JPS6359032B2 - - Google Patents
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- JPS6359032B2 JPS6359032B2 JP56017000A JP1700081A JPS6359032B2 JP S6359032 B2 JPS6359032 B2 JP S6359032B2 JP 56017000 A JP56017000 A JP 56017000A JP 1700081 A JP1700081 A JP 1700081A JP S6359032 B2 JPS6359032 B2 JP S6359032B2
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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
- F04C29/00—Component parts, details or accessories of pumps or pumping installations, not provided for in groups F04C18/00 - F04C28/00
- F04C29/0042—Driving elements, brakes, couplings, transmissions specially adapted for pumps
- F04C29/005—Means for transmitting movement from the prime mover to driven parts of the pump, e.g. clutches, couplings, transmissions
- F04C29/0057—Means for transmitting movement from the prime mover to driven parts of the pump, e.g. clutches, couplings, transmissions for eccentric movement
-
- B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
- B60—VEHICLES IN GENERAL
- B60T—VEHICLE BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF; BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF, IN GENERAL; ARRANGEMENT OF BRAKING ELEMENTS ON VEHICLES IN GENERAL; PORTABLE DEVICES FOR PREVENTING UNWANTED MOVEMENT OF VEHICLES; VEHICLE MODIFICATIONS TO FACILITATE COOLING OF BRAKES
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Description
【発明の詳細な説明】
本発明は空調装置用、冷蔵庫用および冷凍機用
の冷媒圧縮機、その他膨脹機あるいは空気圧縮機
用のスクロール圧縮機に関するものである。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION The present invention relates to a refrigerant compressor for air conditioners, refrigerators, and freezers, and a scroll compressor for other expanders or air compressors.
先ず第１図、第２図を参照して従来のスクロー
ル圧縮機を説明する。 First, a conventional scroll compressor will be explained with reference to FIGS. 1 and 2.
密閉容器１内には、電動機部３が下部に、圧縮
機部２は上部に配置され収納されている。圧縮機
部２は、円板上の一方に設けたうず巻き状のラツ
プと、他方に設けた軸受用ボスより形成される旋
回スクロール６と、前記と同様のうず巻き状のラ
ツプを一端に開口させて厚肉円板内に設け、ラツ
プ中央に吐出口１３を、外周部に吸入管１１を取
付けて形成される固定スクロール７とで構成さ
れ、固定スクロール７の溝内に、旋回スクロール
６のラツプ部が挿入されている。固定スクロール
７はクランク軸４を支持する軸受を保持するため
のフレーム５にボルト固定され、固定スクロール
７とフレーム５の間に、旋回スクロール６が収納
されている。電動機３に直結したクランク軸４の
下端は、密閉容器１内下部に設けた油槽１０内に
浸漬し、上部の偏心軸部４ａは、旋回スクロール
６６に設けた、軸受部に挿入されている。 Inside the airtight container 1, the electric motor section 3 is placed in the lower part and the compressor part 2 is arranged in the upper part. The compressor section 2 has an orbiting scroll 6 formed by a spiral wrap provided on one side of a disk and a bearing boss provided on the other side, and a spiral wrap similar to the above with an opening at one end. The wrap part of the orbiting scroll 6 is installed in a groove of the fixed scroll 7. is inserted. The fixed scroll 7 is bolted to a frame 5 for holding a bearing that supports the crankshaft 4, and an orbiting scroll 6 is housed between the fixed scroll 7 and the frame 5. The lower end of the crankshaft 4, which is directly connected to the electric motor 3, is immersed in an oil tank 10 provided in the lower part of the closed container 1, and the upper eccentric shaft portion 4a is inserted into a bearing portion provided on an orbiting scroll 66.
また、フレーム５と旋回スクロール６とで形成
される中間室９内には、旋回機構８が収納されて
おり、クランク軸４の回転運動に伴ない旋回スク
ロール６は自転しないで旋回運動をする。旋回機
構８は、フレーム５に設けた２本のキーと、この
キー方向に直交させた２本のキーを旋回スクロー
ルに設け、これらキーの間をキー溝を有するリン
グで機構的に結合することにより構成されてい
る。この旋回機構８により旋回スクロール６の自
転力は阻止され、公転力のみ残るため、クランク
軸４の回転により旋回スクロール６は旋回運動を
する。 A rotating mechanism 8 is housed in an intermediate chamber 9 formed by the frame 5 and the orbiting scroll 6, and as the crankshaft 4 rotates, the orbiting scroll 6 rotates without rotating. The rotating mechanism 8 includes two keys provided on the frame 5 and two keys perpendicular to the direction of the keys, which are provided on the rotating scroll, and these keys are mechanically connected by a ring having a keyway. It is made up of. The rotational force of the orbiting scroll 6 is blocked by the rotation mechanism 8, and only the revolving force remains, so that the rotation of the crankshaft 4 causes the orbiting scroll 6 to rotate.
スクロールの平面形状および圧縮過程を第２図
を参照して説明する。 The planar shape of the scroll and the compression process will be explained with reference to FIG. 2.
固定スクロール７内に形成されたうず巻き状の
溝巾は、突出したラツプの肉厚より大きく、旋回
スクロールの差巾及びラツプの肉厚とそれぞれ同
一の値となつている。このため、固定スクロール
７の溝内に旋回スクロール６のラツプを挿入して
も空間は残るが、図示のように、うず巻き形状を
互いに対称に組み込み、しかもいずれかのラツプ
壁面がａ、ｂ点、a′、b′点で接触するように配設
することにより、両スクロールの溝底面と、ラツ
プ壁面とで形成される密閉空間１６が形成される
ことになる。接触点ａとｂ点およびa′とb′点はそ
れぞれうず巻き角が2π移動した位置となつてお
り、両スクロールで形成される２ケ所の密閉空間
１６の容積は同一である。接触点ａが右回転する
方向で連続的に移動すれば、密閉空間１６は容積
を減少しながら内部に移動するため、密閉空間１
６内のガスは圧縮され、中央に設けた吐出ポート
１３から密閉容器１内に吐出される。ガスの吸込
みは、うず巻きの外周に設けた吸入室１５に吸入
管１１より導き行なう。 The width of the spiral groove formed in the fixed scroll 7 is larger than the wall thickness of the protruding lap, and has the same value as the differential width of the orbiting scroll and the wall thickness of the lap. For this reason, even if the wrap of the orbiting scroll 6 is inserted into the groove of the fixed scroll 7, a space remains, but as shown in the figure, the spiral shape is incorporated symmetrically to each other, and any one of the wrap wall surfaces is located at points a, b, By arranging the scrolls so that they are in contact at points a' and b', a sealed space 16 is formed between the groove bottom surfaces of both scrolls and the lap wall surface. The contact points a and b and the points a' and b' are respectively at positions where the spiral angle has shifted by 2π, and the volumes of the two closed spaces 16 formed by both scrolls are the same. If the contact point a moves continuously in the direction of clockwise rotation, the sealed space 16 moves inward while decreasing its volume.
The gas in the container 6 is compressed and discharged into the closed container 1 from a centrally provided discharge port 13. Gas is sucked into a suction chamber 15 provided on the outer periphery of the spiral through a suction pipe 11.
このように、密閉空間１６は、うず巻き溝の底
面と、ラツプの先端およびラツプの側壁とで形成
されており、それぞれの接触部で密閉空間のシー
ルを行なつているため、この接触部に発生する間
隙は圧縮機の性能に大きな影響を及ぼす。また、
吸入室１５と旋回スクロール６の背面に形成され
た中間室９とは圧力差があるため、旋回スクロー
ル６のラツプ取付側外周平面部と相対する固定ス
クロール７外周平面部とでシールし、中間室９か
ら吸入室１５へのガスの逆流を防止している。 In this way, the sealed space 16 is formed by the bottom of the spiral groove, the tip of the wrap, and the side wall of the wrap, and since the sealed space is sealed at each contact point, no The gap between the compressor and the compressor has a large effect on the performance of the compressor. Also,
Since there is a pressure difference between the suction chamber 15 and the intermediate chamber 9 formed on the back surface of the orbiting scroll 6, a seal is formed between the outer circumferential plane part of the orbiting scroll 6 on the wrap attachment side and the opposing fixed scroll 7 outer circumferential plane part, and the intermediate chamber 9 is sealed. 9 to the suction chamber 15 is prevented.
この吐出ポート１３より密閉容器１内に吐出さ
れた圧縮ガスは、第１図に示した固定スクロール
７とフレーム５の外周に設けた吐出通路１４を通
り電動機３上部に達し、電動機３のエンドコイル
を冷却した後、吐出管１２から圧縮機外部のサイ
クルに送られる。 The compressed gas discharged into the sealed container 1 from the discharge port 13 passes through the fixed scroll 7 shown in FIG. After being cooled, it is sent from the discharge pipe 12 to a cycle outside the compressor.
上記構造のスクロール圧縮機においては、二つ
の問題点を有する。第１は圧縮室と吸入室間のシ
ールであり、第２はクランク軸の支持方式に伴な
う軸受の信頼性に関する問題である。 The scroll compressor having the above structure has two problems. The first problem is the seal between the compression chamber and the suction chamber, and the second problem is the reliability of the bearings associated with the crankshaft support system.
先ず第１の問題について第３図を参照して説明
する。 First, the first problem will be explained with reference to FIG.
旋回スクロール６の円板部上に設けた一点鎖線
はラツプ６ｂの領域を示す。ここでは、説明の簡
略化のため固定スクロール、旋回機構は除いてい
る。運転中、発生する圧縮ガスのラジアル荷重Ｆ
の作用点を、ラツプ６ｂの中央及び高さ方向の中
間点ａで代表して考え、クランク軸側のこのラジ
アル荷重Ｆの支持点を旋回スクロール６の軸受用
ボス６ａと偏心軸部４ａの挿入長さの中央ｂ点で
代表して考え、ab点の垂直距離をｌとおくと、
旋回スクロールにはＦ×ｌなる値のモーメントが
ｂ点回りに発生する。このモーメントにより、旋
回スクロールが回転移動をするため、密閉空間１
６（第２図）を形成している各シール部および中
間室９と吸入室とのシール部における間隙が増大
し、この間隙を通してガスの流出入が発生するこ
とになり圧縮機の性能が大巾に低下する問題点を
有する。 A chain line provided on the disk portion of the orbiting scroll 6 indicates the region of the lap 6b. Here, the fixed scroll and the rotating mechanism are omitted for the sake of simplification of explanation. Radial load F of compressed gas generated during operation
The point of action of the radial load F on the crankshaft side is assumed to be representative of the center of the lap 6b and the intermediate point a in the height direction, and the support point of this radial load F on the crankshaft side is defined as the point of action of the bearing boss 6a of the orbiting scroll 6 and the insertion of the eccentric shaft portion 4a. Let's consider point b in the center of the length as a representative, and let the vertical distance of point ab be l, then
A moment of value F×l is generated around point b in the orbiting scroll. Due to this moment, the orbiting scroll rotates, so the closed space 1
6 (Fig. 2) and the seals between the intermediate chamber 9 and the suction chamber will increase, and gas will flow in and out through these gaps, resulting in an increase in the performance of the compressor. The problem is that it deteriorates rapidly.
次に第２の問題点について第１図を参照して説
明する。 Next, the second problem will be explained with reference to FIG.
クランク軸４はフレーム５に設けた主軸受５ａ
に支持され、偏心軸部および下部の電動機直結部
で発生した荷重は全て主軸受５ａで受けられてい
る。このため、偏心軸部４ａで発生した荷重によ
り、主軸受５ａの上下端を支点としてクランク軸
が傾むくため、主軸受５ａの支持部の面積が小さ
くなり面圧が異常に上昇し、軸受が固渋した。 The crankshaft 4 has a main bearing 5a provided on the frame 5.
The main bearing 5a is supported by the main bearing 5a, and all loads generated at the eccentric shaft portion and the lower motor direct connection portion are received by the main bearing 5a. For this reason, the load generated on the eccentric shaft portion 4a causes the crankshaft to tilt using the upper and lower ends of the main bearing 5a as fulcrums, so the area of the support portion of the main bearing 5a becomes smaller, the surface pressure increases abnormally, and the bearing I was adamant.
本発明は上記に鑑みて発明されたもので、性能
向上と信頼性の向上を目的とする。 The present invention was invented in view of the above, and aims to improve performance and reliability.
本発明は上記目的を達成するため、クランク軸
の偏心軸部を旋回スクロールの内部位置に挿入
し、ラジアル荷重の作用点の位置で、該荷重を偏
心軸部が受けるように形成し、従来旋回スクロー
ルに発生していたモーメントを除去し、圧縮室及
び吸入室と中間室とのシール部の気密性を向上さ
せ、性能の向上をはかる特徴を有する。 In order to achieve the above object, the present invention inserts the eccentric shaft portion of the crankshaft into an internal position of the orbiting scroll, and forms the eccentric shaft portion to receive the radial load at the point of application of the radial load. It has the characteristics of removing the moment generated in the scroll, improving the airtightness of the seal between the compression chamber, suction chamber, and intermediate chamber, and improving performance.
以下本発明の一実施例を第４図にもとづき説明
する。 An embodiment of the present invention will be described below based on FIG. 4.
密閉容器１内には、スクロール圧縮機部２が下
部に、電動機部３が上部に連設され収納されてい
る。圧縮機部は、平板部６ａにうず巻状のラツプ
部６ｂを直立させて、旋回運動をする旋回スクロ
ール６と、平板部７ａにうず巻状のラツプ部７ｂ
を下方に直立させ、フレーム５に固定された固定
スクロール７を互にかみ合わせて形成されてい
る。電動機３の回転軸と一体のクランク軸はフレ
ーム５に設けた主軸受５ａと固定スクロール７に
形成した下軸受７ａにより支持され、その間に偏
心軸部４ａが形成され、この偏心軸部４ａが旋回
スクロールの中心部に突設したボス部６ｃに挿入
されて配置されている。クランク軸４の下端には
油ポンプ９が設けられ、該ポンプ９部は密閉容器
１の底部に形成された油溜め１１に浸漬されてい
る。またフレーム５と旋回スクロール６との間に
は中間室１０が設けられ、この中間室１０は密閉
容器１内室とは隔絶され気密が保たれ、旋回機構
８が配置されている。 Inside the closed container 1, a scroll compressor section 2 is housed in a lower part, and an electric motor section 3 is arranged in a row in an upper part. The compressor section includes an orbiting scroll 6 which has a spiral wrap section 6b upright on a flat plate section 6a and performs an orbiting motion, and a spiral wrap section 7b on a flat plate section 7a.
It is formed by standing vertically downward and fixed scrolls 7 fixed to a frame 5 and interlocking with each other. The crankshaft, which is integral with the rotating shaft of the electric motor 3, is supported by a main bearing 5a provided on the frame 5 and a lower bearing 7a formed on the fixed scroll 7, and an eccentric shaft portion 4a is formed between them, and this eccentric shaft portion 4a rotates. It is inserted into a boss portion 6c protruding from the center of the scroll. An oil pump 9 is provided at the lower end of the crankshaft 4, and the pump 9 is immersed in an oil reservoir 11 formed at the bottom of the closed container 1. Further, an intermediate chamber 10 is provided between the frame 5 and the orbiting scroll 6, and the intermediate chamber 10 is isolated from the interior of the closed container 1 to maintain airtightness, and the orbiting mechanism 8 is disposed therein.
上記構造のスクロール圧縮機は、クランク軸４
の回転により、偏心軸部４ａに結合されている旋
回スクロール６は、旋回機構８により、自転しな
いで旋回運動を行なう。旋回方向を、旋回スクロ
ール６と固定スクロール７のラツプ側面における
接触点が、内部に移動する方向にすると、うず巻
状の外側室に入つた吸入ガスは圧縮され、内側よ
り吐出され、固定スクロール７内に設けた吐出通
路１３ａ，１３ｂより密閉容器１内に出る。その
後、電動機内通路１３ｃを通り、上部に達し、密
閉容器に設けた吐出管１４より外部に出される。 The scroll compressor with the above structure has a crankshaft 4
Due to the rotation, the orbiting scroll 6 coupled to the eccentric shaft portion 4a performs an orbiting motion by the orbiting mechanism 8 without rotating on its own axis. When the orbiting direction is set so that the contact point on the lap side surface of the orbiting scroll 6 and the fixed scroll 7 moves inward, the suction gas entering the spiral outer chamber is compressed and discharged from the inside, and the fixed scroll 7 It exits into the closed container 1 through discharge passages 13a and 13b provided therein. Thereafter, it passes through the motor internal passage 13c, reaches the upper part, and is discharged to the outside from the discharge pipe 14 provided in the closed container.
うず巻状のラツプ部の形状を第５図、第６図に
もとづき説明する。 The shape of the spiral wrap portion will be explained based on FIGS. 5 and 6.
旋回スクロール６と固定スクロール７のラツプ
部６ｂ，７ｂは互いに噛合され、ラツプ側壁面の
接触により密閉空間を形成している。旋回スクロ
ール６についてみると、軸受用ボス６ｃの内側に
クランク軸４のピン部が装入されており、ラツプ
のうず巻きは、その軸受用ボス６ｃの外側から始
まつている。このラツプ６ｂに相対して固定スク
ロール７のラツプ７ｂのうず巻きの始まりがきて
いる。固定スクロール７と旋回スクロール６は相
対運動を繰返すため、固定スクロールの巻き始ま
りを旋回スクロールの軸受用ボスが接触しない位
置に設ける必要がある。このためには、旋回スク
ロール外線のうず巻き形状を、基礎円半径ａと巻
き角λラジアルを用いて下式で表わし、
ｘ＝ａ（cosλ＋λsinλ）
ｙ＝ａ（sinλ−λcosλ）
巻き初めの巻き角をλsラジアンとしたとき、
巻き角λラジアンが（λs−π）ラジアンより大
きく、λsラジアンより小さい範囲において、旋
回スクロールラツプ内に設けた旋回軸受の軸受ボ
ス外側の中心からの距離を、ｌ＝√2＋2で表わ
されるｌ寸法より同等以下にすることにより達成
できる。さらに、固定スクロールラツプ巻き初め
の板厚が、設計上の板厚より薄くなれば、その分
軸受ボス外側の寸法は大きくとれる。第５図に図
示の実施例は、軸受用ボス６ｃの半径を、旋回ス
クロールの巻始めの点Ｐから、さらにπラジアン
だけ右回りに半周内側にうず巻を進めた点Ｑよ
り、小さくとる必要がある。また第６図に示す実
施例の場合、旋回スクロール６の巻き始めの点と
軸受用ボス６ｃの径が一致しているため、接触の
心配はない。 The lap portions 6b and 7b of the orbiting scroll 6 and the fixed scroll 7 are meshed with each other, and a sealed space is formed by the contact of the side wall surfaces of the laps. Regarding the orbiting scroll 6, the pin portion of the crankshaft 4 is inserted inside the bearing boss 6c, and the spiral of the lap starts from the outside of the bearing boss 6c. Opposed to this wrap 6b, the wrap 7b of the fixed scroll 7 begins to spiral. Since the fixed scroll 7 and the orbiting scroll 6 repeat relative motion, it is necessary to provide the winding start of the fixed scroll at a position where the bearing boss of the orbiting scroll does not come into contact. For this purpose, the spiral shape of the orbiting scroll outer line is expressed by the following formula using the base circle radius a and the winding angle λ radial, x = a (cosλ + λsinλ) y = a (sinλ - λcosλ) The winding angle at the beginning of winding is When λs radians,
In the range where the wrap angle λ radian is larger than (λs - π) radian and smaller than λs radian, the distance from the center of the outside of the bearing boss of the orbiting bearing installed in the orbiting scroll wrap is expressed as l = √ 2 + 2 . This can be achieved by making the l dimension equal to or smaller than the l dimension. Furthermore, if the plate thickness at the beginning of fixed scroll wrap winding is thinner than the designed plate thickness, the outer dimension of the bearing boss can be increased accordingly. In the embodiment shown in FIG. 5, the radius of the bearing boss 6c needs to be smaller than the point Q at which the orbiting scroll spirals further clockwise half a circle inward from the point P at which the orbiting scroll starts winding by π radians. There is. Further, in the case of the embodiment shown in FIG. 6, since the winding start point of the orbiting scroll 6 and the diameter of the bearing boss 6c coincide with each other, there is no fear of contact.
吐出ポート１６は、固定スクロール７のラツプ
巻き始め先端前方に設けており、固定スクロール
７内でうず巻き溝底面下部に設けた吐出通路１３
ａと、固定スクロール７とフレーム５の外周垂直
方向に設けた第４図の吐出通路１３ｂとを連通
し、圧縮ガスを密閉容器１内に導いている。 The discharge port 16 is provided in front of the tip of the fixed scroll 7 at the start of the lap winding, and is connected to the discharge passage 13 provided at the bottom of the spiral groove inside the fixed scroll 7.
a and a discharge passage 13b shown in FIG. 4 provided in a direction perpendicular to the outer periphery of the fixed scroll 7 and frame 5 are communicated with each other to guide compressed gas into the closed container 1.
外周部には吸入室１５が設けられ、吸入管１２
によりガスを導いている。圧縮開始直前の圧縮室
へのガス流入は、第５図の場合、180゜ずれた位置
から同時に行なつているが、第６図の場合は、吸
入位置は同じ場所から行なつており、吸入の時期
は180゜タイミングがずれている。 A suction chamber 15 is provided on the outer periphery, and a suction pipe 12
The gas is guided by In the case of Fig. 5, the gas flows into the compression chamber immediately before the start of compression from positions 180 degrees apart, but in the case of Fig. 6, the suction position is the same, and the suction The timing is off by 180°.
クランク軸４の偏心軸部４ａに作用する荷重を
第７図を用いて説明する。圧縮ガスによるラジア
ル荷重Ｆ点をラツプ中央ａで代表すると、クラン
ク軸４の偏心軸部４ａで受ける荷重点はｂ点とな
る、このように偏心軸部を旋回スクロール６内に
装入することにより、荷重点ａと支持点ｂを一致
させることができ、従来旋回スクロール６に発生
していたモーメントはなくなる。この場合、軸受
部の長さは、ラツプ６ｂ高さに相当する長さ以上
であればいくらでも良い。 The load acting on the eccentric shaft portion 4a of the crankshaft 4 will be explained using FIG. 7. If the radial load due to compressed gas at point F is represented by the lap center a, the load point received by the eccentric shaft portion 4a of the crankshaft 4 is point b.By inserting the eccentric shaft portion into the orbiting scroll 6 in this way, , the load point a and the support point b can be made coincident, and the moment that conventionally occurs in the orbiting scroll 6 is eliminated. In this case, the length of the bearing part may be any length as long as it is longer than the length corresponding to the height of the lap 6b.
また偏心軸部４ａの先端に軸心軸４ｂを延長
し、該軸４ｂを固定スクロール７の下軸受７ｃで
支承する実施例によれば、クランク軸４を主軸受
５ａと下軸受７ｃで支承するため、軸受への片当
りがなくなり軸受の信頼性が向上し、更に下軸受
を油槽１１中に浸漬することにより、給油ポンプ
９による給油は確実に行なわれる。 Further, according to an embodiment in which a central shaft 4b is extended to the tip of the eccentric shaft portion 4a and the shaft 4b is supported by the lower bearing 7c of the fixed scroll 7, the crankshaft 4 is supported by the main bearing 5a and the lower bearing 7c. Therefore, uneven contact with the bearing is eliminated, and the reliability of the bearing is improved.Furthermore, by immersing the lower bearing in the oil tank 11, oil supply by the oil supply pump 9 is reliably performed.
以上説明したように本発明によれば、旋回スク
ロール内の圧縮ガスによるラジアル荷重点と、ク
ランク軸ピン部の支持点を一致させることによ
り、旋回スクロールにはモーメントが発生するこ
とがなく、圧縮室および吸入室と中間室とのシー
ル効果が向上し、圧縮機の性能が向上する。 As explained above, according to the present invention, by aligning the radial load point of the compressed gas in the orbiting scroll with the support point of the crankshaft pin, no moment is generated in the orbiting scroll, and the compression chamber Also, the sealing effect between the suction chamber and the intermediate chamber is improved, and the performance of the compressor is improved.
第１図は従来のスクロール圧縮機の縦断面図、
第２図は第１図の−線矢視断面拡大図、第３
図は従来のスクロールに作用するラジアル荷重点
と支持点のモデル図、第４図は本発明の一実施例
を示すスクロール圧縮機の縦断面図、第５図は第
４図の−線矢視拡大断面図、第６図は他の実
施例を示し、第５図と同位置の断面図、第７図は
本実施例に作用するラジアル荷重点と支持点のモ
デル図である。
４……クランク軸、４ａ……偏心軸、４ｂ……
軸心軸、５……フレーム、５ａ……主軸受、６…
…旋回スクロール、６ｂ……ラツプ部、６ｃ……
軸受ボス部、７……固定スクロール、７ｂ……ラ
ツプ部、７ｃ……下部軸受、８……旋回機構、１
０……中間室、１５……吸入室、１６……吐出ポ
ート。
Figure 1 is a vertical cross-sectional view of a conventional scroll compressor.
Figure 2 is an enlarged cross-sectional view taken along the - line in Figure 1;
The figure is a model diagram of the radial load points and support points that act on a conventional scroll, Figure 4 is a vertical cross-sectional view of a scroll compressor showing an embodiment of the present invention, and Figure 5 is a view taken from the - line arrow in Figure 4. An enlarged sectional view, FIG. 6, shows another embodiment, and a sectional view at the same position as FIG. 5, and FIG. 7 are model diagrams of radial load points and support points that act on this embodiment. 4...Crankshaft, 4a...Eccentric shaft, 4b...
Axial shaft, 5... Frame, 5a... Main bearing, 6...
...Orbital scroll, 6b...Wrap part, 6c...
Bearing boss part, 7...Fixed scroll, 7b...Lap part, 7c...Lower bearing, 8...Swivel mechanism, 1
0...Intermediate chamber, 15...Suction chamber, 16...Discharge port.
Claims (1)
クロールおよび旋回スクロールを互にかみ合わ
せ、旋回スクロールを駆動するクランク軸に駆動
源を結合したスクロール圧縮機において、旋回ス
クロールの平板のラツプ側の中央部に軸受ボス部
を突設し、この軸受ボス部に少なくともラツプ高
さと同じ軸方向長さを有する旋回軸受を形成し、
上記旋回軸受の両端にクランク軸を軸心位置に支
承する軸受を設け、クランク軸は先端に偏心軸部
更にその先端に軸心軸部を連設し、クランク軸を
フレームの軸受に支承し、上記旋回軸受に偏心軸
部を挿入すると共に先端の軸受に軸心軸部を支承
したことを特徴とするスクロール圧縮機。 ２ 旋回スクロール外線のうず巻き形状を、基礎
円半径ａと巻き角λラジアルを用いて下式で表わ
し、 ｘ＝ａ（cosλ＋λsinλ） ｙ＝ａ（sinλ−λcosλ） 巻き初めの巻き角をλsラジアンとしたとき、
巻き角λラジアンが（λs−π）ラジアンより大
きく、λsラジアンより小さい範囲において、範
囲スクロールラツプ内に設けた旋回軸受の軸受ボ
ス外側の中心からの距離を、ｌ＝√2＋2で表わ
されるｌ寸法より同等以下にした特許請求範囲第
１項記載のスクロール圧縮機。 ３ クランク軸下端の軸心軸部に油ポンプを設
け、クランク軸に給油孔を設け、油ポンプと給油
部を連通してなる特許請求の範囲第１項記載のス
クロール圧縮機。 ４ 電動機部を上に、圧縮機部を下に配設して密
閉容器内に収納し、吸入管を固定スクロールのう
ず巻状ラツプの外周部に開口すると共に吐出管を
密閉容器上部に開口し、密閉容器底部に油槽を設
け、固定スクロール端板に、一端は圧縮機に他端
は密閉容器内に開口する吐出通路を設けてなる特
許請求の範囲第１項記載のスクロール圧縮機。[Scope of Claims] 1. In a scroll compressor in which a fixed scroll and an orbiting scroll each having a spiral wrap standing upright on a flat plate are engaged with each other, and a drive source is connected to a crankshaft that drives the orbiting scroll, the flat plate of the orbiting scroll is a bearing boss protruding from the center of the lap side, and a swing bearing having an axial length at least equal to the lap height is formed on the bearing boss,
Bearings for supporting the crankshaft at the axial position are provided at both ends of the slewing bearing, the crankshaft has an eccentric shaft at its tip, and an axial shaft at its tip, and the crankshaft is supported by the bearing of the frame, A scroll compressor characterized in that an eccentric shaft part is inserted into the above-mentioned orbiting bearing, and a central shaft part is supported by a bearing at the tip. 2 The spiral shape of the orbiting scroll outer line is expressed by the following formula using the base circle radius a and the winding angle λ radian, x = a (cosλ + λsinλ) y = a (sinλ - λcosλ) The winding angle at the beginning of winding is λs radian. When,
In the range where the wrapping angle λ radian is larger than (λs - π) radian and smaller than λs radian, the distance from the center of the outside of the bearing boss of the slewing bearing installed in the range scroll wrap is expressed as l = √ 2 + 2 . Scroll compressor according to claim 1, in which the l dimension is equal to or smaller than that of the scroll compressor. 3. The scroll compressor according to claim 1, wherein an oil pump is provided on the central shaft portion of the lower end of the crankshaft, an oil supply hole is provided in the crankshaft, and the oil pump and the oil supply portion are communicated with each other. 4 Place the electric motor section on top and the compressor section on the bottom and store it in a sealed container, and open the suction pipe to the outer periphery of the spiral wrap of the fixed scroll and open the discharge pipe to the top of the sealed container. 2. A scroll compressor according to claim 1, wherein an oil tank is provided at the bottom of the closed container, and a fixed scroll end plate is provided with a discharge passage that opens into the compressor at one end and into the closed container at the other end.
Priority Applications (3)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP56017000A JPS57131896A (en) | 1981-02-09 | 1981-02-09 | Scroll compressor |
| KR1019810005249A KR830007329A (en) | 1981-02-09 | 1981-12-30 | Powering device |
| KR2019860001116U KR860002734Y1 (en) | 1981-02-09 | 1986-02-03 | Booster |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP56017000A JPS57131896A (en) | 1981-02-09 | 1981-02-09 | Scroll compressor |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS57131896A JPS57131896A (en) | 1982-08-14 |
| JPS6359032B2 true JPS6359032B2 (en) | 1988-11-17 |
Family
ID=11931731
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP56017000A Granted JPS57131896A (en) | 1981-02-09 | 1981-02-09 | Scroll compressor |
Country Status (2)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPS57131896A (en) |
| KR (2) | KR830007329A (en) |
Families Citing this family (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| KR920010733B1 (en) * | 1988-06-28 | 1992-12-14 | 마쯔시다덴기산교 가부시기가이샤 | Scroll compressor |
| JPH0788822B2 (en) * | 1989-04-20 | 1995-09-27 | 株式会社日立製作所 | Oil-free scroll type fluid machine |
| US5152682A (en) * | 1990-03-29 | 1992-10-06 | Kabushiki Kaisha Toshiba | Scroll type fluid machine with passageway for innermost working chamber |
-
1981
- 1981-02-09 JP JP56017000A patent/JPS57131896A/en active Granted
- 1981-12-30 KR KR1019810005249A patent/KR830007329A/en unknown
-
1986
- 1986-02-03 KR KR2019860001116U patent/KR860002734Y1/en not_active IP Right Cessation
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| KR830007329A (en) | 1983-10-19 |
| JPS57131896A (en) | 1982-08-14 |
| KR860002734Y1 (en) | 1986-10-17 |
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Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| EXPY | Cancellation because of completion of term |