JPWO2006067844A1 - スクロール圧縮機 - Google Patents

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Abstract

組立性がよく、スラスト軸受を必要とせず、圧縮部を両側で軸支する両持ち軸受構造とするのに加えてスクロールの構造が簡単なスクロール圧縮機を提供する。密閉容器1内に設けられ、揺動台板の両面にほぼ対称的に渦巻歯を形成すると共に、中心部に主軸7が貫通固定された揺動スクロール31と、主軸を貫通して揺動スクロールの両面に配設され、各渦巻歯と対応してそれぞれ圧縮室を形成する渦巻歯を有する一対の固定スクロール33、34とからなる圧縮部及び主軸を駆動するモータを備え、主軸は揺動スクロール及び固定スクロールの貫通部に形成された切欠き部71と、この切欠き部に対応する平坦面を有する偏心孔72Bが形成され主軸の切欠き部に嵌合されて主軸の長さ方向と直交する方向にスライドし得るようにされたスライダ72と、圧縮部の両側に配置され、偏心回転運動をする釣合せ用のバランサを備えた構成とする。

Description

この発明は、スクロール圧縮機、特に揺動スクロール台板の両面に渦巻歯を形成したスクロール圧縮機に関するものである。
従来のスクロール圧縮機は、例えば縦型スクロール圧縮機の場合、容器内の上方に圧縮部が配設され、下方に駆動用のモータが配設されると共に、モータの更に下方に潤滑油溜め室が形成されていた。また、圧縮部は揺動スクロール台板の上面にのみ渦巻歯を形成した揺動スクロールと、上記渦巻歯に対向する固定スクロールとから構成され、揺動スクロールの下面に結合された偏心軸を介して上記モータで駆動することにより圧縮室を形成するようにしていた。(例えば特許文献1参照)。
また、揺動スクロール台板の両面に渦巻歯を形成し、それぞれの渦巻歯に固定スクロールを対向させて揺動スクロールの上下面で圧縮室を形成し、各スクロールを貫通する軸によって揺動スクロールを駆動するようにしたタイプのものもあるが、この場合には、揺動スクロールの上下面に形成する渦巻歯の高さを異ならせ、しかも上側圧縮室と下側圧縮室とを直列関係に結合して2段圧縮を行なうようにしていた。(例えば特許文献2参照)。
日本特許第2743568号公報 日本特開平8−170592号公報
従来のスクロール圧縮機は上記のように構成され、特許文献1においては、圧縮部が上方に、モータが下方に配設されていたため、端子を上方に設ける場合には、モータに接続したリード線を圧縮部を通過させて上方へ導き、端子に接続する必要があるため、作業性が悪いという問題点があった。
また、端子を圧縮部とモータの間に設ける場合には、組立時に先ず容器にモータを焼嵌めなどで固定してからリード線を端子に接続し、その後、圧縮部を容器に固定する必要があり、組立作業が面倒であるという問題点があった。
更に、圧縮部の下方でのみ軸支する片持ち軸受構造であったため、軸の傾動による軸受への片当りと、それに伴う軸受ロスの増大や焼損の問題があった。また、揺動スクロールが片面のみに渦巻歯を形成している場合には、作動ガスの圧縮によって生ずるスラスト負荷を受けるためにスラスト軸受が必要になるという問題点があった。
また、特許文献2においては、揺動スクロールの両面に圧縮室が形成されるため、作動ガスの圧縮によるスラスト負荷は互いに相殺される結果、スラスト軸受の負担は軽減されるが、揺動スクロールの上面の渦巻歯の高さと下面の渦巻歯の高さの比を、一方の圧縮室の最小密閉容積と他の圧縮室の最大密閉容積がほぼ等しくなるよう、あるいは一方の圧縮室の最大密閉容積と最小密閉容積の比にほぼ等しくなるよう設定する必要があるなどスクロールの構成が複雑になるという問題点があった。
この発明は、上記のような問題点を解消するためになされたもので、組立性がよく、スラスト軸受を必要とせず、圧縮部を両側で軸支する両持ち軸受構造とするのに加えてスクロールの構造が簡単なスクロール圧縮機を提供することを目的とする。
この発明に係るスクロール圧縮機は、密閉容器内に設けられ、揺動台板の両面にほぼ対称的に渦巻歯を形成すると共に、中心部に主軸が貫通固定された揺動スクロールと、上記主軸を貫通して上記揺動スクロールの両面に配設され、上記各渦巻歯と対応してそれぞれ圧縮室を形成する渦巻歯を有する一対の固定スクロールとからなる圧縮部、上記密閉容器内に設けられ、上記主軸を駆動するモータ、上記密閉容器に設けられ、上記密閉容器内に吸入ガスを導入し、上記モータを冷却した後、上記圧縮部に吸入させる吸入管及び上記密閉容器に設けられ、上記圧縮部によって圧縮された吸入ガスを吐出する吐出管を備えたものである。
この発明に係るスクロール圧縮機は上記のように構成され、例えば縦型とする場合には、容器の下方に圧縮部を配設し、上方にモータを配設し、ガラス端子をモータ上方の上端部に設けることができるため、容器内に圧縮部とモータを全て固定した後、最後にリード線を端子に接続することができるため、組立性がよくなるものである。
また、揺動スクロールの両面にほぼ対称の渦巻歯が形成されることにより、作動ガスの圧縮によって生ずるスラスト負荷が互いにキャンセルされる結果、スラスト軸受を設ける必要がない。
従って、CO2 ガスのように高圧力、高荷重のガスを使用する場合には、周速が低く油膜形成が難しいスラスト軸受の油膜切れによる摩擦ロスの増大や焼損を防止することができる。
また、圧縮部の両側で軸支する両持ち軸受構造であるため、軸にモーメントが発生することがなく、従って軸の傾動による軸受への片当りと、それに伴う軸受ロスの増大や焼損を防止することができる。
更に、揺動スクロールの両面の渦巻歯は、上述のように、ほぼ対称的で高さもほぼ同じに形成されるため、構造が簡単で容易に形成することができる。
この発明のベースとなる圧縮機の全体構成の一例を示す概略断面図である。 図1の圧縮機における揺動スクロールの構成を示すもので、(a)は断面図、(b)は上面の構成を示す平面図、(c)は下面の構成を示す平面図である。 図2に示す揺動スクロールの中心部に位置する球根部の構成を示すもので、(a)は斜視図、(b)は上面及び下面に設けられるシールリングの構成を示す斜視図である。 球根部におけるシールリングの作用効果を説明するための説明用断面図である。 図1の圧縮機における下側固定スクロールの構成を示すもので、(a)は平面図、(b)は(a)のA−A線に沿った断面図である。 図1の圧縮機における主軸と圧縮部との貫通構造及び主軸の下端部の構造を示す拡大図である。 図1の圧縮機の動作を説明するため揺動スクロールの公転角度と圧縮室との関係を示す説明図である。 この発明の実施の形態1における主軸及びスライダの構成を示す斜視図である。 実施の形態1のスライダの動作原理を説明するための説明図である。 この発明の実施の形態2における第1のバランサの構成を示す斜視図である。 この発明の実施の形態2における第2のバランサの構成を示す斜視図である。 実施の形態2の各バランサの作用効果を説明するための説明図である。
符号の説明
1 密閉容器、 2 モータ、 3 圧縮部、 4 潤滑油溜め室、 5 吸入管、
6 ガラス端子、 7 主軸、 8 吐出管、 9 第1のバランサ、 31 揺動スクロール、 31A 球根部、 31B 揺動台板、 31D 揺動軸受、 31E シールリング溝、 31F 合い口、 31G シールリング、 31H チップシール溝、
31J オルダム溝、 31K 連通口、 32 圧縮室、 33 上側固定スクロール、 33B 主軸受、 34 下側固定スクロール、 34A 固定台板、 34C 主軸受、 34D 凹部、 34E 渦巻歯、 34F 吐出口、 34G 吐出流路、 34H 吐出弁、 34J 吸入口、 35 オルダム継手、 71 切欠き部、 72 スライダ、 72A スライド面、 72B 偏心孔、 76 給油ポンプ、 77 潤滑油、 78 第2のバランサ、 91 嵌合孔、 92 筒体、 93 突出部、 94
鍔部。
先ず、この発明のベースとなる圧縮機の構成を図にもとづいて説明する。図1は、縦型容器を使用した場合の全体構成の一例を示す概略断面図、図2は、図1の圧縮機における揺動スクロールの構成を示すもので、(a)は後述する(c)のA−A線に沿った断面図で、左側が上面、右側が下面を示す。(b)は揺動スクロールの上面の構成を示す平面図、(c)は同じく下面の構成を示す平面図である。
また、図3は、図2に示す揺動スクロールの中心部に位置する球根部の構成を示すもので、(a)は球根部の形状を示す斜視図、(b)は球根部の上面及び下面に設けられるシールリングの構成を示す斜視図、図4は、球根部におけるシールリングの作用効果を説明するための説明用断面図、図5は、図1の圧縮機における固定スクロールのうち、図1において下側の固定スクロールの構成を例示するもので、(a)は平面図、(b)は(a)のA−A線に沿った断面図である。
図1において、スクロール圧縮機は、縦型の密閉容器1内の上方にモータ2を配設し、下方に圧縮部3を配設すると共に、圧縮部3の下方に潤滑油溜め室4を形成している。
また、モータ2と圧縮部3の中間部における密閉容器1に吸入ガスを吸入するための吸入管5が設けられ、モータ2の上部における密閉容器1の上端にはガラス端子6が設けられている。
モータ2はリング状に形成された周知のステータ21と、その内部で回転し得るように支承されたロータ22とから構成されている。また、ロータ22には主軸7が固定され、この主軸7が圧縮部3を貫通して潤滑油溜め室4まで延在されている。圧縮部3と主軸との関係については後述する。
圧縮部3は揺動台板の上面と下面にそれぞれほぼ対称的で高さもほぼ同じ渦巻歯が形成された揺動スクロール31と、揺動スクロール31の上面に対向配置され、揺動スクロール31の上面渦巻歯と対応して圧縮室32を形成する渦巻歯を有する上側固定スクロール33と、揺動スクロール31の下面に対向配置され、揺動スクロール31の下面渦巻歯と対応して圧縮室32を形成する渦巻歯を有する下側固定スクロール34と、下側固定スクロール34と揺動スクロール31との間に配設された周知のオルダム継手35とを有する。
揺動スクロール31の詳細構成を図2にもとづいて説明する。この図に示すように揺動スクロール31は、中心部を構成し、円弧等の曲線からなる球根部31Aと、その外周に延在する円板状の揺動台板31Bとを有する。
球根部31Aは、その拡大図を図3(a)に示すように、中心部には主軸7が貫通する孔31Cが形成され、その内周壁に揺動軸受31Dが設けられると共に、揺動軸受31Dの外周側の球根部の両面にシールリング溝31Eが形成され、この溝に図3(b)に示すような合い口31Fを有するシールリング31Gが挿入されている。シールリング31Gの詳細については後述する。
球根部31Aには本来、インボリュート曲線あるいは円弧による渦巻歯が、その中心から外方に向けて形成されるものであるが、渦巻歯の巻数は圧縮機の圧縮比に比例することから、例えば空調条件でHFCガスが使用される場合には圧縮比3で運転され、渦巻歯の巻数も3巻以上が必要とされるが、低圧縮比のCOガスが使用される場合には圧縮比2で運転され、渦巻歯の巻数も2巻以上となり、HFCガスの場合に比して渦巻歯の巻数を1巻減らすことが可能となる。
従って中心側の1巻相当分以上を減らすことにより、球根部31Aの中心部に主軸貫通用の孔31Cを形成し揺動軸受31Dを設けることが可能になったものである。
これはCOガスに限らず低圧縮比が定格条件となる他のいかなる用途においても適用することができる。
また、揺動台板31Bの上面及び下面には、ほぼ対称的で高さも球根部とほぼ同じ渦巻歯がインボリュート曲線あるいは円弧によって2巻以上形成される。
ほぼ対称的とは、図2(a)に示す渦巻歯の厚さt、高さh、ピッチp、巻数nがほぼ等しく、それによりガス圧縮時に発生するスラスト方向の反力が完全に、またはほぼ等しくなるようにされていることを意味する。
このため、揺動スクロール31に作用する圧縮時の上下方向に対するスラスト推力を相殺させ、スラスト方向の負荷が実質ゼロとなるため、スラスト軸受をなくすことができる。
また、スラスト推力を相殺できるため、スクロールの歯高を低くして、その分渦巻の径方向を広げて、いわゆる薄いパンケーキ形状とすることによりラジアル方向力を相対的に小さくすることができ、ジャーナル軸受の信頼性を向上することができる。
なお、上面及び下面の渦巻歯は、ほぼ対称的とされているが、具体的には下方に向けて僅かなスラスト推力が発生するように、例えば上下の圧縮室のガス圧に差が生ずるようにされている。
このため、揺動スクロール31は下方の渦巻歯が下側固定スクロール34に圧接され、上方の渦巻歯は上側固定スクロール33との間に隙間が生じるため、上方の渦巻歯の上端面には図2(a)(b)に示すように、チップシール溝31Hが形成され、その内部にチップシール36(図6)を装着するようにしている。また、下面の最外周部にはオルダム継手35に対応するオルダム溝31Jが形成されている。
球根部31Aに設けられるシールリング31Gは、図3(b)に示すように、断面矩形で合い口31Fを有するリングとして形成され、図3(a)に示すシールリング溝31Eに挿着される。このシールリング31Gは、圧縮動作時において、主軸7と揺動軸受31Dが低圧であるのに対し、渦巻歯の中心側は高圧となるため、両者間を仕切って漏れを防止するために球根部31Aに配設される。
仕切り作用は図4に示すように、シールする前後の空間の差圧によって高圧側である図4の左方及び下方から矢印で示すように押圧されてシールリング溝31E内でシールリング31Gがシールリング溝31Eの図において右方の壁及び上方の固定スクロール33に押し付けられて接触シールを行なうものである。
この場合、固定スクロール面においては摺動接触となるが、チップシールと同様に、小半径でのミソスリ運動により周速が小さい摺動であるため、摩擦や摺動ロスは小さい。
また、球根部31Aには後述するように揺動スクロール31の両面の圧縮室で圧縮されたガスを合流させて固定スクロールの吐出口に導くために揺動台板31Bを上下方向に貫通する連通口31Kがシールリング溝31Eの外方に形成されている。
この連通口31Kはシールリング溝31Eに沿った長孔として形成され、あるいは複数個の孔を隣接配置して実質的に長孔と同等な作用をする孔として形成され、圧縮室をまたがず、かつ後述する固定スクロールの吐出口と常時連通する位置に設けられる。
次に、固定スクロールの詳細構成を図5にもとづいて説明する。図5は、下側固定スクロール34の一例を示したものである。
図5(a)(b)に示すように、固定台板34Aの中心部に主軸7が貫通する孔34Bが形成され、この孔の内周面に主軸受34Cが設けられている。
固定台板34Aの中心部である主軸受34Cの外周部には、揺動スクロール31の球根部31Aを収容して揺動スクロール31の旋回駆動を許容する凹部34Dが形成され、その外周に揺動スクロール31のインボリュート曲線あるいは円弧からなる渦巻歯と同一寸法で、かつ位相が180度回転した渦巻歯34Eが2巻以上形成されている。
また、凹部34D内に圧縮ガスを吐出するための吐出口34Fを揺動スクロールのシールリング31Gをまたがないように設けている。
吐出口34Fは、また、固定スクロールの最内側渦巻歯の内面に沿った長孔として形成され、あるいは複数個の孔を隣接配置して実質的に長孔と同等な作用をする孔として形成され、揺動スクロールの連通口31Kと常時連通する位置に設けられている。
更に、吐出口34Fと連通し、圧縮ガスを吐出管8(図1)を経て機外へ導く吐出流路34Gが形成され、吐出流路34G内で吐出口34Fに対向した位置には、図1に示すように、吐出ガスの逆流を阻止する吐出弁34Hが配設されている。
下側固定スクロール34の最外周部には吸入ガスの下側圧縮室への吸入部となる吸入口34Jが設けられると共に、この吸入口34Jから密閉容器下部の潤滑油溜め室4に連通する排出口34K(図1)が設けられ、排出口34Kの潤滑油溜め室4側に、図1に示すように、チェック弁34Lが設けられている。
このチェック弁34Lは圧縮機の起動時に冷媒等が寝込んだ油が発泡して圧縮機外へ流出するのを防止するためのものである。なお、吸入ガスの圧縮室への吸入経路は、図1に示すように、上側固定スクロール33の最外周部に形成された吸入口33Aと上述した下側固定スクロール34の吸入口34Jとを含めて図1に破線矢印Gで示すように形成され、揺動スクロール31の上面及び下面に形成されるそれぞれの圧縮室へ吸入ガスを導入するようにされている。
主軸7は図1に示すように、上端部がモータ2のロータ22に嵌合され、下端部は上側固定スクロール33の貫通孔及び揺動スクロール31の貫通孔31C並びに下側固定スクロール34の貫通孔34Bを貫通して潤滑油溜め室4の潤滑油77中に浸漬されている。
主軸7と圧縮部3との貫通構造及び主軸7の下端部の構造の拡大図を図6に示す。即ち、主軸7と上側固定スクロール33との間には主軸受33Bが設けられ、主軸7の主軸受33Bと接する部分から下端にかけて主軸7の表面に平坦面を形成する切欠き部71が形成され、切欠き部71に対応する平坦面を有する偏心孔(図示せず)が形成されたスライダ72が主軸7の切欠き部71に嵌合され、このスライダ72の外周面が図2に示す揺動スクロール31の揺動軸受31Dの内周面と接するように配設され、主軸7と共に偏心軸を構成して揺動軸受31Dを介して揺動スクロール31を駆動するようにされている。
また、スライダ72の上面と下面には潤滑油の経路となる凹部73が形成され、また、スライダ外周部の揺動軸受31Dと接する面の一部には上面の凹部73と下面の凹部73とを連通する上下方向の給油溝74が形成されている。
主軸7の内部には下端から上側固定スクロール33の主軸受33Bに至る偏心した給油孔75が形成されると共に、主軸7の下端には給油ポンプ76が装着され、この給油ポンプ76が密閉容器1の下端で潤滑油77中に浸漬するようにされている。
次に、圧縮機の動作について説明する。
吸入管5から密閉容器1内に吸入されたガスは、先ずモータ2の部分に流入し、モータ2を冷却した後に、上側固定スクロール33の外周部に設けられた吸入口33Aから破線矢印Gで示すように、揺動スクロール31の上下面の圧縮室32に取り込まれる。
その後、揺動スクロール31が上側及び下側固定スクロール33及び34に対して自転しない公転運動をし、周知の圧縮原理により形成された一対の三日月形の圧縮室が中心に向かって次第にその容積を縮小し、最後に吐出口34Fのある最内室で一対の圧縮室が連通し、吐出流路34Gを経て圧縮機外へ流出する。
図7は、揺動スクロール31の公転運動によって形成された一対の三日月形の圧縮室が中心に向かって次第にその容積を縮小していく過程を示したもので、図7(a)は揺動スクロール31の公転角度0°の状態を示す。斜線を施した部分が揺動スクロールの渦巻歯であり、黒く塗った部分が固定スクロールの渦巻歯である。
図7(a)の状態で最外周の圧縮室が閉じ込みを終了し、一対の三日月形の圧縮室AとBが形成される。図7(b)は反時計方向に公転角度90°だけ公転した状態を示す。
一対の圧縮室A、Bは容積を縮小しながら中心に向かって移動している。
図7(c)は公転角度が180°の状態を示し、図7(d)は公転角度270°の状態を示す。この状態では吐出口34Fのある最内室で圧縮室AとBが連通し、吐出口34Fから吐出される。
図7において、揺動スクロール31の球根部31Aの形状は、破線で示す部分までインボリュート曲線をなし、圧縮室Bの一方の境界を形成している。これより中心側は圧縮に寄与しない最内室を形成する球根部曲線となり、固定スクロール34の渦巻歯の内面と組み合わされて境界面を形成する。
吐出口34Fは圧縮に寄与しない最内室に設けられており、圧縮工程中に上述したシールリング31Gをまたぐことがないように位置関係が設定され、十分な流路面積が確保できるように設けられている。このため、圧縮工程中に球根部31Aで吐出口34Fを完全に塞ぐことがないように、球根部曲線と固定スクロールの渦巻歯の内面の曲線は空間部を確保できるように形成されている。
スクロール圧縮機のように組込容積比固定タイプの圧縮機においては、設定された圧縮比よりも高圧縮比運転がなされた場合に、最終吐出工程において圧縮不足ロスが生じる。この圧縮不足ロスは、例えば図7(d)のように最内室と圧縮室AとBとの連通時において、最内室の圧力が圧縮室A、Bの圧力よりも高いことを意味し、そのため連通時に最内室から圧縮室A、Bへ逆流が生じ、その分、圧縮動力にロスが生じる。
従って、トップクリアランス容積(吐出弁34Hより上流の容積で、具体的には最内室と吐出口34Fと連通口31Kの和に相当する)は最小限に抑え、かつ圧縮室AとBとの連通時に吐出口34Fへの流路を十分に確保するため、球根部31Aに若干の逃がし部34Mを形成している。逃がし部34Mは換言すれば曲率半径を小さくし幅を広げて流路を確保しようとするものである。
次に、給油について説明する。図6に示すように、給油ポンプ76によって主軸7の下端から矢印で示すように吸引された潤滑油77は、主軸7内の給油孔75を通って矢印で示すように吸い上げられ、上側固定スクロール33の主軸受33B内に給油される。
その後、主軸に形成された切欠き部71の平坦部を通り下降してスライダ72の上面に形成された凹部73を経てスライダ72の外周面に上下方向に形成された給油溝74に流入しスライダ72を潤滑する。
給油溝74を下降した油はスライダ下面に形成された凹部73を経て下側固定スクロール34に形成された戻り孔34Nを通って主軸の中心方向へ流れ、再び主軸7の切欠き部71を下降して下側固定スクロール34の主軸受34Cに給油しながら主軸受34Cの下端部から矢印で示すように主軸外へ排出され、潤滑油溜め室4に戻る。
上述のように潤滑油77は給油から排油まで吸入ガスの流れと直接接触することなく閉ループを構成する一連の循環給油経路を形成している。
従って、吸入ガスに油が巻き込まれて圧縮機外へ流出する事態を防止することができる。
この圧縮機は以上のように構成されているため、例えば、空調機省エネのため熱交換器容積を大きくしたり、負荷平準化ピークカット氷蓄熱システムのように、低圧縮比で通常運転されるようにチューニングされた装置で使用する場合や、空調運転で通常運転が低圧縮比となるCOガスのような冷媒を使用する場合に適しており、高効率を維持することができる。
実施の形態1.
以下、この発明の実施の形態1を図にもとづいて説明する。図8は、実施の形態1における主軸及びスライダの構成を示すもので、(a)は主軸の構成を示す斜視図、(b)はスライダの構成を示す斜視図である。また、図9は、スライダの動作原理を説明するための説明図である。圧縮機の全体構成は図1と同様であるため図示を省略する。
図8(a)に示す主軸7は図の右端が図1の上方になり、図の左端が図1の下方になる。
切欠き部71は主軸7の下端寄りの部分に平坦面を形成したものであるが、この切欠き部71は図6で説明したように、上側固定スクロール33の主軸受33Bと接する部分から主軸の下端にかけて形成されている。
また、図8(b)に示すように、切欠き部71に対応する平坦なスライド面72Aと、このスライド面72Aを含む偏心孔72Bを有する円筒状のスライダ72を設け、このスライダの偏心孔72Bにスライド面72Aと切欠き部71とが対応するように主軸7の切欠き部71を嵌合すると共に、図6に示すように、揺動スクロール31の貫通孔31Cに貫通させ、揺動軸受31Dの内面にスライダ72の外周面を摺接させるようにしている。
主軸7の外径とスライダ72の偏心孔72Bの内径は、主軸の外径が若干小さく設定されており、その結果、切欠き部71とスライド面72Aは互いに若干平行にスライドできるようになっている。
図9にもとづいてスライダ72の動作原理を説明する。図9(a)に示すように、スライダ72の中心は揺動スクロール31の中心31Xと同一とされ、主軸7の中心は固定スクロールの中心34Xと一致するようにされている。このため、主軸7の中心に対してスライダ72の中心はクランク半径に相当するrだけ偏心しており、これは揺動スクロール31の渦巻歯と固定スクロール33、34の渦巻歯とが理想的に互いに接触して回転する距離に等しい。
主軸7が回転すると揺動スクロール31は遠心力を発生し、図9(a)にFcで示す方向へ力が作用する。一方、これと直角方向にガス圧力による反力Fgが発生するため、スライダ72はスライド面72Aを主軸7の切欠き部71に押し付けると共に、Fc方向へスライドしようとする。
この結果、図9(b)に示すように、固定スクロールの渦巻歯34Eと揺動スクロールの渦巻歯31Mとが互いに接触しFc と釣り合う接触反力Fが発生するまでスライドするため、固定スクロールと揺動スクロールの渦巻歯間の接触シールが実現するものである。
このように、スライダ72によって渦巻歯間の接触シールが行なわれるため、渦巻歯間の漏れを最小限に抑制して圧縮効率の高いスクロール圧縮機を得ることができる。
特に、COガスのように圧力差が大きく、漏れ易いガスを使用する場合には、スライダ72は必要不可欠である。
実施の形態2.
次に、この発明の実施の形態2を図にもとづいて説明する。図10は、実施の形態2における第1のバランサの構成を示す斜視図、図11は、実施の形態2における第2のバランサの構成を示す斜視図、図12は、上記各バランサの作用効果を説明するための説明図である。圧縮機の全体構成は図1と同様であるため図示を省略する。
図10は、揺動スクロールの偏心回転運動に伴うアンバランスを釣り合わせるためのバランサの構成を示すものである。実施の形態2では後述する理由により2つのバランサを装着するものであるが、図10は、そのうちの第1のバランサを示すものである。
第1のバランサ9は主軸7への嵌合孔91を有する筒体92の一側に、バランサとして作用する突出部93を設けたものである。また、筒体92の一端にはスラスト面を形成する鍔部94が形成されている。
第1のバランサ9は図1に示すように、モータ2のロータ22と上側固定スクロール33との間で鍔部94が下方となるようにして主軸7に嵌合され、圧縮機の上部バランサとして作用するようにされている。
第1のバランサ9は、圧縮機に対するバランサの役目と共に、モータ2のロータ22の軸方向位置決めの役目をもなすように、筒体92の長さが設定され、下端部となる鍔部94は、スラスト面を形成し、上側固定スクロール33の固定台板の上面と当接させることにより、主軸7とロータ22の全重量をここで受けて回転摺動するようにされている。
図11は、第2のバランサ78の構成を示すもので、図1に示す給油ポンプ76の周面に、バランサとして作用する偏心肉部78を給油ポンプの全長にわたって形成あるいは装着したものである。
具体的には、ポンプ内外径を回転軸に沿って偏心させることにより、給油ポンプ76の側壁の厚さを局部的に厚く形成したものである。
このように構成することにより、アンバランス回転するようにしており、給油ポンプと圧縮機の下部バランサの両方の役目を持たせている。
バランサを給油ポンプ76のほぼ全長にわたって形成することにより、偏心量を小さくすることができるため、油面に偏心部が浸かって回転しても偏心部による油の攪拌ロスを最小限に抑えることができる。
図12は、実施の形態2の作用効果について説明するものである。通常、揺動スクロールのアンバランスを釣り合わせるためには、(a)に示すように、主軸7の一端側において動バランス、静バランスをとるようにするため第1のバランサB1、第2のバランサB2を図示のように配置する。各バランサは主軸7に焼嵌め固定されたモータロータのエンドリングに取り付ける場合が多い。
釣り合わせは周知のように、Fc=Fc1−Fc2、Fc1×L1=Fc2×L2
となるように設定される。
ところが、図12(b)のように、揺動スクロール31と固定スクロール33、34が渦巻歯同士接触する場合には、揺動スクロール31の遠心力を全て固定スクロール33、34の渦巻歯で受けてしまうため、主軸7にはFc1とFc2によりモーメントM1が発生し、上下の主軸受33B、34Cでこのモーメントを受けることになる。
この結果、主軸が図示のように傾動して回転することとなり、いわゆる片当りによって主軸受33B、34Cが損傷したり摩耗したりし易くなる。
そこで図12(c)のように、即ち、上述したこの発明の実施の形態2のように、2つのバランサB1、B2を主軸受33B、34Cを挟んで両側に配置すれば、モーメントの発生をなくして主軸7を主軸受に平行の状態で回動することができ、軸受信頼性を向上させることができる。
この発明は低圧縮比で通常運転されるようにチューニングされた空調機や氷蓄熱システムあるいは通常運転が低圧縮比となるCOガスのような冷媒を使用した空調機に利用し得るものである。

従来のスクロール圧縮機は、例えば、揺動スクロール台板の両面に渦巻歯を形成し、それぞれの渦巻歯に2つの固定スクロールを対向させて揺動スクロールの上下で圧縮室を形成し、各スクロールを貫通する軸によって揺動スクロールを駆動するようにしたタイプのものもあるが、貫通した軸は偏心軸部を有しこの偏心軸部を揺動スクロールの台板貫通部に設けられた軸受で軸支し揺動スクロールを回転自在に駆動するとともに、この偏心軸部の両側の同軸部を上記2つの固定スクロールに同じく貫通して設けられた軸受で軸支する構造をとっていた。(たとえば特開8−170592号公報)
日本特開平8−170592号公報
従来のスクロール圧縮機は上記のように構成され、特許文献1においては、揺動スクロールの上下の渦巻歯側面とそれに対応する上下に配置された固定スクロールのそれぞれの渦巻歯側面間に、それぞれ微小空間を設けて圧縮室を形成するように上記貫通軸の偏心軸部の偏心量を設定していた。そのため、圧縮機動作時に渦巻歯側面間隙からの作動流体の漏れによる損失が発生し圧縮機の性能を左右するため、上記偏心軸部の偏心量を高精度に機械加工、組立することが要求され加工コストが増大する問題点があった
また、CO 冷媒のように分子量が小さく圧縮時に従来のフロン冷媒と比べ高圧力差を発生する冷媒を使用する場合に、特に微小隙間からの漏れは性能低下を生じる問題があった。
この発明は、上記のような問題点を解消するためになされたもので、加工・組立性よく各渦巻歯側面間の漏れ損失を改善し、軸受信頼性も向上させるシール、軸受構造を有するスクロール圧縮機を提供することを目的とする
この発明に係るスクロール圧縮機は、密閉容器内に設けられ、揺動台板の両面にほぼ対称的に渦巻歯を形成すると共に、中心部に主軸が貫通固定された揺動スクロールと、上記揺動スクロールの両面に配設され、上記主軸を揺動スクロールの両側で軸受支承し上記各渦巻歯と対応してそれぞれ圧縮室を形成する渦巻歯を有する一対の固定スクロールとからなる圧縮部及び上記密閉容器内に設けられ、上記主軸を駆動するモータを備え、上記主軸は上記揺動スクロール及び固定スクロールの貫通部に形成された切欠部と、この切欠部に対応する平坦なスライド面を有する偏心孔が形成され上記主軸の切欠部が形成された個所に嵌合されると共に、上記スライド面により上記主軸の長さ方向と直交する方向にスライドし得るようにされたスライダとを有するものである
また、上記揺動スクロールの偏心回転運動に伴うアンバランスを釣合わせるバランサを、上記圧縮部の両側に配設させたものである


Claims (13)

  1. 密閉容器内に設けられ、揺動台板の両面にほぼ対称的に渦巻歯を形成すると共に、中心部に主軸が貫通固定された揺動スクロールと、上記主軸を貫通して上記揺動スクロールの両面に配設され、上記各渦巻歯と対応してそれぞれ圧縮室を形成する渦巻歯を有する一対の固定スクロールとからなる圧縮部及び上記密閉容器内に設けられ、上記主軸を駆動するモータを備え、上記主軸は上記揺動スクロール及び固定スクロールの貫通部に形成された切欠き部と、この切欠き部に対応する平坦なスライド面を有する偏心孔が形成され上記主軸の切欠き部が形成された個所に嵌合されると共に、上記スライド面により上記主軸の長さ方向と直交する方向にスライドし得るようにされたスライダとを有することを特徴とするスクロール圧縮機。
  2. 上記密閉容器を垂直に設置し、上記圧縮部を上記密閉容器内の下部に配設し、上記モータを上記密閉容器内の上部に配設すると共に、上記圧縮部の下方の密閉容器内に潤滑油溜め室を形成し、上記潤滑油溜め室から潤滑油を汲み上げる給油ポンプを上記主軸の下端に装着したことを特徴とする請求項1記載のスクロール圧縮機。
  3. 上記圧縮部によって上記密閉容器内をモータ部と潤滑油溜め室に仕切り、上記吸入管をモータ部に設け、上記吐出管を上記圧縮部に設けると共に、上記給油ポンプに連通し、上記主軸内を経て上側固定スクロール軸受に開口し、揺動スクロール軸受、下側固定スクロール軸受を通過して上記潤滑油溜め室に至る給油経路を形成したことを特徴とする請求項2記載のスクロール圧縮機。
  4. 上記圧縮部に、モータ部と潤滑油溜め室とを連通する通路を設け、この通路の潤滑油溜め室側開口部に潤滑油の逆流を防止するチェック弁を設けたことを特徴とする請求項3記載のスクロール圧縮機。
  5. 上記圧縮部を構成する上側固定スクロールの外周部に、上記モータ部と上記圧縮室とを連通する吸入口を設けたことを特徴とする請求項3記載のスクロール圧縮機。
  6. 上記吸入管を上記圧縮部近傍の密閉容器に設け、ガラス端子を上記密閉容器の上端部に設けたことを特徴とする請求項1〜請求項5のいずれか1項記載のスクロール圧縮機。
  7. 上記揺動スクロールの主軸側に設けられた軸受及び上記固定スクロールと主軸との間に設けられた軸受と、上記両スクロールによって形成される圧縮室との間をシールするシール手段を上記揺動スクロールに設けたことを特徴とする請求項1〜請求項6のいずれか1項記載のスクロール圧縮機。
  8. 上記シール手段は、上記揺動スクロールの球根部において上記固定スクロールとの対面部に設けられることを特徴とする請求項7記載のスクロール圧縮機。
  9. 上記揺動スクロールの偏心回転運動に伴うアンバランスを釣り合わせるバランサを、上記圧縮部の両側で上記主軸に装着したことを特徴とする請求項1〜請求項8のいずれか1項記載のスクロール圧縮機。
  10. 上記圧縮部とモータの間で上記主軸または上記モータのロータに設けられた第1のバランサと、上記主軸の下端部に設けられた第2のバランサとを有することを特徴とする請求項2記載のスクロール圧縮機。
  11. 上記第2のバランサは給油ポンプと一体的に形成したことを特徴とする請求項10記載のスクロール圧縮機。
  12. 上記主軸に形成された切欠き部は上側固定スクロールの軸受と下側固定スクロールの軸受に跨る長さとされたことを特徴とする請求項1記載のスクロール圧縮機。
  13. 上記主軸に形成された切欠き部は軸受に形成される給油経路の一部を構成するようにされたことを特徴とする請求項1記載のスクロール圧縮機。
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Families Citing this family (13)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP1830067B1 (en) * 2004-12-22 2017-01-25 Mitsubishi Denki Kabushiki Kaisha Scroll compressor
JP4973237B2 (ja) * 2006-10-27 2012-07-11 ダイキン工業株式会社 回転式流体機械
JP2011012595A (ja) * 2009-07-01 2011-01-20 Nippon Soken Inc 回転機械
US9796398B2 (en) * 2012-02-02 2017-10-24 Mitsubishi Electric Corporation Air-conditioning apparatus and railway vehicle air-conditioning apparatus
GB2503723B (en) * 2012-07-06 2015-07-22 Edwards Ltd Scroll pump with axial seal
FR3006387B1 (fr) 2013-05-31 2016-02-19 Danfoss Commercial Compressors Compresseur a spirale
US9732755B2 (en) 2013-07-31 2017-08-15 Trane International Inc. Orbiting crankshaft drive pin and associated drive pin sleeve geometry
FR3021075B1 (fr) * 2014-05-16 2019-06-14 Danfoss Commercial Compressors Compresseur a spirales
KR102483241B1 (ko) * 2016-04-26 2022-12-30 엘지전자 주식회사 스크롤 압축기
CN110159528B (zh) * 2019-05-23 2020-11-17 浙江大学 一种双侧双槽并联式无油涡旋空压机
WO2021097297A1 (en) * 2019-11-15 2021-05-20 Emerson Climate Technologies, Inc Co-rotating scroll compressor
GB2611698B (en) * 2020-10-01 2024-07-17 Mitsubishi Electric Corp Scroll compressor
US11624366B1 (en) 2021-11-05 2023-04-11 Emerson Climate Technologies, Inc. Co-rotating scroll compressor having first and second Oldham couplings

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS59224493A (ja) * 1983-06-03 1984-12-17 Mitsubishi Electric Corp スクロ−ル圧縮機
JPH03175185A (ja) * 1989-12-04 1991-07-30 Mitsubishi Electric Corp スクロール圧縮機
JPH08170592A (ja) * 1994-12-16 1996-07-02 Hitachi Ltd 軸貫通二段スクロール圧縮機
JPH08326671A (ja) * 1995-06-05 1996-12-10 Hitachi Ltd スクロール圧縮機

Family Cites Families (17)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US5197868A (en) 1986-08-22 1993-03-30 Copeland Corporation Scroll-type machine having a lubricated drive bushing
JP2743568B2 (ja) 1990-10-04 1998-04-22 三菱電機株式会社 スクロール圧縮機及びその製造方法
JPH06101666A (ja) * 1992-09-09 1994-04-12 Hitachi Ltd スクロール圧縮機
JPH0754784A (ja) * 1993-08-09 1995-02-28 Hitachi Ltd 軸貫通スクロール圧縮機
JP3105714B2 (ja) * 1993-09-03 2000-11-06 三菱重工業株式会社 スクロ−ル型流体機械用ドライブブッシュ
DE69504233T2 (de) * 1994-03-15 1999-01-07 Denso Corp Spiralverdichter
JPH0826860A (ja) 1994-07-15 1996-01-30 Mitsubishi Materials Corp 焼成用治具
JPH08165993A (ja) * 1994-12-14 1996-06-25 Daikin Ind Ltd スクロール型流体装置
JP2770761B2 (ja) * 1995-01-25 1998-07-02 三菱電機株式会社 スクロール圧縮機
JP3509299B2 (ja) * 1995-06-20 2004-03-22 株式会社日立製作所 スクロール圧縮機
JPH09126159A (ja) * 1995-10-31 1997-05-13 Daikin Ind Ltd スクロール型流体装置及びその製造方法
JP3812113B2 (ja) 1997-12-25 2006-08-23 日立工機株式会社 スクロール形真空ポンプ
EP1148246A3 (en) * 2000-04-19 2002-11-20 Unipulse Corporation Scroll compressor and scroll-type pressure transformer
JP4424821B2 (ja) * 2000-05-16 2010-03-03 サンデン株式会社 スクロール型圧縮機
JP4032694B2 (ja) * 2001-10-22 2008-01-16 三菱電機株式会社 スクロール圧縮機
US6758659B2 (en) * 2002-04-11 2004-07-06 Shimao Ni Scroll type fluid displacement apparatus with fully compliant floating scrolls
JP3882785B2 (ja) 2003-05-29 2007-02-21 株式会社日立製作所 スクロール圧縮機

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS59224493A (ja) * 1983-06-03 1984-12-17 Mitsubishi Electric Corp スクロ−ル圧縮機
JPH03175185A (ja) * 1989-12-04 1991-07-30 Mitsubishi Electric Corp スクロール圧縮機
JPH08170592A (ja) * 1994-12-16 1996-07-02 Hitachi Ltd 軸貫通二段スクロール圧縮機
JPH08326671A (ja) * 1995-06-05 1996-12-10 Hitachi Ltd スクロール圧縮機

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