JPH0826761B2 - スクロール流体機械 - Google Patents
スクロール流体機械Info
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- JPH0826761B2 JPH0826761B2 JP2163229A JP16322990A JPH0826761B2 JP H0826761 B2 JPH0826761 B2 JP H0826761B2 JP 2163229 A JP2163229 A JP 2163229A JP 16322990 A JP16322990 A JP 16322990A JP H0826761 B2 JPH0826761 B2 JP H0826761B2
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- JP
- Japan
- Prior art keywords
- scroll
- drive shaft
- orbiting
- eccentric
- bearing
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Classifications
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
- F01C—ROTARY-PISTON OR OSCILLATING-PISTON MACHINES OR ENGINES
- F01C1/00—Rotary-piston machines or engines
- F01C1/02—Rotary-piston machines or engines of arcuate-engagement type, i.e. with circular translatory movement of co-operating members, each member having the same number of teeth or tooth-equivalents
- F01C1/0207—Rotary-piston machines or engines of arcuate-engagement type, i.e. with circular translatory movement of co-operating members, each member having the same number of teeth or tooth-equivalents both members having co-operating elements in spiral form
- F01C1/0215—Rotary-piston machines or engines of arcuate-engagement type, i.e. with circular translatory movement of co-operating members, each member having the same number of teeth or tooth-equivalents both members having co-operating elements in spiral form where only one member is moving
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
- F01C—ROTARY-PISTON OR OSCILLATING-PISTON MACHINES OR ENGINES
- F01C17/00—Arrangements for drive of co-operating members, e.g. for rotary piston and casing
- F01C17/06—Arrangements for drive of co-operating members, e.g. for rotary piston and casing using cranks, universal joints or similar elements
- F01C17/066—Arrangements for drive of co-operating members, e.g. for rotary piston and casing using cranks, universal joints or similar elements with an intermediate piece sliding along perpendicular axes, e.g. Oldham coupling
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
- F01C—ROTARY-PISTON OR OSCILLATING-PISTON MACHINES OR ENGINES
- F01C21/00—Component parts, details or accessories not provided for in groups F01C1/00 - F01C20/00
- F01C21/003—Systems for the equilibration of forces acting on the elements of the machine
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
- F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
- F04C2240/00—Components
- F04C2240/80—Other components
- F04C2240/807—Balance weight, counterweight
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
- F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
- F04C23/00—Combinations of two or more pumps, each being of rotary-piston or oscillating-piston type, specially adapted for elastic fluids; Pumping installations specially adapted for elastic fluids; Multi-stage pumps specially adapted for elastic fluids
- F04C23/008—Hermetic pumps
Description
【発明の詳細な説明】 （産業上の利用分野） 本発明はスクロール流体機械に関し、更に詳細には揺
動スクロールに生ずる遠心力相殺手段並びに渦巻壁間の
半径方向隙間のシールおよびリリーフ手段に関する。
動スクロールに生ずる遠心力相殺手段並びに渦巻壁間の
半径方向隙間のシールおよびリリーフ手段に関する。
（従来の技術） 第６図はスクロール流体機械の原理説明図であり、10
は固定スクロール、11は揺動スクロール、Ｃは両スクロ
ール10,11の間に形成される圧縮室、101は吐出口をそれ
ぞれ示している。固定スクロール10及び揺動スクロール
11は台板の片面に同一形状の渦巻壁を有し、渦巻壁の形
体はよく知られているようにインボリュートあるいは円
弧等を組み合せたものである。スクロール流体機械を圧
縮機として用いた場合を考えると、固定スクロール10は
空間に対して静止しており、揺動スクロール11は固定ス
クロール10と図のように組み合わされてその姿勢を空間
に対して変化させない回転運動即ち揺動運動を所定のク
ランク半径（揺動半径）で行ない、第６図の０゜、90
゜、180゜、270゜のように運動する。揺動スクロール11
の運動に伴なって、固定スクロール10及び揺動スクロー
ル11の間に形成される三日月状の圧縮室Ｃは順次その容
積を減じ、圧縮室Ｃに取り込まれたガスは圧縮されて吐
出口101から吐出される。スクロール流体機械の作動原
理は以上のようである。
は固定スクロール、11は揺動スクロール、Ｃは両スクロ
ール10,11の間に形成される圧縮室、101は吐出口をそれ
ぞれ示している。固定スクロール10及び揺動スクロール
11は台板の片面に同一形状の渦巻壁を有し、渦巻壁の形
体はよく知られているようにインボリュートあるいは円
弧等を組み合せたものである。スクロール流体機械を圧
縮機として用いた場合を考えると、固定スクロール10は
空間に対して静止しており、揺動スクロール11は固定ス
クロール10と図のように組み合わされてその姿勢を空間
に対して変化させない回転運動即ち揺動運動を所定のク
ランク半径（揺動半径）で行ない、第６図の０゜、90
゜、180゜、270゜のように運動する。揺動スクロール11
の運動に伴なって、固定スクロール10及び揺動スクロー
ル11の間に形成される三日月状の圧縮室Ｃは順次その容
積を減じ、圧縮室Ｃに取り込まれたガスは圧縮されて吐
出口101から吐出される。スクロール流体機械の作動原
理は以上のようである。
第７図は従来のスクロール流体機械を用いた圧縮機の
断面図であり、10は固定スクロール、11は背面に揺動軸
112を持つ揺動スクロール、12は揺動軸112を揺動軸受23
を介して偏心して設けられた揺動軸受穴121に嵌入され
ると共にバランスウェイト122と一体となった駆動軸、1
3は駆動軸12と一体となった電動機ロータ、14は電動機
ステータ、15,16は軸受支え、17はシェル、18はシェル1
7に設けられた吸入管、19は同じくシェル17に設けられ
た吐出管、20は吐出管19の先端に設けられた吐出マフ
ラ、21は吐出口101に設けられた逆止弁、22は揺動スク
ロール11の自転を防止し、固定スクロール10と揺動スク
ロール11の角度位置を保つオルダムリング、24は駆動軸
12と軸受支え16との摩擦を減少させるために設けられた
主軸受、25は駆動軸12の電動機側を支持する副軸受、26
は圧縮室Ｃの内圧と揺動スクロール11の自重を受ける環
状のスラスト軸受、27はスクロール10,11の渦巻壁端面
のチップシール溝に嵌入されたチップシール、28はフォ
ーミング防止板、29はロータ13の下部に取付けられたバ
ランサ、30は駆動軸12の下部に取付けられた油ポンプで
ある。
断面図であり、10は固定スクロール、11は背面に揺動軸
112を持つ揺動スクロール、12は揺動軸112を揺動軸受23
を介して偏心して設けられた揺動軸受穴121に嵌入され
ると共にバランスウェイト122と一体となった駆動軸、1
3は駆動軸12と一体となった電動機ロータ、14は電動機
ステータ、15,16は軸受支え、17はシェル、18はシェル1
7に設けられた吸入管、19は同じくシェル17に設けられ
た吐出管、20は吐出管19の先端に設けられた吐出マフ
ラ、21は吐出口101に設けられた逆止弁、22は揺動スク
ロール11の自転を防止し、固定スクロール10と揺動スク
ロール11の角度位置を保つオルダムリング、24は駆動軸
12と軸受支え16との摩擦を減少させるために設けられた
主軸受、25は駆動軸12の電動機側を支持する副軸受、26
は圧縮室Ｃの内圧と揺動スクロール11の自重を受ける環
状のスラスト軸受、27はスクロール10,11の渦巻壁端面
のチップシール溝に嵌入されたチップシール、28はフォ
ーミング防止板、29はロータ13の下部に取付けられたバ
ランサ、30は駆動軸12の下部に取付けられた油ポンプで
ある。
次に、第７図に示されたスクロール圧縮機の動作を説
明する。電動機ステータ14に通電されると電動機ロータ
13はトルクを発生し、駆動軸12と共に回転する。従っ
て、揺動軸受穴121に嵌入された揺動軸受23を介して揺
動軸112に回転力が伝えられ、揺動スクロール11はオル
ダムリング22にガイドされて自転することなく揺動運動
を行い、第６図に示されるような圧縮作用が行われる。
各スクロール10,11の渦巻壁の先端においては、チップ
シール27が軸方向の隙間を密封することにより高圧の圧
縮室Ｃから低圧の圧縮室Ｃへのガスの径方向漏れを防止
する。吸入管18からシェル17内に流入するガスは電動機
ロータ13及び電動機ステータ14等を冷却した後圧縮室Ｃ
に取込まれて圧縮され、吐出口101を経て吐出管19から
排出される。
明する。電動機ステータ14に通電されると電動機ロータ
13はトルクを発生し、駆動軸12と共に回転する。従っ
て、揺動軸受穴121に嵌入された揺動軸受23を介して揺
動軸112に回転力が伝えられ、揺動スクロール11はオル
ダムリング22にガイドされて自転することなく揺動運動
を行い、第６図に示されるような圧縮作用が行われる。
各スクロール10,11の渦巻壁の先端においては、チップ
シール27が軸方向の隙間を密封することにより高圧の圧
縮室Ｃから低圧の圧縮室Ｃへのガスの径方向漏れを防止
する。吸入管18からシェル17内に流入するガスは電動機
ロータ13及び電動機ステータ14等を冷却した後圧縮室Ｃ
に取込まれて圧縮され、吐出口101を経て吐出管19から
排出される。
上述した従来のスクロール圧縮機においては、駆動軸
12に対して揺動スクロール11が偏心して設けられてお
り、このような回転機械では偏心部分に作用する遠心力
をキャンセルするためにバランスウェイト122を取付け
る必要があるが、バランスウェイト122はその性質上偏
心部分と同期して軸の回転中心のまわりに回転しなけれ
ばならないので、駆動軸12又は電動機ロータ13に取付け
られるのが一般的である。第８図は第７図に示される圧
縮機の要部拡大図であり、揺動スクロール11に発生した
遠心力は揺動軸受23を介して駆動軸12に伝えられ、駆動
軸12と一体となったバランスウェイト122によって相殺
される。従って、揺動軸受23は揺動スクロール11の遠心
力負荷を受けながら作動し、遠心力負荷が揺動軸受23の
軸受損失に関与することになる。また、高速運転により
遠心力が大きくなると、揺動軸受23内での揺動軸112の
軸心は揺動半径が増える方向へのずれが大きくなり、揺
動スクロール11と固定スクロール10の渦巻壁面同士の接
触が起きることになる。一度、渦巻壁側面が接触し始め
ると、遠心力は渦巻壁側面に作用し、その渦巻壁側面に
摺動損失が発生する。渦巻壁側面の摩擦係数は揺動軸受
23に比べて大きいので、渦巻壁側面の摺動損失は大きな
ものとなる。また、液圧縮などで圧縮室内に異常高圧が
発生したときには、隙間をあけてこの圧力を逃がすこと
ができないので、高圧による負荷が軸受にかかり、軸受
の損傷を引き起こすことがある。
12に対して揺動スクロール11が偏心して設けられてお
り、このような回転機械では偏心部分に作用する遠心力
をキャンセルするためにバランスウェイト122を取付け
る必要があるが、バランスウェイト122はその性質上偏
心部分と同期して軸の回転中心のまわりに回転しなけれ
ばならないので、駆動軸12又は電動機ロータ13に取付け
られるのが一般的である。第８図は第７図に示される圧
縮機の要部拡大図であり、揺動スクロール11に発生した
遠心力は揺動軸受23を介して駆動軸12に伝えられ、駆動
軸12と一体となったバランスウェイト122によって相殺
される。従って、揺動軸受23は揺動スクロール11の遠心
力負荷を受けながら作動し、遠心力負荷が揺動軸受23の
軸受損失に関与することになる。また、高速運転により
遠心力が大きくなると、揺動軸受23内での揺動軸112の
軸心は揺動半径が増える方向へのずれが大きくなり、揺
動スクロール11と固定スクロール10の渦巻壁面同士の接
触が起きることになる。一度、渦巻壁側面が接触し始め
ると、遠心力は渦巻壁側面に作用し、その渦巻壁側面に
摺動損失が発生する。渦巻壁側面の摩擦係数は揺動軸受
23に比べて大きいので、渦巻壁側面の摺動損失は大きな
ものとなる。また、液圧縮などで圧縮室内に異常高圧が
発生したときには、隙間をあけてこの圧力を逃がすこと
ができないので、高圧による負荷が軸受にかかり、軸受
の損傷を引き起こすことがある。
このように、揺動半径が可変でない固定クランクでバ
ランスウェイト122を駆動軸12に取付ける常套的方式で
は、通常運転時、遠心力負荷が揺動軸受23の軸受損失
を増大させる、高速運転での各スクロール10,11の渦
巻壁側面間の接触時に壁面摺動損失が大きい、異常内
圧に対するリリーフ機能がない、という三つの面で問題
があった。
ランスウェイト122を駆動軸12に取付ける常套的方式で
は、通常運転時、遠心力負荷が揺動軸受23の軸受損失
を増大させる、高速運転での各スクロール10,11の渦
巻壁側面間の接触時に壁面摺動損失が大きい、異常内
圧に対するリリーフ機能がない、という三つの面で問題
があった。
上記の欠点を回避するため、半径方向に柔軟な機械
的リンク機構を駆動軸と揺動スクロールの間に構成し、
このリンク機構にバランスウェイトを取り付ける、いわ
ゆるスイング・リンク方式が提案されている。第９図は
例えば特公昭58−19875号公報に示されたスイング・リ
ンク方式の例であり、（Ａ）図は主要部の縦断面図、
（Ｂ）は横断面図である。図において、駆動軸12aは軸
受支え16aにボールベアリング24aを介して回転自在に支
持され、駆動軸12a上には偏心位置で駆動ピン42aが立設
され、駆動ピン42aの中心O3のまわりにブッシュ41aが回
転自在に設けられており、ブッシュ41aの周囲にはニー
ドルベアリング23aを介して揺動スクロール11aのボス部
111aが設けられている。また、軸受支え16aと揺動スク
ロール11aの間には回転阻止機構26aが設けられ、バラン
スウェイト411aはブッシュ41aと一体に形成されてい
る。この場合、駆動軸12aの回転は駆動ピン42a、ブッシ
ュ41a、ニードルベアリング23aを介して揺動スクロール
11aに伝えられ、揺動スクロール11aは回転阻止機構26a
に回転を阻止されて揺動する。このときのクランク半径
（揺動半径）は、駆動軸12aの中心O1と揺動スクロール1
1aの中心即ちブッシュ41aの中心O2との距離Rrであり、
揺動スクロール11aに生じる遠心力Fcはブッシュ41aと一
体のバランスウェイト411aにより相殺される。従って、
揺動スクロール11aに作用するガス力の周方向成分をFg
θ、半径方向成分をFgrとすると、Fs＝Fgθ・tanφ−Fg
rという力がO2O3間のリンク機構をクランク半径Rrが増
加する方向へ引っ張ることになる。この力は固定スクロ
ールと揺動スクロール11aの両渦巻壁の接点において支
持されるので、壁面間の押付力となる。ただし、φは直
線O1O2に垂直な直線と直線O2O3のなす角で90゜（直線O1
O2と直線O2O3のなす角）である。
的リンク機構を駆動軸と揺動スクロールの間に構成し、
このリンク機構にバランスウェイトを取り付ける、いわ
ゆるスイング・リンク方式が提案されている。第９図は
例えば特公昭58−19875号公報に示されたスイング・リ
ンク方式の例であり、（Ａ）図は主要部の縦断面図、
（Ｂ）は横断面図である。図において、駆動軸12aは軸
受支え16aにボールベアリング24aを介して回転自在に支
持され、駆動軸12a上には偏心位置で駆動ピン42aが立設
され、駆動ピン42aの中心O3のまわりにブッシュ41aが回
転自在に設けられており、ブッシュ41aの周囲にはニー
ドルベアリング23aを介して揺動スクロール11aのボス部
111aが設けられている。また、軸受支え16aと揺動スク
ロール11aの間には回転阻止機構26aが設けられ、バラン
スウェイト411aはブッシュ41aと一体に形成されてい
る。この場合、駆動軸12aの回転は駆動ピン42a、ブッシ
ュ41a、ニードルベアリング23aを介して揺動スクロール
11aに伝えられ、揺動スクロール11aは回転阻止機構26a
に回転を阻止されて揺動する。このときのクランク半径
（揺動半径）は、駆動軸12aの中心O1と揺動スクロール1
1aの中心即ちブッシュ41aの中心O2との距離Rrであり、
揺動スクロール11aに生じる遠心力Fcはブッシュ41aと一
体のバランスウェイト411aにより相殺される。従って、
揺動スクロール11aに作用するガス力の周方向成分をFg
θ、半径方向成分をFgrとすると、Fs＝Fgθ・tanφ−Fg
rという力がO2O3間のリンク機構をクランク半径Rrが増
加する方向へ引っ張ることになる。この力は固定スクロ
ールと揺動スクロール11aの両渦巻壁の接点において支
持されるので、壁面間の押付力となる。ただし、φは直
線O1O2に垂直な直線と直線O2O3のなす角で90゜（直線O1
O2と直線O2O3のなす角）である。
このスイング・リンク方式によれば、スクロールの両
渦巻壁は常に接触することになるが、渦巻壁側面で支持
される力は遠心力に無関係なので、回転数に依存せず、
高速で運転しても渦巻壁側面の摺動損失は増大しない。
しかし、揺動スクロール11aに生じる遠心力はブッシュ4
1aと一体になったバランスウェイト411aにより釣り合せ
ることになるので、この二つの部品の間で揺動軸受とし
て作動するニードルベアリング23aに遠心力負荷がかか
ることは第７図及び第８図に示したものと変わりはな
く、前述のの課題は解決されていない。また、壁面の
押付け力がガスの圧力に由来するので、異常高圧発生時
には半径方向隙間がシールされ、リリーフのために隙間
から圧力を逃がしてやることはできない。すなわち、前
述のの問題を解消されていない。
渦巻壁は常に接触することになるが、渦巻壁側面で支持
される力は遠心力に無関係なので、回転数に依存せず、
高速で運転しても渦巻壁側面の摺動損失は増大しない。
しかし、揺動スクロール11aに生じる遠心力はブッシュ4
1aと一体になったバランスウェイト411aにより釣り合せ
ることになるので、この二つの部品の間で揺動軸受とし
て作動するニードルベアリング23aに遠心力負荷がかか
ることは第７図及び第８図に示したものと変わりはな
く、前述のの課題は解決されていない。また、壁面の
押付け力がガスの圧力に由来するので、異常高圧発生時
には半径方向隙間がシールされ、リリーフのために隙間
から圧力を逃がしてやることはできない。すなわち、前
述のの問題を解消されていない。
（発明が解決しようとする課題） このように従来のスクロール流体機械においては、高
速における固定スクロールと揺動スクロールの両渦巻壁
側面間の摺動損失の増大は回避することができるが、揺
動軸受部に遠心力負荷が作用することによる軸受損失の
増大を抑制することはできず、また異常高圧が発生した
とき圧力を逃がしてリリーフすることもできなかった。
速における固定スクロールと揺動スクロールの両渦巻壁
側面間の摺動損失の増大は回避することができるが、揺
動軸受部に遠心力負荷が作用することによる軸受損失の
増大を抑制することはできず、また異常高圧が発生した
とき圧力を逃がしてリリーフすることもできなかった。
本発明の目的は、かかる従来の問題点を解決するため
になされたものであり、スクロールの渦巻壁側面および
揺動スクロールの揺動軸受部のいずれにも遠心力が作用
することがなく、また異常高圧発生時には半径方向隙間
を開いて、内圧を逃がすことができる半径方向シール・
リリーフ手段を備えるスクロール流体機械を提供するこ
とにある。
になされたものであり、スクロールの渦巻壁側面および
揺動スクロールの揺動軸受部のいずれにも遠心力が作用
することがなく、また異常高圧発生時には半径方向隙間
を開いて、内圧を逃がすことができる半径方向シール・
リリーフ手段を備えるスクロール流体機械を提供するこ
とにある。
（課題を解決するための手段） 本発明のスクロール流体機械は、偏心部を有し、この
偏心部によって揺動軸受を介して揺動スクロール側を揺
動させる駆動軸と、駆動軸にその偏心部と反対側に偏心
しかつ径方向に余裕をもって連結され、揺動スクロール
側に発生する遠心力の少なくとも一部と平衡すると共
に、径方向の動きを揺動スクロール側によって拘束され
るバランスウェイトを設けたことを特徴とする。
偏心部によって揺動軸受を介して揺動スクロール側を揺
動させる駆動軸と、駆動軸にその偏心部と反対側に偏心
しかつ径方向に余裕をもって連結され、揺動スクロール
側に発生する遠心力の少なくとも一部と平衡すると共
に、径方向の動きを揺動スクロール側によって拘束され
るバランスウェイトを設けたことを特徴とする。
また、本発明のスクロール流体機械は、駆動軸と揺動
スクロールとの間に、駆動軸に対して径方向に移動可能
で、ばねなどにより径方向外向きに押圧された揺動ブッ
シュを配置したことを特徴とする。
スクロールとの間に、駆動軸に対して径方向に移動可能
で、ばねなどにより径方向外向きに押圧された揺動ブッ
シュを配置したことを特徴とする。
（作 用） 本発明のスクロール流体機械において、バランスウェ
イトは、駆動軸により常に揺動スクロールと対称の位置
に来るように回転させられて、揺動スクロールに生ずる
遠心力の全部若しくは一部と平衡する。その径方向の位
置は、揺動スクロールまたは揺動スクロールと一体とな
って揺動運動する部品によって規制され、遠心力と遠心
力を相殺する力とは、バランスウェイトとバランスウェ
イトを径方向に拘束する部品との接触点を介して作用し
合う。さらに、この発明において、揺動ブッシュはその
中心と駆動軸中心との距離が揺動スクロールの揺動半径
となり、押圧手段により径方向外向きに押付けられるこ
とにより、回転中の渦巻壁間の径方向隙間をゼロにす
る。
イトは、駆動軸により常に揺動スクロールと対称の位置
に来るように回転させられて、揺動スクロールに生ずる
遠心力の全部若しくは一部と平衡する。その径方向の位
置は、揺動スクロールまたは揺動スクロールと一体とな
って揺動運動する部品によって規制され、遠心力と遠心
力を相殺する力とは、バランスウェイトとバランスウェ
イトを径方向に拘束する部品との接触点を介して作用し
合う。さらに、この発明において、揺動ブッシュはその
中心と駆動軸中心との距離が揺動スクロールの揺動半径
となり、押圧手段により径方向外向きに押付けられるこ
とにより、回転中の渦巻壁間の径方向隙間をゼロにす
る。
（実施例） 以下、本発明のスクロール流体機械を添付図面に示さ
れた実施例について更に詳細に説明する。第１図は本発
明のスクロール流体機械を用いた第１の実施例のスクロ
ール圧縮機を示す要部縦断面図である。第１図におい
て、11は揺動スクロール、31は揺動スクロール11と一体
となって揺動するリング状のバランサーガイド、32は中
央に揺動軸受23を備えた背面板で、揺動軸受23は駆動軸
12の偏心部12aと嵌合している。35は軸受支え、22は背
面板32及びバランサーガイド31を介して揺動スクロール
11の自転を防止して姿勢を規正するオルダムリング、24
は軸受支え35と駆動軸12との間に設けられた主軸受、26
は各スクロール10,11によって形成される圧縮室内ガス
圧による軸方向力等を受けるスラスト軸受、36は軸受支
え35と駆動軸12間に設けられたスラスト軸受、34はリン
グ状のバランサーガイド31内に位置するバランスウェイ
ト33と駆動軸12をバランスウェイトの中心と駆動軸偏心
部12aの中心との間で連結してクランクを形成するクラ
ンクピンであり、バランスウェイト33は偏心部12aと反
対側に偏心すると共にクランクピン34と径方向に余裕を
持って連結されており、バランサーガイド31によって径
方向位置を拘束されながら、駆動軸12によってクランク
ピン34を介して回転させられ、揺動スクロール31に作用
する遠心力と平衡する。
れた実施例について更に詳細に説明する。第１図は本発
明のスクロール流体機械を用いた第１の実施例のスクロ
ール圧縮機を示す要部縦断面図である。第１図におい
て、11は揺動スクロール、31は揺動スクロール11と一体
となって揺動するリング状のバランサーガイド、32は中
央に揺動軸受23を備えた背面板で、揺動軸受23は駆動軸
12の偏心部12aと嵌合している。35は軸受支え、22は背
面板32及びバランサーガイド31を介して揺動スクロール
11の自転を防止して姿勢を規正するオルダムリング、24
は軸受支え35と駆動軸12との間に設けられた主軸受、26
は各スクロール10,11によって形成される圧縮室内ガス
圧による軸方向力等を受けるスラスト軸受、36は軸受支
え35と駆動軸12間に設けられたスラスト軸受、34はリン
グ状のバランサーガイド31内に位置するバランスウェイ
ト33と駆動軸12をバランスウェイトの中心と駆動軸偏心
部12aの中心との間で連結してクランクを形成するクラ
ンクピンであり、バランスウェイト33は偏心部12aと反
対側に偏心すると共にクランクピン34と径方向に余裕を
持って連結されており、バランサーガイド31によって径
方向位置を拘束されながら、駆動軸12によってクランク
ピン34を介して回転させられ、揺動スクロール31に作用
する遠心力と平衡する。
第２図は上記各部材の分解斜視図を示し、バランスウ
ェイト33は偏平な円柱形をしており、その中心孔33aに
これより若干径が小さいクランクピン34の連結部34aを
挿入されて駆動されることにより、揺動スクロール11の
偏心方向とは対称に位置しながら公転する。このとき、
バランスウェイト33の公転半径はクランクピン34ではな
く外側のバランサーガイド31によって規定される。一
方、揺動スクロール11はバランサーガイド31及び背面板
32と一体となっており、駆動軸12の回転によりその偏心
部12aも回転し、これに応じて揺動スクロール11は揺動
する。第３図（ａ）〜第３図（ｄ）はバランスウェイト
33の動作説明図であり、バランスウェイト33に生じる遠
心力Fcbはバランサーガイド31との接触点に作用し、揺
動スクロール11に生じる遠心力Fcと平衡する。バランス
ウェイト33はその外周面とバランサーガイド31の内周面
との摩擦力と、その中心孔33aとクランクピン34の連結
部34aとの摩擦力との差により自転するので、その運動
はバランサーガイド31の内周を若干のすべりを伴ないな
がらころがり的に回転する。即ち、遠心力平衡力が作用
する部分が従来は揺動軸受であるために軸１回転に１回
のすべりを伴っていたのに対して、この実施例ではころ
がり的になる。なお、O0は駆動軸12の中心、O1は揺動ス
クロール11の中心、O2はバランスウェイト33の中心であ
る。又、圧縮機としての他の部分の構成及び動作は従来
と同様である。
ェイト33は偏平な円柱形をしており、その中心孔33aに
これより若干径が小さいクランクピン34の連結部34aを
挿入されて駆動されることにより、揺動スクロール11の
偏心方向とは対称に位置しながら公転する。このとき、
バランスウェイト33の公転半径はクランクピン34ではな
く外側のバランサーガイド31によって規定される。一
方、揺動スクロール11はバランサーガイド31及び背面板
32と一体となっており、駆動軸12の回転によりその偏心
部12aも回転し、これに応じて揺動スクロール11は揺動
する。第３図（ａ）〜第３図（ｄ）はバランスウェイト
33の動作説明図であり、バランスウェイト33に生じる遠
心力Fcbはバランサーガイド31との接触点に作用し、揺
動スクロール11に生じる遠心力Fcと平衡する。バランス
ウェイト33はその外周面とバランサーガイド31の内周面
との摩擦力と、その中心孔33aとクランクピン34の連結
部34aとの摩擦力との差により自転するので、その運動
はバランサーガイド31の内周を若干のすべりを伴ないな
がらころがり的に回転する。即ち、遠心力平衡力が作用
する部分が従来は揺動軸受であるために軸１回転に１回
のすべりを伴っていたのに対して、この実施例ではころ
がり的になる。なお、O0は駆動軸12の中心、O1は揺動ス
クロール11の中心、O2はバランスウェイト33の中心であ
る。又、圧縮機としての他の部分の構成及び動作は従来
と同様である。
上述の第１の実施例においては、揺動スクロール11と
一体のバランサーガイド31とバランスウェイト33が直接
接触して遠心力の相殺を行うので、揺動軸受23に遠心力
負荷が加わらず、軸受損失が軽減される。又、揺動スク
ロール11と固定スクロール10の渦巻壁側面が接触した場
合にも、接触点に遠心力負荷が加わらないので、高速運
転時の壁面摺動損失が軽減される。
一体のバランサーガイド31とバランスウェイト33が直接
接触して遠心力の相殺を行うので、揺動軸受23に遠心力
負荷が加わらず、軸受損失が軽減される。又、揺動スク
ロール11と固定スクロール10の渦巻壁側面が接触した場
合にも、接触点に遠心力負荷が加わらないので、高速運
転時の壁面摺動損失が軽減される。
第４図，第５図（ａ）〜第５図（ｃ）には本発明のス
クロール流体機械を用いた第２の実施例のスクロール圧
縮機が示されている。第４図および第５図（ａ）〜第５
図（ｃ）において、37は駆動軸12と揺動スクロール11の
間に介在し揺動半径を増減する揺動ブッシュ、38は駆動
軸12に対して揺動ブッシュ37を径方向外側へ押付けるば
ねをそれぞれ示している。なお、他の構成については第
１図に示された第１の実施例および第７図に示された従
来のスクロール圧縮機と同じであるので同一の符号を付
してその説明を省略するが、クランクピン34については
揺動ブッシュ37に嵌め込まれて、バランスウェイト33と
駆動軸12とをバランスウェイト33の中心と駆動軸偏心部
12aの中心との間で連結してクランクを形成する。
クロール流体機械を用いた第２の実施例のスクロール圧
縮機が示されている。第４図および第５図（ａ）〜第５
図（ｃ）において、37は駆動軸12と揺動スクロール11の
間に介在し揺動半径を増減する揺動ブッシュ、38は駆動
軸12に対して揺動ブッシュ37を径方向外側へ押付けるば
ねをそれぞれ示している。なお、他の構成については第
１図に示された第１の実施例および第７図に示された従
来のスクロール圧縮機と同じであるので同一の符号を付
してその説明を省略するが、クランクピン34については
揺動ブッシュ37に嵌め込まれて、バランスウェイト33と
駆動軸12とをバランスウェイト33の中心と駆動軸偏心部
12aの中心との間で連結してクランクを形成する。
このような第２の実施例に係るスクロール圧縮機によ
ると、第５図（ａ）〜第５図（ｃ）に明瞭に示されるよ
うに、揺動ブッシュ37は、駆動軸12に対して径方向に移
動可能にとり付けられており、ばね38によって径方向外
向きに押圧されている。従って、揺動スクロール11は渦
巻壁側面同士が接触して、径方向すき間がゼロになる揺
動半径で揺動する。このとき、揺動スクロール及び揺動
スクロールと一体となって揺動する部品群に作用する遠
心力Fcは、揺動する部品群内でFcbにより相殺されるの
で、渦巻壁側面には作用しない。壁面の押付け力Fsは、
ばねによる力Fspとガス圧による力の径方向成分Fgrの差
となるので、 Fs＝Fsp−Fgr となる。
ると、第５図（ａ）〜第５図（ｃ）に明瞭に示されるよ
うに、揺動ブッシュ37は、駆動軸12に対して径方向に移
動可能にとり付けられており、ばね38によって径方向外
向きに押圧されている。従って、揺動スクロール11は渦
巻壁側面同士が接触して、径方向すき間がゼロになる揺
動半径で揺動する。このとき、揺動スクロール及び揺動
スクロールと一体となって揺動する部品群に作用する遠
心力Fcは、揺動する部品群内でFcbにより相殺されるの
で、渦巻壁側面には作用しない。壁面の押付け力Fsは、
ばねによる力Fspとガス圧による力の径方向成分Fgrの差
となるので、 Fs＝Fsp−Fgr となる。
（発明の効果） 以上説明したように本発明のスクロール流体機械によ
れば、揺動スクロールに生じる遠心力を相殺するための
バランスウェイトが揺動スクロール若しくは揺動スクロ
ールと一体となって揺動運動する部品によってのみ半径
方向に拘束されるようにし、直接揺動スクロール側に遠
心力平衡力が作用するようにしたので、揺動軸受の軸受
負荷から遠心力分が除去され、軸受損失が軽減される。
また、本発明のスクロール流体機械によれば、駆動軸に
対して径方向に移動可能で外向きに押圧される揺動ブッ
シュを介して揺動スクロールを駆動するようにしたの
で、渦巻壁側面間の半径方向隙間について押付力が回転
数に依存しないシール・リリーフ機構を構成することが
可能となる。このため、摺動損失，漏れ損失が少なくて
効率の良い、また信頼性の高い、スクロール流体機械を
得ることができる。
れば、揺動スクロールに生じる遠心力を相殺するための
バランスウェイトが揺動スクロール若しくは揺動スクロ
ールと一体となって揺動運動する部品によってのみ半径
方向に拘束されるようにし、直接揺動スクロール側に遠
心力平衡力が作用するようにしたので、揺動軸受の軸受
負荷から遠心力分が除去され、軸受損失が軽減される。
また、本発明のスクロール流体機械によれば、駆動軸に
対して径方向に移動可能で外向きに押圧される揺動ブッ
シュを介して揺動スクロールを駆動するようにしたの
で、渦巻壁側面間の半径方向隙間について押付力が回転
数に依存しないシール・リリーフ機構を構成することが
可能となる。このため、摺動損失，漏れ損失が少なくて
効率の良い、また信頼性の高い、スクロール流体機械を
得ることができる。
第１図及び第２図は本発明のスクロール流体機械を用い
た第１の実施例のスクロール圧縮機に係る要部縦断面図
及び要部分解斜視図、第３図は本発明によるバランスウ
ェイトの動作説明図、第４図は本発明のスクロール流体
機械を用いた第２の実施例のスクロール圧縮機を示す断
面図、第５図（ａ），第５図（ｂ）および第５図（ｃ）
はそれぞれ第４図のスクロール圧縮機の要部を示す断面
図、第６図はスクロール流体機械の作動原理図、第７図
及び第８図は従来のスクロール圧縮機の縦断面図及びそ
の要部拡大図、第９図（Ａ），（Ｂ）は従来の他のスク
ロール圧縮機の要部縦断面図及び要部横断面図である。 10……固定スクロール、11……揺動スクロール、12……
駆動軸、12a……偏心部、22……オルダムリング、23…
…揺動軸受、31……バランサーガイド、32……背面板、
33……バランスウェイト、34……クランクピン、35……
揺動ブッシュ。 なお、図中同一符号は同一又は相当部分を示す。
た第１の実施例のスクロール圧縮機に係る要部縦断面図
及び要部分解斜視図、第３図は本発明によるバランスウ
ェイトの動作説明図、第４図は本発明のスクロール流体
機械を用いた第２の実施例のスクロール圧縮機を示す断
面図、第５図（ａ），第５図（ｂ）および第５図（ｃ）
はそれぞれ第４図のスクロール圧縮機の要部を示す断面
図、第６図はスクロール流体機械の作動原理図、第７図
及び第８図は従来のスクロール圧縮機の縦断面図及びそ
の要部拡大図、第９図（Ａ），（Ｂ）は従来の他のスク
ロール圧縮機の要部縦断面図及び要部横断面図である。 10……固定スクロール、11……揺動スクロール、12……
駆動軸、12a……偏心部、22……オルダムリング、23…
…揺動軸受、31……バランサーガイド、32……背面板、
33……バランスウェイト、34……クランクピン、35……
揺動ブッシュ。 なお、図中同一符号は同一又は相当部分を示す。
Claims (2)
- 【請求項１】渦巻壁を有する固定スクロールと、台板の
一方の面に渦巻壁を有し、該渦巻壁を前記固定スクロー
ルの前記渦巻壁と組み合わされる揺動スクロールと、該
揺動スクロールの自転を防止する自転防止機構と、駆動
源により回転させられると共に偏心部を有し、該偏心部
によって揺動軸受を介して揺動スクロール側を揺動させ
る駆動軸と、２つの偏心軸からなり一方の偏心軸が前記
駆動軸の偏心部に嵌合されたクランクピンと、該クラン
クピンの他方の偏心軸が中心部で回転自在に嵌合され、
前記駆動軸の回転に応じて前記偏心部とは反対側に偏心
され前記揺動スクロール側に発生する遠心力の少なくと
も一部と平衡するバランスウェイトと、前記揺動スクロ
ールに設けられ前記駆動軸の回転による前記バランスウ
ェイトの径方向の動きを拘束するバランサーガイドとを
備えたスクロール流体機械。 - 【請求項２】駆動軸に対して径方向に移動可能で該駆動
軸と揺動スクロールとの間に介在する揺動ブッシュ、お
よび該揺動ブッシュを該駆動軸に対して径方向外側に移
動させる押圧手段を備えたことを特徴とする請求項１記
載のスクロール流体機械。
Priority Applications (2)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2163229A JPH0826761B2 (ja) | 1989-12-25 | 1990-06-20 | スクロール流体機械 |
| US07/610,779 US5108274A (en) | 1989-12-25 | 1990-11-08 | Scroll-type fluid machine with counter-weight |
Applications Claiming Priority (3)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP1-337891 | 1989-12-25 | ||
| JP33789189 | 1989-12-25 | ||
| JP2163229A JPH0826761B2 (ja) | 1989-12-25 | 1990-06-20 | スクロール流体機械 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH03222801A JPH03222801A (ja) | 1991-10-01 |
| JPH0826761B2 true JPH0826761B2 (ja) | 1996-03-21 |
Family
ID=26488739
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP2163229A Expired - Fee Related JPH0826761B2 (ja) | 1989-12-25 | 1990-06-20 | スクロール流体機械 |
Country Status (2)
| Country | Link |
|---|---|
| US (1) | US5108274A (ja) |
| JP (1) | JPH0826761B2 (ja) |
Families Citing this family (35)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| DE69324278T2 (de) | 1992-11-02 | 1999-07-08 | Copeland Corp | ANTRIEBS- UND BRENNSYSTEM FüR SPIRALVERDICHTER |
| JPH07324689A (ja) * | 1994-05-31 | 1995-12-12 | Mitsubishi Heavy Ind Ltd | スクロール型流体機械 |
| US5609478A (en) * | 1995-11-06 | 1997-03-11 | Alliance Compressors | Radial compliance mechanism for corotating scroll apparatus |
| US5772415A (en) * | 1996-11-01 | 1998-06-30 | Copeland Corporation | Scroll machine with reverse rotation sound attenuation |
| US5951271A (en) * | 1997-03-24 | 1999-09-14 | Tecumseh Products Company | Stabilization ring and seal clearance for a scroll compressor |
| US6273692B1 (en) * | 1999-06-29 | 2001-08-14 | Sanden Corporation | Scroll-type compressor |
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| CN100374726C (zh) * | 2003-12-12 | 2008-03-12 | 乐金电子(天津)电器有限公司 | 涡旋式压缩机定涡旋的固定结构 |
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| US11047389B2 (en) | 2010-04-16 | 2021-06-29 | Air Squared, Inc. | Multi-stage scroll vacuum pumps and related scroll devices |
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| WO2014043444A1 (en) | 2012-09-13 | 2014-03-20 | Emerson Climate Technologies, Inc. | Compressor assembly with directed suction |
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| US10954944B2 (en) * | 2015-04-27 | 2021-03-23 | Emerson Climate Technologies, Inc. | Compressor having counterweight assembly |
| US10508543B2 (en) | 2015-05-07 | 2019-12-17 | Air Squared, Inc. | Scroll device having a pressure plate |
| JP6611468B2 (ja) * | 2015-05-19 | 2019-11-27 | 日立ジョンソンコントロールズ空調株式会社 | スクロール圧縮機 |
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| WO2019212598A1 (en) | 2018-05-04 | 2019-11-07 | Air Squared, Inc. | Liquid cooling of fixed and orbiting scroll compressor, expander or vacuum pump |
| US11067080B2 (en) | 2018-07-17 | 2021-07-20 | Air Squared, Inc. | Low cost scroll compressor or vacuum pump |
| US20200025199A1 (en) | 2018-07-17 | 2020-01-23 | Air Squared, Inc. | Dual drive co-rotating spinning scroll compressor or expander |
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| US11236748B2 (en) | 2019-03-29 | 2022-02-01 | Emerson Climate Technologies, Inc. | Compressor having directed suction |
| US11767838B2 (en) | 2019-06-14 | 2023-09-26 | Copeland Lp | Compressor having suction fitting |
| US11473572B2 (en) | 2019-06-25 | 2022-10-18 | Air Squared, Inc. | Aftercooler for cooling compressed working fluid |
| US11248605B1 (en) | 2020-07-28 | 2022-02-15 | Emerson Climate Technologies, Inc. | Compressor having shell fitting |
| US11898557B2 (en) | 2020-11-30 | 2024-02-13 | Air Squared, Inc. | Liquid cooling of a scroll type compressor with liquid supply through the crankshaft |
| US11619228B2 (en) | 2021-01-27 | 2023-04-04 | Emerson Climate Technologies, Inc. | Compressor having directed suction |
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| US11885328B2 (en) | 2021-07-19 | 2024-01-30 | Air Squared, Inc. | Scroll device with an integrated cooling loop |
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-
1990
- 1990-06-20 JP JP2163229A patent/JPH0826761B2/ja not_active Expired - Fee Related
- 1990-11-08 US US07/610,779 patent/US5108274A/en not_active Expired - Lifetime
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPH03222801A (ja) | 1991-10-01 |
| US5108274A (en) | 1992-04-28 |
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