ョン穴５２ａ，５２ｂから外周部空間３７までに充満し
た潤滑油の粘性抵抗、更には、後述するような逆止弁９
３の逆止作用によって、第２圧縮室５１ａ，５ｌｂから
外周部空間３７への圧縮ガス瞬時的な逆流もない．その
ため、インジェクション穴５２ａ、５２ｂと第２圧縮室
５１ａ，５ｌｂとの間が固定スクロールラップ１５ａの
端面によって間欠的に開閉されることにより、背圧室３
９からの潤滑油は、間欠的に第２圧縮室５１ａ，５ｌｂ
に流入する．また、前述のように圧ｍｉ起動初期には、
シールリング７０の弾性力やバネ装置によりスラスト軸
受２０を介して旋回スクロール１日を支持するが、圧縮
機起動安定後の背圧室３９に差圧給油された潤滑油は、
中間圧力の付勢力を旋回スクロールｌ８に作用させて、
ラップ支持円板１８ｃを鏡板１５ｂとの摺動而に押圧油
膜シールし、外周部空間３７と吸入室ｌ７との間の連通
を遮断する．また、背圧室３９の潤滑油は、スラスト軸
受２０とラップ支持円板１８ｃとの摺動面の隙間に介在
し、その隙間（約０．０１５〜０．０２０ ｍ）を密封
する． また、圧！Ｉｉｌｉ機の冷時起動後しばらくの間は、第
１１図、第１２図から理解できるように、モータ室６の
圧力が第２圧縮室５１ａ，５ｌｂの圧力よりも低《、圧
縮途中の冷媒ガスが第２圧縮室５１ａ，５ｌｂから給油
通路制１ｎ弁装置９１を経て背圧室３９に逆流しようと
するが、第１０図のように、弁体９３の逆上作用によっ
て外周部空間３７への逆流が阻止され、吐出室油溜３４
の潤滑油はモータ室６の圧力上昇と共に背圧室３９、外
周部空間３７にまで差圧給油される．すなわち、圧ｉｌ
ｉｆＩＲの冷時起動後しばらくの間は、外周部空間３７
の潤滑油圧力が低い．このため、圧縮途中の冷媒ガスが
インジエクシゴン穴５２ａ，５２ｂから段付き小径円筒
穴９２に逆流し、コイルバネ９５の付勢力に抗して、弁
体９３がブランジャー９４の端面を塞いだ状態で外周部
空間３７の方へ移動し、コイルバネ９５をほぼ密着状態
にまで収縮させて停止し、円筒溝９８ｃと細径のバイパ
ス穴９９とが連通ずる．これによって、第２圧縮室５１
ａ．５ｌｂから外周部空間３７への圧縮冷媒ガスの逆流
が阻止されると共に、外周部空間３７と吸入室ｌ７とが
連通ずる．その結果、吐出室油溜３４の潤滑油は、順次
、背圧室３９、外周部空間３７を経て吸入室ｌ７に流入
し、給油途中の摺動部を潤滑する． その後、モータ室の圧力上昇に伴い、外周部空間２１の
潤滑油は昇圧し、段付き小径円筒穴９２との差圧によっ
て弁体９３が第９図の位置に移動し、インジェクシッン
穴５２ａ，５２ｂから第２圧縮室５１ａ，５１ｂＡ−イ
ンジェクシッンされ、吸入室１７への通路を断つ． また、冷時起動直後のように吸入冷媒ガス圧力が非常に
高く、スクロール圧縮機の圧縮比が一定であることから
圧縮室圧力も非常に高くなった場合、あるいは、異常な
液圧縮が生じた場合などは、上述のように旋回スクロー
ルｌ８が固定スクロールｌ５からＪ反し、スラスト軸受
２０に支持される．しかしながら、背圧付勢されたスラ
スト軸受２０は、異常に上４した圧縮室圧力に関係して
旋回スクロール１８に作用するスラスト荷重を支持でき
ず、レリース隙間２７を減少させる方向に後退して、旋
回スクロール１８と固定スクロールｌ５との間の軸方向
隙間が拡大する．これよにり、圧縮室間に多くの漏れが
生して圧縮室圧力が急低下し、圧縮負荷が瞬時に軽減し
た後、スラスト軸受２０が瞬時に元の位置に復帰して、
背圧室３９の圧力は著しい低下もせず、安定運転が再継
続する． また、旋回スクロール１８と固定スクロールＩ５との間
の軸方向隙間部に異物噛み込みが生じた場合も上述と同
様に、スラスト軸受２０が後退して異物を除去する． また、冷時起動初期や定常運転時に、瞬時的な液圧縮が
生じた場合の圧縮室圧力は、第１１図の点線６３のよう
に異常な圧力上昇と過圧縮が生じるが、吐出ポートｌ６
に連通ずる高圧空間容積が大きいため、モータ室６圧力
の上昇は極めて小さい．また、液圧縮により第２圧縮室
５１ａ，５ｌｂに連通ずる段付き小径円筒穴９２なども
異常圧力上昇するが、逆止弁９３の逆止作用により、外
周部空間３７と段付き小径円筒穴９２との間は遮断され
る．その結果、背圧室３９の圧力は変わらず、スラスト
軸受け２０の背面に作用する費圧付勢力にも変動がない
．その結果、液圧縮時には、旋回スクロール１８に作用
する過大なスラスト力によって、上述のようにスラスト
軸受け２０が後退し、圧縮室圧力が降下して正常運転を
継続する． なお、液圧縮途中でスラスト軸受け２０が後退すること
により、圧縮室圧力は第１１図の一点鎖線６３ａの如く
途中で降圧する． また、単位時間当たりの圧縮室気体漏れが少なくなるに
伴って第２圧縮室５１ａ，５ｌｂと背圧室３９との差圧
が低くなり、圧縮室への油インジェクシ町ン量が抑制さ
れ、背圧室３９の圧力が漸次上昇する圧縮機高速運転時
（例えば、モータ３の回転数が１００００ｒｐｍ ）に
は、旋回スクロール１８の旋回運動に伴って、逆止弁９
３とプランジャー９４に発生する遠心力の合力が、コイ
ルバネ９５の付勢力よりも大きくなり、逆止弁９３とブ
ランジャー９４が、コイルバネ９５の付勢力に抗して移
動し、液圧縮発生の場合と同様に、第１０図の位置に停
止する．このため、外周部空間３７と第２圧縮室５１ａ
，５ｌｂとの間が遮断され、外周部空間３７と吸入室ｌ
７とが連通ずる．そして、外周部空間３７の潤滑油は、
第２圧縮室５ｌａ．５ｌｂへ流入せず、バイパス穴９９
を通過する際に減圧されて吸入室１７に流入する．吸入
室ｌ７への潤滑油流入によって外周部空間３７に通じる
背圧室３９の圧力が適正背圧にまで低下し、固定スクロ
ールｌ５への旋回スクロール１８の付勢力が適正に保持
される．吸入室１７に流入した潤滑油は、吸入冷媒ガス
と共に圧縮室に吸入された後、モータ室６に吐出される
． また、吐出室油溜３４の潤滑油が不足状態になり、吐出
室油溜３４から吐出冷媒〃スが・背圧室３９に流入など
して背圧室３９の圧力が異常上昇した場合には、旋回ス
クロール１８のラップ支持円板１８ｃと固定スクロール
ｌ５の鏡板１５ｂとの間の摺動面のＦＲ擦熱により、形
状記憶バネ特性を有するコイルバネ９５が設定温度を超
えてブランジャー９４への付勢力を弱める．その結果、
圧縮機高速運転時と同様に、ブランジャー９４がコイル
バネ９５の方へ移動し、第１０図の位置に停止する．そ
して上述と同様に、吸入室ｌ７と外周部空間３７とが連
通し、背圧室３９の圧力が低下し、適正に保持される． 圧縮機停止後は、圧縮室内圧力により、旋回スクロール
ｌ８に逆旋回トルクが生じ、旋回スクロール１８が逆旋
回して吐出冷媒ガスが吸入側に逆流する．この吐出冷媒
ガスの逆流に追従して、逆止弁装置５０が第１図の位置
ら吐出ポート１６の側へ移動し、逆止弁穴５０ａの底面
を密封して吐出冷媒ガスの逆流を制止し、旋回スクロー
ル１８の逆旋回が停止し、唆入通路４２とガス通路Ｃ８
０ｃとの間の空間は、吸入側圧力を保持する． また、モータ室６の圧力がある程度にまで低下すると、
吐出室油溜３４の潤滑油は、給油通路の通路抵抗によっ
て外周部空間３７への差圧給油が停止する． また、圧縮機運転中、上部軸受ｌ１の給油上流側は、吐
出室油溜３４に連通し、給油下流側は中間圧力状態の背
圧室３９に連通してその間に差圧が生じ、モータ３の回
転子３ａを固定した駆動軸４が旋回スクロールｌ８の方
向へ付勢される．この付勢力は、スラスト玉軸受１３を
介して本体フレーム５に支持され、駆動軸４が上部軸受
ＩＯと主軸受ｌ２との間の隙間の範囲内で、駆動軸４の
不釣り合いや圧縮負荷に起因して倒れが生じるのを阻止
して、上部軸受１０と主軸受Ｉ２の片当たりを防止する
．また、圧縮機運転時の温度上昇により、アルミニウム
合金製の本体フレーム５は熱膨張して鉄製のライナー８
を拡管し、ライナー８の外周面と密閉ケースｌの内壁と
の密着を強めて互いの剛性向上に役立つ． また、上記実施例では吐出室油溜３４の潤滑油を第２圧
縮室５１ａ，５ｌｂに油インジェクシッンしたが、圧縮
機使用条件などにより吸入室１７に通じる第１圧縮室６
１ａ，６ｌｂに油インジエクシッンしてもよい． また、上記実施例ではスラスト軸受２０の背面に設けた
レリース隙間２７や環状溝２８に吐出室油溜３４の潤滑
油を導入したが、モータ室６の吐出冷媒ガスや吐出ポー
１−１６に通じる直前の最高圧力領域圧縮室の圧縮冷媒
ガス、または、第２圧縮室５１ａ，５ｌｂなどから中間
圧力冷媒ガスを導入してもよい．また、上記実施例では
吐出通路８０に逆止弁装置５０を設けたが、密閉ケース
１の内容積や潤滑油量によっては、吸入室１７と吸入穴
４３との間に、上下方向に作動するフリーバルブ型の逆
止弁を設けてもよい． また、上記実施例では吸入穴４３と吸入ガイド六８６と
の間に吸入通路８５を設けたが、吸入穴４３と吸入ガイ
ド８６とを直接連通してもよい．また、上記実施例では
固定スクロールに吐出ポートを設けたが、米国特許４５
５２５１８号明細書で記載のように、旋回スクロールに
吐出ポートを設けてもよい． 次に、別の実施例の動作について、第１３図、第１４図
を参照しながら説明する． 旋回スクロール１１８の背圧室３９は、例えば第１図で
示したような手段や他の手段で吐出室油溜３４から潤滑
油が供給されて適正な中間圧力の背圧が維持されており
、しかも旋回スクロール１１８が設定値以下の回転域（
例えば１０００〜６０００ｒｐｍ）で旋回運動をしてい
る場合は、第１３図で示すような給油通路を遮断すべく
形成されている．すなわち、旋回スクロール１１８のラ
ップ支持円板１１８ｃ内に設けられた給油通路の開度！
Ｉ１節弁装置１０１のコイルバネ１９５の付勢力が、プ
ランジャー１９４の内外端面に作用する背圧室３９と吸
入室１７との差圧力、および、ブランジャー１９４の旋
回運動に基づく遠心力に抗してプランジャー１９４を弁
穴１９２の右端（旋回スクロール１１Ｂの中心方向）に
移動せしめた状態にある．弁穴１９２内のブランジャー
１９４がこの位置に静止することによって背圧室３９に
開口する小穴１９６と吸入室１７に開口する小径の斜め
穴１９９との間が遮断されている． 背圧室３９の圧力上昇と旋回スクロール１１８の旋回速
度が速くなるに伴いプランジャー１９４の両端面に作用
する差圧力とブランジャー１９４の遠心力が増加して、
コイルバネ１９５の反力に抗してプランジャー１９４が
外方へ前進し、第１４図の位置で停止する．そ結果、弁
穴１９２と斜め穴１９９との間の開口部通路面積が広く
なり、背圧室３９の潤滑油が吸入室ｌ７に流入し、背圧
室３９の圧力が低下する．このようにして背圧室３９の
圧力は、旋回スクロール１１８の旋回速度が速くなるに
伴い低くなるように！ＰＩ整され、旋回スクロール１１
８と固定スクロール１５との間の摺動面の摩擦損失の増
加を抑制する． この結果、吐出室油溜３４から吸入室ｌ７迄の給油通路
の通路抵抗が旋回スクロール１１８の旋回速度に応じて
変化するので、吸入室ｌ７への給油量もそれに追従して
増減し、給油通路を兼ねた摺動部へ適正給油をする． なお、旋回スクロール１１８の旋回速度が低い状態にお
いても、背圧室３９が異常圧力上昇した場合には、ブラ
ンジャー１９４に作用する差圧力が増大することによっ
て、プランジャー１９４が外側へ移動して第１４図の状
態になり、背圧室３９の圧力を瞬時に降下させる． また、旋回スクロール１１８の旋回速度が速い場合や、
１２圧室３９の圧力が高い場合には、旋回スクロール１
１８と固定スクロールｌ５との間の摺動部の温度上昇が
高くなる．その結果、コイルバネ１９５の温度が設定温
度を越え、コイルバネ１９５はその付勢力を弱め、第１
４図のように、ブランジャー１９４が外側へ前進して背
圧室３９の圧力を下げ、旋回スクロール１１８と固定ス
クロール１５との間の摩擦や摩耗を少なくする． また、第１５図、第１６図に示した別の実施例の開度調
節弁装置２０１は、背圧室から第２圧縮室５１ａ，５ｌ
ｂへの潤滑油の流入を制御するもので、その動作説明は
第１３図、第１４図の場合と類似するので詳しい動作説
明を省略する。 更に、第１図の実施例とは別の実施例の背圧室から圧縮
室への給油通路を切り換えることのできる逆流防止機能
を備えた弁装置の動作について、第１７図〜第２２図を
参照しながら説明する．第１７図は、第１３図の場合と
同様に、圧縮機停止中、または圧縮機起動初期の極低速
運転状態における背圧室３３９を上流側とする給油通路
の遮断状態を示す． すなわち、圧ｍｓ停止中、または圧縮機起動初期の極低
速運転状態においては、背圧室３３９と吸入室１７との
間の差圧が少ないのでブランジャー３９４の両端面に作
用する差圧力も僅がであると共に、プランジャー３９４
に作用する遠心力も小さいので、コイルバネ３９５ａの
付勢力によってブランジャー３９４が弁穴３９２の右端
（旋回スクロール３１８の中心側）に後退した位置で静
止し、その結果、ブランジャー３９４が背圧室３３９と
第４圧縮室３６２ ａ ，３６２ ｂ、第２圧縮室５１
ａ，５ｌｂ、吸入室ｌ７との間の通路を塞いでいる． 第１８図は、旋回スクロール３１８の旋回速度が比較的
低い第１の旋回速度範囲（例えば、１０００〜３ｏ００
ｒｐｍ）で圧Ｉｔ！運転される時には、吸入冷媒圧力が
高く圧縮室圧力も高いので、旋回スクロール３１８が固
定スクロールｌ５から離反しないように、旋回スクロー
ル３１８を固定スクロールｌ５の側に付勢する背圧力を
比較的高くする必要があり、この目的達成のための背圧
室３３９から圧力の高い第４圧縮室３Ｇ２ ａ ． ３
６２ ｂへの給油通路の形成を示している．すなわち、
旋回スクロール３１８と共に旋回運動するブランジャー
３９４の両端面に作用する背圧室３３９と吸入室ｌ７と
の間の差圧力、およびブランジャー３９４に発生する遠
心力によって、コイルバネ３９５ａの付勢力に抗してブ
ランジャー３９４が弁穴３９２内を外側部へ前進するが
、コイルバネ３９５ａよりもバネ定数・付勢力の大きい
コイルバネ３９５ｂの反力に阻止されて、第１８図、第
２２図の位置で停止する。その結果、背圧室３３９と第
４圧縮室３６２ ａ ． ３６２ ｂとの間が開通する
．これによって、吐出室油溜３４から供給された背圧室
３３９の潤滑油は、旋回スクロール３１８に設けられた
細径の小穴３９６，逆止弁３９３に設けられた溝３９３
ａ ， ３９３ ｂ、プランジャ−３９４に設けられ
た通路Ａ３９８ａ，通路Ｂ３９８ｂ，通路Ｃ３９８ｃ、
旋回スクロール３１８に設けられた細径のインジエクシ
ョン穴３７０を順次経て、漸次減圧されながら第４圧縮
室３６２ ａ ， ３６２ ｂに流入する．このように
して、吐出室油溜３４から背圧室３３９への潤滑油の流
入と背圧室３３９から第４圧縮室３６２ ａ，３６２ｂ
への流入とのバランスによって背圧室３３９の圧力が適
当に維持される． また、第４圧縮室３６２ ａ ， ３６２ ｂに流入し
た潤滑油は、圧縮室間の隙間を油膜密封したり、圧縮室
を形成する旋回スクロール３１８と固定スクロール１５
との間の接触面を潤滑したり、両スクロールの接触時衝
突音を油膜の緩衝作用によって緩和したりしながら吸入
冷媒ガスと共に圧縮され、モータ室６に吐出後、再び、
吐出冷媒ガスから分離して吐出室油溜３４に収集される
． 圧縮機の運転速度が更に増加して、第２の運転速度範囲
（例えば、４０００〜９０００ｒｐｉｓ）で運転される
時には、冷凍サイクルにおける高圧側圧力が上昇し、低
圧側圧力が低下することによって圧縮室内冷媒圧力も低
くなるので、旋回スクロール３１８と固定スクロール１
５との間の軸方向接触力が過大になるのを防止するため
に、第１７図の場合よりも背圧室３３９の背圧力を低減
させる必要がある。このような場合には第１９図のよう
に、プランジャー３９４に作用する遠心力が増加して、
コイルバネ３９５ｂの反力に抗してブランジャー３９４
が外側へ前進し、コイルバネ３９５ｂよりもバネ定数・
付勢力の大きいコイルバネ３９５Ｃに阻止され、ブラン
ジャー３９４は第１９図の位置で停止する．その結果、
背圧室３３９と第４圧縮室３６２ ａ ． ３６２ｂと
の間が遮断され、背圧室３３９と第２圧縮室５１ａ．５
ｌｂとの間が開通し、背圧室３３９の潤滑油が第１８図
の場合と同様の通路を経て細径のインジエクション穴３
５２から第２圧縮室５１ａ，５ｌｂに流入する．そして
、第２圧縮室５］ａ，５ｌｂの圧力は、第４圧縮室３６
２ ａ ， ３６２ ｂの圧力よりも低いので、背圧室
３３９の背圧力は第１８図の場合よりも低い値で維持さ
れる． 更に、圧縮機の運転速度が増加して第３の運転速度範囲
（例えば、１００００ｒｐｍ以上）で運転され、低圧側
圧力の低下に伴って背圧室３３９の背圧力も低下させる
必要のある場合には、第２０図のように、ブランジャー
３９４に作用する遠心力が更に増加し、ブランジャー３
９４がコイルバネ３９５Ｃの反力に抗して更に外側へ前
進し、背圧室３３９と第２圧縮室５１ａ．５ｌｂとの間
が遮断され、背圧室３３９と吸入室１７とが開通し、背
圧室３３９の潤滑油が細径の斜め穴３９９から吸入室１
７に流入する．背圧室３３９の潤滑油が第２圧縮室５１
ａ．５ｌｂよりも圧力の低い吸入室１７に流入するので
、背圧室３３９の背圧力は第１９図の場合よりも更に低
く維持される． このような背圧力調整によって、旋回スクロール３１８
を固定スクロールｌ５の側へ付勢する力が過大になるの
を防ぐ． また、コイルバネ３９５ ａ ．３９５ ｂ ，３９５
ｃは、それ自身の温度が上昇するとその付勢力を弱め
る形状記憶特性を備えているので、旋回スクロール３１
８の旋回速度が増加したり、背圧室３３９の背圧力が高
すぎたりして旋回スクロール３１８と固定スクロールｌ
５との間の摺動部の摩擦熱が異常上昇したりした場合に
は、プランジャー３９４が外側へ前進して、より下流側
に属する潤滑油流入先を自動的に選択し、背圧室３３９
の圧力を低ｖｉ調整し、摩擦損失や異常温度上昇を自動
的に制限する．以上のように上記実施例によれば、 固定スクロール１５の一部をなす鏡板１５ｂの一面に形
成された渦巻き状の固定スクロールラツブ１５ａに対し
て旋回スクロールｌ８の一部をなすラップ支持円板１８
ｃ上の旋回スクロールラップ１８ａを揺動目転自在に噛
み合わせ、両スクロール間に渦巻き形の圧縮空間を形成
し、固定スクロールラソブ１５ａの中心部に吐出ポート
１６を設け、固定スクロールランブ１５ａの外側には吸
入室１７を設け、圧縮空間は吸入側より吐出側に向けて
連続移行する複数個の圧縮室（６１ａ，６ｌｂ．５１ａ
，５ｌｂ，６０ａ６０ｂ）に区画されて流体を圧縮すべ
く、旋回スクロールｌ８と固定スクロール１５に結合さ
れた静止部材である本体フレーム５、および本体フレー
ム５に回転方向移動を規制されたスラスト軸受２０との
間に旋回スクロール１８の自動阻止部材であるオリダム
リング２４を係合させて旋回スクロールｌ８を旋回運動
させるスクロール圧縮機横を形成し、スクロール圧縮機
構を密閉ケース１内に収納し、ラップ支持円板１８ｃ内
に設けた半径方向通路（油通路９６．大径円筒穴９２ａ
．通路Ａ９８ａ，通路Ｂ９８ｂ，段付き小径円筒穴９２
、縦溝９３ａ）を経由し、且つ、吐出圧力が作用する吐
出室油溜３４を上流側に、第２圧縮室５１ａ，５ｌｂお
よび吸入室１７を下流側とする給油通路を設け、半径方
向通路（油通路９６，大径円筒穴９２ａ，通路Ａ９８ａ
、通路Ｂ９８ｂ、段付き小径円筒穴９２、縦溝９３ａ）
の途中には、旋回スクロール１８の旋回運動に基づく遠
心力により作動する給油通路制御弁装ａｆ９１を配置し
、給油通路制御弁装置９１には、旋回スクロール１８の
旋回速度が設定値以下の場合に吐出室油溜３４と第２圧
縮室５１ａ，５ｌｂとを連通させ、旋回スクロールｌ８
の旋回速度が設定値を超えた場合に吐出室油溜３４と吸
入室１７とを運通させるぺ《作動する給油通路切換え機
能を備えたことにより、圧縮時間が長くて吸入気体容積
当たりの圧縮途中気体漏れ量の多く圧縮不足の生じやす
い圧縮機設定速度以下運転時には、給油通路制御弁装置
９１が作動して、吐出室油溜３４から吸入室１７への連
通が遮断されると共に吐出室油溜３４と第２圧縮室５１
ａ，５ｌｂとが連通ずる．これによって、圧縮冷媒ガス
を含む潤滑油が吐出室油溜３４から第２圧縮室５１ａ，
５ｌｂに流入し、隣接する圧縮室間隙間が油膜により密
封され、圧縮冷媒ガス漏れｈｋが少なくすると共に、潤
滑油に含まれて流入した冷媒ガスを再圧縮することによ
って圧縮不足を生じることなく、最終圧縮圧力を所要吐
出圧力まで上昇することができる．また、圧縮時間が短
くて吸入冷媒ガス容積当たりの圧縮途中冷媒ガス漏れ量
の少ない圧縮機設定運転速度を超えた運転時には、給油
通路制御弁装置９ｌが作動して、吐出室油溜３４から第
２圧縮室５１ａ，５ｌｂへの連通が遮断されると共に吐
出室油溜３４と吸入室１７とが連通して潤滑油流入通路
が切り替わる．その結果、第２圧縮室５１ａ，５ｌｂへ
の吐出冷媒ガスを含んだ潤滑油強制流入がなくなり、過
圧縮が解消されると共に、潤滑油が吐出室油溜３４から
吸入室１７に流入し、吸入冷媒ガスと共に圧縮室に自然
吸入され、隣接する圧縮室間隙間を喚入初期行程から吐
出行程までの全域に渡り密封すると共に圧縮室内壁面を
潤滑し、旋回スクロールｌ８が駆動軸４による旋回駆動
に基づき生じるジャンビング現象や、圧縮室圧力変動に
基づく生じる傾き現象などの際に固定スクロールとの間
で生じる衝突音や振動を緩和して、振動・騒音を低減す
ると共に、両スクロールの破損を防止することもできる
． また、上記実施例によれば、旋回スクロール３１Ｂのラ
ップ支持円板３１８ ｃ内に設けた半径方向通路の弁穴
３９２を経由し、且つ、吐出圧力の作用する吐出室油溜
３４を上流側に、第２圧縮室５１ａ，５ｌｂおよび吸入
室１７を下流側とする給油通路を設け、半径方向通路の
弁穴３９２の途中には、旋回スクロール３１８の旋回運
勅に基づく遠心力により作動する給油通路切り換え弁装
置３０１を配置し、給油通路切り換え弁装置３０１には
、旋回スクロール３１Ｂの旋回速度が一定値以下の場合
に、半径方向通路の弁穴３９２を遮断させるための逆止
弁３９３を設けたことにより、圧縮機停止中に、吐出室
油溜３４から第２圧縮室５１ａ，５ｌｂおよび吸入室Ｉ
７への潤滑油流入がないので、圧縮機の再起動時の液圧
縮を防止して、起動初期の圧縮負荷軽減、旋回スクロー
ル３１８と固定スクロールｌ５の破損や旋回スクロール
３１８に係わる摺動部の摩耗、焼付きを防ぎ、圧縮機耐
久性を向上することができる．また、吐出室油溜３４の
潤滑油が第２圧縮室５１ａ，５ｌｂ、吸入室１７へ流出
することもないので、吐出室油溜３４の潤滑油を常時確
保することができ、圧縮機起動初期からの摺動部や第２
圧縮室５１ａ．５ｌｂへの給油が可能で、摺動部潤滑や
圧縮室の油膜密封作用によって圧縮機効率を高めること
ができる．また、吐出圧力の作用する吐出室油溜３４の
潤滑油圧力が第２圧縮室５１ａ，５ｌｂの圧力以上に上
昇し得ない長時間極低速運転状態の場合でも、圧縮途中
冷媒ガスが吐出室油溜３４へ逆流せず、吐出室油溜３４
の潤滑油が他の部分へ流出するのを防止し、上述のよう
に、摺動部の焼付き防止による耐久性向上を図ることが
できる． また、上記寞施例によれば、旋回スクロール３１８の旋
回速度が一定値以下の場合に、ラップ指示円板３１８ｃ
に設けられた半径方向通路の弁穴３９２を遮断させるた
めのブランジャー３９４や逆止弁３９３に付勢力を与え
るコイルバネ３９５ａを備えたことにより、圧縮機起動
初期や捲低速運転時に、ブランジャー３９４や逆止弁３
９３に作用する不安定な遠心力、激しい吐出圧力変動に
起因する背圧室３３９の圧力変動によって生じるプラン
ジャー３９４や逆止３９３のチ＋タリング現象を抑制し
、給油通路を確実に遮断することができると共に、ブラ
ンジャー３９４や逆止３９３の摩耗、破損を防止して給
油通路切り換え弁装置３０１の作動信顛性と耐久性を向
上することができる． また、上記実施例によれば、旋回スクロール３１８のラ
ップ支持円板３１８ ｃ内に設けた半径方向通路の弁穴
３９２を経由し、且つ、吐出圧力の作用する吐出室油溜
３４を上流側に、第２圧縮室５１ａ．５ｌｂを下ｌＡ
【
側とする給油通路を設け、半径方向通路の弁穴３９２の
途中には、逆止弁３９３を備えたことにより、吐出室油
溜３４の圧力よりも第２圧縮室５１ａ，５ｌｂの圧力の
方が高い圧縮機起動初期に、第２圧縮室５１ａ，５ｌｂ
内の圧縮途中冷媒ガスが給油通路を経て吐出室油溜３４
に逆流するのを逆止弁３９３の逆止効果によって防ぐこ
とができる，その結果、旋回スクロール３１Ｂの周辺部
の潤滑油流出と吐出室油溜３４の潤滑油の粘性劣下を防
ぐと共に、吐出室油溜３４の潤滑油が圧縮途中冷媒ガス
によって拡散され、潤滑油中に含まれた多量の冷媒ガス
が発泡することによって、潤滑油が冷媒ガスと共に圧縮
機外に流出するのを防ぎ、圧縮機起動初期および定常運
転時の摺動部摩耗や焼付きを防止して耐久性を向上する
ことができる． また、上記実施例によれば、旋回スクロール１１８の背
圧室３９と吸入室１７との間を連通ずる給油通路を旋回
スクロール１１８のラップ支持円板１１８Ｃに設け、給
油通路の途中にはその給油通路から分岐して半径方向外
側部に向かう弁穴１９２を設け、弁穴１９２には弁穴１
９２を移動するプランジャー１９４とブランジャー１９
４を半径方向中心部に付勢するコイルバネ１９５とを配
置し、ブランジャー１９４がプランジャー１９４に作用
する遠心力とブランジャーｌ９４の端部に作用する背圧
室３９と吸入室１７との差圧力とによって、コイルバネ
１９５に抗しテ半径方向外側部へ前進することによって
、前述の給油通路途中の弁穴１９２と斜め穴１９９との
開口面積を広げるべく作用する開度調整弁装置１０１を
備えたことにより、Ｊ２回スクロール１１８の旋回速度
が増加し、吸入気体圧力が低下するに伴って圧縮室内気
体圧力も低下し、旋回スクロール１１８を固定スクロー
ルＩ５の側に付勢する力を減少させる必要のある場合に
は、背圧室３９と吸入室１７との間の給油通路の通路抵
抗を少なくすることができ、背圧室３９から吸入室１７
への潤滑油流入量を増加させ、背圧室ｌ７の圧力を降下
させることができる．その結果、圧縮機運転速度の増加
に伴い、旋回スクロール１１８を固定スクロールｌ５の
側に押し付け過ぎないように、旋回スクロール１１８と
固定スクロール１５との間の軸方向接触力を弱め、摺動
部の摩擦抵抗を少なくして動力損失を低減し、圧縮機効
率と耐久性を向上させることができる． また、上記実施例によれば、圧縮機が停止した後、圧ｊ
ｉｉｒ ｍ内圧力が均衡し、背圧室３９と吸入室ｌ７と
の間の差圧が無くなると共に、プランジャー１９４に作
用する遠心力も解除して、コイルバネ１９５の付勢力に
よってブランジャー１９４が弁穴１９２内を後退して、
背圧室３９と唆入室１７との間の給油通路が遮断される
ことにより、圧縮機停止中に、背圧室３９内の潤滑油が
吸入室１７に流出することを防ぐことができる．それに
よって、背圧室１７内に貯蓄した潤滑油を、圧縮機再起
動直後の背圧室１７周辺摺動部の潤滑に供することがで
き、オルグムリング２４の摺動部隙間に起因して生じる
振動や騒音を潤滑油の油膜緩衝作用によって低減し、摺
動部の摩耗を少なくして、静粛で耐久性を有する圧縮機
を提供することができる．また、圧縮機停止中に、背圧
室３９内の潤滑油が吸入室１７に流入しないので、圧縮
機再起動時、潤滑油を圧縮することによる液圧縮を防止
して、旋回スクロール１１８や固定スクロールｌ５の破
損、駆動軸４に係わる摺動部の摩耗や焼付きを防止し、
耐久性を向上することができる． また、上記実施例によれば、ブランジャー１９４を付勢
するコイルバネ１９５は、それ自身の温度が上昇すれば
付勢力を増し、それ自身の温度が低下すれば付勢力を減
じるべく形状記憶特性を備えたことにより、圧縮機高速
運転時など、旋回スクロール１１８の旋回速度と冷媒循
環量とが増加し、旋回スクロール１１８を駆動する駆動
軸４や固定スクロールｌ５との間の摺動部で発生する摩
擦熱も増加して、摺動部温度が上昇する一方、吸入気体
圧力と吸入気体の蒸発温度が低下するに伴って圧縮室内
気体圧力も低下するので、旋回スクロール１１８を固定
スクロールｌ５の側に付勢する力を減少させ、圧縮機入
力損失と摺動部摩耗を少なくする必要のある場合には、
給油通路を制御するブランジャー１９４に付勢力を与え
るコイルバネ１９５の温度も上昇し、給油通路を狭める
べく方向にブランジャー１９４を付勢するコイルバネ１
９５の付勢力を弱めると共に、ブランジャー１９４に作
用する遠心力も増加するので給油通路を広げることがで
きる．その結果、背圧室３９と吸入室Ｉ７との間の給油
通路の通路抵抗を少なくして、背圧室３９から吸入室ｌ
７への５滑油流人量を増加させ、背圧室３９の圧力を降
下させることができる．それによって、旋回スクロール
１１８と固定スクロール１５との間の軸方向接触力を弱
め、摺動部の摩耗抵抗を少なくし、圧縮機入力ｔｉ失と
摺動部摩耗を少なくすることができる．また、圧縮機起
動初期の低速運転時など、吸入冷媒ガス圧力が高く、圧
縮室内圧力が高く、吐出圧力が作用する吐出室油溜３４
の圧力が低い場合には、圧縮機内温度が低く、背圧室３
９内の潤滑油の温度が低く、潤滑油の粘性が高く、且つ
、ブランジャー１９４に作用する遠心力も少ないので、
ブランジャー１９４が給油通路を狭める方向に後退し、
給油通路抵抗を増加させ、吐出室油溜３４に通じる背圧
室３９から吸入室１７への潤滑油流入量を制限して、背
圧室３９の圧力を高めることができる．それによって、
旋回スクロール１１８が固定スクロール１５から離反し
ないように、旋回スクロール１１８に適切な背圧を付勢
させ、摺動部の入力損失と圧縮室間の冷媒ガス漏れを少
なくし、圧縮効率と耐久性を高めることができる． また、圧縮機運転速度に基づきブランジャー１９４に作
用する遠心力と、コイルバネ１９５の温度に基づく１ラ
ンジャー１９４への付勢力とによって、給油通路内のプ
ランジャー１９４の静止範囲を制限し、給油通路抵抗を
調整して背圧室３９の圧力をコントロールし、圧縮機運
転速度と圧縮機内温度に応じて、固定スクロール１５へ
の旋回スクロール１１８の背圧力を適切に調整すること
ができる．その結果、摺動部の入力１ｌ失と圧縮室間の
冷媒ガス漏れを少なくし、圧縮機運転状態に応じて圧縮
効率と耐久性を高めることができる． また、上記実施例によれば、旋回スクロール３１８のラ
ップ支持円板３１８ｃ内に設けた半径方向通路を経由し
、且つ、吐出圧力が作用する吐出室油ｆｆａ３４を上流
側に、第２圧縮室５１ａ，５ｌｂ、第４圧縮室３６２
ａ ， ３６２ ｂおよび吸入室１７を下流側とする給
油通路を設け、吐出室油溜３４と吸入室１７または第２
圧縮室５１ａ，５ｌｂ、第４圧縮室３６２ ａ ， ３
６２ｂとの間の前記給油通路の途中に、ラップ支持円板
３１８ｃの反圧縮室側に設け旋回スクロール３１８を圧
縮室側に付勢するための背圧室３３９を設け、半径方向
通路の途中には、旋回スクロール３１Ｂの旋回運動に基
づく遠心力、および背圧室３３９と第２圧縮室５１ａ．
５ｌｂ，第４圧縮室３６２ ａ ， ３６２ ｂまたは
吸入室１７との間の差圧により作動する給油通路切り換
え弁装置３０１を配置し、給油通路切り換え弁装置３０
１には、旋回スクロール３１８の旋回速度が設定値以下
の場合に吐出室油溜３４と第２圧縮室５１ａ，５ｌｂま
たは第４圧縮室３６２ ａ ，３６２ ｂとを連通させ
、旋回スクロール３１８の旋回速度が設定値を超えた場
合に吐出室油溜３４と唆入室ｌ７とを連通させるべく作
動する給油通路切り換え機能を備えたことにより、吸入
冷媒ガスの圧力が高く、圧縮室で発生する圧縮冷媒ガス
圧力も高くなる旋回スクロール３１８の旋回速度が設定
値以下の場合には、吐出圧力の作用する吐出室油溜３４
の潤滑油圧力が高い．したがって、吐出室油溜３４と第
２圧縮室５１ａ．５ｌｂまたは第４圧縮室３６２ ａ
， ３６２ ｂとの間の通路途中にある背圧室３３９の
中間圧力を適当に高く維持することができ、高い圧縮荷
重を受ける旋回スクロール３１８を固定スクロール１５
側に付勢するに適した高い背圧力を得ることができる．
また、吸入冷媒ガス量の増加によって吸入通路抵抗が増
加し、吸入冷媒ガスの圧力も低くなる旋回スクロール３
１Ｂの旋回速度が設定値を越えた圧縮機高速運転時には
、圧縮室で発生する圧縮圧力が低くなると共に、吐出室
油溜３４と吸入室１７との間の通路途中にある背圧室３
３９の中間圧力を圧縮室との連通の場合よりも低《する
ことができ、低い圧縮荷重を受ける旋回スクロール３１
８を固定スクロールｌ５側に付勢するに適した低い背圧
力を得ることができる，このように、旋回スクロール３
１８に作用する圧縮荷重に応じて給油通路を自動的に切
り換え、それによって、背圧室３３９の圧力を調整する
ことができ、固定スクロール１５への旋回スクロール３
１８の押し付け過ぎ防止して、旋回スクロール３１８と
固定スクロール】５との間の摺動部摩擦を少なくでき、
動力損失と摩耗を防いで圧縮効率と耐久性を高めること
ができる。 また、−Ｌ記実施例によれば、背圧室３３９に連通ずる
圧縮室を第２圧縮室５１ａ，５ｌｂと第４圧縮室３６２
ａ ，３６２ ｂの圧力の異なる２室としたことによ
り、圧縮室への２種類の差圧給油通路を確保して背圧室
３３９の圧力制’ｔＭＱ囲を拡大することができ、旋回
スクロール３１８に作用し変化する圧縮荷重に応じて背
圧室３３９の圧力を調整することができ、固定スクロー
ルｌ５への旋回スクロール３１８の押し付け過ぎ防止し
て、旋回スクロール３１８と固定スクロール１５との間
の摺動部摩擦を少なくでき、動力ｔｊｌ失と＋ｇ耗を防
いで圧縮効率と耐久性を高めることができる．また、背
圧室３３９から圧縮室への給油世制御範囲を拡大するこ
とができ、それによって圧縮室への通■給油が可能とな
り、給油過多による過圧縮を防止して圧縮効率の低下を
防ぐことができる． また、上記実施例によれば、給油通路切り換え弁装置３
０１は、ブランジャー３９４を、旋回スクロール３１８
の旋回速度が速く、背圧室３３９と圧縮室（第２圧縮室
５１ａ，５ｌｂ、第４圧縮室３６２ ａ ， ３６２ｂ
〕または吸入室ｌ７との間の差圧が大きいほど半径方向
通路の外側部へ移勅せしめ、背圧室ｌ７との連通先圧力
を順次低圧側へ切ｊｌ７換え、背圧室１７の圧力を順次
低下させるべく作動する給油通路切り換え機能を備えた
ことにより、旋回スクロール３１８の旋回速度が増加し
、吸入冷媒ガス圧力が低下し、それに伴って圧縮室圧力
も低下し、旋回スクロール３１８を固定スクロールｌ５
の側に背圧付勢するために設けた背圧室３３９と背圧室
３３９の下流側との間の差圧も順次広げることができる
ので、背圧室３３９の圧力も順次低下させ、圧縮室圧力
に応じて旋回スクロール３１８の背圧付勢力を順次適切
に低下調整させることによって、圧縮機運転速度に応じ
た背圧！Ｐｌ整ができ、摺動部動力損失と圧縮部温度を
低減して、圧縮効率と耐久性を高めることができる． また、上記実施例によれば、給油通路切り換え弁装置３
０１を経由する給油通路の上流側が吐出圧力の佇用する
吐出室油溜３４としたことにより、吐出側圧力と吸入側
圧力および旋回スクロール３１８のｈλ回速瓜に応じて
旋回スクロール３１８の背圧力を適正に制御する給油通
路切り換え弁装置を堤供することができる．それによっ
て、圧縮機低速運転時などのように、吐出冷媒ガスの部
分的な逆流に２Ｓづいて圧縮室圧力が吐出側圧力に影響
を受ける場合でも、旋回スクロール３１８への適正な背
圧付勢ができ、旋回スクロール３１８と固定スクロール
ｌ５との間の圧縮冷媒ガス漏れと摺動部動力損失および
圧縮部温度を低減して、圧縮効率と耐久性を高めること
ができる． また、上記実施例によれば、吐出室油溜３４からの差圧
給油通路を駆動軸４に係わる軸受部を経由させたことに
より、吐出圧力の作用する吐出室油溜３４の潤滑油圧力
が圧縮機運転速度に比例して上昇するので、圧縮機運転
速度と圧縮機負荷に応じた軸受摺動部への潤滑油供給が
でき、軸受摺動部の摩耗や摩擦を少なくして圧縮効率と
耐久性を向上することができる． 発明の効果 上記実施例より明らかなように本発明は、スクロール圧
縮機構を密閉容器内に収納し、旋回スクロールのラップ
支持円板内に設けた半径方向通路を経由し、且つ、潤滑
油供給元を上流側に、圧縮室および吸入室（または吸入
室に通じる吸入側）を下流側とする給油通路を設け、半
径方向通路の途中には、旋回スクロールの旋回速度に追
従して作動する給油通路制御弁装置を配置し、給油通路
制御弁装置には、旋回スクロールの旋回速度が設定値以
下の場合に潤滑油給油元と圧縮室とを連通させ、旋回ス
クロールの旋回速度が設定値を超えた場合に潤滑油給油
元と吸入室（または吸入室に通じる吸入側）とを連通さ
せるべく作動する給油通路切り換え機能を備えたことに
より、圧縮時間が長くて吸入気体容積当たりの圧縮途中
気体漏れ量の多く圧縮不足の生じやすい圧縮機設定速度
以下運転時には、給油通路制御弁装置が作動して、潤滑
油給油元から吸入室への連通が遮断されると共に潤滑油
供給元と圧縮室とが連通ずる．これによって、圧縮気体
を含む潤滑油が潤滑油供給元から圧縮室に流入し、隣接
する圧縮室間隙間が油膜により密封され、圧縮気体漏れ
量が少なくすると共に、潤滑油に含まれた流入した吐出
気体を再圧縮することによって圧縮不足を生じることな
く、最終圧縮圧力を所要吐出圧力まで上昇することがで
きる．また、圧縮時間が短くて吸入気体容積当たりの圧
縮途中気体而れ量の少ない圧縮機設定運転速度を超えた
運転時には、給油通路制御弁装置が作動して、潤滑油供
給元から圧縮室への連通が遮断されると共にと吸入室と
が連通して潤滑油流入通路が切り替わる．その結果、圧
縮室への吐出気体を含んだ潤滑油強制流入がなくなり、
過圧縮が解消されると共に、潤滑油が潤滑油供給元から
吸入室に流入し、吸入気体と共に圧縮室に自然吸入され
、隣接する圧縮室間隙間を吸入初期行程から吐出行程ま
での全域に渡り密封すると共に圧縮室内壁面を潤滑し、
旋回スクロールが旋回スクロールの駆動軸による旋回駆
動に基づき生じるジャンピング現象や、圧縮室圧力変勅
に基づく生じる傾き現象などの際に固定スクロールとの
間で生じる衝突音や振動を緩和して、振動・騒音を低減
すると共に、両スクロールの破損を防止することもでき
る． また、本発明は、旋回スクロールのラップ支持円板内に
設けた半径方向通路を経由し、且つ、潤滑油供給元を上
流側に、圧縮室および吸入室（または吸入室に通じる吸
入側）を下流側とする給油通路を設け、前記半径方向通
路の途中には、旋回スクロールの旋回運動に基づく遠心
力により作動する給油通路制御弁装置を配置し、給油通
路制御弁装置には、旋回スクロールの旋回速度が一定値
以下の場合に、半径方向通路を遮断させるための開閉弁
を設けたことにより、圧ｉ＊ａ停土中に、潤滑油供給元
から圧縮室および吸入室への潤滑油流入がないので、圧
ｍ機の再起動時の液圧縮を防止して、起動初期の圧縮負
荷軽減、旋回スクロールと固定スクロールの破損や旋回
スクロールに係わる摺動部の摩耗、焼付きを防ぎ、圧縮
機耐久性を向上することができる．また、潤滑油供給元
の潤滑油が圧縮室と吸入室へ流出することもないので、
潤滑油供給元の潤滑油を常時確保することができ、圧縮
機起動初期からの摺動部や圧縮室への給油が可能で、摺
動部潤滑や圧縮室の油膜密封作用によって圧縮機効率を
高めることができる．また、圧縮機の運転速度に追従し
て昇圧する潤滑油供給元の潤滑油圧力が圧縮室の圧力以
上に上昇することが少ない長時間極低速運転状態の場合
でも、圧縮途中気体が潤滑油供給元の側へ逆流せず、潤
滑油供給元の潤滑油が他の部分へ流出するのを防止し、
上述のように、摺動部の焼付き防止による耐久性向上を
図ることができる． また、本発明は、旋回スクロールの旋回速度が一定値以
下の場合に、半径方向通路を遮断させるための開閉弁に
付勢力を与えるバネ装置を備えたことにより、圧縮機起
動初期や極低速運転時に、開閉弁に作用する不安定な遠
心力、激しい吐出圧力変動などに起因して開閉弁に作用
する圧力変動によって生じる開閉弁のチヤタリング現象
を抑制し、給油通路を確実に遮断することができると共
に、開閉弁の摩耗、破損を防止して給油通路切り換え弁
装置の作動信転性と耐久性を向上することができる． また、本発明は、旋回スクロールのラップ支持円板内に
設けた半径方向通路を経由し、且つ、潤滑油供給元を上
流側に、圧縮室および吸入室（または吸入室に通じる吸
入側）を下流側とする給油通路を設け、前記半径方向通
路の途中には、逆止弁を備えたことにより、潤滑油供給
元の圧力よりも圧縮室の圧力の方が高い圧縮機起動初期
に、圧縮室内の圧縮途中気体が給油通路を経て潤滑油供
給元に逆流するのを逆止弁の逆止効果によって防ぐこと
ができる．その結果、旋回スクロールの周辺部の潤滑油
流出と潤滑油供給元の潤滑油の粘性劣下を防ぐと共に、
潤滑油供給元の潤滑油が圧縮途中気体によって拡散され
、潤滑油中に含まれた多量の吐出気体が発泡することに
よって、潤滑油が吐出気体と共に圧縮機外に流出するの
を防ぎ、圧縮機起動初！ＩＩＩおよび定常運転時の摺動
部摩耗や焼付きを防止して耐久性を向上することができ
る．また、本発明は、旋回スクロールの背圧室と吸入側
との間を連通ずる給油通路を旋回スクロールのラップ支
持円板に設け、給油通路の途中には給油通路から分岐し
て半径方向外側部に向かう弁穴を設け、その弁穴には弁
穴を移動する弁体と弁体を半径方向中心部に付勢するバ
ネ装置とを配置し、弁体が弁体に作用する遠心力と弁体
に作用する流体圧力とによってバネ装置に抗して半径方
向外側部へ前進すると給油通路の開度を広げるべく作用
する開度調整弁装置を備えたことにより、旋回スクロー
ルの旋回速度が増加し、吸入気体圧力が低下するに伴っ
て圧縮室内気体圧力も低下し、旋回スクロールを固定ス
クロールの側に付勢する力を減少させる必要のある場合
には、背圧室と吸入室との間の給油通路の通路抵抗を少
なくすることができ、背圧室から吸入室への潤滑油流入
量を増加させ、背圧室の圧力を降下させることができる
．その結果、圧縮機運転速度の増加に伴い、旋回スクロ
ールを固定スクロールの側に押し付け過ぎないように、
旋回スクロールと固定スクロールとの間の軸方向接触力
を弱め、摺動部の摩擦抵抗を少なくして動力損失を低減
し、圧縮機効率と耐久性を向上させることができる． また、本発明は、圧縮機が停止した時、旋回スクロール
の背圧室から圧縮室や吸入室への給油通路が遮断される
ことにより、圧縮機停止中に、背圧室内の潤滑油が吸入
室に流出することを防ぐことができる．それによって、
背圧室内に貯蓄した潤滑油を、圧縮機再起動直後の背圧
室周辺摺動部の潤滑に供することができ、自転阻止部材
などの摺動部隙間に起因して生じる振動や騒音を潤滑油
の油膜緩衝作用によって低減し、摺動部の摩耗を少なく
して、静粛で耐久性を存する圧縮機を提供することがで
きる．また、圧縮機停止中に、背圧室内の潤滑油が吸入
室に流入しないので、圧縮機再起動時、潤滑油を圧縮す
ることによる液圧縮を防止して、旋回スクロールや固定
スクロールの破損、旋回スクロールの駆動軸などに係わ
る摺動部の摩耗や焼付きを防止し、耐久性を向上するこ
とができる． また、本発明は、旋回スクロールの背圧室から圧縮室や
吸入室への給油通路の開度調整弁装置を構成し、且つ給
油通路の開度を調整する弁体を付勢するバネ装置が、そ
れ自身の温度が上昇すれば付勢力を減じ、それ自身の温
度が低下すれば付勢力を増すべく形状記憶特性を備えた
ことにより、圧！ｔ２ｉ機高速運転時など、旋回スクロ
ールの旋回速度と吐出気体循環量とが増加し、旋回スク
ロールを駆動する駆動軸や固定スクロールとの間の摺動
部で発生する摩擦熱も増加して、摺動部温度が上昇する
一方、吸入気体圧力が低下するに伴って圧縮室内気体圧
力も低下するので、旋回スクロールを固定スクロールの
側に付勢する力を減少させ、圧縮機入力損失と摺動部摩
耗を少なくする必要のある場合には、給油通路を制御す
る弁体に付勢力を与えるバネ装置の温度も上昇し、給油
通路を狭めるべく方向に弁体を付勢するバネ装置の付勢
力を弱めると共に、弁体に作用する遠心力も増加するの
で給油通路を広げることができる，その結果、背圧室と
吸入室との間の給油通路の通路抵抗を少なくして、背圧
室から吸入室への潤滑油流入量を増加させ、背圧室の圧
力を降下させることができる．それによって、旋回スク
ロールと固定スクロールとの間の軸方向接触力を弱め、
摺動部の摩擦抵抗を少なくし、圧縮機人力ｔ員失と摺動
部摩耗を少なくすることができる。 また、圧縮機起動初期の低速運転時など、吸入気体圧力
が高く、圧縮室内圧力が高く、潤滑油供給元の圧力が低
い場合には、圧縮機内温度が低く、背圧室内の潤滑油の
温度が低く、潤滑油の粘性が高く、且つ、弁体に作用す
る遠心力も少ないので、弁体が給油通路を狭める方向に
後退し、給油通路抵抗を増加させ、潤滑油供給元に通じ
る背圧室から吸入室への潤滑油流入量を制ｔｎシて、背
圧室の圧力を高めることができる．それによって、旋回
スクロールが固定スクロールから離反しないように、旋
回スクロールに適切な背圧を付勢させ、摺動部の入力…
失と圧縮室間の圧縮気体漏れを少なくし、圧縮効率と耐
久性を高めることができる．また、圧縮機運転速度に基
づき弁体に作用する遠心力と、バネ装置の温度に基づく
弁体への付勢力とによって、給油通路内の弁体の静止範
囲を制限し、給油通路抵抗を調整して背圧室の圧力をコ
ントロールし、圧縮機運転速度七圧縮機内温度に応して
、固定スクロールへの旋回スクロールの背圧力を適切に
調整することができる．その結果、摺動部の入力ｔ員失
と圧縮室間の圧縮気体漏れを少なくし、圧ｌｉｉ機運転
状態に応して圧縮効率と耐久性を高めることができる． また、本発明は、ラップ支持円板内に設けた半径方向通
路を経由し、且つ、潤滑油供給元を上流側に、圧縮室お
よび吸入室（または吸入室に通じる吸入側）を下流側と
する給油通路を設け、潤滑油供給元と吸入室または圧縮
室との間の給油通路の途中に、ラップ支持円板の反圧縮
室側に設け旋回スクロールを圧縮室側に付勢するための
背圧室を設け、半径方向通路の途中には、旋回スクロー
ルの旋回運動に基づく遠心力、および背圧室と圧縮室ま
たは吸入室との間の差圧により作動する給油通路制御弁
装置を配置し、給油通路制御弁装置には、旋回スクロー
ルの旋回速度が設定値以下の場合に潤滑油供給元と圧縮
室とを連通させ、旋回スクロールの旋回速度が設定値を
超えた場合に潤滑油供給元と吸入室（または吸入室に通
じる吸入側）とを連通させるべく作動する給油通路切り
換え機能を備えたことにより、吸入気体の圧力が高く、
圧縮室で発生ずる圧縮気体圧力も高くなる旋回スクロー
ルの旋回速度が設定値以下の場合には、圧縮機運転速度
に追従する潤滑油供給元の潤滑油圧力が高い．したがっ
て、潤滑油供給元と圧縮室との間の通路途中にある背圧
室の中間圧力を適当に高く維持するこさができ、高い圧
縮荷重を受ける旋回スクロールを固定スクロール側に付
勢するに適した高い背圧力を得ることができる．また、
旋回スクロールの旋回速度が設定値を越えた圧縮機高速
運転時には、吸入気体流量の増加によって吸入通路抵抗
が増加し、吸入気体の圧力も低《なり、圧縮室で発生す
る圧縮圧力が低くなると共に、潤滑油供給元と吸入室と
の間の通路途中にある背圧室の中間圧力を圧縮室との連
通の場合よりも低くすることができ、低い圧縮荷重を受
ける旋回スクロールを固定スクロール側に付勢するに適
した低い１テ圧力を得ることができる．このように、旋
回スクロールに作用する圧縮荷重に応じて給油通路を自
動的に切り換え、それによって、背圧室の圧力を調整す
ることができ、固定スクロールへの旋回スクロールの押
し付け過ぎ防止して、旋回スクロールと固定スクロール
との間の摺動部！ｇ！擦を少な《でき、動力１員失と摩
耗を防いで圧縮効率と耐久性を高めることができる． また、本発明は、背圧室に連通ずる圧縮室を圧力の異な
る２室以上備えたことにより、圧縮室への２種類の差圧
給油通路を確保して背圧室の圧力制？ｉｌ範囲を拡大す
ることができ、旋回スクロールに作用し、且つ、変化す
る圧縮荷重に応じて背圧室の圧力を調整することができ
、固定スクロールへの旋回スクロールの押し付け過ぎ防
止して、旋回スクロールと固定スクロールとの間の摺動
部摩擦を少なくでき、動力損失と摩耗を防いで圧縮効率
と耐久性を高めることができる．また、背圧室から圧縮
室への給油量制御範囲を拡大することができ、それによ
って圧縮室への適量給油が可能となり、給油過多による
過圧縮を防止して圧縮効率の低下を防ぐことができる． また、本発明は、給油通路制御弁装置の弁体が、旋回ス
クロールの旋回速度が速く、背圧室と圧縮室または吸入
室との間の差圧が大きいほど半径方向通路の外側部へ移
動し、背圧室との連通先を順次切り換え、圧力低下させ
るべく作動する給油通路切り換え機能を備えたことによ
り、旋回スクロールの旋回速度が増加し、吸入気体圧力
が低下し、それに伴って圧縮室圧力も低下し、旋回スク
ロールを固定スクロールの側に背圧付勢するために設け
た背圧室と背圧室の下流側との間の差圧も順次広げるこ
とができるので、背圧室の圧力も順次低下させ、圧縮室
圧力に応じて旋回スクロールの背圧付勢力を順次適切に
低下調整させることによって、圧縮機運転速度に応じた
背圧調整ができ、摺動部動力１１ｌ失と圧縮部温度を低
減して、圧縮効率と耐久性を高めることができる． また、本発明は、潤滑油供給元が吐出圧力の作用する油
溜である給油通路を備えたことにより、吐出側圧力と吸
入側圧力および旋回スクロールの旋回速度に応じて旋回
スクロールの背圧力を適正に制御する給油通路切り換え
弁装置を提供することができる．それによって、案機低
速運転時などのように、吐出気体の部分的な逆流に基づ
いて圧縮室圧力が吐出側圧力に影響を受ける場合でも、
旋回スクロールへの適正な背圧付勢ができ、旋回スクロ
ールと固定スクロールとの間の圧縮気体漏れ摺動部動力
川失および圧縮部温度を低減して、圧縮効率と耐久性を
高めることができる．また、本発明は、駆動軸に係わる
摺動部を経由する給油通路を備えたことにより、吐出圧
力の作用する吐出室油溜の潤滑油圧力が圧縮機運転速度
に比例して上昇するので、圧縮機運転速度と圧縮機負荷
に応じた軸受摺動部への潤滑油供給ができ、軸受摺動部
の摩耗や摩擦を少なくして圧縮効率と耐久性を向上する
ことができる．
側とする給油通路を設け、半径方向通路の弁穴３９２の
途中には、逆止弁３９３を備えたことにより、吐出室油
溜３４の圧力よりも第２圧縮室５１ａ，５ｌｂの圧力の
方が高い圧縮機起動初期に、第２圧縮室５１ａ，５ｌｂ
内の圧縮途中冷媒ガスが給油通路を経て吐出室油溜３４
に逆流するのを逆止弁３９３の逆止効果によって防ぐこ
とができる，その結果、旋回スクロール３１Ｂの周辺部
の潤滑油流出と吐出室油溜３４の潤滑油の粘性劣下を防
ぐと共に、吐出室油溜３４の潤滑油が圧縮途中冷媒ガス
によって拡散され、潤滑油中に含まれた多量の冷媒ガス
が発泡することによって、潤滑油が冷媒ガスと共に圧縮
機外に流出するのを防ぎ、圧縮機起動初期および定常運
転時の摺動部摩耗や焼付きを防止して耐久性を向上する
ことができる． また、上記実施例によれば、旋回スクロール１１８の背
圧室３９と吸入室１７との間を連通ずる給油通路を旋回
スクロール１１８のラップ支持円板１１８Ｃに設け、給
油通路の途中にはその給油通路から分岐して半径方向外
側部に向かう弁穴１９２を設け、弁穴１９２には弁穴１
９２を移動するプランジャー１９４とブランジャー１９
４を半径方向中心部に付勢するコイルバネ１９５とを配
置し、ブランジャー１９４がプランジャー１９４に作用
する遠心力とブランジャーｌ９４の端部に作用する背圧
室３９と吸入室１７との差圧力とによって、コイルバネ
１９５に抗しテ半径方向外側部へ前進することによって
、前述の給油通路途中の弁穴１９２と斜め穴１９９との
開口面積を広げるべく作用する開度調整弁装置１０１を
備えたことにより、Ｊ２回スクロール１１８の旋回速度
が増加し、吸入気体圧力が低下するに伴って圧縮室内気
体圧力も低下し、旋回スクロール１１８を固定スクロー
ルＩ５の側に付勢する力を減少させる必要のある場合に
は、背圧室３９と吸入室１７との間の給油通路の通路抵
抗を少なくすることができ、背圧室３９から吸入室１７
への潤滑油流入量を増加させ、背圧室ｌ７の圧力を降下
させることができる．その結果、圧縮機運転速度の増加
に伴い、旋回スクロール１１８を固定スクロールｌ５の
側に押し付け過ぎないように、旋回スクロール１１８と
固定スクロール１５との間の軸方向接触力を弱め、摺動
部の摩擦抵抗を少なくして動力損失を低減し、圧縮機効
率と耐久性を向上させることができる． また、上記実施例によれば、圧縮機が停止した後、圧ｊ
ｉｉｒ ｍ内圧力が均衡し、背圧室３９と吸入室ｌ７と
の間の差圧が無くなると共に、プランジャー１９４に作
用する遠心力も解除して、コイルバネ１９５の付勢力に
よってブランジャー１９４が弁穴１９２内を後退して、
背圧室３９と唆入室１７との間の給油通路が遮断される
ことにより、圧縮機停止中に、背圧室３９内の潤滑油が
吸入室１７に流出することを防ぐことができる．それに
よって、背圧室１７内に貯蓄した潤滑油を、圧縮機再起
動直後の背圧室１７周辺摺動部の潤滑に供することがで
き、オルグムリング２４の摺動部隙間に起因して生じる
振動や騒音を潤滑油の油膜緩衝作用によって低減し、摺
動部の摩耗を少なくして、静粛で耐久性を有する圧縮機
を提供することができる．また、圧縮機停止中に、背圧
室３９内の潤滑油が吸入室１７に流入しないので、圧縮
機再起動時、潤滑油を圧縮することによる液圧縮を防止
して、旋回スクロール１１８や固定スクロールｌ５の破
損、駆動軸４に係わる摺動部の摩耗や焼付きを防止し、
耐久性を向上することができる． また、上記実施例によれば、ブランジャー１９４を付勢
するコイルバネ１９５は、それ自身の温度が上昇すれば
付勢力を増し、それ自身の温度が低下すれば付勢力を減
じるべく形状記憶特性を備えたことにより、圧縮機高速
運転時など、旋回スクロール１１８の旋回速度と冷媒循
環量とが増加し、旋回スクロール１１８を駆動する駆動
軸４や固定スクロールｌ５との間の摺動部で発生する摩
擦熱も増加して、摺動部温度が上昇する一方、吸入気体
圧力と吸入気体の蒸発温度が低下するに伴って圧縮室内
気体圧力も低下するので、旋回スクロール１１８を固定
スクロールｌ５の側に付勢する力を減少させ、圧縮機入
力損失と摺動部摩耗を少なくする必要のある場合には、
給油通路を制御するブランジャー１９４に付勢力を与え
るコイルバネ１９５の温度も上昇し、給油通路を狭める
べく方向にブランジャー１９４を付勢するコイルバネ１
９５の付勢力を弱めると共に、ブランジャー１９４に作
用する遠心力も増加するので給油通路を広げることがで
きる．その結果、背圧室３９と吸入室Ｉ７との間の給油
通路の通路抵抗を少なくして、背圧室３９から吸入室ｌ
７への５滑油流人量を増加させ、背圧室３９の圧力を降
下させることができる．それによって、旋回スクロール
１１８と固定スクロール１５との間の軸方向接触力を弱
め、摺動部の摩耗抵抗を少なくし、圧縮機入力ｔｉ失と
摺動部摩耗を少なくすることができる．また、圧縮機起
動初期の低速運転時など、吸入冷媒ガス圧力が高く、圧
縮室内圧力が高く、吐出圧力が作用する吐出室油溜３４
の圧力が低い場合には、圧縮機内温度が低く、背圧室３
９内の潤滑油の温度が低く、潤滑油の粘性が高く、且つ
、ブランジャー１９４に作用する遠心力も少ないので、
ブランジャー１９４が給油通路を狭める方向に後退し、
給油通路抵抗を増加させ、吐出室油溜３４に通じる背圧
室３９から吸入室１７への潤滑油流入量を制限して、背
圧室３９の圧力を高めることができる．それによって、
旋回スクロール１１８が固定スクロール１５から離反し
ないように、旋回スクロール１１８に適切な背圧を付勢
させ、摺動部の入力損失と圧縮室間の冷媒ガス漏れを少
なくし、圧縮効率と耐久性を高めることができる． また、圧縮機運転速度に基づきブランジャー１９４に作
用する遠心力と、コイルバネ１９５の温度に基づく１ラ
ンジャー１９４への付勢力とによって、給油通路内のプ
ランジャー１９４の静止範囲を制限し、給油通路抵抗を
調整して背圧室３９の圧力をコントロールし、圧縮機運
転速度と圧縮機内温度に応じて、固定スクロール１５へ
の旋回スクロール１１８の背圧力を適切に調整すること
ができる．その結果、摺動部の入力１ｌ失と圧縮室間の
冷媒ガス漏れを少なくし、圧縮機運転状態に応じて圧縮
効率と耐久性を高めることができる． また、上記実施例によれば、旋回スクロール３１８のラ
ップ支持円板３１８ｃ内に設けた半径方向通路を経由し
、且つ、吐出圧力が作用する吐出室油ｆｆａ３４を上流
側に、第２圧縮室５１ａ，５ｌｂ、第４圧縮室３６２
ａ ， ３６２ ｂおよび吸入室１７を下流側とする給
油通路を設け、吐出室油溜３４と吸入室１７または第２
圧縮室５１ａ，５ｌｂ、第４圧縮室３６２ ａ ， ３
６２ｂとの間の前記給油通路の途中に、ラップ支持円板
３１８ｃの反圧縮室側に設け旋回スクロール３１８を圧
縮室側に付勢するための背圧室３３９を設け、半径方向
通路の途中には、旋回スクロール３１Ｂの旋回運動に基
づく遠心力、および背圧室３３９と第２圧縮室５１ａ．
５ｌｂ，第４圧縮室３６２ ａ ， ３６２ ｂまたは
吸入室１７との間の差圧により作動する給油通路切り換
え弁装置３０１を配置し、給油通路切り換え弁装置３０
１には、旋回スクロール３１８の旋回速度が設定値以下
の場合に吐出室油溜３４と第２圧縮室５１ａ，５ｌｂま
たは第４圧縮室３６２ ａ ，３６２ ｂとを連通させ
、旋回スクロール３１８の旋回速度が設定値を超えた場
合に吐出室油溜３４と唆入室ｌ７とを連通させるべく作
動する給油通路切り換え機能を備えたことにより、吸入
冷媒ガスの圧力が高く、圧縮室で発生する圧縮冷媒ガス
圧力も高くなる旋回スクロール３１８の旋回速度が設定
値以下の場合には、吐出圧力の作用する吐出室油溜３４
の潤滑油圧力が高い．したがって、吐出室油溜３４と第
２圧縮室５１ａ．５ｌｂまたは第４圧縮室３６２ ａ
， ３６２ ｂとの間の通路途中にある背圧室３３９の
中間圧力を適当に高く維持することができ、高い圧縮荷
重を受ける旋回スクロール３１８を固定スクロール１５
側に付勢するに適した高い背圧力を得ることができる．
また、吸入冷媒ガス量の増加によって吸入通路抵抗が増
加し、吸入冷媒ガスの圧力も低くなる旋回スクロール３
１Ｂの旋回速度が設定値を越えた圧縮機高速運転時には
、圧縮室で発生する圧縮圧力が低くなると共に、吐出室
油溜３４と吸入室１７との間の通路途中にある背圧室３
３９の中間圧力を圧縮室との連通の場合よりも低《する
ことができ、低い圧縮荷重を受ける旋回スクロール３１
８を固定スクロールｌ５側に付勢するに適した低い背圧
力を得ることができる，このように、旋回スクロール３
１８に作用する圧縮荷重に応じて給油通路を自動的に切
り換え、それによって、背圧室３３９の圧力を調整する
ことができ、固定スクロール１５への旋回スクロール３
１８の押し付け過ぎ防止して、旋回スクロール３１８と
固定スクロール】５との間の摺動部摩擦を少なくでき、
動力損失と摩耗を防いで圧縮効率と耐久性を高めること
ができる。 また、−Ｌ記実施例によれば、背圧室３３９に連通ずる
圧縮室を第２圧縮室５１ａ，５ｌｂと第４圧縮室３６２
ａ ，３６２ ｂの圧力の異なる２室としたことによ
り、圧縮室への２種類の差圧給油通路を確保して背圧室
３３９の圧力制’ｔＭＱ囲を拡大することができ、旋回
スクロール３１８に作用し変化する圧縮荷重に応じて背
圧室３３９の圧力を調整することができ、固定スクロー
ルｌ５への旋回スクロール３１８の押し付け過ぎ防止し
て、旋回スクロール３１８と固定スクロール１５との間
の摺動部摩擦を少なくでき、動力ｔｊｌ失と＋ｇ耗を防
いで圧縮効率と耐久性を高めることができる．また、背
圧室３３９から圧縮室への給油世制御範囲を拡大するこ
とができ、それによって圧縮室への通■給油が可能とな
り、給油過多による過圧縮を防止して圧縮効率の低下を
防ぐことができる． また、上記実施例によれば、給油通路切り換え弁装置３
０１は、ブランジャー３９４を、旋回スクロール３１８
の旋回速度が速く、背圧室３３９と圧縮室（第２圧縮室
５１ａ，５ｌｂ、第４圧縮室３６２ ａ ， ３６２ｂ
〕または吸入室ｌ７との間の差圧が大きいほど半径方向
通路の外側部へ移勅せしめ、背圧室ｌ７との連通先圧力
を順次低圧側へ切ｊｌ７換え、背圧室１７の圧力を順次
低下させるべく作動する給油通路切り換え機能を備えた
ことにより、旋回スクロール３１８の旋回速度が増加し
、吸入冷媒ガス圧力が低下し、それに伴って圧縮室圧力
も低下し、旋回スクロール３１８を固定スクロールｌ５
の側に背圧付勢するために設けた背圧室３３９と背圧室
３３９の下流側との間の差圧も順次広げることができる
ので、背圧室３３９の圧力も順次低下させ、圧縮室圧力
に応じて旋回スクロール３１８の背圧付勢力を順次適切
に低下調整させることによって、圧縮機運転速度に応じ
た背圧！Ｐｌ整ができ、摺動部動力損失と圧縮部温度を
低減して、圧縮効率と耐久性を高めることができる． また、上記実施例によれば、給油通路切り換え弁装置３
０１を経由する給油通路の上流側が吐出圧力の佇用する
吐出室油溜３４としたことにより、吐出側圧力と吸入側
圧力および旋回スクロール３１８のｈλ回速瓜に応じて
旋回スクロール３１８の背圧力を適正に制御する給油通
路切り換え弁装置を堤供することができる．それによっ
て、圧縮機低速運転時などのように、吐出冷媒ガスの部
分的な逆流に２Ｓづいて圧縮室圧力が吐出側圧力に影響
を受ける場合でも、旋回スクロール３１８への適正な背
圧付勢ができ、旋回スクロール３１８と固定スクロール
ｌ５との間の圧縮冷媒ガス漏れと摺動部動力損失および
圧縮部温度を低減して、圧縮効率と耐久性を高めること
ができる． また、上記実施例によれば、吐出室油溜３４からの差圧
給油通路を駆動軸４に係わる軸受部を経由させたことに
より、吐出圧力の作用する吐出室油溜３４の潤滑油圧力
が圧縮機運転速度に比例して上昇するので、圧縮機運転
速度と圧縮機負荷に応じた軸受摺動部への潤滑油供給が
でき、軸受摺動部の摩耗や摩擦を少なくして圧縮効率と
耐久性を向上することができる． 発明の効果 上記実施例より明らかなように本発明は、スクロール圧
縮機構を密閉容器内に収納し、旋回スクロールのラップ
支持円板内に設けた半径方向通路を経由し、且つ、潤滑
油供給元を上流側に、圧縮室および吸入室（または吸入
室に通じる吸入側）を下流側とする給油通路を設け、半
径方向通路の途中には、旋回スクロールの旋回速度に追
従して作動する給油通路制御弁装置を配置し、給油通路
制御弁装置には、旋回スクロールの旋回速度が設定値以
下の場合に潤滑油給油元と圧縮室とを連通させ、旋回ス
クロールの旋回速度が設定値を超えた場合に潤滑油給油
元と吸入室（または吸入室に通じる吸入側）とを連通さ
せるべく作動する給油通路切り換え機能を備えたことに
より、圧縮時間が長くて吸入気体容積当たりの圧縮途中
気体漏れ量の多く圧縮不足の生じやすい圧縮機設定速度
以下運転時には、給油通路制御弁装置が作動して、潤滑
油給油元から吸入室への連通が遮断されると共に潤滑油
供給元と圧縮室とが連通ずる．これによって、圧縮気体
を含む潤滑油が潤滑油供給元から圧縮室に流入し、隣接
する圧縮室間隙間が油膜により密封され、圧縮気体漏れ
量が少なくすると共に、潤滑油に含まれた流入した吐出
気体を再圧縮することによって圧縮不足を生じることな
く、最終圧縮圧力を所要吐出圧力まで上昇することがで
きる．また、圧縮時間が短くて吸入気体容積当たりの圧
縮途中気体而れ量の少ない圧縮機設定運転速度を超えた
運転時には、給油通路制御弁装置が作動して、潤滑油供
給元から圧縮室への連通が遮断されると共にと吸入室と
が連通して潤滑油流入通路が切り替わる．その結果、圧
縮室への吐出気体を含んだ潤滑油強制流入がなくなり、
過圧縮が解消されると共に、潤滑油が潤滑油供給元から
吸入室に流入し、吸入気体と共に圧縮室に自然吸入され
、隣接する圧縮室間隙間を吸入初期行程から吐出行程ま
での全域に渡り密封すると共に圧縮室内壁面を潤滑し、
旋回スクロールが旋回スクロールの駆動軸による旋回駆
動に基づき生じるジャンピング現象や、圧縮室圧力変勅
に基づく生じる傾き現象などの際に固定スクロールとの
間で生じる衝突音や振動を緩和して、振動・騒音を低減
すると共に、両スクロールの破損を防止することもでき
る． また、本発明は、旋回スクロールのラップ支持円板内に
設けた半径方向通路を経由し、且つ、潤滑油供給元を上
流側に、圧縮室および吸入室（または吸入室に通じる吸
入側）を下流側とする給油通路を設け、前記半径方向通
路の途中には、旋回スクロールの旋回運動に基づく遠心
力により作動する給油通路制御弁装置を配置し、給油通
路制御弁装置には、旋回スクロールの旋回速度が一定値
以下の場合に、半径方向通路を遮断させるための開閉弁
を設けたことにより、圧ｉ＊ａ停土中に、潤滑油供給元
から圧縮室および吸入室への潤滑油流入がないので、圧
ｍ機の再起動時の液圧縮を防止して、起動初期の圧縮負
荷軽減、旋回スクロールと固定スクロールの破損や旋回
スクロールに係わる摺動部の摩耗、焼付きを防ぎ、圧縮
機耐久性を向上することができる．また、潤滑油供給元
の潤滑油が圧縮室と吸入室へ流出することもないので、
潤滑油供給元の潤滑油を常時確保することができ、圧縮
機起動初期からの摺動部や圧縮室への給油が可能で、摺
動部潤滑や圧縮室の油膜密封作用によって圧縮機効率を
高めることができる．また、圧縮機の運転速度に追従し
て昇圧する潤滑油供給元の潤滑油圧力が圧縮室の圧力以
上に上昇することが少ない長時間極低速運転状態の場合
でも、圧縮途中気体が潤滑油供給元の側へ逆流せず、潤
滑油供給元の潤滑油が他の部分へ流出するのを防止し、
上述のように、摺動部の焼付き防止による耐久性向上を
図ることができる． また、本発明は、旋回スクロールの旋回速度が一定値以
下の場合に、半径方向通路を遮断させるための開閉弁に
付勢力を与えるバネ装置を備えたことにより、圧縮機起
動初期や極低速運転時に、開閉弁に作用する不安定な遠
心力、激しい吐出圧力変動などに起因して開閉弁に作用
する圧力変動によって生じる開閉弁のチヤタリング現象
を抑制し、給油通路を確実に遮断することができると共
に、開閉弁の摩耗、破損を防止して給油通路切り換え弁
装置の作動信転性と耐久性を向上することができる． また、本発明は、旋回スクロールのラップ支持円板内に
設けた半径方向通路を経由し、且つ、潤滑油供給元を上
流側に、圧縮室および吸入室（または吸入室に通じる吸
入側）を下流側とする給油通路を設け、前記半径方向通
路の途中には、逆止弁を備えたことにより、潤滑油供給
元の圧力よりも圧縮室の圧力の方が高い圧縮機起動初期
に、圧縮室内の圧縮途中気体が給油通路を経て潤滑油供
給元に逆流するのを逆止弁の逆止効果によって防ぐこと
ができる．その結果、旋回スクロールの周辺部の潤滑油
流出と潤滑油供給元の潤滑油の粘性劣下を防ぐと共に、
潤滑油供給元の潤滑油が圧縮途中気体によって拡散され
、潤滑油中に含まれた多量の吐出気体が発泡することに
よって、潤滑油が吐出気体と共に圧縮機外に流出するの
を防ぎ、圧縮機起動初！ＩＩＩおよび定常運転時の摺動
部摩耗や焼付きを防止して耐久性を向上することができ
る．また、本発明は、旋回スクロールの背圧室と吸入側
との間を連通ずる給油通路を旋回スクロールのラップ支
持円板に設け、給油通路の途中には給油通路から分岐し
て半径方向外側部に向かう弁穴を設け、その弁穴には弁
穴を移動する弁体と弁体を半径方向中心部に付勢するバ
ネ装置とを配置し、弁体が弁体に作用する遠心力と弁体
に作用する流体圧力とによってバネ装置に抗して半径方
向外側部へ前進すると給油通路の開度を広げるべく作用
する開度調整弁装置を備えたことにより、旋回スクロー
ルの旋回速度が増加し、吸入気体圧力が低下するに伴っ
て圧縮室内気体圧力も低下し、旋回スクロールを固定ス
クロールの側に付勢する力を減少させる必要のある場合
には、背圧室と吸入室との間の給油通路の通路抵抗を少
なくすることができ、背圧室から吸入室への潤滑油流入
量を増加させ、背圧室の圧力を降下させることができる
．その結果、圧縮機運転速度の増加に伴い、旋回スクロ
ールを固定スクロールの側に押し付け過ぎないように、
旋回スクロールと固定スクロールとの間の軸方向接触力
を弱め、摺動部の摩擦抵抗を少なくして動力損失を低減
し、圧縮機効率と耐久性を向上させることができる． また、本発明は、圧縮機が停止した時、旋回スクロール
の背圧室から圧縮室や吸入室への給油通路が遮断される
ことにより、圧縮機停止中に、背圧室内の潤滑油が吸入
室に流出することを防ぐことができる．それによって、
背圧室内に貯蓄した潤滑油を、圧縮機再起動直後の背圧
室周辺摺動部の潤滑に供することができ、自転阻止部材
などの摺動部隙間に起因して生じる振動や騒音を潤滑油
の油膜緩衝作用によって低減し、摺動部の摩耗を少なく
して、静粛で耐久性を存する圧縮機を提供することがで
きる．また、圧縮機停止中に、背圧室内の潤滑油が吸入
室に流入しないので、圧縮機再起動時、潤滑油を圧縮す
ることによる液圧縮を防止して、旋回スクロールや固定
スクロールの破損、旋回スクロールの駆動軸などに係わ
る摺動部の摩耗や焼付きを防止し、耐久性を向上するこ
とができる． また、本発明は、旋回スクロールの背圧室から圧縮室や
吸入室への給油通路の開度調整弁装置を構成し、且つ給
油通路の開度を調整する弁体を付勢するバネ装置が、そ
れ自身の温度が上昇すれば付勢力を減じ、それ自身の温
度が低下すれば付勢力を増すべく形状記憶特性を備えた
ことにより、圧！ｔ２ｉ機高速運転時など、旋回スクロ
ールの旋回速度と吐出気体循環量とが増加し、旋回スク
ロールを駆動する駆動軸や固定スクロールとの間の摺動
部で発生する摩擦熱も増加して、摺動部温度が上昇する
一方、吸入気体圧力が低下するに伴って圧縮室内気体圧
力も低下するので、旋回スクロールを固定スクロールの
側に付勢する力を減少させ、圧縮機入力損失と摺動部摩
耗を少なくする必要のある場合には、給油通路を制御す
る弁体に付勢力を与えるバネ装置の温度も上昇し、給油
通路を狭めるべく方向に弁体を付勢するバネ装置の付勢
力を弱めると共に、弁体に作用する遠心力も増加するの
で給油通路を広げることができる，その結果、背圧室と
吸入室との間の給油通路の通路抵抗を少なくして、背圧
室から吸入室への潤滑油流入量を増加させ、背圧室の圧
力を降下させることができる．それによって、旋回スク
ロールと固定スクロールとの間の軸方向接触力を弱め、
摺動部の摩擦抵抗を少なくし、圧縮機人力ｔ員失と摺動
部摩耗を少なくすることができる。 また、圧縮機起動初期の低速運転時など、吸入気体圧力
が高く、圧縮室内圧力が高く、潤滑油供給元の圧力が低
い場合には、圧縮機内温度が低く、背圧室内の潤滑油の
温度が低く、潤滑油の粘性が高く、且つ、弁体に作用す
る遠心力も少ないので、弁体が給油通路を狭める方向に
後退し、給油通路抵抗を増加させ、潤滑油供給元に通じ
る背圧室から吸入室への潤滑油流入量を制ｔｎシて、背
圧室の圧力を高めることができる．それによって、旋回
スクロールが固定スクロールから離反しないように、旋
回スクロールに適切な背圧を付勢させ、摺動部の入力…
失と圧縮室間の圧縮気体漏れを少なくし、圧縮効率と耐
久性を高めることができる．また、圧縮機運転速度に基
づき弁体に作用する遠心力と、バネ装置の温度に基づく
弁体への付勢力とによって、給油通路内の弁体の静止範
囲を制限し、給油通路抵抗を調整して背圧室の圧力をコ
ントロールし、圧縮機運転速度七圧縮機内温度に応して
、固定スクロールへの旋回スクロールの背圧力を適切に
調整することができる．その結果、摺動部の入力ｔ員失
と圧縮室間の圧縮気体漏れを少なくし、圧ｌｉｉ機運転
状態に応して圧縮効率と耐久性を高めることができる． また、本発明は、ラップ支持円板内に設けた半径方向通
路を経由し、且つ、潤滑油供給元を上流側に、圧縮室お
よび吸入室（または吸入室に通じる吸入側）を下流側と
する給油通路を設け、潤滑油供給元と吸入室または圧縮
室との間の給油通路の途中に、ラップ支持円板の反圧縮
室側に設け旋回スクロールを圧縮室側に付勢するための
背圧室を設け、半径方向通路の途中には、旋回スクロー
ルの旋回運動に基づく遠心力、および背圧室と圧縮室ま
たは吸入室との間の差圧により作動する給油通路制御弁
装置を配置し、給油通路制御弁装置には、旋回スクロー
ルの旋回速度が設定値以下の場合に潤滑油供給元と圧縮
室とを連通させ、旋回スクロールの旋回速度が設定値を
超えた場合に潤滑油供給元と吸入室（または吸入室に通
じる吸入側）とを連通させるべく作動する給油通路切り
換え機能を備えたことにより、吸入気体の圧力が高く、
圧縮室で発生ずる圧縮気体圧力も高くなる旋回スクロー
ルの旋回速度が設定値以下の場合には、圧縮機運転速度
に追従する潤滑油供給元の潤滑油圧力が高い．したがっ
て、潤滑油供給元と圧縮室との間の通路途中にある背圧
室の中間圧力を適当に高く維持するこさができ、高い圧
縮荷重を受ける旋回スクロールを固定スクロール側に付
勢するに適した高い背圧力を得ることができる．また、
旋回スクロールの旋回速度が設定値を越えた圧縮機高速
運転時には、吸入気体流量の増加によって吸入通路抵抗
が増加し、吸入気体の圧力も低《なり、圧縮室で発生す
る圧縮圧力が低くなると共に、潤滑油供給元と吸入室と
の間の通路途中にある背圧室の中間圧力を圧縮室との連
通の場合よりも低くすることができ、低い圧縮荷重を受
ける旋回スクロールを固定スクロール側に付勢するに適
した低い１テ圧力を得ることができる．このように、旋
回スクロールに作用する圧縮荷重に応じて給油通路を自
動的に切り換え、それによって、背圧室の圧力を調整す
ることができ、固定スクロールへの旋回スクロールの押
し付け過ぎ防止して、旋回スクロールと固定スクロール
との間の摺動部！ｇ！擦を少な《でき、動力１員失と摩
耗を防いで圧縮効率と耐久性を高めることができる． また、本発明は、背圧室に連通ずる圧縮室を圧力の異な
る２室以上備えたことにより、圧縮室への２種類の差圧
給油通路を確保して背圧室の圧力制？ｉｌ範囲を拡大す
ることができ、旋回スクロールに作用し、且つ、変化す
る圧縮荷重に応じて背圧室の圧力を調整することができ
、固定スクロールへの旋回スクロールの押し付け過ぎ防
止して、旋回スクロールと固定スクロールとの間の摺動
部摩擦を少なくでき、動力損失と摩耗を防いで圧縮効率
と耐久性を高めることができる．また、背圧室から圧縮
室への給油量制御範囲を拡大することができ、それによ
って圧縮室への適量給油が可能となり、給油過多による
過圧縮を防止して圧縮効率の低下を防ぐことができる． また、本発明は、給油通路制御弁装置の弁体が、旋回ス
クロールの旋回速度が速く、背圧室と圧縮室または吸入
室との間の差圧が大きいほど半径方向通路の外側部へ移
動し、背圧室との連通先を順次切り換え、圧力低下させ
るべく作動する給油通路切り換え機能を備えたことによ
り、旋回スクロールの旋回速度が増加し、吸入気体圧力
が低下し、それに伴って圧縮室圧力も低下し、旋回スク
ロールを固定スクロールの側に背圧付勢するために設け
た背圧室と背圧室の下流側との間の差圧も順次広げるこ
とができるので、背圧室の圧力も順次低下させ、圧縮室
圧力に応じて旋回スクロールの背圧付勢力を順次適切に
低下調整させることによって、圧縮機運転速度に応じた
背圧調整ができ、摺動部動力１１ｌ失と圧縮部温度を低
減して、圧縮効率と耐久性を高めることができる． また、本発明は、潤滑油供給元が吐出圧力の作用する油
溜である給油通路を備えたことにより、吐出側圧力と吸
入側圧力および旋回スクロールの旋回速度に応じて旋回
スクロールの背圧力を適正に制御する給油通路切り換え
弁装置を提供することができる．それによって、案機低
速運転時などのように、吐出気体の部分的な逆流に基づ
いて圧縮室圧力が吐出側圧力に影響を受ける場合でも、
旋回スクロールへの適正な背圧付勢ができ、旋回スクロ
ールと固定スクロールとの間の圧縮気体漏れ摺動部動力
川失および圧縮部温度を低減して、圧縮効率と耐久性を
高めることができる．また、本発明は、駆動軸に係わる
摺動部を経由する給油通路を備えたことにより、吐出圧
力の作用する吐出室油溜の潤滑油圧力が圧縮機運転速度
に比例して上昇するので、圧縮機運転速度と圧縮機負荷
に応じた軸受摺動部への潤滑油供給ができ、軸受摺動部
の摩耗や摩擦を少なくして圧縮効率と耐久性を向上する
ことができる．
第１図は本発明の実施例におけるスクロール冷媒圧ｌｉ
Ｉ機の縦断図面、第２図は同圧縮機における主要部品の
分解図、第３図は同圧縮機におけるスラスト軸受部の部
分詳細図、第４図は同圧縮機におけるオルグムリングの
外観図、第５図は同圧縮機におけるオルダム機構部の組
立外観図、第６図は第５図における上平面図、第７図は
第１図におけるＡ−Ａ線に沿った横断面図、第８図、第
１０図は第１図における給油通路制御弁装置の装着部の
詳細図、第９図は第８図、第１０図における給油通路制
御弁装置を構成する部品の外観図、第１１図は同圧縮機
の吸入行程から吐出行程までの冷媒ガスの圧力変化を示
す特性図、第１２図は各圧縮室における定点の圧力変化
を示す特性図、第１３図、第１４図は本発明の第２の実
施例におけるスクロール冷媒圧縮機に用いられる給油通
路の開度調整弁装置の動作を説明する部分断面図、第１
５図、第１６図は本発明の第３の実施例におけるスクロ
ール冷媒圧縮機に用いられる給油通路の開度調整弁装置
の動作を説明する部分断面図、第１７図〜第２０図は本
発明の第４の実施例におけるスクロール冷媒圧縮機に用
いられる給油通路の給油通路切り換え弁装置の動作を説
明する部分断面図、第２１図は第１７図〜第２０図の給
油通路切り換え弁装置に用いられる逆上弁の外観図、第
２２図は第１８図におけるプランジャーと逆止弁とに関
する給油通路の詳細部分断面図、第２３図、第２４図は
従来のそれぞれ異なる圧縮室への給油通路を備えたスク
ロール圧縮機の縦断面図、第２５図は従来の旋回スクロ
ールの背圧室圧力調整装置を備えたスクロール圧縮機の
縦断面図、第２６図は同圧縮機における背圧室圧力調整
装置の部分断面図である． ２・・・・・・吐出室、３・・・・・・モータ、４・・
・・・・駆動軸、５・・・・・・本体フレーム、６・・
・・・・モータ室、１５・・・・・・固定スクロール、
１５ａ・・・・・・固定スクロールラップ、１５ｂ・・
・・・・鏡板、１６・・・・・・吐出ポート、１７・・
・・・・吸入室、ｌ８・・・・・・旋回スクロール、１
８ａ・・・・・・旋回スクロールラップ、１８ｃ・・・
・・・ラップ支持円板、２０・・・・・・スラスト軸受
、２７・・・・・・リリース隙間、２８・・・・・・環
状溝、３４・・・・・・吐出室油溜、３９・・・・・・
背圧室、４３・・・・・・吸入穴、４６・・・・・・ア
キュームレータ室、４７・・・・・・吸入管、５１ａ５
ｌｂ・・・・・・第２圧縮室、９ｌ・・・・・・給油通
路制御弁装置、１０１・・・・・・開度調整弁装置、１
９２・・・・・・弁穴、１９４・・・・・・プランジャ
ー １９５・・・・・・コイルバネ、２０１・・・・・
・開度調整弁装置、３０１・・・・・・給油通路切り換
え弁装置、３６２ ａ ， ３６２ ｂ −． ．．．
第４圧縮室、３５２，３７０・・・−インジエクシッン
穴、３９３・・・・・・逆止弁、３９５ａ，３９５ ｂ
． ３９５ ｃ・・・・・・コイルバネ．代理人の氏
名 弁理士 粟野重孝 ほか１名県 弔 ｌ 〆 ２４ｂ２４ ／ 第 藁 Ｏ 図 Ｖ 第 区 第 １ ５図 ５ｔｔｒ’；ｔｈ 第 １ 、３区 ノ７ ／０１ ｌ／δｃ−−３ｑ Ｓ／（１ ．５ｌｂ κ故，９κ２ｂ 第２０図 第２ ３図 第２ １ ズ 第２４区 Ｊ／ど ４２５の ２１！Ｄ 第２６図
Ｉ機の縦断図面、第２図は同圧縮機における主要部品の
分解図、第３図は同圧縮機におけるスラスト軸受部の部
分詳細図、第４図は同圧縮機におけるオルグムリングの
外観図、第５図は同圧縮機におけるオルダム機構部の組
立外観図、第６図は第５図における上平面図、第７図は
第１図におけるＡ−Ａ線に沿った横断面図、第８図、第
１０図は第１図における給油通路制御弁装置の装着部の
詳細図、第９図は第８図、第１０図における給油通路制
御弁装置を構成する部品の外観図、第１１図は同圧縮機
の吸入行程から吐出行程までの冷媒ガスの圧力変化を示
す特性図、第１２図は各圧縮室における定点の圧力変化
を示す特性図、第１３図、第１４図は本発明の第２の実
施例におけるスクロール冷媒圧縮機に用いられる給油通
路の開度調整弁装置の動作を説明する部分断面図、第１
５図、第１６図は本発明の第３の実施例におけるスクロ
ール冷媒圧縮機に用いられる給油通路の開度調整弁装置
の動作を説明する部分断面図、第１７図〜第２０図は本
発明の第４の実施例におけるスクロール冷媒圧縮機に用
いられる給油通路の給油通路切り換え弁装置の動作を説
明する部分断面図、第２１図は第１７図〜第２０図の給
油通路切り換え弁装置に用いられる逆上弁の外観図、第
２２図は第１８図におけるプランジャーと逆止弁とに関
する給油通路の詳細部分断面図、第２３図、第２４図は
従来のそれぞれ異なる圧縮室への給油通路を備えたスク
ロール圧縮機の縦断面図、第２５図は従来の旋回スクロ
ールの背圧室圧力調整装置を備えたスクロール圧縮機の
縦断面図、第２６図は同圧縮機における背圧室圧力調整
装置の部分断面図である． ２・・・・・・吐出室、３・・・・・・モータ、４・・
・・・・駆動軸、５・・・・・・本体フレーム、６・・
・・・・モータ室、１５・・・・・・固定スクロール、
１５ａ・・・・・・固定スクロールラップ、１５ｂ・・
・・・・鏡板、１６・・・・・・吐出ポート、１７・・
・・・・吸入室、ｌ８・・・・・・旋回スクロール、１
８ａ・・・・・・旋回スクロールラップ、１８ｃ・・・
・・・ラップ支持円板、２０・・・・・・スラスト軸受
、２７・・・・・・リリース隙間、２８・・・・・・環
状溝、３４・・・・・・吐出室油溜、３９・・・・・・
背圧室、４３・・・・・・吸入穴、４６・・・・・・ア
キュームレータ室、４７・・・・・・吸入管、５１ａ５
ｌｂ・・・・・・第２圧縮室、９ｌ・・・・・・給油通
路制御弁装置、１０１・・・・・・開度調整弁装置、１
９２・・・・・・弁穴、１９４・・・・・・プランジャ
ー １９５・・・・・・コイルバネ、２０１・・・・・
・開度調整弁装置、３０１・・・・・・給油通路切り換
え弁装置、３６２ ａ ， ３６２ ｂ −． ．．．
第４圧縮室、３５２，３７０・・・−インジエクシッン
穴、３９３・・・・・・逆止弁、３９５ａ，３９５ ｂ
． ３９５ ｃ・・・・・・コイルバネ．代理人の氏
名 弁理士 粟野重孝 ほか１名県 弔 ｌ 〆 ２４ｂ２４ ／ 第 藁 Ｏ 図 Ｖ 第 区 第 １ ５図 ５ｔｔｒ’；ｔｈ 第 １ 、３区 ノ７ ／０１ ｌ／δｃ−−３ｑ Ｓ／（１ ．５ｌｂ κ故，９κ２ｂ 第２０図 第２ ３図 第２ １ ズ 第２４区 Ｊ／ど ４２５の ２１！Ｄ 第２６図
Claims (12)
- （１）固定スクロールの一部をなす鏡板の一面に形成
された渦巻き状の固形スクロールラップに対して旋回ス
クロールの一部をなすラップ支持円板上の旋回スクロー
ルラップを揺動回転自在に噛み合わせ、両スクロール間
に渦巻き形の圧縮空間を形成し、前記固定スクロールラ
ップまたは前記旋回スクロールラップの中心部には吐出
ポートを設け、前記固定スクロールラップの外側には吸
入室を設け、前記圧縮空間は吸入側より吐出側に向けて
連続移行する複数個の圧縮室に区画されて流体を圧縮す
べく、前記旋回スクロールと静止部材との間に前記旋回
スクロールの自転阻止部材を係合させて前記旋回スクロ
ールを旋回運動させるスクロール圧縮機構を形成し、前
記スクロール圧縮機構を密閉容器内に収納し、前記ラッ
プ支持円板内に設けた半径方向通路を経由し、且つ、潤
滑油供給元を上流側に、圧縮室および吸入室（または吸
入室に通じる吸入側）を下流側とする給油通路を設け、
前記半径方向通路の途中には、前記旋回スクロールの旋
回速度に追従して作動する給油通路制御弁装置を配置し
、前記給油通路制御弁装置には、前記旋回スクロールの
旋回速度が設定値以下の場合に前記潤滑油供給元と前記
圧縮室とを連通させ、前記旋回スクロールの旋回速度が
設定値を超えた場合に、前記潤滑油供給元と前記圧縮室
との間を遮断し、前記潤滑油供給元と前記吸入室（また
は前記吸入室に通じる吸入側）とを連通させるべく作動
する給油通路切り換え機能を備えたスクロール気体圧縮
機。 - （２）固定スクロールの一部をなす鏡板の一面に形成さ
れた渦巻き状の固定スクロールラップに対して旋回スク
ロールの一部をなすラップ支持円板上の旋回スクロール
ラップを揺動目転自在に噛み合わせ、両スクロール間に
渦巻き形の圧縮空間を形成し、前記固定スクロールラッ
プまたは前記旋回スクロールラップの中心部には吐出ポ
ートを設け、前記固定スクロールラップの外側には吸入
室を設け、前記圧縮空間は吸入側より吐出側に向けて連
続移行する複数個の圧縮室に区画されて流体を圧縮すべ
く、前記旋回スクロールと静止部材との間に前記旋回ス
クロールの自転阻止部材を係合させて前記旋回スクロー
ルを旋回運動させるスクロール圧縮機構を形成し、前記
スクロール圧縮機構を密閉容器内に収納し、旋回スクロ
ールのラップ支持円板内に設けた半径方向通路を経由し
、且つ、潤滑油供給元を上流側に、圧縮室および吸入室
（または吸入室に通じる吸入側）を下流側とする給油通
路を設け、前記半径方向通路の途中には、前記旋回スク
ロールの旋回運動に基づく遠心力により作動する給油通
路制御弁装置を配置し、前記給油通路制御弁装置には、
前記旋回スクロールの旋回速度が一定値以下の場合に、
前記半径方向通路を遮断させるための開閉弁を設けたス
クロール気体圧縮機。 - （３）旋回スクロールの旋回速度が一定値以下の場合に
、半径方向通路を遮断させるための開閉弁に付勢力を与
えるバネ装置を備えた請求項（２）記載のスクロール気
体圧縮機。 - （４）固定スクロールの一部をなす鏡板の一面に形成さ
れた渦巻き状の固形スクロールラップに対して旋回スク
ロールの一部をなすラップ支持円板上の旋回スクロール
ラップを揺動回転自在に噛み合わせ、両スクロール間に
渦巻き形の圧縮空間を形成し、前記固定スクロールラッ
プまたは前記旋回スクロールラップの中心部には吐出ポ
ートを設け、前記固定スクロールラップの外側には吸入
室を設け、前記圧縮空間は吸入側より吐出側に向けて連
続移行する複数個の圧縮室に区画されて流体を圧縮すべ
く、前記旋回スクロールと静止部材との間に前記旋回ス
クロールの自転阻止部材を係合させて前記旋回スクロー
ルを旋回運動させるスクロール圧縮機構を形成し、前記
スクロール圧縮機構を密閉容器内に収納し、旋回スクロ
ールのラップ支持円板内に設けた半径方向通路を経由し
、且つ、潤滑油供給元を上流側に、圧縮室または吸入室
（または吸入室に通じる吸入側）を下流側とする給油通
路を設け、前記半径方向通路の途中には、逆止弁を備え
たスクロール圧縮機。 - （５）固定スクロールの一部をなす鏡板の一面に形成さ
れた渦巻き状の固形スクロールラップに対して旋回スク
ロールの一部をなすラップ支持円板上の旋回スクロール
ラップを揺動回転自在に噛み合わせ、両スクロール間に
渦巻き形の圧縮空間を形成し、前記固定スクロールラッ
プまたは前記旋回スクロールラップの中心部には吐出ポ
ートを設け、前記固定スクロールラップの外側には吸入
室を設け、前記圧縮空間は吸入側より吐出側に向けて連
続移行する複数個の圧縮室に区画されて流体を圧縮すべ
く、前記旋回スクロールと静止部材との間に前記旋回ス
クロールの自転阻止部材を係合させて前記旋回スクロー
ルを旋回運動させるスクロール圧縮機構を形成し、前記
スクロール圧縮機構を密閉容器内に収納し、旋回スクロ
ールの背圧室と吸入側との間を連通する給油通路を旋回
スクロールのラップ支持円板に設け、前記給油通路の途
中には前記給油通路から分岐して半径方向外側部に向か
う弁穴を設け、前記弁穴には前記弁穴を移動する弁体と
前記弁体を半径方向中心部に付勢するバネ装置とを配置
し、前記弁体が前記弁体に作用する遠心力と前記弁体に
作用する流体圧力とによって前記バネ装置に抗して半径
方向外側部へ前進すると前記給油通路の開度を広げるべ
く作用する開度調整弁装置を備えたスクロール圧縮機。 - （６）圧縮機が停止した時、給油通路が遮断される請求
項（５）記載のスクロール圧縮機。 - （７）弁体を付勢するバネ装置は、それ自身の温度が上
昇すれば付勢力を増し、それ自身の温度が低下すれば付
勢力を減じるべく形状記憶特性を備えた請求項（５）記
載のスクロール圧縮機。 - （８）固定スクロールの一部をなす鏡板の一面に形成さ
れた渦巻き状の固形スクロールラップに対して旋回スク
ロールの一部をなすラップ支持円板上の旋回スクロール
ラップを揺動回転自在に噛み合わせ、両スクロール間に
渦巻き形の圧縮空間を形成し、前記固定スクロールラッ
プまたは前記旋回スクロールラップの中心部には吐出ポ
ートを設け、前記固定スクロールラップの外側には吸入
室を設け、前記圧縮空間は吸入側より吐出側に向けて連
続移行する複数個の圧縮室に区画されて流体を圧縮すべ
く、前記旋回スクロールと静止部材との間に前記旋回ス
クロールの自転阻止部材を係合させて前記旋回スクロー
ルを旋回運動させるスクロール圧縮機構を形成し、前記
スクロール圧縮機構を密閉容器内に収納し、前記ラップ
支持円板内に設けた半径方向通路を経由し、且つ、潤滑
油供給元を上流側に、圧縮室および吸入室（または吸入
室に通じる吸入側）を下流側とする給油通路を設け、前
記潤滑油供給元と前記吸入室または前記圧縮室との間の
前記給油通路の途中に、前記ラップ支持円板の反圧縮室
側に設け前記旋回スクロールを圧縮室側に付勢するため
の背圧室を設け、前記半径方向通路の途中には、前記旋
回スクロールの旋回運動に基づく遠心力、および前記背
圧室と前記圧縮室または前記吸入室との間の差圧により
作動する給油通路制御弁装置を配置し、前記給油通路制
御弁装置には、前記旋回スクロールの旋回速度が設定値
以下の場合に前記潤滑油供給元と前記圧縮室とを連通さ
せ、前記旋回スクロールの旋回速度が設定値を超えた場
合に前記潤滑油供給元と前記吸入室（または前記吸入室
に通じる吸入側）とを連通させるべく作動する給油通路
切り換え機能を備えたスクロール気体圧縮機。 - （９）背圧室に連通する圧縮室を圧力の異なる２室以上
備えた請求項（８）記載のスクロール気体圧縮機。 - （１０）給油通路制御弁装置の弁体は、旋回スクロール
の旋回速度が速く、背圧室と圧縮室または吸入室との間
の差圧が大きいほど半径方向通路の外側部へ移動せしめ
、背圧室との連通先圧力を順次切り換えて低下させるべ
く作動する給油通路切り換え機能を備えた請求項（９）
記載のスクロール気体圧縮機。 - （１１）潤滑油供給元が吐出圧力の作用する油溜である
請求項（１），（２），（４），（５）および（８）い
ずれかに記載のスクロール気体圧縮機。 - （１２）給油通路が駆動軸に係わる摺動部を経由する請
求項（４）記載のスクロール気体圧縮機。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP1113390A JPH0765580B2 (ja) | 1989-05-02 | 1989-05-02 | スクロール気体圧縮機 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP1113390A JPH0765580B2 (ja) | 1989-05-02 | 1989-05-02 | スクロール気体圧縮機 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH02294584A true JPH02294584A (ja) | 1990-12-05 |
| JPH0765580B2 JPH0765580B2 (ja) | 1995-07-19 |
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ID=14611100
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP1113390A Expired - Fee Related JPH0765580B2 (ja) | 1989-05-02 | 1989-05-02 | スクロール気体圧縮機 |
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|---|---|
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Cited By (10)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPH0821383A (ja) * | 1994-07-08 | 1996-01-23 | Daikin Ind Ltd | スクロール圧縮機 |
| GB2396886A (en) * | 2002-12-31 | 2004-07-07 | Scroll Tech | Restriction in scroll compressor backpressure tapping |
| JP2006220143A (ja) * | 2005-01-14 | 2006-08-24 | Hitachi Ltd | 容積形流体機械及びそれを用いた冷凍サイクル |
| CN103174648A (zh) * | 2011-12-20 | 2013-06-26 | 上海三电贝洱汽车空调有限公司 | 涡旋压缩机 |
| JP2013204567A (ja) * | 2012-03-29 | 2013-10-07 | Toyota Industries Corp | スクロール圧縮機 |
| WO2017130401A1 (ja) * | 2016-01-29 | 2017-08-03 | 三菱電機株式会社 | スクロール圧縮機およびヒートポンプ装置 |
| JP2018021520A (ja) * | 2016-08-04 | 2018-02-08 | サンデンホールディングス株式会社 | スクロール圧縮機 |
| CN107893758A (zh) * | 2017-11-06 | 2018-04-10 | 珠海格力电器股份有限公司 | 涡旋压缩机及具有其的空调器 |
| CN114008324A (zh) * | 2019-06-28 | 2022-02-01 | 三菱电机株式会社 | 涡旋式压缩机以及制冷循环装置 |
| CN115450910A (zh) * | 2022-10-18 | 2022-12-09 | 珠海格力电器股份有限公司 | 泵体组件和涡旋压缩机 |
Citations (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS62178789A (ja) * | 1986-02-03 | 1987-08-05 | Hitachi Ltd | スクロ−ル圧縮機 |
| JPS63150490A (ja) * | 1986-12-16 | 1988-06-23 | Matsushita Electric Ind Co Ltd | スクロ−ル気体圧縮機 |
-
1989
- 1989-05-02 JP JP1113390A patent/JPH0765580B2/ja not_active Expired - Fee Related
Patent Citations (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS62178789A (ja) * | 1986-02-03 | 1987-08-05 | Hitachi Ltd | スクロ−ル圧縮機 |
| JPS63150490A (ja) * | 1986-12-16 | 1988-06-23 | Matsushita Electric Ind Co Ltd | スクロ−ル気体圧縮機 |
Cited By (21)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPH0821383A (ja) * | 1994-07-08 | 1996-01-23 | Daikin Ind Ltd | スクロール圧縮機 |
| GB2396886A (en) * | 2002-12-31 | 2004-07-07 | Scroll Tech | Restriction in scroll compressor backpressure tapping |
| US6896499B2 (en) | 2002-12-31 | 2005-05-24 | Scroll Technologies | Scroll compressor with flow restriction and back pressure chamber tap |
| GB2396886B (en) * | 2002-12-31 | 2005-06-15 | Scroll Tech | Scroll compressor with flow restriction and back pressure chamber tap |
| JP2006220143A (ja) * | 2005-01-14 | 2006-08-24 | Hitachi Ltd | 容積形流体機械及びそれを用いた冷凍サイクル |
| CN103174648B (zh) * | 2011-12-20 | 2016-08-24 | 华域三电汽车空调有限公司 | 涡旋压缩机 |
| CN103174648A (zh) * | 2011-12-20 | 2013-06-26 | 上海三电贝洱汽车空调有限公司 | 涡旋压缩机 |
| JP2013204567A (ja) * | 2012-03-29 | 2013-10-07 | Toyota Industries Corp | スクロール圧縮機 |
| CN103362803A (zh) * | 2012-03-29 | 2013-10-23 | 株式会社丰田自动织机 | 涡旋压缩机 |
| US8915724B2 (en) | 2012-03-29 | 2014-12-23 | Kabushiki Kaisha Toyota Jidoshokki | Scroll compressor with control valve for controlling cooling capacity based on speed and centrifugal force |
| CN103362803B (zh) * | 2012-03-29 | 2016-01-20 | 株式会社丰田自动织机 | 涡旋压缩机 |
| JPWO2017130401A1 (ja) * | 2016-01-29 | 2018-08-23 | 三菱電機株式会社 | スクロール圧縮機およびヒートポンプ装置 |
| WO2017130401A1 (ja) * | 2016-01-29 | 2017-08-03 | 三菱電機株式会社 | スクロール圧縮機およびヒートポンプ装置 |
| JP2018021520A (ja) * | 2016-08-04 | 2018-02-08 | サンデンホールディングス株式会社 | スクロール圧縮機 |
| WO2018025569A1 (ja) * | 2016-08-04 | 2018-02-08 | サンデンホールディングス株式会社 | スクロール圧縮機 |
| US10941769B2 (en) | 2016-08-04 | 2021-03-09 | Sanden Holdings Corporation | Scroll compressor with back pressure control valve |
| CN107893758A (zh) * | 2017-11-06 | 2018-04-10 | 珠海格力电器股份有限公司 | 涡旋压缩机及具有其的空调器 |
| CN107893758B (zh) * | 2017-11-06 | 2024-04-16 | 珠海格力电器股份有限公司 | 涡旋压缩机及具有其的空调器 |
| CN114008324A (zh) * | 2019-06-28 | 2022-02-01 | 三菱电机株式会社 | 涡旋式压缩机以及制冷循环装置 |
| CN114008324B (zh) * | 2019-06-28 | 2023-06-02 | 三菱电机株式会社 | 涡旋式压缩机以及制冷循环装置 |
| CN115450910A (zh) * | 2022-10-18 | 2022-12-09 | 珠海格力电器股份有限公司 | 泵体组件和涡旋压缩机 |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPH0765580B2 (ja) | 1995-07-19 |
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