JPH0849672A - スクロール型圧縮機 - Google Patents
スクロール型圧縮機Info
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- JPH0849672A JPH0849672A JP20608394A JP20608394A JPH0849672A JP H0849672 A JPH0849672 A JP H0849672A JP 20608394 A JP20608394 A JP 20608394A JP 20608394 A JP20608394 A JP 20608394A JP H0849672 A JPH0849672 A JP H0849672A
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- Japan
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- scroll
- radius
- orbiting
- δtr
- involute curved
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- 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
- F04C18/00—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids
- F04C18/02—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids 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
- F04C18/0207—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids 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
- F04C18/0246—Details concerning the involute wraps or their base, e.g. geometry
- F04C18/0269—Details concerning the involute wraps
Abstract
(57)【要約】
【目的】 固定スクロール１と旋回スクロール２とを組
み立てる際関連部品の寸法誤差、形状誤差の集積によっ
て発生する捩り組立誤差及び圧縮機の運転中旋回スクロ
ール２がガス圧によって捩られることにって発生する捩
れに基づく騒音を低減し、かつ、能力の低下を抑制す
る。 【構成】 固定スクロール１のうず巻状固定ラップ12の
腹側インボリュート曲面12A を所定の深さΔtrだけ削り
込み、その歯厚をTr−Δtrに減少させる。
み立てる際関連部品の寸法誤差、形状誤差の集積によっ
て発生する捩り組立誤差及び圧縮機の運転中旋回スクロ
ール２がガス圧によって捩られることにって発生する捩
れに基づく騒音を低減し、かつ、能力の低下を抑制す
る。 【構成】 固定スクロール１のうず巻状固定ラップ12の
腹側インボリュート曲面12A を所定の深さΔtrだけ削り
込み、その歯厚をTr−Δtrに減少させる。
Description
【０００１】
【産業上の利用分野】本発明はスクロール型圧縮機に関
する。
する。
【０００２】
【従来の技術】従来のスクロール型圧縮機の１例を図３
ないし図９を参照しながら説明する。図３に示すよう
に、固定スクロール１は端板11に高さ及び歯厚が一定の
うず巻状の固定ラップ12が直立するように立設されてい
る。図４に示すように、旋回スクロール２は円盤形の端
板21に高さ及び歯厚が一定のうず巻状の旋回ラップ22が
直立するように立設されている。
ないし図９を参照しながら説明する。図３に示すよう
に、固定スクロール１は端板11に高さ及び歯厚が一定の
うず巻状の固定ラップ12が直立するように立設されてい
る。図４に示すように、旋回スクロール２は円盤形の端
板21に高さ及び歯厚が一定のうず巻状の旋回ラップ22が
直立するように立設されている。
【０００３】図５及び図６には固定スクロール１と旋回
スクロール２との噛み合い状態が示され、図５は旋回ス
クロール側から見た水平断面図、図６は図５の中心部の
拡大図である。固定ラップ12及び旋回ラップ22はそれぞ
れ同一の歯厚Trを有し、その腹側及び背側曲面はそれぞ
れ同一の半径ｂを有する基円12w 、22w にて規定される
インボリュート曲面で形成されており、従って、固定ラ
ップ12及び旋回ラップ22は実質的に同一の形状及び寸法
を有している。
スクロール２との噛み合い状態が示され、図５は旋回ス
クロール側から見た水平断面図、図６は図５の中心部の
拡大図である。固定ラップ12及び旋回ラップ22はそれぞ
れ同一の歯厚Trを有し、その腹側及び背側曲面はそれぞ
れ同一の半径ｂを有する基円12w 、22w にて規定される
インボリュート曲面で形成されており、従って、固定ラ
ップ12及び旋回ラップ22は実質的に同一の形状及び寸法
を有している。
【０００４】旋回ラップ22と固定ラップ12は相互に旋回
半径ρだけ偏心させ、かつ、180 °だけ位相をずらせて
各ラップ22と12が向い合う状態で相互に噛み合わされて
いる。
半径ρだけ偏心させ、かつ、180 °だけ位相をずらせて
各ラップ22と12が向い合う状態で相互に噛み合わされて
いる。
【０００５】すると、旋回ラップ22の先端面は固定スク
ロール１の端板11の内面に直接又は図示しないチップシ
ールを介して密接し、固定ラップ12の先端面は旋回スク
ロール２の端板21の内面に直接又は図示しないチップシ
ールを介して密接し、固定ラップ12の背側インボリュー
ト曲面と旋回ラップ22の腹側インボリュート曲面がＡ、
Ｂ、Ｃの３点で線接触し、固定ラップ12の腹側インボリ
ュート曲面と旋回ラップ22の背側インボリュート曲面が
Ｘ、Ｙ、Ｚの３点で線接触する。このようにして、うず
巻の中心に対してほぼ点対称をなす複数の密閉小室3b、
3c、3y、3zが限界され、うず巻の中心部には小室４が限
界される。
ロール１の端板11の内面に直接又は図示しないチップシ
ールを介して密接し、固定ラップ12の先端面は旋回スク
ロール２の端板21の内面に直接又は図示しないチップシ
ールを介して密接し、固定ラップ12の背側インボリュー
ト曲面と旋回ラップ22の腹側インボリュート曲面がＡ、
Ｂ、Ｃの３点で線接触し、固定ラップ12の腹側インボリ
ュート曲面と旋回ラップ22の背側インボリュート曲面が
Ｘ、Ｙ、Ｚの３点で線接触する。このようにして、うず
巻の中心に対してほぼ点対称をなす複数の密閉小室3b、
3c、3y、3zが限界され、うず巻の中心部には小室４が限
界される。
【０００６】しかして、旋回スクロール２を図示しない
自転阻止機構によって自転を阻止しながら旋回半径ρを
半径とする円軌道上を時計回りに公転旋回運動させる
と、固定ラップ12と旋回ラップ22の線接触点Ａ、Ｂ、
Ｃ、Ｘ、Ｙ、Ｚが次第にうず巻の中心に向かって移動す
る。
自転阻止機構によって自転を阻止しながら旋回半径ρを
半径とする円軌道上を時計回りに公転旋回運動させる
と、固定ラップ12と旋回ラップ22の線接触点Ａ、Ｂ、
Ｃ、Ｘ、Ｙ、Ｚが次第にうず巻の中心に向かって移動す
る。
【０００７】この結果、密閉小室3b、3c、3y、3zが容量
を減少しながらうず巻の中心に向かって移動し、先ず、
3cと3z、次いで、3bと3yが中心部で連通合体することに
よって小室４を形成し、小室４を介して固定スクロール
１の端板11の中心部に設けられた吐出口５と連通する。
このようにして、各密閉小室3b、3c、3y、3z内のガスは
次第に圧縮され吐出口５から吐出される。
を減少しながらうず巻の中心に向かって移動し、先ず、
3cと3z、次いで、3bと3yが中心部で連通合体することに
よって小室４を形成し、小室４を介して固定スクロール
１の端板11の中心部に設けられた吐出口５と連通する。
このようにして、各密閉小室3b、3c、3y、3z内のガスは
次第に圧縮され吐出口５から吐出される。
【０００８】一方、図示しない圧縮機の吸入口を通って
吸入室６に入ったガスが両ラップ12、22の外終端開口部
7a、7bから小室3a、3x内に取り込まれる。これら２つの
外終端開口部7a、7bは旋回スクロール２の旋回に伴って
次第に縮小し、図示の噛み合い位置から約270 °旋回す
ると、旋回ラップ22の腹側インボリュート曲面の終点の
Ｍ点が固定ラップ12の背側インボリュート曲面に線接触
し、( 以下、この線接触点を吸入締切り点という）外終
端開口部7aが締め切られ、新たな密閉小室3aが限界され
る。
吸入室６に入ったガスが両ラップ12、22の外終端開口部
7a、7bから小室3a、3x内に取り込まれる。これら２つの
外終端開口部7a、7bは旋回スクロール２の旋回に伴って
次第に縮小し、図示の噛み合い位置から約270 °旋回す
ると、旋回ラップ22の腹側インボリュート曲面の終点の
Ｍ点が固定ラップ12の背側インボリュート曲面に線接触
し、( 以下、この線接触点を吸入締切り点という）外終
端開口部7aが締め切られ、新たな密閉小室3aが限界され
る。
【０００９】同時に固定ラップ12の腹側インボリュート
曲面の終点Ｎ点が旋回ラップ22の背側インボリュート曲
面に線接触して新たな密閉小室3xが限界される。上記を
繰り返すことによってガスが圧縮され、吐出口５から連
続して吐出される。
曲面の終点Ｎ点が旋回ラップ22の背側インボリュート曲
面に線接触して新たな密閉小室3xが限界される。上記を
繰り返すことによってガスが圧縮され、吐出口５から連
続して吐出される。
【００１０】
【発明が解決しようとする課題】上記従来のスクロール
型圧縮機においては、固定スクロール１と旋回スクロー
ル２とを組み立てる際、両スクロール１、２の位置決め
を左右する関連部品の寸法誤差、形状誤差が集積され、
両スクロール１、２の位相づれ角には180 °を基準値と
して時計回り及び反時計回りに捩れが生じる。( 以下、
これを捩り組立誤差という)
型圧縮機においては、固定スクロール１と旋回スクロー
ル２とを組み立てる際、両スクロール１、２の位置決め
を左右する関連部品の寸法誤差、形状誤差が集積され、
両スクロール１、２の位相づれ角には180 °を基準値と
して時計回り及び反時計回りに捩れが生じる。( 以下、
これを捩り組立誤差という)
【００１１】図７(A) は旋回方向( 図では時計回り) に
捩り組立誤差が生じた場合を示し、両ラップ12、22の線
接触点Ａ、Ｂ、Ｃ点は離れ、Ｘ、Ｙ、Ｚ点では接触圧力
が大きくなる。図７(B) は旋回方向( 図では反時計回
り) に捩り組立誤差が生じた場合を示し、両ラップ12、
22の線接触点Ａ、Ｂ、Ｃ点では接触圧力が大きくなり、
Ｘ、Ｙ、Ｚ点では離れる。
捩り組立誤差が生じた場合を示し、両ラップ12、22の線
接触点Ａ、Ｂ、Ｃ点は離れ、Ｘ、Ｙ、Ｚ点では接触圧力
が大きくなる。図７(B) は旋回方向( 図では反時計回
り) に捩り組立誤差が生じた場合を示し、両ラップ12、
22の線接触点Ａ、Ｂ、Ｃ点では接触圧力が大きくなり、
Ｘ、Ｙ、Ｚ点では離れる。
【００１２】なお、図７(A) 、(B) では明示のため捩り
角は相当に拡大して表示してある。また、θR は組立上
許容される時計回り捩り角、θL は組立上許容される反
時計回り捩り角であり、θR ＋θL を捩り組立公差θと
いう。
角は相当に拡大して表示してある。また、θR は組立上
許容される時計回り捩り角、θL は組立上許容される反
時計回り捩り角であり、θR ＋θL を捩り組立公差θと
いう。
【００１３】スクロール型圧縮機の騒音問題の１つが吸
入締切り点（図５のＭ点及びＮ点）で、両ラップ12、22
が接触し始めるときに発生する衝撃音であり、上記のよ
うに捩り組立誤差が存在すると、この点の接触圧力が大
きくなり、この結果、衝撃音、即ち、騒音が高くなる。
入締切り点（図５のＭ点及びＮ点）で、両ラップ12、22
が接触し始めるときに発生する衝撃音であり、上記のよ
うに捩り組立誤差が存在すると、この点の接触圧力が大
きくなり、この結果、衝撃音、即ち、騒音が高くなる。
【００１４】また、捩り組立誤差により両ラップ12、22
の線接触すべき点が離れる（図７(A) のＡ、Ｂ、Ｃ点、
図７(B) のＸ、Ｙ、Ｚ点) と、この隙間から密閉小室3
b、3c、3y、3zに取り込まれたガスが洩れ、この結果、
スクロール型圧縮機の能力は低下する。
の線接触すべき点が離れる（図７(A) のＡ、Ｂ、Ｃ点、
図７(B) のＸ、Ｙ、Ｚ点) と、この隙間から密閉小室3
b、3c、3y、3zに取り込まれたガスが洩れ、この結果、
スクロール型圧縮機の能力は低下する。
【００１５】図８は上記をグラフ化したものである。図
８に示すように、捩り組立誤差が大きくなるのに伴い、
騒音ＬWAは上昇し、能力Ｑは低下する。なお、捩り組立
公差θは各許容捩り角θR 、θL における騒音値ＬWA2
が騒音許容値ＬWA1 以下になるよう設定されている。
８に示すように、捩り組立誤差が大きくなるのに伴い、
騒音ＬWAは上昇し、能力Ｑは低下する。なお、捩り組立
公差θは各許容捩り角θR 、θL における騒音値ＬWA2
が騒音許容値ＬWA1 以下になるよう設定されている。
【００１６】しかし、圧縮機の運転中、旋回スクロール
２はこれに作用するガス圧力によってその旋回方向（時
計回り）に自転阻止機構のキーの隙間分だけ捩られる。
この結果、ガス圧力による旋回方向の捩り角をαとする
と、圧縮機の運転中の旋回方向最大捩り角は組立上の許
容時計回り捩り角θR より拡大してθR ＋αとなり、反
旋回方向最大捩り角は組立上の許容反時計回り捩り角θ
L より縮小してθL −αとなる。
２はこれに作用するガス圧力によってその旋回方向（時
計回り）に自転阻止機構のキーの隙間分だけ捩られる。
この結果、ガス圧力による旋回方向の捩り角をαとする
と、圧縮機の運転中の旋回方向最大捩り角は組立上の許
容時計回り捩り角θR より拡大してθR ＋αとなり、反
旋回方向最大捩り角は組立上の許容反時計回り捩り角θ
L より縮小してθL −αとなる。
【００１７】従って、旋回方向の捩り組立誤差に対して
は吸入締切り点( 図５のＮ点）における衝撃が増大し、
騒音の上昇、能力の低下が加速されるが、反旋回方向の
捩り組立誤差に対しては騒音の上昇、能力の低下は緩和
される。
は吸入締切り点( 図５のＮ点）における衝撃が増大し、
騒音の上昇、能力の低下が加速されるが、反旋回方向の
捩り組立誤差に対しては騒音の上昇、能力の低下は緩和
される。
【００１８】図９は上記をグラフ化したものである。図
９に示すように、騒音ＬWA及び能力Ｑの変化は図８の騒
音、能力曲線を左へ( 反旋回方向へ) ガス力による旋回
方向捩り角αだけ平行移行した形となる。
９に示すように、騒音ＬWA及び能力Ｑの変化は図８の騒
音、能力曲線を左へ( 反旋回方向へ) ガス力による旋回
方向捩り角αだけ平行移行した形となる。
【００１９】この結果、組立上許容される反時計回り捩
り角θL における騒音値ＬWA3 はＬWA2 より低下する
が、同じく時計回り捩り角θR における騒音値ＬWA4 は
ＬWA2より上昇し、騒音許容値ＬWA1 を越えるという問
題が発生する。能力Ｑについても同じ傾向を示して悪化
する。
り角θL における騒音値ＬWA3 はＬWA2 より低下する
が、同じく時計回り捩り角θR における騒音値ＬWA4 は
ＬWA2より上昇し、騒音許容値ＬWA1 を越えるという問
題が発生する。能力Ｑについても同じ傾向を示して悪化
する。
【００２０】これを解決するには基本的には捩り組立公
差をθからθ1 に小さくすればよいが、これには関連部
品の加工精度の向上が必要であり、大巾なコストアップ
となる。
差をθからθ1 に小さくすればよいが、これには関連部
品の加工精度の向上が必要であり、大巾なコストアップ
となる。
【００２１】
【課題を解決するための手段】本発明は圧縮機の運転
中、ガス力によって生じる旋回スクロールの旋回方向の
捩れによる悪影響を解消するために発明されたものであ
って、第１の発明の特徴とするところは、それぞれ端板
に同一の基円半径ｂにて規定されるインボリュート曲面
で形成された同一歯厚Trのうず巻状ラップを立設してな
る固定スクロールと旋回スクロールを相互に旋回半径ρ
だけ偏心させ、かつ、180 °だけ位相をずらせて各ラッ
プを向い合せた状態で噛み合わせ、上記旋回スクロール
をその自転を阻止しながら上記旋回半径ρを半径とする
円軌道上を公転旋回運動させることによりガスを圧縮す
るスクロール型圧縮機において、上記固定スクロールの
うず巻状固定ラップの腹側インボリュート曲面を所定の
深さΔtrだけ削り込むことによってその歯厚をTr−Δtr
に減少させたことにある。
中、ガス力によって生じる旋回スクロールの旋回方向の
捩れによる悪影響を解消するために発明されたものであ
って、第１の発明の特徴とするところは、それぞれ端板
に同一の基円半径ｂにて規定されるインボリュート曲面
で形成された同一歯厚Trのうず巻状ラップを立設してな
る固定スクロールと旋回スクロールを相互に旋回半径ρ
だけ偏心させ、かつ、180 °だけ位相をずらせて各ラッ
プを向い合せた状態で噛み合わせ、上記旋回スクロール
をその自転を阻止しながら上記旋回半径ρを半径とする
円軌道上を公転旋回運動させることによりガスを圧縮す
るスクロール型圧縮機において、上記固定スクロールの
うず巻状固定ラップの腹側インボリュート曲面を所定の
深さΔtrだけ削り込むことによってその歯厚をTr−Δtr
に減少させたことにある。
【００２２】第２の発明の特徴とするところは、それぞ
れ端板に同一の基円半径ｂにて規定されるインボリュー
ト曲面で形成された同一歯厚Trのうず巻状ラップを立設
してなる固定スクロールと旋回スクロールを相互に旋回
半径ρだけ偏心させ、かつ、180 °だけ位相をずらせて
各ラップを向い合せた状態で噛み合わせ、上記旋回スク
ロールをその自転を阻止しながら上記旋回半径ρを半径
とする円軌道上を公転旋回運動させることによりガスを
圧縮するスクロール型圧縮機において、上記旋回スクロ
ールのうず巻状旋回ラップの背側インボリュート曲面を
所定の深さΔtrだけ削り込むことによってその歯厚をTr
−Δtrに減少させたことにある。
れ端板に同一の基円半径ｂにて規定されるインボリュー
ト曲面で形成された同一歯厚Trのうず巻状ラップを立設
してなる固定スクロールと旋回スクロールを相互に旋回
半径ρだけ偏心させ、かつ、180 °だけ位相をずらせて
各ラップを向い合せた状態で噛み合わせ、上記旋回スク
ロールをその自転を阻止しながら上記旋回半径ρを半径
とする円軌道上を公転旋回運動させることによりガスを
圧縮するスクロール型圧縮機において、上記旋回スクロ
ールのうず巻状旋回ラップの背側インボリュート曲面を
所定の深さΔtrだけ削り込むことによってその歯厚をTr
−Δtrに減少させたことにある。
【００２３】第３の発明の特徴とするところは、それぞ
れ端板に同一の基円半径ｂにて規定されるインボリュー
ト曲面で形成された同一歯厚Trのうず巻状ラップを立設
してなる固定スクロールと旋回スクロールを相互に旋回
半径ρだけ偏心させ、かつ、180 °だけ位相をずらせて
各ラップを向い合せた状態で噛み合わせ、上記旋回スク
ロールをその自転を阻止しながら上記旋回半径ρを半径
とする円軌道上を公転旋回運動させることによりガスを
圧縮するスクロール型圧縮機において、上記固定スクロ
ールのうず巻状固定ラップの腹側インボリュート曲面及
び上記旋回スクロールのうず巻状旋回ラップの背側イン
ボリュート曲面の両者をそれぞれ削り込み、両者の削り
込み量の和をΔtrとことにある。
れ端板に同一の基円半径ｂにて規定されるインボリュー
ト曲面で形成された同一歯厚Trのうず巻状ラップを立設
してなる固定スクロールと旋回スクロールを相互に旋回
半径ρだけ偏心させ、かつ、180 °だけ位相をずらせて
各ラップを向い合せた状態で噛み合わせ、上記旋回スク
ロールをその自転を阻止しながら上記旋回半径ρを半径
とする円軌道上を公転旋回運動させることによりガスを
圧縮するスクロール型圧縮機において、上記固定スクロ
ールのうず巻状固定ラップの腹側インボリュート曲面及
び上記旋回スクロールのうず巻状旋回ラップの背側イン
ボリュート曲面の両者をそれぞれ削り込み、両者の削り
込み量の和をΔtrとことにある。
【００２４】上記Δtrは下記式で算出することができ
る。 Δtr＝ｂ×θ／2 但し、Δtr；（mm) ｂ；インボリュート曲面の基円半径（mm) θ；捩り組立公差（rad)
る。 Δtr＝ｂ×θ／2 但し、Δtr；（mm) ｂ；インボリュート曲面の基円半径（mm) θ；捩り組立公差（rad)
【００２５】
【作用】本発明においては、固定スクロールと旋回スク
ロールとの組立基準位置を実質的に正規組立基準位置
（両スクロールの位相づれ180 °の位置) から反旋回方
向に適当な角度だけ捩った位置にずらせたことになり、
捩り組立誤差を実質的に反旋回方向に移行させ、旋回方
向の捩り誤差を縮小することができる。
ロールとの組立基準位置を実質的に正規組立基準位置
（両スクロールの位相づれ180 °の位置) から反旋回方
向に適当な角度だけ捩った位置にずらせたことになり、
捩り組立誤差を実質的に反旋回方向に移行させ、旋回方
向の捩り誤差を縮小することができる。
【００２６】
【実施例】本発明の１実施例が図１に示されている。固
定ラップ12の腹側インボリュート曲面12A が下記式によ
って算出される量Δtrだけ削られ、歯厚がTr−Δtrに減
少されている。 Δtr＝ｂ×θ／2 ───────(1) 但し、Δtr；（mm) ｂ；インボリュート曲面の基円半径（mm) θ；捩り組立公差（rad) なお、図１における２点鎖線は歯厚trの固定ラップ12の
腹側インボリュート曲面の原型を示している。
定ラップ12の腹側インボリュート曲面12A が下記式によ
って算出される量Δtrだけ削られ、歯厚がTr−Δtrに減
少されている。 Δtr＝ｂ×θ／2 ───────(1) 但し、Δtr；（mm) ｂ；インボリュート曲面の基円半径（mm) θ；捩り組立公差（rad) なお、図１における２点鎖線は歯厚trの固定ラップ12の
腹側インボリュート曲面の原型を示している。
【００２７】これは組立上許容される時計回りの捩り角
θR （≒θ/2) における騒音値ＬWA4(図９参照) の低下
を意図するもので、固定ラップ12の腹側インボリュート
曲面12A の削り込み量Δtrは旋回スクロール２が反旋回
方向にθR （≒θ/2) だけ捩られたときのＸ、Ｙ、Ｚ点
における隙間( 図７(B) 参照) と同一であり、これは実
質的に組立基準位置が反旋回方向にθR だけ捩られたこ
とになる。従って、捩り組立誤差はこの位置から発生す
ることになり、旋回方向にθR の組立誤差が発生したと
き、丁度捩り組立誤差が零の場合（図５参照）における
両ラップの接触状態と同等となる。
θR （≒θ/2) における騒音値ＬWA4(図９参照) の低下
を意図するもので、固定ラップ12の腹側インボリュート
曲面12A の削り込み量Δtrは旋回スクロール２が反旋回
方向にθR （≒θ/2) だけ捩られたときのＸ、Ｙ、Ｚ点
における隙間( 図７(B) 参照) と同一であり、これは実
質的に組立基準位置が反旋回方向にθR だけ捩られたこ
とになる。従って、捩り組立誤差はこの位置から発生す
ることになり、旋回方向にθR の組立誤差が発生したと
き、丁度捩り組立誤差が零の場合（図５参照）における
両ラップの接触状態と同等となる。
【００２８】この結果、図９において、組立上許容され
る時計回りの捩り角θR （≒θ/2)における従来の騒音
値ＬWA4 は捩り組立誤差が零の場合における騒音値ＬWA
２まで低下するので、騒音許容値ＬWA1 以下になる。な
お、反旋回方向の捩り組立誤差に対しては両ラップの線
接触点Ｘ、Ｙ、Ｚ点での隙間を増大させ、能力が低下す
る方向に作用するので、本発明の実施に当たってはこの
点の試験確認が必要である。
る時計回りの捩り角θR （≒θ/2)における従来の騒音
値ＬWA4 は捩り組立誤差が零の場合における騒音値ＬWA
２まで低下するので、騒音許容値ＬWA1 以下になる。な
お、反旋回方向の捩り組立誤差に対しては両ラップの線
接触点Ｘ、Ｙ、Ｚ点での隙間を増大させ、能力が低下す
る方向に作用するので、本発明の実施に当たってはこの
点の試験確認が必要である。
【００２９】また、本発明は固定ラップ12の背側インボ
リュート曲面と旋回ラップ22の腹側インボリュート曲面
の接触状態には影響しないので、組立上許容される反時
計回り捩り角θL における従来の騒音値ＬWA２は変化し
ない。他の構成、作用については、図３ないし図６に示
す従来のものと同様であり、対応する部材には同じ符号
が付されている。
リュート曲面と旋回ラップ22の腹側インボリュート曲面
の接触状態には影響しないので、組立上許容される反時
計回り捩り角θL における従来の騒音値ＬWA２は変化し
ない。他の構成、作用については、図３ないし図６に示
す従来のものと同様であり、対応する部材には同じ符号
が付されている。
【００３０】なお、圧縮機の運転中のガス力による旋回
方向の捩れ角αは一般に捩り組立公差θの1/2 より小さ
く、本発明はα≦θ/2において成立する。また、歯面削
り込み量Δtrを捩り組立公差θに基づいて決めたが、ガ
ス力による旋回方向の捩れ角αに基づき歯面削り込み量
を決めることもできる。
方向の捩れ角αは一般に捩り組立公差θの1/2 より小さ
く、本発明はα≦θ/2において成立する。また、歯面削
り込み量Δtrを捩り組立公差θに基づいて決めたが、ガ
ス力による旋回方向の捩れ角αに基づき歯面削り込み量
を決めることもできる。
【００３１】本発明の第２の実施例が図２に示されてい
る。この第２の実施例においては、旋回ラップ22の背側
インボリュート曲面22B が上記式で算出されたΔtrに対
応する深さだけ削られて旋回ラップ22の歯厚がTt−Δtr
に減少されている。この第２の実施例は第１の実施例と
同様の作用、効果を奏する。
る。この第２の実施例においては、旋回ラップ22の背側
インボリュート曲面22B が上記式で算出されたΔtrに対
応する深さだけ削られて旋回ラップ22の歯厚がTt−Δtr
に減少されている。この第２の実施例は第１の実施例と
同様の作用、効果を奏する。
【００３２】なお、図示しないが、固定ラップ12の腹側
インボリュート曲面12A と旋回ラップ22の背側インボリ
ュート曲面22B の両者を削り込み、その削り込み量の合
計を上記式で算出される量Δtrとしても上記第１及び第
２の実施例と同様の作用、効果を奏することができる。
インボリュート曲面12A と旋回ラップ22の背側インボリ
ュート曲面22B の両者を削り込み、その削り込み量の合
計を上記式で算出される量Δtrとしても上記第１及び第
２の実施例と同様の作用、効果を奏することができる。
【００３３】
【発明の効果】請求項１ないし３記載の発明において
は、固定スクロールと旋回スクロールとの組立基準位置
を実質的に正規組立基準位置から反旋回方向に適当な角
度だけ捩った位置にずらせたことになるので、捩り組立
誤差を実質的に反旋回方向に移行させ、旋回方向の捩り
組立誤差を縮小することができる。
は、固定スクロールと旋回スクロールとの組立基準位置
を実質的に正規組立基準位置から反旋回方向に適当な角
度だけ捩った位置にずらせたことになるので、捩り組立
誤差を実質的に反旋回方向に移行させ、旋回方向の捩り
組立誤差を縮小することができる。
【００３４】従って、運転中の旋回方向の捩り角度誤差
が減少し、吸入締切り点Ｎ点での衝撃が低減し、騒音が
低下する。この結果、捩り組立公差を縮小することな
く、従って、コストをあまりかけずに騒音を低減するこ
とができる。しかも、固定スクロールの背側インボリュ
ート曲面と旋回スクロールの腹側インボリュート曲面の
接触状態には影響がないので、能力の悪化は起こらな
い。
が減少し、吸入締切り点Ｎ点での衝撃が低減し、騒音が
低下する。この結果、捩り組立公差を縮小することな
く、従って、コストをあまりかけずに騒音を低減するこ
とができる。しかも、固定スクロールの背側インボリュ
ート曲面と旋回スクロールの腹側インボリュート曲面の
接触状態には影響がないので、能力の悪化は起こらな
い。
【００３５】Δtrを請求項４記載の式によって算出すれ
ば、実質的な組立基準位置を正規組立基準位置から反旋
回方向にθ/2だけ捩った位置に移行させることができる
ので、旋回方向にθ/2の組立誤差が発生したとき、丁
度、実質的には組立誤差零となる。この結果、実質的に
は正規組立基準位置から旋回方向には捩り組立誤差は発
生しないことになり、運転中の旋回方向最大捩り角はガ
ス力による旋回方向捩り角となり、従って、一層確実に
騒音を低下させることが可能となる。
ば、実質的な組立基準位置を正規組立基準位置から反旋
回方向にθ/2だけ捩った位置に移行させることができる
ので、旋回方向にθ/2の組立誤差が発生したとき、丁
度、実質的には組立誤差零となる。この結果、実質的に
は正規組立基準位置から旋回方向には捩り組立誤差は発
生しないことになり、運転中の旋回方向最大捩り角はガ
ス力による旋回方向捩り角となり、従って、一層確実に
騒音を低下させることが可能となる。
【図１】本発明の１実施例に係る両スクロールの噛み合
状態を示す図５に対応する水平断面図である。
状態を示す図５に対応する水平断面図である。
【図２】本発明の第２の実施例に係る両スクロールの噛
み合状態を示す図５に対応する水平断面図である。
み合状態を示す図５に対応する水平断面図である。
【図３】従来の固定スクロールの斜視図である。
【図４】従来の旋回スクロールの斜視図である。
【図５】従来の両スクロールの噛み合いを示す旋回スク
ロール側から見た水平断面図である。
ロール側から見た水平断面図である。
【図６】図５の中心部の部分的拡大図である。
【図７】従来の組立上許容される捩り誤差存在時の両ス
クロールの噛み合い状態を示し、(A) は時計回りの捩り
誤差がある場合、(B) は反時計回りの捩り誤差がある場
合を示す。
クロールの噛み合い状態を示し、(A) は時計回りの捩り
誤差がある場合、(B) は反時計回りの捩り誤差がある場
合を示す。
【図８】運転中のガス圧による捩りを考慮しない場合の
捩り誤差による騒音及び能力の変化を示す線図である。
捩り誤差による騒音及び能力の変化を示す線図である。
【図９】運転中のガス圧による捩りを考慮した場合の捩
り誤差による騒音及び能力の変化を示す線図である。
り誤差による騒音及び能力の変化を示す線図である。
１ 固定スクロール 11 端板 12 固定ラップ 12A 腹側インボリュート曲面 ２ 旋回スクロール 21 端板 22 旋回ラップ
Claims (4)
- 【請求項１】 それぞれ端板に同一の基円半径ｂにて規
定されるインボリュート曲面で形成された同一歯厚Trの
うず巻状ラップを立設してなる固定スクロールと旋回ス
クロールを相互に旋回半径ρだけ偏心させ、かつ、180
°だけ位相をずらせて各ラップを向い合せた状態で噛み
合わせ、上記旋回スクロールをその自転を阻止しながら
上記旋回半径ρを半径とする円軌道上を公転旋回運動さ
せることによりガスを圧縮するスクロール型圧縮機にお
いて、上記固定スクロールのうず巻状固定ラップの腹側
インボリュート曲面を所定の深さΔtrだけ削り込むこと
によってその歯厚をTr−Δtrに減少させたことを特徴と
するスクロール型圧縮機。 - 【請求項２】 それぞれ端板に同一の基円半径ｂにて規
定されるインボリュート曲面で形成された同一歯厚Trの
うず巻状ラップを立設してなる固定スクロールと旋回ス
クロールを相互に旋回半径ρだけ偏心させ、かつ、180
°だけ位相をずらせて各ラップを向い合せた状態で噛み
合わせ、上記旋回スクロールをその自転を阻止しながら
上記旋回半径ρを半径とする円軌道上を公転旋回運動さ
せることによりガスを圧縮するスクロール型圧縮機にお
いて、上記旋回スクロールのうず巻状旋回ラップの背側
インボリュート曲面を所定の深さΔtrだけ削り込むこと
によってその歯厚をTr−Δtrに減少させたことを特徴と
するスクロール型圧縮機。 - 【請求項３】 それぞれ端板に同一の基円半径ｂにて規
定されるインボリュート曲面で形成された同一歯厚Trの
うず巻状ラップを立設してなる固定スクロールと旋回ス
クロールを相互に旋回半径ρだけ偏心させ、かつ、180
°だけ位相をずらせて各ラップを向い合せた状態で噛み
合わせ、上記旋回スクロールをその自転を阻止しながら
上記旋回半径ρを半径とする円軌道上を公転旋回運動さ
せることによりガスを圧縮するスクロール型圧縮機にお
いて、上記固定スクロールのうず巻状固定ラップの腹側
インボリュート曲面及び上記旋回スクロールのうず巻状
旋回ラップの背側インボリュート曲面の両者をそれぞれ
削り込み、両者の削り込み量の和をΔtrとしたことを特
徴とするスクロール型圧縮機。 - 【請求項４】 上記Δtrを下記式 Δtr＝ｂ×θ／2 但し、Δtr；（mm) ｂ；インボリュート曲面の基円半径（mm) θ；捩り組立公差（rad) で算出したことを特徴とする請求項１ないし３記載のス
クロール型圧縮機。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP20608394A JP3540380B2 (ja) | 1994-08-09 | 1994-08-09 | スクロール型圧縮機 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP20608394A JP3540380B2 (ja) | 1994-08-09 | 1994-08-09 | スクロール型圧縮機 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH0849672A true JPH0849672A (ja) | 1996-02-20 |
| JP3540380B2 JP3540380B2 (ja) | 2004-07-07 |
Family
ID=16517545
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP20608394A Expired - Lifetime JP3540380B2 (ja) | 1994-08-09 | 1994-08-09 | スクロール型圧縮機 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP3540380B2 (ja) |
Cited By (4)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2008208797A (ja) * | 2007-02-27 | 2008-09-11 | Mitsubishi Heavy Ind Ltd | スクロール圧縮機 |
| JP2010031877A (ja) * | 1998-09-29 | 2010-02-12 | Hitachi Ltd | スクロール式流体機械 |
| US7891961B2 (en) * | 2005-05-17 | 2011-02-22 | Daikin Industries, Ltd. | Mounting structure of discharge valve in scroll compressor |
| CN107939681A (zh) * | 2018-01-05 | 2018-04-20 | 中国石油大学(华东) | 一种全啮合变壁厚涡旋真空泵 |
Families Citing this family (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP5386219B2 (ja) | 2009-04-27 | 2014-01-15 | 三菱重工業株式会社 | スクロール圧縮機 |
-
1994
- 1994-08-09 JP JP20608394A patent/JP3540380B2/ja not_active Expired - Lifetime
Cited By (7)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2010031877A (ja) * | 1998-09-29 | 2010-02-12 | Hitachi Ltd | スクロール式流体機械 |
| US7891961B2 (en) * | 2005-05-17 | 2011-02-22 | Daikin Industries, Ltd. | Mounting structure of discharge valve in scroll compressor |
| JP2008208797A (ja) * | 2007-02-27 | 2008-09-11 | Mitsubishi Heavy Ind Ltd | スクロール圧縮機 |
| US8038421B2 (en) | 2007-02-27 | 2011-10-18 | Mitsubishi Heavy Industries, Ltd. | Scroll compressor having an allowable angle of rotation |
| US8403655B2 (en) | 2007-02-27 | 2013-03-26 | Mitsubishi Heavy Industries, Ltd. | Scroll compressor having an allowable angle of rotation |
| CN107939681A (zh) * | 2018-01-05 | 2018-04-20 | 中国石油大学(华东) | 一种全啮合变壁厚涡旋真空泵 |
| CN107939681B (zh) * | 2018-01-05 | 2023-07-25 | 中国石油大学(华东) | 一种全啮合变壁厚涡旋真空泵 |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JP3540380B2 (ja) | 2004-07-07 |
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