JPS5963389A - 容積形スクロ−ル式流体機械 - Google Patents

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。

Description

【発明の詳細な説明】 〔発明の利用分野〕 本発明は、インボリュート曲線等のラップを有する固定
スクロール部Ｉと旋回スクロール９月とにより密閉空間
を構成し、旋回スクロール９判を、自転を阻止しながら
旋回運動をさせる形式の容積形スクロール式流体機械に
関する。

〔従来技術〕

この種スクロール式流体機械の公知例としては、米国特
許第２８４１０８９号や第３８７４８２７号などがある
。

これらの公°知例を基本とした従来技術について、第１
図および第２図に示すスクロール式圧縮機にしたがって
説明する。

これらの図に示すスクロール式圧縮機は、固定スクロー
ル部１１１旋回スクロール部材２、自転防止機構５、フ
レーム７、クランクピン９、駆動軸１０および駆動源（
図示せず）を備えている。

前記固定スクロール部材ｌは、端板１ａとこれに直立す
るラップ１ｂとを有し、前記ｈｊＰ回スタスクロール、
端板２ａとこれに直立するラップ２ｂとを有している。

固定、旋回スクロール部材１，２のラップ１ｂ。

２ｂは、インボリュート曲線あるいはこれに近似する曲
悴で形成されており、一様な高さと一様なノｑさを有し
ている。ただし、厚さについては、巻き初め部分など加
工や取り扱い上の制約などから、逐次変化するように形
成されている場合もある。

固定スクロール部材１の端板ｌａには、その外周部に吸
入ボート３が設けられており、中央付近には吐出ボート
４が設けられている〇 旋回スフミール部月２の端板２ａには、ラッグ２ｂの反
対側に旋回スクロール部材、！ＩＩ＜動用のクランクビ
ン９が設けられている。

固定、旋回動スクロール部杓１，２は、第１図に示すよ
うに、ラップｌｂ　、　２ｂを互いにかみ合わせて組み
立てられ、固定スクロール部１１と旋回スクロール９月
２とで第２図に示すように、２つの密閉空間Ｖｌ　、　
Ｖ２を有する圧縮要素部を構成している。固定、旋１５
１両スクロール部材１．２のラップｌｂ　、　２ｂの巻
き終わり端部１ｂ’　、　２ｂ’は、一致しないように
位相をずらして配置されている。

前記固定スクロール９判１は、フレーム７に結合部材（
図示せず）にて固定されている。また、前記旋回スクロ
ール９月２は、固定スクロール９月１とフレーム７の間
にはさまれて支持されており、かつフレーム７との間で
自転防止機構５と摺動可能に連結されている。

前記駆動軸１０は、フレーム７に軸受８ａ　、　８ｂ　
、　８ｃにより支承されており、一部に旋回スクロール
部材２の不釣合用を除去させるためのバウンスウェイト
６が設けられている。そして、旋回スクロール９拐１駆
動用のクランクピン９の中心と駆動ｔｌｌ＋　ｔ。

の中心とは、旋回半径εを有して配置されている。

また、駆動軸ｌＯの他端部には圧縮ガス等の漏れを防止
するためシール１１が設けられている。

前記構成のスクロール式圧縮機では、駆動源により駆動
軸１０が回転されるに伴い、旋回スクロール部材２が自
転防止機槽５により自転を阻止されつつ駆動軸１０とク
ランクビン９との中心開用にＩＦを旋回半径εとして公
転運動、すなわち旋回運動を行う。

これにより、固定、旋回両スクロール部材ｌ。

２間に構成された２つの密閉を間Ｖ１．Ｖ２が次第に縮
少され、容積が減少せしめられる。その開、吸入ボート
３から密閉空間ｖ１．ｖ２内にガスが取り入れられ、そ
のガスが圧縮され、所足の圧力に昇圧されたガスは吐出
ボート４から取り出される。

このように構成されたスクロール式圧縮機において、圧
縮機の出力は一般にガスの取り込み容積とその圧力、お
よび昇圧後の圧力、並びに取り扱いガスの物性（特に断
熱指数）により決定される。

また、容積形スクロール式圧縮機の場合、特にガスの取
り込み容積の大きさでその出力が変わってくることは周
知のとおりである。

ところで、スクロール式圧縮機の場合、ガスの取り込み
容積、つまり最大密閉空間容積ｖｔｈは、Ｖｔｈ　−２
ε２ｈ（２（１＋ｔ／ε）（λ２−π）＋π）で表わさ
れ、また旋回半径εは、 ε　＝　ａπ　−ｔ で表わされる。

ここで、ｈニラツブの歯高 ｔ：ランプの歯厚 λ２：■ｊｌ’ｌｆｆ：ｍ成するときのラップの９す巻
き角度 π：円周率 ａ：インボリュート曲線の基円半径 である。

一方、外圧の圧力の目安となる圧縮後の容積ｖＥは、 ＶＥ＝２ε２　ｈ　［２（１＋ｔ／ε）（λ１−π）→
−π）で表わされる。

ここで、λ１：ＶＥを構成するときのラップのうす巻き
角度 である。

これらの式から分かるように、スクロール式圧縮機ては
、その出力を一定とした場合において、必要な最大密閉
空間容積ｖｔｈや圧縮後の容積ＭＥを決定するに当たシ
、爾ｈ　ｈ％歯厚ｔ１基円手径８、うす巻き角度λ２．
λｌの５つの変数がそれぞれ独立に存在し、それぞれの
数値の決定指針が皆無であった。

ただ、従来一応の目安としては、ラップの歯高りと歯溝
中りの比（ｈ／Ｄ　）が１程度が最適と考えられていた
。

かかる従来の一応の目安とされていた数値に対して、本
発明者らは、次のような調査を行った。

すなわち、固定、旋回円スクロール部材１．２のラップ
ｌｂ　、　２ｂで構成される密閉空間ｖｌ　ｌ　Ｖ２に
対して、ラップｌｂ　、　２ｂ間のすきまと漏れ月、の
関係調査、ラップｌｂ　、　２ｂの歯高りと歯厚ｔに関
しての訓れの形状係数の関係調査、同じくシールライン
長さの比、同じく作用力の比、同じく摺動損失などの関
係調査、そして切削加工′ｆｆ：Ｉ＠すときの加工精度
と圧力による変形の関係調査、さらには取り扱いガスの
特性の差に着目して最大密閉空間容積ｖｔｈとシールラ
イン面積との関係調査を行った。

その結果、前記従来の目安はスクロール式圧縮機の高効
率化、小形、軽量化を図るための構造股言１指針として
は不十分であることが判明した。

また、これらの事項はスクロール式圧縮機に限らず、ス
クロール式膨張機、スクロール式ポンプ等についても同
様である。

〔発明の目的〕

本発明の目的は、インボリュート曲線等で形成されたラ
ップを有する固定スクロール部材と旋回スクロール部側
とで構成される密閉空間におけるガス漏れおよび摺動損
失を少なくシ、高効率化を図ること、小形、軽）７５化
を図２）こと、そして前記機能を発揮し得る機械の設計
１訃よび加工上の指針を与えることを、それぞれ？１；
り足させ得る容積形スクロール式流体機械を促供するに
ある。

〔発明の概要〕

本発明の１番目の発明は、スクロールラップの歯高りと
歯Ｊ’？、　ｔと南ｉ／りｒＩＪＤとを同じ長さの単位
で表わすとき、スクロールラップの厚さがうす巻き角度
に対して一定な部位、すなわちスクロールラップの巻き
初めイτＪ近と巻き終わり付近を除いた部位の、前記ス
クロールラップの歯高りと歯厚ｔとの比ｈ／ｌを５以上
とし、かつ歯【％ｈと歯溝中りとの比ｈ／Ｄを４以下と
したところに／Ｉ？ｌａを有するもので、この構成によ
り前記目的を総て達成することができたものである。

また、本発明の２番目の発明は、スクロールラップの歯
旨りと歯厚ｔと歯溝ＩＪ　Ｄとを同じ門等の単位で表わ
し、前記固足、旋回両スクロール部材により構成される
最大密閉空間容積ｖｔｈをｅｏ等の単位で表わすとき、
スクロールラップの厚さがうす巻き角度に対して一定な
部位の、前記スクロールラップの歯高りと歯厚ｔとの比
ｈ／ｌを５以上とし、かつ歯高りと歯溝中りとの比ｈ／
Ｄを４以下とし、さらにＶｔｈ／（ｈ　Ｘ　ｔ　）の値
を０．２〜１．２としたところに特徴を有するもので、
この構成によって、より一層高効率化を図り得たもので
ある。

〔発明の実施例〕

以下、本発明を図面に示す実施例に基づいて説明する。

第３図〜第１３図は、スクロール式圧縮機に適用した本
発明の一実施例を示す。

そのスクロール式圧縮機は、第３図および第４図に示す
ように、固定スクロール９杓ｌと旋回スクロール部材２
とを備えている。

前記固定スクロール９拐１は、端板１ａとラッグ１ｂと
を有し、端板ＩＡ［は圧縮すべきガスの吸入ボート３と
圧縮されたガスの吐出ボート４とが設けられている。

前記旋回スクロール部材２は、端板２ａとラップ２ｂと
を有している。

そして、前記ラップｌｂ　、　２ｂはインボリュート曲
線、あるいはインボリュートと円弧とを組み合わせた曲
線で形成されておシ、これらのラップｌｂ。

２ｂを有する固定、旋回両スクロール部材１．２との組
み合わせにより、密閉空間が構成されている。

かかるスクロール式圧縮機では、一方のスクロール９相
のラップの外側の運動軌跡が他方のスクロール部Ｉのラ
ップの内側の線に一致するように構成しないと、ガスを
順次圧縮することができないため、固定、旋回スクロー
ル部材１．２のラッグｌｂ　、　２ｂの歯高ｈ１歯埋ｔ
および歯溝中りを、とも、に等しくする必要がある。

また、旋回スクロール９拐２は、固定スクロール部材１
に対して旋回運動が可能となるように組み合わされるた
めと、その旋回半径εとが一定になっていることや、ラ
ップ表面にはある程度の表面粗さを有しているため、微
小すきまが生じている。すなわち、固定スクロール部材
１の端板１ａと、旋回スクロール部材２のラップ２ｂの
歯先との間には、軸方向すきまδａが存在し、第４図に
示すよっに、固定、旋回筒スクロール部材１，２のラッ
プＩｂ　、　２ｂ同士の接点における半径方向すきまδ
ｒが存在する。ガスのｊｔ’ｒｆすれが生じるとき、周
方向に漏れる鳴合は、前記半径方向すきまδｒがら漏れ
、そのときのシールライン長さはラップの歯、Ｈｈとな
る。

また、径方向に漏れる場合は、前記軸方向すきまδａか
ら漏れ、そのときのシールライン長さは、ラップｌｂ　
、　２ｂの接点から接点までのラップに沿った長さ、例
えばＭ４図のｔＣ表わされる。

第４図は、固定、旋回スクロール部材１，２のラップｌ
ｂ　、　２ｂのかみ合い状態で、最大密閉空間容積ｖｔ
ｈを構成している形態を示すもので、ｖｔｈ　＝Ｖｏ＋
ＶＯ’、ｖＯ＝ｖｏ’、すなわちＶｔｈ　＝　２　ｖｏ
となっている。圧縮機の鳴合、いわゆる体積効率に関与
する圧縮室は、ＶｏおよびＶＯ２で、そのときの漏れ面
積は片方の圧縮室Ｖｏについてみれば周方向にδｒ×ｈ
１径方向にδａＸＡとなっている。

なお、第３図に示す形状は、ラップｌｂ　、　２ｂの歯
厚ｔがうず巻き長さに対して一定の部分を示すもので、
以下に説明する歯厚ｔなどラップ形状につい℃け、ラッ
プｌｂ　、　２ｂなどの巻き初め付近と巻き終わＤ　（
ｉ近の歯〕９が変化する部分は除くものとする。

前述の漏れ面４７更における漏れ量について、インボリ
ュート曲線で形成されたラップを対象にして静的漏れ試
験を実施し、その定邦、評価を行った。

その試験結果を第５図に示す。この試験では、スクロー
ル部側のラップを従来の圧縮機と同様に第１図に示すと
とく措成し、吐出ボート４から高圧ガスを導入し、吸入
ボート３への流出量を調べたもので、軸方向漏れ面積と
径方向ｆ浦れ面積とを等しくした場合のｒ、ｆｆすれ量
の比を表わしたものである。

この結果により、同−漏れ面積でも、軸方向すきまδａ
からの漏れ量が半径方向すきまδｒからの漏れ量に対し
てほぼ４倍程度になっていることが実証された。

第６図は、スクロール部材のラップのすきまが圧縮機性
能に及ばず影響を実際の機械で調べた結果を示す。横軸
にはスクロール９拐のラップの平均すきま（半径方向す
きまδｒ１軸方向すきまδａ）を示し、縦軸にはラップ
のすきまがないときの体積効率を基準として、その低下
率を示している。

これら第５図、第６図から、静的なガス漏れ量と、実機
の場合でみるように動的な場合も、いずれも用１方向す
きまからの漏れ量が多くなっていることが分かる。この
ことから、圧縮俊の高効率化を図るためには、まず流体
性能を向上させるため、スクロール部材のラップの軸方
向すきまを通しての漏れ量を小さくすることが必要であ
る。換言すれば、軸方向すきまの漏れ面積を小さくすれ
ばよい。漏れ面積とは、先に述べたように、軸方向の場
合、スクロール部材のラップの歯厚ｔとシールライン長
さｔの撰であるから、この漏れ面積を低減させるにはシ
ールライン長さｔを短くすることが、より有効な方策で
ある。

一方、このシールライン長さｔを短くして同じ圧縮機番
量を維持するためには、先の設計式から、歯高りを大き
くする必普がある。この観点から、歯厚ｔと歯高りとの
かね合いから漏れ童がどのように変化するかの検討を行
った。

圧縮機が最大効率を得るためには、大別すると一つには
圧縮機中の漏れを減らして体積効率を高く維持すること
、もう一つは摺動面のＭ擦偵失を減らして機械効率を高
く維持することにある。

本発明者らは、前者の体積効率を問題として、スクロー
ル部材のラップ間での漏れがラップ部のすきまによって
どのように影響されるかを検討したものである。体積効
率は、高圧ガスの吸入室への漏れが最も影響度が旨く、
そして効率の低下を招く。吸入室への漏れは、スクロー
ル部材のラップが最大密閉空間容積ｖｔｈを形成してか
ら、クラ１ンクピン９が３６０度回転するまでの圧縮過
程中にその密閉空間から吸入室へ漏れるものと考え、一
般的なノズルにおける漏れ量を表わす式で示すと次式の
ごとくになる。すなわち、漏れ角、ΔＧは、で表わされ
る。

ここで、Ｐｌ：下流圧力（Ｐｓ吸入圧力）Ｐ２二上流圧
力 Ｃ：流量係数 ｎ：ガスの断熱指数 Ａ：漏れ面積 Ｒ：ガス定数 である。

（１）式で、漏れ量ΔＧはガスの物性による値と、形状
係数２とで書き表わせる。

（２）式で、２（λ）は、 ・・・・・・（３） ここで、λ：圧縮室を形成しているラップ接点の９す巻
き角度 π：円周率 となり、圧力比Ｐ１／Ｐ２は圧縮過程を断熱変化と仮定
すれば、容積変化に置き換えることができる。

すなわち、 となり、よって（３）式の２（λ）はスクロールの幾何
学的形状で決まる因子となり、接点の巻き角（λ）の関
数である。これらの結果、吸入室への１回転当たりのガ
スの漏れは、 である。

一方、漏れ面積Ａ（λ）は半径方向すきまδｒと、軸方
向すきまδ＾の和で示すことができ、Ａ（λ）−２（ｈ
φδｒ＋Ｌ・δａ）　　　　・・・・・・・・・・・・
・・・・・・（６）となる。

（６）式で、圧縮過程中、歯高りは変化しないがラップ
ｌｂ　、　２ｂの接点から接点までのラップに沿う長さ
ｔは接点の巻き角λの減少とともに減少する。

（５）式において、積分記号の部分を最大密閉空間容積
ｖｔｈで除して正規化して示すと、漏れの形状係数２は
、 となる。これを、ラップの歯高りと歯厚ｔとの比ｈ／ｌ
の関係で表わすと、第７図のごとくなる。これは、δａ
−δｒとしたときのプロットを示したものである。なお
、前記ラップの歯高りと歯厚ｔとを同じ長さの即位、す
なわち門等の単位で表わすものとする。

第８図は、軸方向すきまδａと半径方向すきまδｒに関
わるシールラインの長さ比の関係を示したものである。

以上の結果、ラップの歯＋ｒ　ｈと歯厚ｔとの比で表わ
される固有の形状変数でみると、シールライン長さ比ｔ
／■■、および体積効率の低下率を示す漏れの形状係数
２とも、ｈ／ｌ≧５でその変化率を小さく抑えることが
できる。すなわち、ｈ／ｌ≧５に採れば、同一ガス、四
−〜・差圧に対して漏れ喰を小さく抑えることができる
ので、商い体積効率を維持することができる。

そして、第５１９１および第６図から分かるように、軸
方向すきまδａからの漏れが太きいため、この量を低減
させるためには、シールライン長さｔを短くする必要が
あり、この観点からも、ｈ／ｌ≧５に採ることが高効率
を維持する上での必要条件となる。

それから、軸方向すきまδＡおよび半径方向すきまδｒ
に及はす実際上の影響因子は、密閉空間内における圧力
差による変形と、加工時の切削抵抗による変形とがある
。前者の圧力差による変形で問題となるのは、径方向の
たわみである。固足、旋回両スクロール部材１．２のラ
ップｌｂ　、　２ｂは、インボリュート曲線等の曲線で
形成されていて、空間内の圧力も逐次変化しているので
、時々刻々のたわみ−Ｍ、の厳′！′Ｂ解を求めること
はあまり意味がない０ そこで、第９図に示すよりに、円弧ラップで、圧力差を
１回転中の平均値とした変形のモデル化を行い、ラップ
先端のたわみ量の近似的平均値を求めることとする。こ
のよりに、歯厚ｔ１半径ｒｍ。

歯高ｈ１圧力差ΔＰ（ｐ＋　−ＰＩ−１）で表わした場
合、たわみ量Δｙは最大値で、 となる。

ここで、Ｅ：拐科の縦断性係数である。

ところで、このようなモデル化によシラツブの半径ｒｍ
は（２ε十ｔ）に比例するので、たわみ量Δｙｍａｘは
、 となｐ１実際の機械において歯厚ｔや旋回半径εは一足
であるから、これらからなる定数項で整理し直すと、た
わみ等価係数Δｙ’ｍａｘは、となり、この結果を図示
すると、第１０図のごとくなる。

この第１０図から分かるように、Δｙ’ｍａｘの変化率
が横軸の４を境に大きく変化している。すなわち、ラッ
プの歯高りはたわみ員に対し４乗で効くため、このたわ
み量を十分少なめに抑えるためには、圧縮機の理論吸入
容積とし７ての最大密閉空間容積ｈ ｖｔｈを一定にした股引においては、（２，＋ｔ　）　
−。

≦４に設定する必要がある。

ここで、Ｄ：歯溝ｒｐである。

一方、ラップの加工時の変形は、第１１図に示すような
モデルを考えると、カッタ１３を片持梁りとして取り扱
い、切削抵抗を荷重Ｗに見積ったときのたわみ量ΔＸは
、 となる。曲げ剛性ＥＩは、ラップとカッタの形状が異な
るため、等しくない。しかし、第１１図に示すごとく、
ラップの内９１［１線を同時に加工する方がカッタの曲
げ剛性が大きくとれ、しかも加工能率が最もよい。この
ように、同時加工を採用すると、カッタの直径Ｄ′は、
ラップの運動の必要性からＤ′＝２ε＋ｔの関係となり
、スクロールラップの形状変数で表わすことができる。

ところで、空調用や空気用として製作し、多くの実験機
で調べると、ラップの歯高りとカッタの直径Ｄ′との比
ｈ７ｏｔが４程度になると、差圧による変形量とカッタ
のだおれとがほぼ等しくなり、４以上になると、差圧に
よる変形量の方が大きくなる。加工時の変形は、種々な
手法によりＭ決できるが、差圧によるλ形を抑えること
は、実際上大きな障害である。よって、変形によりもた
らされる漏れ通路の拡大を抑え、常に圧縮機を高効率に
維持するためには、Ｉｔ／Ｎ）−＝ＩＩ／（２ε＋ｔ）
≦４とする必要がある。

かかるラップの歯高りとカッタの直径Ｄ′との比ｈ／Ｄ
・の最適値と、前述のラップの歯高りと歯溝ｒｐＤとの
比ｈ／Ｄの最適値とは同じ値となる。

さらに、先の漏れの理論式の展開から、ガスの物性を考
慮し、最大密閉空間容積ｖｔｈで正規化して表わすと、
冷媒ガスＲ−２２等を取り扱う冷凍用。

空調用スクロール式圧縮機においては、最大密閉空間容
積ｖｔｈをｃｃの単位で表わし、歯高りと歯厚ｔとを間
の単位で表わしたとき、 Ｖｔｈ／（ｈ　Ｘ　ｔ　）　＝　０．２〜０．７の範囲
にすると、圧縮機効率の最高効率を維持することができ
る。また、空気を取り扱うスクロール式圧縮機では、 Ｖｔｈ／（ｈ　Ｘ　ｔ　）　＝　０．６〜１．２の範囲
にすると、圧縮機効率の最高効率を維持することができ
る。なお、前記二つの場合とも、小さい方の値は、ラッ
プの変形等の制約で決足した値である。

前記実施例によれは、スクロールラップにおける高圧側
からのガス漏れ量が最小になるようにスクロール部材の
ラップの形状変数の決定指釧が−匂えられるので、圧縮
機を高効率に維持できる。また、ラップの歯高りと歯厚
ｔとの比をｈ／ｌ≧５の範囲で、歯高りのみを変更した
最大密閉空間容積ｖｔｈの異なる圧縮機シリーズも、容
易に高効率を維持し得るようにすることができる０さら
に、ラップの歯高りと歯厚ｔとの比ｈ／ｌを大きくする
ことは、圧縮機の外径を小さく段重でき、したがって小
形、軽量化を図ることができる。

いま、最大密閉空間容積ｖｔｈを２０”ｅ／ｒｅＶにと
って実際に股引した例を第１２図に示す。この図に示す
ように、圧縮室最外径Ｄｓｉはラップの歯高りと歯厚ｔ
の比がｈ／ｌ　＜　５になると極端に大きくなり、５以
上にすると非常に小さくすることができる。

圧縮室最外径Ｄｓｉを小さくできれば、旋回スクロール
部イ第２の小形化がｎＪ能で、これにより偏心質縫が小
さくなるため、クランクビン９に働く遠心力を低減でき
、したがって軸受荷重も小さくなり、駆動系の部品の信
頼性が向上する。さらに、圧縮室内のガスによる軸方向
力も、圧縮室最外径Ｄｓｌが小さくなるため、ラップの
歯高りと歯厚ｔの比ｈ／ｌが大きくなるにしたがい小さ
くなる。

これらの関係をまとめて第１３図に示す。この図におい
て、スクロール部側に作用する軸方向力が小さくなると
、端板やラップ先端部でのスラスト荷重が小さく、摩擦
係数を一定とすると、摺動に伴う摩擦仕事側が低減する
。その結果、圧縮機の全効率を高くすることができると
いう重大な効果をもたらす。

なお、前記実施例において、駆８１υ系等、他の部分の
構成１作用については、前記第１図、第２図に示すもの
と同様である。

また、以上は圧縮機を例にとって説明したが、スクロー
ル式膨張機、スクロール式ポンプにも適用できること勿
論である。

〔発明の効果〕

以上説明した本発明の１番目の発明によｉｚは、スクロ
ールラップの歯高りと歯Ｊ早ｔと歯溝ｒｌＪＤとを同じ
長さの単位で表わすとき、スクロールラップの厚さがう
す巻き角度に対して一定な音Ｈ７：、すなわちスクロー
ルラップの巻き初めイ寸近と巻き不斉わり付近を除いた
部位の、前記スクロールラップ。

の歯高りと歯厚ｔとの比ｈ／ｌを５以上とし、７５１つ
歯高りと歯溝ｒｌＪ、　Ｄとの比ｈ／Ｄを４以下として
いるので、ガス漏れおよび摺動損失を少なくでき、高効
率化を図り得る効果があり、小形、軽邦、イヒを図り得
る効果を有する外、これらの機有ヒを発憚しイ停る機械
の設計上および加工上の４旨＃ｔ　ｆ−＊　Ｑｌ、　Ｌ
？得る効果もある。

また、本発明の２番目の発明によｉｔば、スクロールラ
ップの歯高りと歯Ｊ１＃ｔと歯ｆｆｉ　＋１）　Ｄとを
同じ門等の単位で表わし、（８）定、旋１回両スクロー
ル音す材により構成される最大密閉空間容オ責ｖｔｈｆ
：ｃｃ等の単位で表わすとき、スクロールラップのｊす
さ７５；うず巻き角度に対して一定な部位の、ｍｌｉ己
スクロ−ルラツプの歯高りと山Ｊ？、　ｔとの比ｈ／ｌ
を５以上とし、かつ歯高りと歯Ｍ　＋ｌＪＤとの比ｈ／
Ｄを４以下とし、さらにＶｔｈ／（ｈ　十ｔ　）の値を
０．２〜１．２としているので、より一層の高効率化を
図９得る格別な効果がある。

【図面の簡単な説明】

第１図およびＷＲ２１￥Ｉは従来技術としてのスクロー
ル式圧縮機を示すもので、その第１図は縦断正面図、第
２図は横断平面図である。 第３図〜第１３図はスクロール式圧縮機に適用した本発
明の一実施例を示すもので、その第３図はスクロール部
材のラップのかみ合い状態を示す一部の拡大縦断面図、
第４図は同じく横断平Ｌ１１１図、第５図は圧縮機の軸
方向の漏れ量と径方向の漏れ鼠とについての実験結果を
比較して示すグラフ、第６図はラップのすきまと体積効
率との関係についての冥験結果を示すグラフ、第７図は
理論的な漏れ量を示す形状係数と、ラップの歯高り、！
：歯厚ｔの比ｈ／ｌとの関係を示すグラフ、第８図はラ
ップの軸方向と径方向のシールライン長さの比と、ラッ
プの歯高りと歯厚りの比ｈ／ｌとの関係を示すグラフ、
第９図（Ａ）および（Ｔ３）はスフミール部材のラップ
をモデル化した平面図および縦断面図、第１０図は圧力
差によるたわみ等価係数を示すグラフ、第１１図はラッ
プを加工するときのラップとカッタとの位置を示す説明
図、第１２図はノ向大密閉空間容積ｖｔｈを一定とした
ときの圧縮室最外径と、ラップの歯高りと歯厚ｔの比ｈ
／ｌとの関係を示すグラフ、第１３図はスクロール部材
に働く作用力の比と、ラップの歯Ａ　ｈと歯厚ｔの比ｈ
／ｌとの関係を示すグラフである。 １．２・・・固定、旋回スクロール部材、ｌ’　ｌ　２
’・・・端板。、ｌｂ、２ｂ・・・ラップ、ｈ・・・ラ
ップの歯高、ｔ・・・同＃Ｉ埋、Ｄ・・・歯溝［ｆ］　
ＸＶｌ　、■２・・・密閉空間（圧縮室）、Ｖｏ　、　
ｙｏ／・・・圧縮室の容積、ｖｔｈ・・・最大密閉空間
容積、ＶＢ・・・圧縮後の容積、δａ・・・スクロール
部材の軸方向すきま、δｒ・・・同半径方向すきま、ｔ
・・・ラップ同士の接点から接点までのラップに沿う長
さ、ε・・・旋回スクロール部材の旋回半径、Ｄ′・・
・ラップの加工用のカッタ直径。 第　　２　ドり１ 第　　３　　ト°（１ １ｏ　　　　　　　　　４ 第４１°Ａｉ ｂ 第５１８１ 第６１宮１ スフ０一ノ吋闇りのう、ｌ）０の−ｐ？ｔ（Ａ）ｎ、）
第７１〜（１ う、７）輻凍＋ｈ／プｌブの鉛へ１ｔ 第　　ノＩ　　１之１ ｐｏ　（２ａ） 第１０は１ ０１２３４５６７Ｂ ２と１１ プ、フ０バフ〆−７

Claims (1)

1. 【特許請求の範囲】 １、　インボリュ−１・曲Ｈｚで形成されたラップを有
   する固定スクロール９判と旋回スクロール部材とによｐ
   密閉空間を措成し、旋回スクロール部材を、自転を阻止
   しながら旋回運動させ、前記固定、旋回円スクロール部
   拐によυ構成された空間容積を連続的に変化させる容積
   形スクロール式流体機械において、スクロールラップの
   歯高（ｈ）と歯厚（１）と歯溝１　（Ｄ）とを同じ長さ
   の単位で表わストキ、スクロールラップの厚さがうす巻
   き角度に対して一定な部位、すなわちスクロールラップ
   の巻き初め付近と巻き終わり付近を除いた部位の、前記
   スクロールラップの歯高（ｈ）と歯ＩＶ、（ｔ）との比
   （ｈ／ｌ　）を５以上とし、かつ歯高（ｈ）と歯溝中（
   Ｄ）との比（ｈ／Ｄ）を４以下としたことを特徴とする
   容積形スクロール式流体機械。 ２、　インボリュート曲線等で形成されたラップを有す
   る固定スクロール９月と旋回スクロール部材とにより密
   閉空間を構成し、旋回スクロール部材を、自転を阻ＩＦ
   シながら旋回運動させ、前記固定、旋回スクロール９利
   により構成された空間容積を連続的に変化させる容積形
   スクロール式流体機械において、スクロールラップの＃
   ｌ高（ｈ）と歯ｊｆ、（ｔ）と歯溝中（Ｄ）とを同じ門
   等の単位で表わし、前記固定、旋回筒スクロール部材に
   より構成される最大密閉空間容積（Ｖｔｈ）をｃｃ等の
   中−位で表わすとき、スクロールラップの厚さプ（うす
   巻き角度に対して一定な部位の、前記スクロールラップ
   の歯高（！Ｉ）と＠埋（１）との比（ｈ／ｌ）を５以上
   とし、かつ歯高（ｈ）と歯溝中（Ｄ）との比（ｈ／Ｉ）
   ）を４以下とし、さらに（Ｖｔｈ／（ｈ　Ｘ　ｔ　）　
   ｌの値を０．２−１．２としたことを特徴とする容積形
   スクロール式流体機械。 ３、前記（Ｖｔｈ／（ｈ　ｘ　を月の価を、取り扱い流
   体が冷凍用、空調用の冷媒ガスの場合には０．２〜０．
   ７としたことを特徴とする特許Ｒイ求の範囲第２項記載
   の容積形スクロール式流体機械。 ４　前記（ｖｔｈ／（ｈ　ｘ　ｔ　）　）の値を、取り
   扱い流体が空気の場合には０．６〜１．２としたことを
   特徴とする特許請求の範囲第２項記載の容積形スクロー
   ル式流体機械。