JPWO2012144067A1 - スクロール圧縮機 - Google Patents

Abstract

スクロール圧縮機は、固定スクロール１１２、旋回スクロール１０９と、端部に偏心部１０８を有するクランク軸１０３、該クランク軸内を軸方向に貫通し、前記偏心部の端面に開口部を有する給油穴１１５、旋回スクロールに設けられ前記偏心部と係合して摺動する旋回滑り軸受１１０、前記偏心部の外周に設けられた給油通路１１６とを備え、前記給油穴から供給された潤滑油により偏心部と旋回滑り軸受との間を潤滑するように構成されている。前記偏心部の外周には、前記給油通路とは別に軸方向の損失低減溝１１７が設けられ、この損失低減溝における前記偏心部の端面側と基端側の少なくとも一方にはシール部１１８ａ，１１８ｂを備える。これにより、クランク軸の偏心部の外周面と旋回滑り軸受の内周面との間に存在する潤滑油による油膜のせん断抵抗を低減でき、流体潤滑時の軸受損失を低減できる。

Description

本発明は、冷凍空調装置に使用されるスクロール圧縮機に関し、特にクランク軸の偏心部と係合して摺動する旋回滑り軸受を旋回スクロールに備えるスクロール圧縮機に関する。

スクロール圧縮機は、渦巻き状の歯型形状を有する２つのスクロール部材を相対的に旋回運動させることにより、冷媒等の気体の圧縮を行う圧縮機である。一般には、ネジや溶接等で拘束された固定スクロールに対して、もう一方の可動な旋回スクロールが旋回運動するように構成されている。旋回スクロールには、クランク軸の偏心部と係合して摺動する旋回滑り軸受が設けられており、クランク軸の偏心部と前記旋回滑り軸受とが潤滑油を介して摺動をしながら、クランク軸の振れ回り回転運動を旋回スクロールに伝達して旋回運動させる機構が多く採用されている。

近年、スクロール圧縮機のエネルギー消費量の低減、及び電動機の負荷低減のため、軸と軸受との摺動により生じる軸受損失の低減が課題となっている。
この軸受損失の低減を図るようにした従来技術としては、特開２００３−２３９８７６号公報（特許文献１）に記載のものがある。この文献には、「旋回スクロールの下部に形成されたハブの挿入溝にフローティングリング部材が自転と空転自在に保持され、フローティングリング部材の中心には、回転軸の偏心部に固定されたスライドブッシュが挿入されてスクロール圧縮機の摩擦損失低減装置を構成する」と記載されている。

一般に、２つの面が潤滑油を介して滑り摺動する軸受等の摺動部においては、滑り速度の増加に伴い、摩擦損失が増加することが知られている。前記特許文献１に記載のものでは、潤滑油で満たされた回転軸の偏心部とハブ（旋回ボス部）との間の空間に、自転可能なスライドブッシュを挿入した構造としている。これにより、回転軸とハブとの間で生ずる摺動を、回転軸外周とスライドブッシュ内周との間での摺動と、スライドブッシュ外周とハブ内周との間での摺動とに分散させることができ、各摺動部位における相対滑り速度を低減して、特に高速運転時の軸受の摩擦損失を低減するようにしている。

他の従来技術としては、特開平１１−１５９４８４号公報（特許文献２）に記載のものがある。この特許文献２には、「クランク軸に対して偏心ピン部の偏心方向からクランク軸の反回転方向に３０°以上１２０°以下の範囲内の偏心ピン部の外周面にＤカットが形成されている」と記載されている。また、前記Ｄカットについては「偏心軸部と軸受部との隙間の比較的大きい領域に給油用切欠が設けられ」と記載されている。

偏心軸部と軸受部との隙間の比較的大きい領域に前記給油用切欠（Ｄカット）を設けることにより、起動時、低速運転時及び過渡運転時にも安定的な給油を促し、これにより油膜切れの防止と流体潤滑の確保が図られる。この結果、クランク軸外周と軸受内周との直接接触が防止され、摩擦損失の増加を防止することができる。

特開２００３−２３９８７６号公報 特開平１１−１５９４８４号公報

しかし、上記特許文献１のものでは、部品数が増加するので構造が複雑になり、摺動箇所も増加するため、軸受隙間寸法に高い管理精度が要求される等、新たな課題が生じる。また、低速運転時には滑り速度の減少により油膜ができにくくなり、スライドブッシュとの間で直接接触が起きやすくなる課題もある。

また、上記特許文献２のものでは、外部から軸受隙間への潤滑油の流入を促して油膜切れを防止し、軸と軸受の直接接触を防止する点では有効であるが、偏心軸部と軸受部との隙間の大きいところに切欠きを設けるため、流体潤滑油膜のせん断抵抗の低減は期待できないか、或いは低減効果が小さい。従って、一旦、流体潤滑油膜が形成されて直接接触部分のない状態が形成されると、それ以上の損失低減はなされないか、限定的であった。

本発明の目的は、前記クランク軸の偏心部の外周面と前記旋回滑り軸受の内周面との間に存在する潤滑油による油膜のせん断抵抗を低減することにより、流体潤滑時の軸受損失を低減することにある。

上記目的を達成するため、本発明は、固定スクロールと、この固定スクロールと噛み合う旋回スクロールと、この旋回スクロールを旋回運動させるために端部に偏心部を有するクランク軸と、該クランク軸内を軸方向に貫通し、前記偏心部の端面に開口部を有する給油穴と、前記旋回スクロールに設けられ前記クランク軸の偏心部と係合して摺動する旋回滑り軸受と、前記クランク軸の偏心部の外周に、該偏心部の上端側と下端側を連通するように設けられた給油通路とを備え、前記給油穴から供給された潤滑油により前記偏心部と前記旋回滑り軸受との間を潤滑するように構成されたスクロール圧縮機において、前記クランク軸の偏心部の外周に、前記給油通路とは別に設けられた軸方向の損失低減溝と、この損失低減溝における前記偏心部の端面側と基端側の少なくとも一方に設けられたシール部とを備えることを特徴とする。

本発明によれば、クランク軸の偏心部の外周面と旋回滑り軸受の内周面との間に存在する潤滑油による油膜のせん断抵抗を低減することができ、流体潤滑時の軸受損失を低減することができる効果がある。

本発明のスクロール圧縮機の実施例１を示す縦断面図である。 図１に示す偏心部付近の拡大斜視図である。 図１に示す偏心部付近の拡大断面図である。 図３のＡ−Ａ断面図である。 図３のＢ−Ｂ断面図である。 図３のＣ−Ｃ断面図である。 図３のＢ−Ｂ断面における軸回転方向、角度位置、軸受荷重方向を説明する図である。 本発明における損失低減溝の開始位置を説明する図で、（ａ）は損失低減溝の開始位置と相対軸受損失との関係を説明する線図、（ｂ）は損失低減溝の開始位置と相対最小油膜厚さとの関係を説明する線図である。 本発明における損失低減溝の深さと相対軸受損失との関係を説明する線図である。 本発明における損失低減溝の周方向角度幅と相対軸受損失との関係を説明する線図である。 本発明における軸の回転速度と相対軸受損失との関係を説明する線図である。 クランク軸の外周に設けた損失低減溝の他の例を示す偏心部付近の拡大斜視図である。 クランク軸の外周に設けた損失低減溝の更に他の例を示す偏心部付近の拡大斜視図である。 クランク軸の外周に設けた損失低減溝の更に他の例を示す偏心部付近の拡大斜視図である。

以下、本発明のスクロール圧縮機の具体的実施例を、図面を用いて説明する。各図において、同一符号を付した部分は同一或いは相当する部分を示している。

図１は本発明のスクロール圧縮機の実施例１を示す縦断面図である。
図１に示すスクロール圧縮機１は、エアコンなどの空調装置や冷凍装置などの冷凍空調用に使用される密閉形のスクロール圧縮機である。密閉容器２内の上部には固定スクロール１１２と、この固定スクロール１１２と噛み合って旋回運動する旋回スクロール１０９が設けられている。また、密閉容器２内には電動機１０２が設けられ、この電動機１０２にはクランク軸１０３が接続され、このクランク軸１０３は、密閉容器２内に固設されたフレーム１０４に設けられている主軸受１０５、及び下フレーム１０６に設けられた副軸受１０７により回転自在に支持されている。

クランク軸１０３の上部には偏心部１０８が設けられており、この偏心部１０８は前記旋回スクロール１０９の端板下面に設けられた旋回滑り軸受１１０と係合して摺動し、偏心部１０８の振れ回り回転運動（偏心運動）は旋回スクロール１０９に伝達される。この旋回スクロール１０９は、オルダムリング１１１により自転が規制されており、固定スクロール１１２に対して旋回運動をする。これにより、吸入口１１３から低圧の冷媒ガスを吸い込み、圧縮した後に、吐出口１１４を介して外部へ吐出する。

なお、クランク軸１０３の内部には、その下端から前記偏心部１０８の端面（上端面）側まで貫通する給油穴１１５が設けられており、密閉容器下部に溜められた潤滑油３が、圧力差により、或いはクランク軸下端部に別途取り付けられたポンプにより、給油穴１１５を通じて押し上げられ、各軸受部（主軸受１０５、副軸受１０７、旋回滑り軸受１１０）などの摺動部に供給されるように構成されている。本実施例では、密閉容器２内は吐出圧力となっており、また前記旋回スクロール１０９の端板背面の中間室（背圧室）１１９は吐出圧力と吸込圧力との中間の圧力となっている。このため、密閉容器下部に溜められている潤滑油は吐出圧力と前記中間圧力との圧力差で前記給油穴１１５を介して前記各軸受部などに給油される構成となっている。

図２は図１に示す偏心部１０８付近の拡大斜視図である。偏心部１０８の上端面には、前記給油穴１１５が開口している。偏心部１０８には、その上端（端面）１０８ａ側から下端（基端）１０８ｂ側を連通するように軸方向の給油通路１１６が設けられている。また、前記給油通路１１６とは別に、偏心部１０８の外周面を掘り込んだ損失低減溝１１７が軸方向に形成されている。この損失低減溝１１７の上端１０８ａ側と下端１０８ｂ側には、それぞれ、前記偏心部１０８の外周面を掘り込んでいないシール部１１８ａ，１１８ｂが設けられている。

図３は図１に示す偏心部１０８付近の拡大断面図である。旋回スクロール１０９の旋回ボス部１０９ａ内には旋回滑り軸受１１０が設けられており、この旋回滑り軸受１１０内にはクランク軸１０３の偏心部１０８が挿入して係合され、この偏心部１０８と前記旋回滑り軸受１１０とは滑り摺動する。前記偏心部１０８の上端（端面）１０８ａと旋回スクロール１０９との間に囲まれた空間は前記給油穴１１５と連通しており、給油経路の上流のため、ここに供給された潤滑油の圧力はほぼ吐出圧力となっている。

これに対し、偏心部１０８の下端（基端）１０８ｂ側の圧力は、前記上端１０８側より低圧の前記中間室１１９と連通しており、給油穴１１５から供給された潤滑油は、旋回スクロール１０９と偏心部１０８と旋回滑り軸受１１０とで囲まれた空間（旋回ボス部内空間）４を満たした後、前記給油通路１１６などを通って下方の中間室１１９へと排出される。

前記給油通路１１６は、前記偏心部１０８の外周を内側に掘り込んだ掘り込み溝或いは切欠きにより形成され、この給油通路１１６は、偏心部１０８と旋回滑り軸受１１０との隙間を拡大させると共に、旋回滑り軸受１１０を軸方向に跨いで偏心部１０８の上端１０８ａ側と下端１０８ｂ側の両方に通じている。従って、旋回ボス部内空間４の潤滑油が給油通路１１６を通って中間室１１９に流れる流路抵抗は、偏心部１０８外周面の前記給油通路１１６以外の部分を流れる潤滑油の流路抵抗よりも小さくなる。

一方、前記損失低減溝１１７も、偏心部１０８の外周を内側に掘り込んだ掘り込み溝或いは切欠きにより形成されているが、この損失低減溝１１７の上端１０８ａ側と下端１０８ｂ側には、偏心部１０８の外周面と同径のシール部１１８が形成されており、損失低減溝１１７の軸方向長さは前記旋回滑り軸受１１０よりも短くなっている。従って、前記損失低減溝１１７は、前記旋回滑り軸受１１０を軸方向に跨がず、偏心部１０８の上端１０８ａ側と下端１０８ｂ側とに同時には開口しない構成となっている。

更に、前記シール部１１８ａ，１１８ｂの部分においては、偏心部１０８の外周と旋回滑り軸受１１０の内周との隙間が、偏心部１０８の外周における前記給油通路１１６以外の部分と同等となる。即ち、前記損失低減溝１１７を通過して偏心部１０８の上端１０８ａから下端１０８ｂへ向かう流路抵抗は、偏心部１０８外周面の給油通路１１６以外の部分を流れる流路抵抗と概略同等となる。このため、給油穴１１５から旋回ボス部内空間４に供給された潤滑油は、給油通路１１６の部分を優先的に通過して、中間室１１９側に流れ易くなっている。また、旋回滑り軸受１１０の部分全体において、潤滑油が軸方向に流れる流路抵抗は、前記損失低減溝１１７を設けない場合と概略同等となり、損失低減溝１１７を設けても給油量の増大は防止される。

図４は図３のＡ−Ａ断面図、図５は図３のＢ−Ｂ断面図、図６は図３のＣ−Ｃ断面図である。偏心部１０８の外周面の直径は旋回滑り軸受１１０の内周面の直径よりも小さいため、それらの間には隙間が存在し、この隙間は潤滑油で満たされている。

図４に示すように、給油通路１１６は偏心部１０８の上端１０８ａの部分で開口し、この給油通路１１６の部分と旋回滑り軸受１１０との間の隙間は、給油通路１１６が設けられていない部分の偏心部１０８と旋回滑り軸受１１０との間の隙間よりも特に広くなっている。

また、前記偏心部１０８の軸方向中間の部位においては、図５に示すように、偏心部１０８の給油通路１１６と旋回滑り軸受１１０との間の隙間、及び偏心部１０８の損失低減溝１１７と旋回滑り軸受１１０との間の隙間が、偏心部１０８のその他の部分と旋回滑り軸受１１０との間の隙間よりも特に広くなっている。

更に、前記偏心部１０８の軸方向の下端（基端）付近では、図６に示すように、前記損失低減溝１１７は存在しておらず、偏心部１０８の給油通路１１６の部分と旋回滑り軸受１１０との間の隙間が、給油通路１１６が設けられていない部分の偏心部１０８と旋回滑り軸受１１０との間の隙間よりも特に広くなっている。

図７は図３のＢ−Ｂ断面における軸回転方向、角度位置、軸受荷重方向を説明する図である。給油通路１１６、損失低減溝１１７、クランク軸１０３の回転方向１２０及び偏心部１０８に対して、旋回滑り軸受１１０が押し付けられる軸受荷重方向１２１の位置は、図７に示すようになる。更に詳しく説明する。まず、偏心部１０８の中心を基準とし、偏心部１０８の偏心方向の反対側を０°とした座標系を使用して、各種部位の角度位置を説明する。

クランク軸１０３が、軸回転方向１２０に示すように、図の時計回りに回転運動すると、旋回スクロール１０９はガスを圧縮する反力と、旋回スクロールが偏心方向に振り回される遠心力との合力として、軸受荷重方向１２１に軸受荷重が発生する。この時、偏心部１０８と旋回滑り軸受１１０との間の隙間は、周方向に均一ではなく偏りを生じ、前記軸受荷重方向１２１から反回転方向にシフトした最小隙間部１２２において最小となる。

軸の外周に前記損失低減溝１１７を設け、この軸を円筒状の滑り軸受に対して潤滑油を介して摺動を行った場合の油膜せん断による軸受損失の評価を行い、前記損失低減溝による軸受損失の低減効果を検証した。この検証結果を図８〜図１１に示す。また、この結果から、効果的に軸受損失を低減できる前記損失低減溝１１７の位置、深さ、幅を検討した。なお、この検証にあたっては、エアコン用のスクロール圧縮機で、前記偏心部の軸径が１４〜１８ｍｍのものを想定して検証している。
以下、図８〜図１１を用いて詳細に説明する。

図８は、本発明における損失低減溝１１７の開始位置を説明する図で、（ａ）は損失低減溝１１７の開始位置と相対軸受損失との関係を説明する線図、（ｂ）は損失低減溝の開始位置と相対最小油膜厚さとの関係を説明する線図である。

前記（ａ）図は、損失低減溝１１７を、軸の外周を掘り込んで掘り込み溝に形成し、円筒状の滑り軸受に対して潤滑油を介して摺動を行った場合の油膜せん断による軸受損失を示し、軸の外周に形成した前記損失低減溝１１７の周方向開始位置を種々変えて評価を行ったものである。横軸は、損失低減溝１１７の周方向開始位置を、縦軸は、損失低減溝１１７の無い軸を使用した場合の軸受損失を１００％とし、これに対する相対軸受損失を示している。また、前記損失低減溝１１７は、深さが０．１ｍｍで、周方向に３０度の角度範囲（角度幅）に渡る掘り込み溝とした。

この検証の結果、（ａ）図に示すように、相対軸受損失は、損失低減溝の開始角度が１４０度から２１０度の範囲で、特に減少する傾向を示している。従って、損失低減溝１１７の開始位置は１４０°〜２１０°の範囲に設けることが好ましく、この範囲とすることにより、軸受損失を少なくとも２％以上低減できる。また、前記開始位置を１４５°〜１８０°の範囲にすると最も低減効果が大きくなる。なお、前記１４０°〜２１０°の範囲に前記損失低減溝１１７の少なくとも一部が存在するように設ければ、軸受損失低減効果を従来のものより低減できる。

前記（ｂ）図は、損失低減溝の開始位置と相対最小油膜厚さとの関係を示す図であり、横軸は、損失低減溝１１７の周方向開始位置を、縦軸は、損失低減溝１１７の無い軸を使用した場合の最小油膜厚さを１００％とし、これに対する相対最小油膜厚さを示している。この図に示すように、損失低減溝１１７の開始位置が１４０度以下では、損失低減溝１１７の開始位置が最小油膜厚さとなる角度付近になってしまうため、１４０度よりも小さな角度範囲に軸受低減溝１１７を設けると、軸受挙動が不安定となり、軸と軸受との接触による摩耗が進行し易くなるので、少なくとも１４０度以上の角度範囲に前記損失低減溝１１７の開始位置を決めることが好ましい。なお、損失低減溝１１７の一部が２１０度以上の部分に掛っても最小油膜厚さは十分に大きいので、損失低減溝１１７の開始位置が１４０°〜２１０°の範囲にあれば、その終了位置は２１０度以上の位置となっても良い。

図９は本発明における損失低減溝１１７の深さと相対軸受損失との関係を説明する線図である。前記損失低減溝１１７は、軸の外周を掘り込んだ掘り込み溝とし、円筒状の滑り軸受に対して潤滑油を介して摺動を行った場合の油膜せん断による軸受損失を示し、軸の外周に形成した前記損失低減溝１１７の深さ（加工前の前記偏心部外周円からの径方向深さ）を種々変えて評価を行ったものである。横軸は、損失低減溝１１７の深さ（掘り込み深さ）を、縦軸は、損失低減溝１１７の無い軸を使用した場合の軸受損失を１００％とし、これに対する相対軸受損失を示している。また、損失低減溝１１７は、周方向に３０度の角度範囲（角度幅）で形成し、この損失低減溝の開始角度は１５０度とした。

この検証の結果、図９に示すように、損失低減溝の掘り込み深さを０．００２ｍｍ以上とすることにより、軸受損失を少なくとも２％以上低減できる。また、前記損失低減溝の深さを０．０１ｍｍ以上とすれば少なくとも５％以上の軸受損失低減効果があり、前記損失低減溝の深さを０．０５ｍｍ以上にすると軸受損失低減効果が最も大きくなる。なお、損失低減溝１１７の深さを大きくし過ぎると軸の剛性低下を引き起こすので、損失低減溝１１７の深さは最大でも軸径（クランク軸の偏心部の軸径）の２０％以下とすることが好ましい。従って、一般には、前記損失低減溝の深さを０．０５〜０．５ｍｍ程度とするのが好ましい。

図１０は本発明における損失低減溝の周方向角度幅と相対軸受損失との関係を説明する線図である。前記損失低減溝１１７は、軸の外周を掘り込んだ掘り込み溝とし、円筒状の滑り軸受に対して潤滑油を介して摺動を行った場合の油膜せん断による軸受損失を示し、軸の外周に形成した前記損失低減溝１１７の周方向角度幅を種々変えて評価を行ったものである。横軸は、損失低減溝１１７の周方向角度幅を、縦軸は、損失低減溝１１７の無い軸を使用した場合の軸受損失を１００％とし、これに対する相対軸受損失を示している。また、損失低減溝１１７の深さは０．１ｍｍ、該溝の開始角度は１５０度とした。

この検証の結果、図１０に示すように、相対軸受損失は、損失低減溝１１７の周方向角度幅を１０度以上、即ちこの例では開始角度１５０度の位置から周方向に１０度以上の角度幅とすることにより、軸受損失を少なくとも２％以上低減できる。また、損失低減溝を開始角度１５０°から周方向角度幅６０度まで次第に広げた場合、相対軸受損失は周方向角度幅の増加に応じて減少し、６０度よりも広い角度幅にしても相対軸受損失はほとんど減少しない傾向を示している。従って、前記角度幅は、軸受損失溝１１７の加工性なども考慮すると２０°〜６０°の範囲とすることが好ましい。

以上説明したことから、クランク軸１０３の偏心部１０８の外周に損失低減溝１１７を形成するにあたっては、掘り込み溝や切欠きにより、図７に示した座標系における角度１４０度から２１０度の範囲に、掘り込み深さが０．００２ｍｍ以上となる部分を設けることにより、軸受損失を低減でき、特に、前記損失低減溝１１７の開始位置を、図７に示した座標系における角度１５０度付近の位置とし、その溝の角度幅を２０°〜６０°、該溝の深さを０．０１ｍｍ以上とすれば、大きな軸受損失低減効果が得られることが検証された。

図１１は、本発明における軸の回転速度と相対軸受損失との関係を説明する線図である。即ち、外周に損失低減溝１１７を設けた軸と、損失低減溝の無い軸とを用い、円筒状の軸受に対して潤滑油を介して摺動を行った場合の油膜せん断による軸受損失を示し、軸の回転速度を種々変えて評価を行ったものである。図１１の横軸は、回転速度を、縦軸は、損失低減溝の無い軸を使用して回転数６０００回転／分で回転させた場合の軸受損失を１００％とし、これに対する相対軸受損失を示している。また、前記損失低減溝１１７の深さは０．１ｍｍの掘り込み溝とし、該損失低減溝１１７を周方向に３０度の角度範囲（角度幅）で形成すると共に、この損失低減溝の開始角度は１５０度とした。

この検証の結果、図１１に示すように、損失低減溝１１７を設けることにより各回転数において軸受損失が低減しているのを確認できた。また、回転速度が増加すると軸受損失は増加するが、損失低減溝を設けた本発明の方が、損失低減溝を設けていない従来のものに対し、回転速度が増加するほど相対的に軸受損失低減効果も増加していることがわかる。

図１２〜図１４は、それぞれ、クランク軸の外周に設けた前記損失低減溝１１７の他の例を示す偏心部付近の拡大斜視図である。
前記損失低減溝１１７については、図９から明らかなように、加工前の軸外周面から深さ０．０５ｍｍ以上掘り込んだ掘り込み溝とすることが望ましいが、図１２に示すように、切欠き形状としても良く、掘り込み溝とした場合とほぼ同様の軸受損失低減効果を得ることができる。

このような切欠き形状とした場合には、軸の加工前の外周面から軸中心方向への深さが、周方向の角度位置により、０ｍｍから連続的に増減するため、軸受損失低減効果が特に大きくなる０．０５ｍｍ以上の深さを確保するためには、より広い周方向角度幅が必要となる。しかし、図１２に示すような切欠き形状とした方が、図２に示す掘り込み溝として形成する場合よりも加工コストを低減できる効果がある。

また、図１２の例では、前記損失低減溝１１７における前記偏心部の端面１０８ａ側にシール部１１８ａを、基端１０８ｂ側にはシール部１１８ｂをそれぞれ設けているが、このシール部１１８は前記シール部１１８ａと１１８ｂのうち少なくとも一方に設けるようにしても良い。図１３に示す例では、シール部１１８を損失低減溝１１７の基端１０８ｂ側（中間室側）にのみ設けた構造としている。この場合、偏心部１０８の上端に開口した給油穴１１５から流出した潤滑油は、損失低減溝１１７に流れ込み易くなり、給油量は多少増加する。しかし、図１３の例とした場合、損失低減溝１１７の周方向幅が同じであっても、損失低減溝１１７の面積を増加させることができるので、軸受損失低減効果をより向上できる利点がある。また、中間室側（基端側）に隣接してシール部１１８を設けておけば、極端な給油量の増加は防止できる。

また、損失低減溝１１７については、図１４に示すように、前記偏心部１０８の周方向に複数個形成するようにしても良い。即ち、前記偏心部１０８の反偏心方向からクランク軸の反回転方向に１４０度の位置を、前記損失低減溝１１７の開始位置とし、その溝の終了位置を２１０度とした場合、損失低減溝１１７の周方向角度幅は７０度になる。このように広い角度幅の溝とする場合、その途中に、偏心軸の外周面に切欠きを設けない部分を、図１４に示すように、例えば周方向に２０度程度の幅でとり、前記損失低減溝１１７を、前記角度位置で、１４０°〜１６５°の範囲の損失低減溝１１７ａと、１８５°〜２１０°の範囲の損失低減溝１１７ｂとなるように分割して設け、損失低減溝１１７の中間部の１６５°〜１８５°の範囲には前記切欠きを設けていない部分を残すようにする。

損失低減溝１１７の部分は軸受荷重を支持する油膜圧力が形成しにくいが、図１４に示したように、損失低減溝を周方向に複数に分けて設け、その間に、ある周方向角度範囲で掘り込み溝や切欠きを形成せずに偏心軸外周面を残すことにより、この偏心軸外周面を残した部分には油膜圧力をある程度発生させる能力を確保できる。これにより、万一、地震や大きな振動などが発生して、前記損失低減溝の部分に予期せぬ動的な荷重が負荷されたような場合でも、偏心軸１０８と旋回滑り軸受１１０との衝突を防止でき、かじりや焼付きなどの発生を防止できる。

なお、この図１４に示す例において、複数個形成されている前記損失低減溝１１７ａ，１１７ｂの両方共、その周方向開始位置を、前記偏心部の中心周りに、前記偏心部の反偏心方向から前記クランク軸の反回転方向に、１４０°〜２１０°の位置に設けることが好ましいが、前記複数個の損失低減溝のうちの少なくとも１つの周方向開始位置を、前記１４０°〜２１０°の位置に設けることで前記軸受損失低減効果は得られる。

以上述べた本実施例によれば、クランク軸の偏心部の外周面と旋回滑り軸受の内周面とが潤滑油を介して摺動する構造において、前記偏心部外周面と前記滑り軸受内周面との間に存在する潤滑油による油膜のせん断抵抗を低減することができるので、流体潤滑時の軸受損失を低減することができる。この効果を更に詳しく説明する。

一般に、薄い流体潤滑油膜のせん断応力τは、潤滑油の軸回転方向流速Ｕの油膜厚さｈ方向に関する変化勾配ｄＵ／ｄｈと、潤滑油粘度ηに伴い、増加する関係を有することが知られている。本実施例によれば、油膜圧力により荷重支持を行う役割がほとんど無く、且つ偏心軸外周と旋回滑り軸受内周との隙間が比較的小さくなる部分の隙間を、偏心軸外周に前記掘り込み溝或いは切欠きにより形成した損失低減溝を設けることにより拡大することができる。この結果、前記損失低減溝の部分を満たす潤滑油による油膜厚さｈを増加できるから、前記変化勾配ｄＵ／ｄｈを減少させて、油膜のせん断応力を減少できる。従って、前記せん断応力の積分値である油膜のせん断抵抗が低減されるから、軸受損失を低減できる。

また、前記損失低減溝における前記偏心部の端面（上端）側と基端（下端）側の少なくとも一方に、クランク軸の軸方向への流路抵抗となるシール部を設けているので、前記の損失低減溝は、前記旋回滑り軸受を軸方向に跨いで、前記偏心部の端面側と基端側に同時には連通しない。一方、前記給油通路は、前記前記旋回滑り軸受を軸方向に跨いで、前記偏心部の端面側と基端側に連通させる構成となっている。この結果、軸方向の流路抵抗は、前記給油通路において最小となり、給油穴から供給された潤滑油が前記給油通路に優先的に流れる。従って、前記偏心部における潤滑油の給油状態は、前記損失低減溝を設けていない従来のものと概略同様に維持され、本実施例のように損失低減溝を設けても、給油量が増大したり給油状態が悪化するのを防止できる。

本実施例では、前記損失低減溝の開始位置を、前記偏心軸の中心周りに、前記偏心部の反偏心方向から前記クランク軸の反回転方向に１４０°〜２１０°の角度範囲内に設ける構造としている。この理由は前述したように、前記損失低減溝の開始位置を１４０度以下にすると、荷重を支持する油膜圧力の発生が妨げられ、軸受損失を低減する効果が無くなるほか、油膜圧力を低下させてしまうので油膜切れを引き起こす可能性があるため、１４０度以上としている。また、前記損失低減溝の開始位置を２１０度以上にしても、その領域はスクロール圧縮機の運転中において軸と軸受との隙間が元々比較的大きい状態にある部分であるため、前記変化勾配ｄＵ／ｄｈを低減させて油膜せん断応力を低減させ軸受損失を低減させる効果は得られ難く、従って２１０度以下としている。

また、本実施例では、前記損失低減溝は、その加工前の前記偏心部外周円から０．００２ｍｍ以上（好ましくは０．０１〜０．０５ｍｍ以上）の径方向深さとなる部分が、前記偏心部の反偏心方向から前記クランク軸の反回転方向に１４０°〜２１０°（好ましくは１４５°〜１８０°）の範囲内に存在するよう形成されているので、寸法誤差等によるばらつきの少ない安定的な軸受損失低減効果を得ることができる。

１：スクロール圧縮機、２：密閉容器、３：潤滑油、４：旋回ボス部内空間、
１０２：電動機、１０３：クランク軸、１０４：フレーム、１０５：主軸受、
１０６：下フレーム、１０７：副軸受、
１０８：偏心部、１０８ａ：端面（上端）、１０８ｂ：基端（下端）、
１０９：旋回スクロール、１１０：旋回滑り軸受、
１１１：オルダムリング、
１１２：固定スクロール、
１１３：吸入口、
１１４：吐出口、
１１５：給油穴、
１１６：給油通路、
１１７，１１７ａ，１１７ｂ：損失低減溝、
１１８，１１８ａ，１１８ｂ：シール部、
１１９：中間室（背圧室）、
１２０：軸回転方向、１２１：軸受荷重方向、
１２２ 最小隙間部。

Claims (9)

1. 固定スクロールと、この固定スクロールと噛み合う旋回スクロールと、
   この旋回スクロールを旋回運動させるために端部に偏心部を有するクランク軸と、
   該クランク軸内を軸方向に貫通し、前記偏心部の端面に開口部を有する給油穴と、
   前記旋回スクロールに設けられ前記クランク軸の偏心部と係合して摺動する旋回滑り軸受と、
   前記クランク軸の偏心部の外周に、該偏心部の端面側と基端側を連通するように設けられた給油通路とを備え、
   前記給油穴から供給された潤滑油により前記偏心部と前記旋回滑り軸受との間を潤滑するように構成されたスクロール圧縮機において、
   前記クランク軸の偏心部の外周に、前記給油通路とは別に設けられた軸方向の損失低減溝と、
   この損失低減溝における前記偏心部の端面側と基端側の少なくとも一方に設けられたシール部と
   を備えることを特徴とするスクロール圧縮機。
2. 請求項１に記載のスクロール圧縮機において、前記損失低減溝の開始位置は、前記偏心部の中心周りに、前記偏心部の反偏心方向から前記クランク軸の反回転方向に、１４０°〜２１０°の位置に設けられていることを特徴とするスクロール圧縮機。
3. 請求項２に記載のスクロール圧縮機において、前記損失低減溝の開始位置は、前記偏心部の中心周りに、前記偏心部の反偏心方向から前記クランク軸の反回転方向に、１４５°〜１８０°の位置に設けられていることを特徴とするスクロール圧縮機。
4. 請求項２に記載のスクロール圧縮機において、前記給油通路及び前記損失低減溝は、それぞれ前記偏心部の外周に、掘り込み溝或いは切欠きにより形成されており、且つ、前記損失低減溝はその加工前の前記偏心部外周円から０．００２ｍｍ以上の径方向深さとなる部分が存在するよう形成されていることを特徴とするスクロール圧縮機。
5. 請求項４に記載のスクロール圧縮機において、前記損失低減溝の深さを０．０１ｍｍ以上とし、且つ前記偏心部の軸径の２０％以下としたことを特徴とするスクロール圧縮機。
6. 請求項５に記載のスクロール圧縮機において、前記損失低減溝の深さを０．０５〜０．５ｍｍとしたことを特徴とするスクロール圧縮機。
7. 請求項１に記載のスクロール圧縮機において、前記損失低減溝は、前記偏心部の周方向に複数個形成されていることを特徴とするスクロール圧縮機。
8. 請求項７に記載のスクロール圧縮機において、複数個形成されている前記損失低減溝のうちの少なくとも１つは、前記偏心部の中心周りに、前記偏心部の反偏心方向から前記クランク軸の反回転方向に、１４０°〜２１０°の位置に設けられていることを特徴とするスクロール圧縮機。
9. 請求項１に記載のスクロール圧縮機において、前記シール部は、前記損失低減溝における前記偏心部の基端側には少なくとも設けられていることを特徴とするスクロール圧縮機。

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