JPWO2017208489A1 - スクロール圧縮機 - Google Patents

Abstract

スクロール圧縮機は、固定スクロールの渦巻歯の内向面と揺動スクロールの渦巻歯の外向面との間と、固定スクロールの渦巻歯の外向面と揺動スクロールの渦巻歯の内向面との間とで流体の圧縮が行われる第１圧縮モードと、第１圧縮モードと比べ、揺動スクロールの固定スクロールに対する自転量が大きくなることにより、固定スクロールの渦巻歯の外向面と揺動スクロールの渦巻歯の内向面との間の隙間が拡大して、固定スクロールの渦巻歯の内向面と揺動スクロールの渦巻歯の外向面との間で流体の圧縮が行われる第２圧縮モードと、を有するものである。

Description

本発明は、例えば冷凍用途及び空調用途等に用いられるスクロール圧縮機に関するものであり、特に可変速運転時、幅広い能力範囲での運転が想定されるスクロール圧縮機に関するものである。

従来、スクロール圧縮機は、大容量での大能力運転から小容量での小能力運転まで幅広い運転が求められて来た。このため、従来のスクロール圧縮機には、小能力から大能力の範囲にわたって運転するとき、可変速運転幅以上に広い能力範囲を得ようと試みたものが提案されている。例えば、従来のスクロール圧縮機には、流体圧縮途中の圧縮室と吸入室とに連通するバイパスと、該バイパスの流路を開閉する電磁弁とを備えたスクロール圧縮機が提案されている（例えば、特許文献１参照）。特許文献１に記載のスクロール圧縮機は、小容量運転域となる低速運転域では、電磁弁を開いて圧縮室内の流体を吸入室に逃がす（バイパスする）ことにより、圧縮室の見かけ上の吸入閉じ込み容積を小さくして、能力範囲の拡大を図っている。

特開２００７−０５１５５６号公報

特許文献１に記載のスクロール圧縮機は、圧縮室内の流体を吸入室にバイパスしないときには、電磁弁を閉じる。この際、バイパスにおける圧縮室側の端部から電磁弁までの空間が、圧縮室に連通することとなり、デッドスペースとなってしまう。すなわち、特許文献１に記載のスクロール圧縮機は、圧縮室内で流体を圧縮していく過程において、圧縮室が当該デッドスペースに連通した際、当該デッドスペースで再膨張してしまう。このため、特許文献１に記載のスクロール圧縮機は、圧縮効率が低下してしまうという課題があった。

本発明は、上述の課題を解決するためになされたものであり、圧縮効率の低下を抑制しつつ、能力範囲を拡大することができるスクロール圧縮機を得ることを目的とする。

本発明に係るスクロール圧縮機は、互いの渦巻歯が組み合わされることにより両渦巻歯間に圧縮室を形成する固定スクロール及び揺動スクロールを有し、前記固定スクロールに対して前記揺動スクロールが揺動運動して流体の圧縮が行われるスクロール圧縮機において、前記固定スクロールの渦巻歯の内向面と前記揺動スクロールの渦巻歯の外向面との間と、前記固定スクロールの渦巻歯の外向面と前記揺動スクロールの渦巻歯の内向面との間とで流体の圧縮が行われる第１圧縮モードと、前記第１圧縮モードと比べ、前記揺動スクロールの前記固定スクロールに対する自転量が大きくなることにより、前記固定スクロールの渦巻歯の外向面と前記揺動スクロールの渦巻歯の内向面との間の隙間が拡大して、前記固定スクロールの渦巻歯の内向面と前記揺動スクロールの渦巻歯の外向面との間で流体の圧縮が行われる第２圧縮モードと、を有するものである。

本発明に係るスクロール圧縮機は、特許文献１のようなデッドスペースを有することなく、能力範囲を拡大することができる。したがって、本発明に係るスクロール圧縮機は、圧縮効率の低下を抑制しつつ、能力範囲を拡大することができる。

本発明の実施の形態１に係るスクロール圧縮機の構造を示す概略縦断面図である。 本発明の実施の形態１に係るスクロール圧縮機の圧縮機構部を下方から観察した断面図である。 本発明の実施の形態１に係るスクロール圧縮機の可変半径クランク機構を示す図である。 従来のクランクピンを用いた姿勢規正機構を示す斜視図である。 従来のクランクピンを用いた姿勢規正機構による姿勢規正の特性計算用の説明図である。 従来のクランクピンを用いた姿勢規正機構による姿勢規正の特性計算結果の一例である。 本発明の実施の形態１に係るスクロール圧縮機のクランクピンを示す図である。 本発明の実施の形態１に係るスクロール圧縮機の姿勢規正機構を示す斜視図である。 本発明の実施の形態１に係るスクロール圧縮機における揺動スクロールの自転角の変化を説明するための説明図である。 固定スクロール及び揺動スクロールの両渦巻歯間の隙間と、揺動スクロールの自転量との関係を示す図である。 本発明の実施の形態１に係るスクロール圧縮機の圧縮機構部を下方から観察した断面図であり、第２圧縮モードを説明するための図である。 本発明の実施の形態１に係るスクロール圧縮機における圧縮機構の最内室近傍を下方から観察した断面図である。 本発明の実施の形態２に係るスクロール圧縮機の構造を示す概略縦断面図である。 本発明の実施の形態２に係るスクロール圧縮機のオルダムリングを示す図である。 本発明の実施の形態２に係るスクロール圧縮機の姿勢規正機構を下方から観察した断面図である。 本発明の実施の形態２に係るスクロール圧縮機のオルダムリングを示す図である。 本発明の実施の形態２に係るスクロール圧縮機の姿勢規正機構を下方から観察した断面図である。 本発明の実施の形態３に係るスクロール圧縮機のオルダムリングを示す斜視図である。 本発明の実施の形態３に係るスクロール圧縮機のオルダムリングの揺動側爪部近傍を示す拡大図である。 本発明の実施の形態３に係るスクロール圧縮機のオルダムリングの揺動側爪部の分解斜視図である。 従来のオルダムリングを用いた姿勢規正機構の動作を説明するための説明図である。 従来のオルダムリングの各爪部に作用する反力Ｆ１，Ｆ２，Ｆ３，Ｆ４の変化を示す図である。 本発明の実施の形態３に係るオルダムリングを用いた姿勢規正機構の動作を説明するための説明図である（低速運転時）。 本発明の実施の形態３に係るオルダムリングを用いた姿勢規正機構の動作を説明するための説明図である（高速運転時）。

実施の形態１．
図１は、本発明の実施の形態１に係るスクロール圧縮機の構造を示す概略縦断面図である。なお、図１及び後述する各図において、同一の符号を付したものは、同一の又はこれに相当するものであり、これは明細書の全文において共通している。さらに、明細書全文に表れている構成要素の形態は、あくまで例示であってこれらの記載に限定されるものではない。

スクロール圧縮機１は、冷媒等の流体を吸入して圧縮し、高温高圧の状態にして吐出するものである。図１に示すように、スクロール圧縮機１は、冷媒を圧縮する圧縮機構部２と、圧縮機構部２を駆動する電動機３と、圧縮機構部２及び電動機３を収容する密閉容器２１と、を有している。

圧縮機構部２は、密閉容器２１に取り付けられたフレーム１４に固定された固定スクロール１１と、固定スクロール１１に対して揺動（すなわち、公転運動）する揺動スクロール１２と、を有している。固定スクロール１１は、台板部１１３と、台板部１１３の一方の面（図１では下面）に設けられた渦巻歯１１４と、を有している。揺動スクロール１２は、台板部１２２と、台板部１２２の一方の面（図１では上面）に設けられた渦巻歯１２６と、を有している。固定スクロール１１及び揺動スクロール１２は、それぞれの渦巻歯１１４，１２６同士が噛み合うように組み合わされている。渦巻歯１１４と渦巻歯１２６との間には、冷媒が圧縮される圧縮室が形成される。

固定スクロール１１の台板部１１３の中心部には、圧縮された冷媒を圧縮室から吐出する吐出ポート１１１が台板部１１３を貫通して形成されている。吐出ポート１１１の出口側には、リード弁構造の吐出弁２５が設けられている。

揺動スクロール１２の台板部１２２において、渦巻歯１２６が形成された面とは反対側の面（図１では下面）の中心部には、円筒状のボス部１２１が形成されている。ボス部１２１の内周側には、揺動スクロール１２の渦巻歯１２６が固定スクロール１１の渦巻歯１１４に押し当てられることにより揺動スクロール１２の揺動半径を定める可変半径クランク機構５が設けられている。本実施の形態１では、スライダ３０を用いた可変半径クランク機構５を採用しており、スライダ３０はボス部１２１の内周側に回転自在に設けられている。

揺動スクロール１２とフレーム１４との間には、固定スクロール１１に対する揺動スクロール１２の自転を規正する姿勢規正機構４が設けられている。本実施の形態１では、クランクピン３３を用いた姿勢規正機構４が採用されている。

電動機３は、密閉容器２１の内周に固定されたステータ１９と、ステータ１９の内周側に配置されたロータ１８と、を有している。また、ロータ１８には、揺動スクロール１２に電動機３の回転駆動力を伝達する主軸１５が固定されている。つまり、ステータ１９に通電されると、ロータ１８は、主軸１５と一体となって回転するようになっている。電動機３は、例えばインバータ制御等により、ロータ１８の回転数を変更できる構成となっている。なお、主軸１５の上部は、フレーム１４に設けられた主軸受１４３に回転自在に支持されている。主軸１５の下部は、副軸受２０（例えば、ボールベアリング）に回転自在に支持されている。この副軸受２０は、サブフレーム２６に設けられている。

主軸１５の上端部には、偏心軸部１５１が設けられている。偏心軸部１５１は、主軸１５の中心軸に対して所定の偏心方向に偏心して配置されている。偏心軸部１５１は、スライダ３０の溝部３０１に回転自在に挿入されている（後述の図３も参照）。

密閉容器２１の底部には、潤滑油２２が貯留されている。主軸１５の下端には、油溜めの潤滑油２２を吸い上げる図示せぬオイルポンプが設けられている。また、主軸１５の内部には、主軸１５の中心軸方向に沿って図示せぬ油穴が形成されている。主軸１５の下端に設けられたオイルポンプによって吸い上げられた潤滑油２２は、主軸１５に形成された油穴を通って、各摺動部に供給されるようになっている。

主軸１５の上部には、揺動スクロール１２及びクランクピン３３の運動に伴うアンバランスを相殺する第１バランサ１６が設けられている。ロータ１８の下部には、揺動スクロール１２及びクランクピン３３の運動に伴うアンバランスを相殺する第２バランサ１７が設けられている。

また、密閉容器２１には、外部から低圧のガス冷媒を吸入する吸入管２３と、圧縮された高圧のガス冷媒を外部に吐出する吐出管２４と、が設けられている。

このように構成されたスクロール圧縮機１においては、ステータ１９に電力が供給されると、ロータ１８がトルクを発生し、フレーム１４の主軸受１４３と副軸受２０とで支持された主軸１５が回転する。主軸１５の偏心軸部１５１によりボス部１２１が駆動される揺動スクロール１２は、クランクピン３３により自転を規制されて揺動運動する。これにより、固定スクロール１１の渦巻歯１１４と揺動スクロール１２の渦巻歯１２６との間で形成された圧縮室の容積を変化させる。揺動スクロール１２の揺動運動に伴い吸入管２３から密閉容器２１内に吸入されたガス冷媒が、固定スクロール１１と揺動スクロール１２の両渦巻歯間の圧縮室に取り込まれ、圧縮され、固定スクロール１１に設けた吐出ポート１１１から吐出弁２５に抗して吐出され、吐出管２４から回路へ排出される。詳しくは、以下に示す図２のように、固定スクロール１１と揺動スクロール１２の両渦巻歯間の圧縮室に取り込まれたガス冷媒が圧縮されていく。

図２は、本発明の実施の形態１に係るスクロール圧縮機の圧縮機構部を下方から観察した断面図である。
図２（ａ）は、固定スクロール１１の渦巻歯１１４と揺動スクロール１２の渦巻歯１２６との間で最外室となる圧縮室を形成し、ガス冷媒の吸入を完了した状態を示している。そして、図２（ａ）から、図２（ｂ）、（ｃ）、（ｄ）及び（ａ）の状態に揺動スクロール１２の揺動運動が行われていく。揺動スクロール１２の揺動運動が進むにつれて、各圧縮室は容積を減じ、吸入されたガス冷媒は圧縮されるとともに順次中央へ送られる。そして、ガス冷媒は、最内室となる圧縮室から、固定スクロール１１の台板部１１３に設けられた吐出ポート１１１を経て吐出される。

なお、本実施の形態１に係るスクロール圧縮機１においては、図２に示すように、吐出ポート１１１に加え、サブポート１１１ａ，１１１ｂが、固定スクロール１１の台板部１１３を貫通して形成されている。サブポート１１１ａは、固定スクロール１１の渦巻歯１１４の内向面と揺動スクロール１２の渦巻歯１２６の外向面との間に形成される圧縮室に連通するものである。また、サブポート１１１ｂは、固定スクロール１１の渦巻歯１１４の外向面と揺動スクロール１２の渦巻歯１２６の内向面との間に形成される圧縮室に連通するものである。これらサブポート１１１ａ，１１１ｂの出口側には、図示はしていないが、吐出ポート１１１と同様に、リード弁構造の吐出弁２５が設けられている。このため、圧縮室内のガス冷媒が吐出ポート１１１と連通する前に吐出圧力に達した際、当該ガス冷媒はサブポート１１１ａ，１１１ｂから吐出されることとなる。

また、上述したスクロール圧縮機１の運転中、揺動スクロール１２の揺動半径は、次のように定められる。

図３は、本発明の実施の形態１に係るスクロール圧縮機の可変半径クランク機構を示す図である。ここで、図３（ａ）は、可変半径クランク機構５近傍を示す縦断面図である。また、図３（ｂ）は、可変半径クランク機構５を上方から観察した断面図である。なお、図３（ｃ）に、揺動スクロール１２の渦巻歯１２６が固定スクロール１１の渦巻歯１１４に押しつけられた状態を示している。また、図３（ｂ）には、矢印で揺動スクロール１２の回転方向を示している。

上述のように、本実施の形態１では、スライダ３０を用いた可変半径クランク機構５を採用している。このスライダ３０は、円筒形状の外周面を備え、ボス部１２１の内周側に回転自在（回転摺動自在）に設けられている。また、スライダ３０は、偏心軸部１５１が一方向に往復摺動自在に挿入される長穴形状の溝部３０１が形成されている。図３（ｂ）において、偏心軸部１５１は主軸１５に対して、紙面右側に偏心している。溝部３０１は、平面視（主軸１５及び偏心軸部１５１の中心軸と垂直な断面）において、この偏心方向に対して角度γ傾くように形成されている。また、溝部３０１内を摺動する偏心軸部１５１には、平面視においてこの偏心方向に対して角度γ傾く斜面Ｐが形成されている。

すなわち、主軸１５の偏心軸部１５１の偏心方向に対して角度γなる偏心軸部１５１の斜面Ｐがスライダ３０を介して揺動スクロール１２のボス部１２１を駆動することにより、可変半径クランク機構５を構成する。図３（ｂ）に示すように、揺動スクロール１２に作用する反偏心方向ガス荷重をＦｇｒとし、反回転方向ガス荷重をＦｇθとし、遠心力（慣性力）をＦｃとすると、偏心軸部１５１の斜面Ｐからスライダ３０のＳ面垂直方向に作用する力はＦｇθ／ｃｏｓγとなる。このため、揺動スクロール１２及びスライダ３０に関する力の釣り合いから、揺動スクロール１２の渦巻歯１２６が固定スクロール１１の渦巻歯１１４に次式（１）で示すＦｓなる力で押しつけられる。
Ｆｓ＝Ｆｃ＋Ｆｇθ・ｔａｎγ−Ｆｇｒ …（１）
このときの揺動スクロール１２の揺動（クランク）半径は、揺動スクロール１２の渦巻歯１２６と固定スクロール１１の渦巻歯１１４との接触により決まることになる。

揺動運動する揺動スクロール１２には、さらに、図２において時計廻り方向へ自転させるようなモーメントが作用する。この自転モーメントに対して揺動スクロールの姿勢を規正するために、クランクピン及びオルダムリング等を用いた姿勢規正機構がスクロール圧縮機に設けられる。そして、上述のように、本実施の形態１に係るスクロール圧縮機１には、クランクピン３３を用いた姿勢規正機構が設けられている。クランクピン３３による姿勢規正は、駆動源側のクランク機構（ここでは主軸１５の偏心軸部１５１、スライダ３０及び揺動スクロール１２のボス部１２１で構成されるクランク機構）とは別に、当該クランク機構と同じクランク半径を持つピンクランク機構を、通常揺動スクロール１２の台板部１２２とフレーム１４等の固定部材（静止部材）との間に設けることにより、揺動スクロール１２の揺動運動を許容しつつ自転を拘束することで行なわれる。

図４は、従来のクランクピンを用いた姿勢規正機構を示す斜視図である。なお、図４（ａ）は揺動スクロール１２及びクランクピン３３を示しており、図４（ｂ）は固定部材であるフレーム１４及びクランクピン３３を示している。

従来のクランクピン３３は、回転部材３３３、静止側ピン部３３１、及び揺動側ピン部３３２を備えている。静止側ピン部３３１は、円筒形状をしており、回転部材３３３のフレーム１４側の面から、該フレーム１４側に突出している。この静止側ピン部３３１は、フレーム１４に形成された断面円形状の静止側凹部１４２に、回転自在に挿入される。揺動側ピン部３３２は、円筒形状をしており、回転部材３３３の揺動スクロール１２側の面から、該揺動スクロール１２側に突出している。揺動側ピン部３３２の中心軸は、静止側ピン部３３１の中心軸に対して偏心している。この揺動側ピン部３３２は、揺動スクロール１２の台板部１２２に形成された断面円形状の揺動側凹部１２４に、回転自在に挿入される。ピン部と該ピン部が挿入される凹部との間に摩擦抵抗やガタの無い理想的なピンクランク機構であれば、クランクピン３３を一箇所に設けることで姿勢規正が可能である。しかしながら、実際には、ピン部と該ピン部が挿入される凹部との間クリアランス分の規正精度低下を補うため、複数のクランクピン３３が必要となる。

図５は、従来のクランクピンを用いた姿勢規正機構による姿勢規正の特性計算用の説明図である。この図５は、主軸１５の中心軸ＯＯ周りに、揺動スクロール１２の台板部１２２が揺動半径Ｒｒで揺動運動する状態を示している。また、図５は、紙面において水平方向右側へ延びる座標軸を角度の基準（０ｄｅｇ）としている。そして、図５は、揺動スクロール１２の台板部１２２が回転角ψだけ回転した状態、つまり主軸１５の中心軸ＯＯから台板部１２２の中心ＯＯ_０の方向が回転角ψとなっている状態を示している。また、図５では、主軸１５の中心軸ＯＯからの半径Ｒの位置で位相θ及びψの位置が、クランクピン３３の静止側ピン部３３１の中心Ｏとなっている。

揺動スクロール１２の台板部１２２の揺動側凹部１２４とクランクピン３３の揺動側ピン部３３２との間にガタが無く、クランクピン３３のクランク半径Ｒｒ´（静止側ピン部３３１の中心Ｏと揺動側ピン部３３２の中心Ｏ_１との間の距離）が揺動半径Ｒｒと等しい、所謂理想的な状態の姿勢規正機構４の場合、揺動側ピン部３３２の中心Ｏ_１と、揺動スクロール１２の台板部１２２の中心ＯＯ_０から半径Ｒで位相θの位置にある揺動側凹部１２４の中心Ｏ_０とは一致し、クランクピン３３の回転角は揺動スクロール１２自身の回転角ψに等しい。すなわち、クランクピン３３にも揺動スクロール１２にも自転するという自由度は無い。

これに対して、揺動スクロール１２の台板部１２２の揺動側凹部１２４とクランクピン３３の揺動側ピン部３３２との間にクリアランスΔｒがあり、クランクピン３３のピンクランク半径誤差ΔＲｒ´を前提とすると、クランクピン３３の回転角＝揺動スクロール１２の回転角になるとは限らず、揺動スクロール１２の自転角＝０となるとは限らない。

詳しくは、
Ｒｒ：揺動スクロール１２の台板部１２２の揺動半径、
ΔＲｒ´：ピンクランク半径誤差、つまり揺動半径とクランク半径Ｒｒ´との差、
ψ：揺動スクロール１２の台板部１２２の回転角、
Δｒ：揺動スクロール１２の台板部１２２の揺動側凹部１２４とクランクピン３３の揺動側ピン部３３２との間のクリアランス、
Ｒ：上記の理想的な状態における、揺動スクロール１２の台板部１２２の揺動側凹部１２４及びクランクピン３３の揺動側ピン部３３２の中心位置（揺動スクロール１２の台板部１２２の中心ＯＯ_０からの半径）、
Δψ：ピンクランク回転角（クランクピン３３の回転角と揺動スクロール１２の台板部１２２の回転角ψとの差）、
θ：上記の理想的な状態における、揺動スクロール１２の台板部１２２の揺動側凹部１２４及びクランクピン３３の揺動側ピン部３３２の中心位置（揺動スクロール１２の台板部１２２の中心ＯＯ_０からの位相）、
Δθ：揺動スクロール１２の自転角、
とする。

この場合、上記の理想的な状態において座標（Ｒ，θ）に位置する揺動スクロール１２の台板部１２２の揺動側凹部１２４及びクランクピン３３の揺動側ピン部３３２の中心の実際の座標は、次の様になる。
すなわち、揺動スクロール１２の台板部１２２の揺動側凹部１２４の中心Ｏ_０の座標は、（Ｒｒ・ｃｏｓψ＋Ｒ・ｃｏｓ（θ＋Δθ），Ｒｒ・ｓｉｎψ＋Ｒ・ｓｉｎ（θ＋Δθ））となる。
また、クランクピン３３の揺動側ピン部３３２の中心Ｏ_１の座標は、（Ｒ・ｃｏｓθ＋（Ｒｒ＋ΔＲｒ´）・ｃｏｓ（ψ＋Δψ），Ｒ・ｓｉｎθ＋（Ｒｒ＋ΔＲｒ´）・ｓｉｎ（ψ＋Δψ））となる。

このため、揺動スクロール１２の台板部１２２の揺動側凹部１２４の中心Ｏ_０とクランクピン３３の揺動側ピン部３３２の中心Ｏ_１との間の距離Ｏ_０Ｏ_１は、次式（２）となる。
（Ｏ_０Ｏ_１）_２＝｛Ｒｒ・ｃｏｓψ＋Ｒ・ｃｏｓ（θ＋Δθ）−Ｒ・ｃｏｓθ−（Ｒｒ＋ΔＲｒ´）・ｃｏｓ（ψ＋Δψ）｝_２＋｛Ｒｒ・ｓｉｎψ＋Ｒ・ｓｉｎ（θ＋Δθ）−Ｒ・ｓｉｎθ−（Ｒｒ＋ΔＲｒ´）・ｓｉｎ（ψ＋Δψ）｝_２ …（２）

そして、上述の式（２）においてｃｏｓΔθ≒１，ｓｉｎΔθ≒Δθとすると、上述の式（２）は次式（３）となる。
（Ｏ_０Ｏ_１）_２＝｛Ｒｒ・ｃｏｓψ（１−ｃｏｓΔψ）＋（Ｒｒ＋ΔＲｒ´）ｓｉｎψｓｉｎΔψ−ΔＲｒ´・ｃｏｓψｃｏｓΔψ−Ｒ・Δθ・ｓｉｎθ｝_２＋｛Ｒｒ・ｓｉｎψ（１−ｃｏｓΔψ）−（Ｒｒ＋ΔＲｒ´）ｃｏｓψｓｉｎΔψ−ΔＲｒ´・ｓｉｎψｃｏｓΔψ＋Ｒ・Δθ・ｃｏｓθ｝_２
＝Ｒｒ_２（１−ｃｏｓΔψ）_２＋（Ｒｒ＋ΔＲｒ´）_２ｓｉｎ_２Δψ＋（Ｒ・Δθ）_２−２（Ｒｒ＋ΔＲｒ´）Ｒ・Δθ・ｓｉｎΔψｃｏｓ（ψ−θ）＋２Ｒｒ・Ｒ・Δθ（１−ｃｏｓΔψ）ｓｉｎ（ψ−θ）＋ΔＲｒ´_２ｃｏｓ_２Δψ−２ΔＲｒ´・Ｒ・Δθ・ｃｏｓΔψｓｉｎ（ψ−θ）−２ΔＲｒ´・Ｒｒ・ｃｏｓΔψ（１−ｃｏｓΔψ）
＝２Ｒｒ_２＋ΔＲｒ´_２−２Ｒｒ_２・ｃｏｓΔψ＋２Ｒｒ・ΔＲｒ´＋（Ｒ・Δθ）_２−２Ｒｒ・ΔＲｒ´・ｃｏｓΔψ−２Ｒ・Δθ（ΔＲｒ´・ｃｏｓΔψ−Ｒｒ＋Ｒｒ・ｃｏｓΔψ）ｓｉｎ（ψ−θ）−２Ｒ・Δθ（Ｒｒ＋ΔＲｒ´）・ｓｉｎΔψｃｏｓ（ψ−θ）
＝２（Ｒｒ＋ΔＲｒ´）_２（１−ｃｏｓΔψ）＋（Ｒ・Δθ）_２−２（Ｒｒ＋ΔＲｒ´）Ｒ・Δθ｛ｓｉｎΔψｃｏｓ（ψ−θ）−（１−ｃｏｓΔψ）ｓｉｎ（ψ−θ）｝−２（Ｒｒ＋ΔＲｒ´）・ΔＲｒ´（１−ｃｏｓΔψ）−２ΔＲｒ´・Ｒ・Δθ・ｓｉｎ（ψ−θ）＋ΔＲｒ´_２ …（３）

すなわち、Ｏ_０Ｏ_１＝Δｒを満たすΔθが、揺動側凹部１２４と揺動側ピン部３３２との間のクリアランスがΔｒとなっている姿勢規正機構４において姿勢規正された時の、回転角ψでの揺動スクロール１２の自転角となる。また、Ｏ_０Ｏ_１＝Δｒを満たすΔψが、揺動側凹部１２４と揺動側ピン部３３２との間のクリアランスがΔｒとなっている姿勢規正機構４において姿勢規正された時の、回転角ψでのピンクランク角となる。式（３）は揺動スクロール１２の自転角Δθとピンクランク回転角Δψの組合せとなるので、式（３）＝Δｒ_２として一義に自転角Δθを求めることは出来ない。しかしながら、Δψを０近傍で変化させて各々のΔψに対するΔθを求め、ａｂｓ（Δθ）つまりΔθの絶対値が最大となるΔψ及びΔθの組合せを捜すことで、ピンクランク半径誤差ΔＲｒ´とクリアランスΔｒが有る姿勢規正機構４で姿勢規正されたときの揺動スクロール１２の自転角Δθを求めることが可能となる。

式（３）からわかるように、揺動スクロール１２の自転角Δθは、姿勢規正機構４を構成する部材の寸法誤差及び部材間のクリアランスだけではなく、クランクピン３３の位置（Ｒ，θ）と回転角ψの関係にも依存する。このため、揺動スクロール１２の自転角Δθは、一回転中に刻々変化し、クランクピン３３の位置関係によっては規正精度が著しく低下する、或いは規正出来ない場合も起こりうる。これが、クランクピン３３を用いた姿勢規正機構４で姿勢規正を行なう場合、複数のクランクピン３３を配する理由である。

図６は、従来のクランクピンを用いた姿勢規正機構による姿勢規正の特性計算結果の一例である。この図６は、θ＝４５ｄｅｇ，１３５ｄｅｇ，−４５ｄｅｇ，−１３５ｄｅｇの位置に４本のクランクピン３３を等間隔配置した場合における、揺動スクロール１２の台板部１２２の回転角ψと揺動スクロール１２の自転角Δθとの関係を示す計算結果である。なお、図６（ａ）は、ある値であるクリアランスΔｒに対して、ピンクランク半径誤差ΔＲｒ´が０の場合の計算結果を示している。図６（ｂ）は、ある値であるクリアランスΔｒに対して、ピンクランク半径誤差ΔＲｒ´がクリアランスΔｒの３５％となっている場合の計算結果を示している。図６（ｃ）は、ある値であるクリアランスΔｒに対して、ピンクランク半径誤差ΔＲｒ´がクリアランスΔｒの５０％となっている場合の計算結果を示している。また、図６（ｄ）は、ある値であるクリアランスΔｒに対して、ピンクランク半径誤差ΔＲｒ´がクリアランスΔｒの７５％となっている場合の計算結果を示している。

４本のクランクピン３３を設けた場合、最も揺動スクロール１２の自転量（Δθの絶対値）が少なくなる１本で揺動スクロール１２の自転は制限され、残りの３本は所謂「効かない」という状態になる。図６に示すように、揺動スクロール１２の台板部１２２の回転角ψに対して９０ｄｅｇ毎に、規正に関与する（所謂「効く」）クランクピン３３が順に移り変わっている。また、クリアランスΔｒが同じでも、Δｒを相殺するようにピンクランク半径誤差ΔＲｒ´を大きくしていくことで、一回転中の揺動スクロール１２の自転量の平均レベルを小さくする（規正精度を向上させる）ことが可能であることがわかる。

そこで、本実施の形態１では、このような姿勢規正特性を持つクランクピン３３を姿勢規正機構４に併用することにより、可変速運転幅以上に広い能力範囲を持つスクロール圧縮機１を実現している。

図７は、本発明の実施の形態１に係るスクロール圧縮機のクランクピンを示す図である。図７（ａ）及び図７（ｂ）は共に、クランクピン３３の平面図及び縦断面図を示している。また、図７（ａ）は、クランクピン３３のクランク半径Ｒｒ´つまり静止側ピン部３３１の中心Ｏと揺動側ピン部３３２の中心Ｏ_１との間の距離が小さい状態を示している。また、図７（ｂ）は、クランク半径Ｒｒ´つまり静止側ピン部３３１の中心Ｏと揺動側ピン部３３２の中心Ｏ_１との間の距離が大きい状態を示している。

本実施の形態１に係るクランクピン３３は、回転部材３３３が２つの部材（第１回転部材３３４、第２回転部材３３５）で構成されている。第１回転部材３３４は、フレーム１４側の面に、フレーム１４側へ突出する静止側ピン部３３１が設けられている。また、第１回転部材３３４の揺動スクロール１２側の面には、断面円形状の凹部３３４ａが形成されている。凹部３３４ａの中心軸は、静止側ピン部３３１の中心軸（中心Ｏ）に対して偏心している。第２回転部材３３５は、円筒形状つまりピン形状をしており、第１回転部材３３４の凹部３３４ａに回転自在に挿入されている。すなわち、第２回転部材３３５の中心軸（中心Ｏ_１１）は、静止側ピン部３３１の中心軸（中心Ｏ）に対して偏心している。この第２回転部材３３５は、揺動スクロール１２側の面に、揺動スクロール１２側へ突出する揺動側ピン部３３２が設けられている。揺動側ピン部３３２の中心軸（中心Ｏ_１）は、第２回転部材３３５の中心軸（中心Ｏ_１１）に対して偏心している。さらに、揺動側ピン部３３２の中心軸（中心Ｏ_１）は、静止側ピン部３３１の中心軸（中心Ｏ）に対しても偏心している。このため、第１回転部材３３４の凹部３３４ａ内で揺動側ピン部３３２が回転することにより、静止側ピン部３３１の中心Ｏと揺動側ピン部３３２の中心Ｏ_１との間の距離（＝クランクピン３３のクランク半径Ｒｒ´）が変化する。
ここで、第１回転部材３３４が本発明の回転部材に相当し、凹部３３４ａが本発明の第１凹部に相当し、第２回転部材３３５が本発明の第１ピン部に相当する。

図８は、本発明の実施の形態１に係るスクロール圧縮機の姿勢規正機構を示す斜視図である。なお、図８（ａ）は揺動スクロール１２及びクランクピン３３を示しており、図８（ｂ）は固定部材であるフレーム１４及びクランクピン３３を示している。

図８（ｂ）に示すように、第１回転部材３３４に設けられた静止側ピン部３３１は、固定部材であるフレーム１４に形成された断面円形状の静止側凹部１４２に、回転自在に挿入される。ここで、静止側凹部１４２が本発明の第２凹部に相当し、静止側ピン部３３１が本発明の第２ピン部に相当する。なお、静止側凹部１４２が形成される固定部材として、フレーム１４以外の固定部材（静止部材）を用いてもよい。また、静止側凹部１４２を第１回転部材３３４に形成し、静止側ピン部３３１をフレーム１４等の固定部材に設けてもよい。

また、図８（ａ）に示すように、第２回転部材３３５に設けられた揺動側ピン部３３２は、揺動スクロール１２の台板部１２２に形成された断面円形状の揺動側凹部１２４に、回転自在に挿入される。ここで、揺動側凹部１２４が本発明の第３凹部に相当し、揺動側ピン部３３２が本発明の第３ピン部に相当する。なお、揺動側凹部１２４を第２回転部材３３５に形成し、揺動側ピン部３３２を揺動スクロール１２の台板部１２２に設けてもよい。この場合、揺動側凹部１２４の中心軸を、第２回転部材３３５の中心軸（中心Ｏ_１１）に対して偏心させる。

前述の如く、クランクピン３３のクランク半径Ｒｒ´が可変なので、ピンクランク半径誤差ΔＲｒ´が大きくなると、揺動側凹部１２４と揺動側ピン部３３２との間のクリアランスΔｒを相殺するように設定することにより、クランクピン３３のクランク半径Ｒｒ´の変化により揺動スクロール１２の許容自転量が減るように、揺動スクロール１２の姿勢規正精度を変化させることができる。

図９は、本発明の実施の形態１に係るスクロール圧縮機における揺動スクロールの自転角の変化を説明するための説明図である。なお、図９は、揺動スクロール１２の台板部１２２及びクランクピン３３を平面図で示している。また、図９（ａ）は、クランクピン３３のクランク半径Ｒｒ´（静止側ピン部３３１の中心Ｏと揺動側ピン部３３２の中心Ｏ_１との間の距離）が小さく、揺動スクロール１２の自転角Δθが大きい状態を示している。また、図９（ｂ）は、クランクピン３３のクランク半径Ｒｒ´が大きく、揺動スクロール１２の自転角Δθが小さい状態を示している。

揺動スクロール１２の揺動運動に伴い、各クランクピン３３は、静止側ピン部３３１（換言すると静止側凹部１４２）の中心Ｏ周りに回転運動するので、クランクピン３３自体に遠心力（慣性力）が作用する。このため、揺動側ピン部３３２と揺動スクロール１２の台板部１２２の揺動側凹部１２４との間での姿勢規正に対する反力と、クランクピン３３に作用する遠心力との兼ね合いで、クランク半径Ｒｒ´が定まることになる。上記の姿勢規正に対する反力は揺動スクロール１２に作用するガス荷重に依存し、遠心力は回転数の二乗に比例する。このため、電動機３つまり揺動スクロール１２が可変速運転する際、換言するとクランクピン３３が可変速運転する際、ある回転数以上の高速運転時には遠心力が支配的となるようにクランクピン３３を設定することにより、低速時における揺動スクロール１２の自転角Δθが大きい状態から高速時における揺動スクロール１２の自転角Δθが小さい状態へと、連続的に変化するような姿勢規正特性を得ることが可能である。

すなわち、クランクピン３３（つまり姿勢規正機構４）の回転数が増加するにしたがって、静止側ピン部３３１の中心Ｏと揺動側ピン部３３２の中心Ｏ_１との間の距離を大きくすることができる。換言すると、クランクピン３３（つまり姿勢規正機構４）に働く慣性力（遠心力）が規定の慣性力よりも大きい状態においては、該慣性力が前記規定の慣性力以下の状態と比べ、揺動スクロール１２の固定スクロール１１に対する自転量を低減することができる。

図１０は、固定スクロール及び揺動スクロールの両渦巻歯間の隙間と、揺動スクロールの自転量との関係を示す図である。
従来のスクロール圧縮機では、可能な限り高精度の姿勢規正をすることにより、揺動スクロールの渦巻歯の側面と固定スクロールの渦巻歯の側面との間のすきまを極小化することが行なわれてきた。図１０（ａ）がそのような状況を示している。つまり、固定スクロール１１の渦巻歯１１４及び揺動スクロール１２の渦巻歯１２６の形状精度、揺動スクロール１２の揺動半径、及び揺動スクロール１２の姿勢規正精度（換言すると自転角Δθ）の誤差が極小のとき、固定スクロール１１の渦巻歯１１４の内向面と揺動スクロール１２の渦巻歯１２６の外向面との間のすきま（シール点すきま）δｏは、δｏ≒０となる。また、固定スクロール１１の渦巻歯１１４の外向面と揺動スクロール１２の渦巻歯１２６の内向面との間のすきま（シール点すきま）δｉも、δｉ≒０となる。

揺動スクロールの姿勢規正精度を低下させて、揺動スクロール１２を自転させた場合、揺動スクロール１２の揺動半径が図１０（ａ）と変わらなければ、上記すきまδｏ及びδｉは、図１０（ｂ）のようになる。すなわち、固定スクロール１１の渦巻歯１１４の内向面と揺動スクロール１２の渦巻歯１２６の外向面との間のすきま（シール点すきま）δｏは、δｏ＜０となる。また、固定スクロール１１の渦巻歯１１４の外向面と揺動スクロール１２の渦巻歯１２６の内向面との間のすきま（シール点すきま）δｉは、δｉ＞０となる。δｏ＜０という渦巻歯１１４，１２６が干渉した状況は実際にはあり得ないが、可変半径クランク機構５により駆動される揺動スクロール１２の姿勢規正精度に本実施の形態１のように速度依存性を持たせることにより、上記すきまδｏ及びδｉは、図１０（ｃ）のようになる。すなわち、固定スクロール１１の渦巻歯１１４の内向面と揺動スクロール１２の渦巻歯１２６の外向面との間のすきま（シール点すきま）δｏは、δｏ≒０となる。また、固定スクロール１１の渦巻歯１１４の外向面と揺動スクロール１２の渦巻歯１２６の内向面との間のすきま（シール点すきま）δｉは、δｉ＞０となる。

つまり、本実施の形態１に係るスクロール圧縮機１は、可変半径クランク機構５により駆動される揺動スクロール１２の姿勢規正機構４が、低速ほど姿勢規正精度が低くなるように構成されている。このため、高速運転時、本実施の形態１に係るスクロール圧縮機１は、揺動スクロール１２の固定スクロール１１に対する自転量が少なくなりあるいは無くなり、図２及び図１０（ａ）に示すような第１圧縮モードとなる。詳しくは、固定スクロール１１の渦巻歯１１４の内向面と揺動スクロール１２の渦巻歯１２６の外向面との間でガス冷媒の圧縮が行われると共に、固定スクロール１１の渦巻歯１１４の外向面と揺動スクロール１２の渦巻歯１２６の内向面との間とで流体の圧縮が行われる第１圧縮モードとなる。

一方、低速運転時、本実施の形態１に係るスクロール圧縮機１は、揺動スクロール１２の姿勢規正が甘くなり（自転量が大きくなり）、δｏが小さくなりδｉが大きくなる方向に揺動スクロール１２が自転する。このため、低速運転時、図１０（ｃ）及び図１１に示すように、固定スクロール１１の渦巻歯１１４の内向面と揺動スクロール１２の渦巻歯１２６の外向面とが接触するように揺動半径が変化し、スクロール圧縮機１は第２圧縮モードに自動的に切り替わる。詳しくは、固定スクロール１１の渦巻歯１１４の外向面と揺動スクロール１２の渦巻歯１２６の内向面との間の隙間が拡大して、固定スクロール１１の渦巻歯１１４の内向面と揺動スクロール１２の渦巻歯１２６の外向面との間でのみガス冷媒の圧縮が行われる第２圧縮モードとなる。この第２圧縮モードは、第１圧縮モードに対して最大５０％のアンロード運転となる。

ここで、上述した図１１は、本発明の実施の形態１に係るスクロール圧縮機の圧縮機構部を下方から観察した断面図であり、第２圧縮モードを説明するための図である。図１１（ａ）は、固定スクロール１１の渦巻歯１１４の内向面と揺動スクロール１２の渦巻歯１２６の外向面との間で最外室となる圧縮室を形成し、ガス冷媒の吸入を完了した状態を示している。そして、図１１（ａ）から、図１１（ｂ）、（ｃ）、（ｄ）及び（ａ）の状態に揺動スクロール１２の揺動運動が行われていく。揺動スクロール１２の揺動運動が進むにつれて、上記圧縮室は容積を減じ、吸入されたガス冷媒は圧縮されるとともに順次中央へ送られる。そして、ガス冷媒は、サブポート１１１ａから吐出される。なお、吐出ポート１１１からガス冷媒を吐出してもよい。

図１２は、本発明の実施の形態１に係るスクロール圧縮機における圧縮機構の最内室近傍を下方から観察した断面図である。なお、図１２（ａ）は、第２圧縮モード時の最内室近傍を示している。また、図１２（ｂ）は、第１圧縮モード時の最内室近傍を示している。
固定スクロール１１の渦巻歯１１４及び揺動スクロール１２の渦巻歯１２６の巻き始めの所謂球根形状は、揺動スクロール１２の自転量が最大になったときでも、固定スクロール１１の渦巻歯１１４における内向面の巻き始めである球根大円部１１２と、揺動スクロール１２の渦巻歯１２６における外向面の巻き始めである球根小円部１２５とが干渉することのないような関係寸法に設定されている（図１２（ａ）参照）。したがって、第１圧縮モード時には、つまり揺動スクロール１２の自転が抑制された状態では、図１２（ｂ）のように、揺動スクロール１２の球根小円部１２５は、第２圧縮モード時に較べて固定スクロール１１の球根大円部１１２との距離を保って運動することになる。

以上、本実施の形態１に係るスクロール圧縮機１は、第１圧縮モード及び第２圧縮モードを有するので、可変速運転幅以上に広い能力範囲を持つスクロール圧縮機となることができる。

この際、本実施の形態１に係るスクロール圧縮機１は、運転状態（回転速度）に応じて揺動スクロール１２の自転量が自動的に変更され、第１圧縮モードと第２圧縮モードとが自動的に変更される構成となっている。このため、本実施の形態１に係るスクロール圧縮機１は、特許文献１に記載の流体圧縮途中の圧縮室と吸入室とに連通するバイパス及び該バイパスに設けられた電磁弁が不要である。したがって、本実施の形態１に係るスクロール圧縮機１は、圧縮効率が低下することも抑制できる。また、本実施の形態１に係るスクロール圧縮機１は、特許文献１に記載のバイパス及び電磁弁が不要になるので、スクロール圧縮機の構造を簡素化することもできる。

実施の形態２．
固定スクロールに対する揺動スクロールの自転を規正する姿勢規正機構としては、オルダムリングを用いたものも従来より知られている。本実施の形態２で示すように、このような姿勢規正機構を用いたスクロール圧縮機に本発明を実施することもできる。なお、本実施の形態２において、特に記述しない項目については実施の形態１と同様とし、同一の機能や構成については同一の符号を用いて述べることとする。

図１３は、本発明の実施の形態２に係るスクロール圧縮機の構造を示す概略縦断面図である。図１４及び図１６は、本発明の実施の形態２に係るスクロール圧縮機のオルダムリングを示す図である。図１５及び図１７は、本発明の実施の形態２に係るスクロール圧縮機の姿勢規正機構を下方から観察した断面図である。
なお、図１４及び図１６は、（ａ）がオルダムリング１３の分解斜視図を示しており、（ｂ）がオルダムリング１３の組立斜視図を示している。また、図１５及び図１７は、（ａ）が揺動スクロール１２及び揺動側オルダムリング１３２を示しており、（ｂ）が揺動側オルダムリング１３２及び静止側オルダムリング１３１を示しており、（ｃ）が静止側オルダムリング１３１及びフレーム１４を示している。また、図１４及び図１５は第１圧縮モード時の状態を示しており、図１６及び図１７は第２圧縮モード時の状態を示している。

図１４及び図１６に示すように、本実施の形態２に係るオルダムリング１３は、固定部材であるフレーム１４側に配置された静止側オルダムリング１３１と、揺動スクロール１２側に配置された揺動側オルダムリング１３２とが組み合わされて構成されている。

静止側オルダムリング１３１は、静止側リング部材１３１ｃ、２つの爪部１３１ａ及び２つの溝部１３１ｂを備えている。例えば円環状の静止側リング部材１３１ｃにおけるフレーム１４側の面には、該フレーム１４側に突出するように２つの爪部１３１ａが設けられている。これら爪部１３１ａは、静止側リング部材１３１ｃの半径方向に並設されている。また、静止側リング部材１３１ｃにおける揺動側オルダムリング１３２側の面には、２つの溝部１３１ｂが設けられている。これら溝部１３１ｂは、静止側リング部材１３１ｃの半径方向に並設されている。また、溝部１３１ｂの並設方向は、静止側リング部材１３１ｃの中心軸を中心として、爪部１３１ａの並設方向に対して規定角度回転した位置となっている。

揺動側オルダムリング１３２は、揺動側リング部材１３２ｃ、２つの爪部１３２ａ及び２つの爪部１３２ｂを備えている。例えば円環状の揺動側リング部材１３２ｃにおける揺動スクロール１２側の面には、該揺動スクロール１２側に突出するように２つの爪部１３２ａが設けられている。これら爪部１３１ａは、揺動側リング部材１３２ｃの半径方向に並設されている。また、静止側オルダムリング１３１と揺動側オルダムリング１３２とが組み合わされた状態において、爪部１３２ａの並設方向は、静止側リング部材１３１ｃ及び揺動側リング部材１３２ｃの中心軸を中心として、爪部１３１ａの並設方向に対して略９０ｄｅｇ角度回転した位置となっている。

また、揺動側リング部材１３２ｃにおける静止側オルダムリング１３１側の面には、２つの爪部１３２ｂが設けられている。これら爪部１３２ｂは、揺動側リング部材１３２ｃの半径方向に並設されている。そして、これら爪部１３２ｂは、静止側リング部材１３１ｃ及び揺動側リング部材１３２ｃの半径方向に移動自在に、静止側オルダムリング１３１の溝部１３１ｂに挿入されている。この際、溝部１３１ｂと爪部１３２ｂとの間には、揺動側リング部材１３２ｃが静止側リング部材１３１ｃに対して回転自在となるクリアランスが形成されている。つまり、溝部１３１ｂと爪部１３２ｂとの間には、静止側オルダムリング１３１及び揺動側オルダムリング１３２の半径方向にクリアランスが形成されている。このため、揺動側オルダムリング１３２は、静止側オルダムリングに対してクリアランス分、微小角度だけ相対回転可能となっている。
ここで、溝部１３１ｂが本発明の第１溝部に相当し、爪部１３２ｂが本発明の第１爪部に相当する。なお、溝部１３１ｂを揺動側リング部材１３２ｃに形成し、爪部１３２ｂを静止側リング部材１３１ｃに形成してもよい。

図１５及び図１７に示すように、静止側オルダムリング１３１の爪部１３１ａは、フレーム１４に形成された溝部１４１に、静止側リング部材１３１ｃの半径方向に移動自在に挿入されている。また、揺動側オルダムリング１３２の爪部１３２ａは、揺動スクロール１２の台板部１２２に形成された溝部１２３に、揺動側リング部材１３２ｃの半径方向に移動自在に挿入されている。このようにして、本実施の形態２に係る姿勢規正機構４が構成されている。
ここで、溝部１４１が本発明の第２溝部に相当し、爪部１３１ａが本発明の第２爪部に相当する。また、溝部１２３が本発明の第３溝部に相当し、爪部１３２ａが本発明の第３爪部に相当する。なお、溝部１４１を静止側リング部材１３１ｃに形成し、爪部１３１ａをフレーム１４に設けてもよい。また、溝部１２３を揺動側リング部材１３２ｃに形成し、爪部１３２ａを揺動スクロール１２の台板部１２２に形成してもよい。

従来のオルダムリングは、本実施の形態２に係る静止側オルダムリング１３１と揺動側オルダムリング１３２を一体形成した形状となっている。すなわち、１つのリング部材に爪部１３１ａ及び１３２ａが設けられた形状となっている。そして、爪部１３１ａがフレーム１４に形成された溝部１４１に挿入され、従来のオルダムリングは、溝部１４１の並設方向に往復運動する。また、従来のオルダムリングの爪部１３２ａが揺動スクロール１２の台板部１２２に形成された溝部１２３に挿入されることにより、揺動スクロール１２は、往復動する従来のオルダムリングに対して、オルダムリングの往復動方向と直交する方向に相対往復動する。直交する２方向の往復運動の重ね合わせとして、揺動スクロール１２は揺動運動し、ガス荷重等により揺動スクロール１２の姿勢を自転させようとする自転モーメントが従来のオルダムリングを介してフレーム１４等に伝えられ支持されることで姿勢規正が行われる。

したがって通常時、揺動スクロール１２の自転モーメントが従来のオルダムリングに伝達される場合、従来のオルダムリングの２つの爪部１３２ａには、対角に位置する面に荷重が作用する。つまり、爪部１３２ａのそれぞれは、揺動スクロール１２の自転モーメント方向とは反対側の面が揺動スクロール１２の溝部１２３と接触し、該面に荷重が作用する。同様に、従来のオルダムリングに伝達された揺動スクロール１２の自転モーメントをフレーム１４に伝達する際、従来のオルダムリングの２つの爪部１３１ａには、対角に位置する面に荷重が作用する。つまり、爪部１３１ａのそれぞれは、揺動スクロール１２の自転モーメント方向とは反対側の面がフレーム１４の溝部１４１と接触し、該面に荷重が作用する。

ここで、揺動スクロール１２の自転モーメントはガス荷重に依存し、オルダムリング自身に作用する慣性力は回転数の二乗に比例する。このため、高速運転により慣性力が支配的になると、従来のオルダムリングの２つの爪部１３２ａには、同一側の面に荷重が作用する。つまり、爪部１３２ａの一方は、揺動スクロール１２の自転モーメント方向とは反対側の面に荷重が作用し、爪部１３２ａの他方は、揺動スクロール１２の自転モーメント方向側の面に荷重が作用する。同様に、従来のオルダムリングの２つの爪部１３１ａにも、同一側の面に荷重が作用する。

そこで、本実施の形態２では、このようなオルダムリングの特性を利用して、可変速運転幅以上に広い能力範囲を持つスクロール圧縮機１を実現している。

詳しくは、本実施の形態２に係るスクロール圧縮機１においては、揺動スクロール１２の自転モーメントは、揺動スクロール１２の台板部１２２の溝部１２３及び揺動側オルダムリング１３２の爪部１３２ａを介して、揺動側オルダムリング１３２に伝達される。この伝達された自転モーメントは、揺動側オルダムリング１３２の爪部１３２ｂ及び静止側オルダムリング１３１の溝部１３１ｂを介して、静止側オルダムリング１３１に伝達される。そして、この伝達された自転モーメントは、静止側オルダムリング１３１の爪部１３１ａ及びフレーム１４の溝部１４１を介して該フレーム１４に伝達され、該フレーム１４で支持される。本実施の形態２に係るスクロール圧縮機１は、このようにして、揺動スクロール１２の姿勢規正が行われる。

この際、比較的低速（すなわち慣性力よりも自転モーメントが支配的な回転数）な状態においては、オルダムリング１３の２つの爪部１３２ａのそれぞれ、２つの爪部１３２ｂのそれぞれ、及び２つの爪部１３１ａのそれぞれには、対角に位置する面に荷重が作用する。このため、比較的低速（すなわち慣性力よりも自転モーメントが支配的な回転数）な状態においては、図１６及び図１７に示すように、静止側オルダムリング１３１と揺動側オルダムリング１３２との間に形成された半径方向のクリアランス分だけ、揺動側オルダムリング１３２が静止側オルダムリング１３１に対して相対回転する。したがって、揺動側オルダムリング１３２の爪部１３２ａの並設方向と静止側オルダムリング１３１の爪部１３１ａの並設方向とのなす角が９０ｄｅｇからずれ、揺動スクロール１２の姿勢規正精度が低下する。これにより、固定スクロール１１の渦巻歯１１４の外向面と揺動スクロール１２の渦巻歯１２６の内向面との間の隙間が拡大して、固定スクロール１１の渦巻歯１１４の内向面と揺動スクロール１２の渦巻歯１２６の外向面との間でのみガス冷媒の圧縮が行われる第２圧縮モードとなる。

一方、高速運転によりオルダムリング１３に作用する揺動スクロール１２の自転モーメントよりもオルダムリング自身の慣性力が卓越するようになると、図１４及び図１５に示すように、オルダムリング１３の２つの爪部１３２ａのそれぞれ、２つの爪部１３２ｂのそれぞれ、及び２つの爪部１３１ａのそれぞれには、同一側の面に荷重が作用する。したがって、揺動側オルダムリング１３２の爪部１３２ａの並設方向と静止側オルダムリング１３１の爪部１３１ａの並設方向とのなす角が略９０ｄｅｇとなり、揺動スクロール１２の姿勢規正精度が向上する。これにより、固定スクロール１１の渦巻歯１１４の内向面と揺動スクロール１２の渦巻歯１２６の外向面との間でガス冷媒の圧縮が行われると共に、固定スクロール１１の渦巻歯１１４の外向面と揺動スクロール１２の渦巻歯１２６の内向面との間とで流体の圧縮が行われる第１圧縮モードとなる。

以上、本実施の形態２に係るスクロール圧縮機１においても、実施の形態１と同様に第１圧縮モード及び第２圧縮モードを有するので、可変速運転幅以上に広い能力範囲を持つスクロール圧縮機となることができる。

この際、本実施の形態２に係るスクロール圧縮機１は、実施の形態１と同様に、運転状態（回転速度）に応じて揺動スクロール１２の自転量が自動的に変更され、第１圧縮モードと第２圧縮モードとが自動的に変更される構成となっている。このため、本実施の形態２に係るスクロール圧縮機１も、実施の形態１と同様に、特許文献１に記載の流体圧縮途中の圧縮室と吸入室とに連通するバイパス及び該バイパスに設けられた電磁弁が不要である。したがって、本実施の形態２に係るスクロール圧縮機１も、実施の形態１と同様に、圧縮効率が低下することも抑制できる。また、本実施の形態２に係るスクロール圧縮機１も、実施の形態１と同様に、特許文献１に記載のバイパス及び電磁弁が不要になるので、スクロール圧縮機の構造を簡素化することもできる。

さらに、本実施の形態２に係るスクロール圧縮機１は、第１圧縮モードと第２圧縮モードとを自動的に変更できる姿勢規正機構４を、実施の形態１よりも少ない部品点数で実現することができる。このため、本実施の形態２に係るスクロール圧縮機１は、実施の形態１にくらべ、スクロール圧縮機１の組立が容易になるという効果も得られる。

実施の形態３．
姿勢規正機構４をオルダムリングで構成する場合、本実施の形態３に示すようなオルダムリングを用いてもよい。なお、本実施の形態３において、特に記述しない項目については実施の形態１又は実施の形態２と同様とし、同一の機能や構成については同一の符号を用いて述べることとする。

図１８は、本発明の実施の形態３に係るスクロール圧縮機のオルダムリングを示す斜視図である。図１９は、このオルダムリングの揺動側爪部近傍を示す拡大図である。また、図２０は、このオルダムリングの揺動側爪部の分解斜視図である。

本実施の形態３に係るオルダムリング１３は、リング部材１３３、２つの静止側爪部１３４及び２つの揺動側爪部１３５を備えている。例えば円環状のリング部材１３３におけるフレーム１４側の面には、該フレーム１４側に突出するように２つの静止側爪部１３４が設けられている。これら静止側爪部１３４は、リング部材１３３の半径方向に並設されている。また。静止側爪部１３４のそれぞれは、フレーム１４に形成された溝部１４１に、リング部材１３３の半径方向（より詳しくは静止側爪部１３４の並設方向）に移動自在に挿入される。

リング部材１３３における揺動スクロール１２側の面には、該揺動スクロール１２側に突出するように２つの揺動側爪部１３５が設けられている。これら揺動側爪部１３５は、リング部材１３３の半径方向に並設されている。また、揺動側爪部１３５の並設方向は、リング部材１３３の中心軸を中心として、静止側爪部１３４の並設方向に対して略９０ｄｅｇ回転した位置となっている。また、揺動側爪部１３５のそれぞれは、揺動スクロール１２の台板部１２２に形成された溝部１２３（揺動側溝部）に、リング部材１３３の半径方向（より詳しくは揺動側爪部１３５の並設方向）に移動自在に挿入されている。

ここで、本実施の形態３に係るオルダムリング１３の各揺動側爪部１３５は、爪支持部１３６、爪部材１３７、及び例えば圧縮バネ等である弾性体１３８を備えている。爪支持部１３６は、リング部材１３３における揺動スクロール１２側の面から揺動スクロール１２側に突出するように、リング部材１３３に設けられている。換言すると、爪支持部１３６は、リング部材１３３に対して固定されている。爪部材１３７は、爪支持部１３６における揺動スクロール１２の揺動方向とは反対側に向いた面と対向して配置されている。爪部材１３７は、リング部材１３３及び爪支持部１３６には固定されておらず、これらに対して移動自在な部材である。

弾性体１３８は、爪支持部１３６と爪部材１３７との間に配置されている。弾性体１３８は、爪部材１３７における揺動スクロール１２の揺動方向とは反対側に向いた面と溝部１２３の側面とが接触し、爪部材１３７に揺動スクロール１２の揺動方向の力が作用した際、爪部材１３７を揺動スクロール１２の揺動方向とは反対側に付勢するものである。これにより、爪部材１３７における揺動スクロール１２の揺動方向とは反対側に向いた面と溝部１２３の側面との間の角度及び位置のずれを吸収し、爪部材１３７における揺動スクロール１２の揺動方向とは反対側に向いた面を溝部１２３の側面に沿わせることができる。本実施の形態３では、弾性体１３８の一端は、爪部材１３７に形成された凹部１３７ａに挿入されている。また、弾性体１３８の他端は、爪支持部１３６に形成された溝部１３６ａに挿入されている。溝部１３６ａの一端は、リング部材１３３とは反対側に開口している。このため、一端が爪部材１３７の凹部１３７ａに挿入された状態の弾性体１３８の他端を、溝部１３６ａの開口部から挿入することができる。弾性体１３８の他端を溝部１３６ａに挿入することにより、弾性体１３８は、溝部１３６ａのリング部材１３３側の端部で支持される。すなわち、爪部材１３７は、弾性体１３８を介して、爪支持部１３６に支持される。

上述のように、爪部材１３７における揺動スクロール１２の揺動方向とは反対側に向いた面と溝部１２３の側面とが接触し、爪部材１３７に揺動スクロール１２の揺動方向の力が作用した際、爪部材１３７は、弾性体１３８によって、揺動スクロール１２の揺動方向とは反対側に付勢される。すなわち、爪部材１３７は、弾性体１３８によって、爪支持部１３６から離れる方向に付勢される。このため、爪部材１３７に作用する揺動スクロール１２の揺動方向の力（すなわち弾性体１３８を圧縮する力）が規定の力以上になるまで、弾性体１３８の付勢力により、爪支持部１３６と爪部材１３７との間には隙間が形成された状態となる。

このようなオルダムリング１３を用いて姿勢規正機構４を構成しても、スクロール圧縮機１は、運転状態（回転速度）に応じて揺動スクロール１２の自転量が自動的に変更され、第１圧縮モードと第２圧縮モードとが自動的に変更される構成となる。
以下では、本実施の形態３に係る姿勢規正機構４が当該作用を発揮できる理由の理解を容易とするため、まず、従来のオルダムリングを用いた姿勢規正機構の動作について説明する。そして、その後に、本実施の形態３に係る姿勢規正機構４が当該作用を発揮できる理由について説明する。

図２１は、従来のオルダムリングを用いた姿勢規正機構の動作を説明するための説明図である。なお、図２１では、本実施の形態３に係る姿勢規正機構４の構成と同じ構成には、本実施の形態３と同じ符号を付している。また、図２１は、揺動スクロール１２側から従来の姿勢規正機構を観察した図であり、揺動スクロール１２を透過して従来の姿勢規正機構を示した図となっている。このため、図２１では、揺動スクロール１２の台板部１２２及び該台板部１２２に形成された溝部１２３を、想像線（二点鎖線）で示している。また、図２１は、揺動スクロール１２が紙面時計回りに揺動しながらガス冷媒を圧縮する際の従来の姿勢規正機構を示しており、従来の姿勢規正機構の状態は、図２１（ａ）、（ｂ）、（ｃ）及び（ｄ）で示す順に変化していく。

従来のオルダムリングと本実施の形態３に係るオルダムリング１３とで異なる点は、揺動側爪部の構成である。従来のオルダムリングの揺動側爪部１３９は、リング部材１３３から揺動スクロール１２側に突出した角柱状部材のみで構成されている。すなわち、従来のオルダムリングの揺動側爪部１３９は、本実施の形態３に係る揺動側爪部１３５の爪部材１３７及び弾性体１３８を備えない構成となっている。

このように構成された従来のオルダムリングを用いた姿勢規正機構においては、静止側爪部１３４がフレーム１４の溝部１４１に挿入され、揺動側爪部１３９が揺動スクロール１２の溝部１２３に挿入されて、ガス冷媒を圧縮する際の揺動スクロール１２の姿勢を規正する。この際、揺動スクロール１２に作用するガス力による該揺動スクロール１２の自転モーメントを支持するために、揺動側爪部１３９には反力Ｆ１，Ｆ２が作用する。また、Ｆ１，Ｆ２によるモーメントとバランスするように、静止側爪部１３４には反力Ｆ３，Ｆ４が作用する。

図２２は、従来のオルダムリングの各爪部に作用する反力Ｆ１，Ｆ２，Ｆ３，Ｆ４の変化を示す図である。なお、図２２（ａ）は、低速運転時に従来のオルダムリングの各爪部に作用する反力Ｆ１，Ｆ２，Ｆ３，Ｆ４の変化を示している。また、図２２（ｂ）は、高速運転時に従来のオルダムリングの各爪部に作用する反力Ｆ１，Ｆ２，Ｆ３，Ｆ４の変化を示している。また、図２２（ａ），（ｂ）は、図２１（ａ）の状態を、揺動スクロール１２の回転角ψ＝０ｄｅｇとしている。また、図２２（ａ），（ｂ）に示す反力Ｆ１，Ｆ２，Ｆ３，Ｆ４は、図２１に矢印で示す方向を正の値としている。

静止側爪部１３４に作用する反力Ｆ３，Ｆ４は、揺動スクロール１２に作用するガス力に依存して変動する。これに対して、揺動側爪部１３９に作用する反力Ｆ１，Ｆ２は、当該ガス力に加え、オルダムリングが往復動する際に該オルダムリングに作用するオルダムリング自重分の慣性力にも依存する。このため、図２２に示すように、揺動側爪部１３９に作用する反力Ｆ１，Ｆ２は、静止側爪部１３４に作用する反力Ｆ３，Ｆ４よりも変動が大きくなる。また、図２２（ａ）に示すように、低速運転時には、揺動スクロール１２が１回転揺動する間、反力Ｆ１，Ｆ２は正の値となる。一方、図２２（ｂ）に示すように、高速運転時には、オルダムリングに作用する慣性力が増大するため、揺動スクロール１２が１回転揺動する間のほとんどの期間において、反力Ｆ１又は反力Ｆ２が負の値となる。

これは、低速運転時には、２つの揺動側爪部１３９には図２１に示すように対角に位置する面に反力Ｆ１，Ｆ２が作用し、揺動スクロール１２の自転モーメントが伝達されることを示している。つまり、揺動側爪部１３９のそれぞれには、揺動スクロール１２の揺動方向とは反対側に向いた面に、反力Ｆ１，Ｆ２のいずれかが作用することを示している。一方、慣性力が支配的になる高速運転時には、２つの揺動側爪部１３９には同一側の面に反力Ｆ１，Ｆ２が作用し、揺動スクロール１２の自転モーメントが伝達されることを示している。つまり、揺動側爪部１３９の一方は、揺動スクロール１２の揺動方向とは反対側に向いた面に反力Ｆ１，Ｆ２の一方が作用し、揺動側爪部１３９の他方は、揺動スクロール１２の揺動方向に向いた面に反力Ｆ１，Ｆ２の他方が作用することを示している。

本実施の形態３に係るオルダムリング１３の揺動側爪部１３５においても、ガス冷媒を圧縮する際、従来のオルダムリングの揺動側爪部１３５と同様に、反力Ｆ１，Ｆ２が作用する。このため、本実施の形態３に係るオルダムリング１３を用いた姿勢規正機構４は、低速運転時には後述の図２３に示す動作となり、高速運転時には後述の図２４に示す動作となる。

図２３及び図２４は、本発明の実施の形態３に係るオルダムリングを用いた姿勢規正機構の動作を説明するための説明図である。なお、図２３は、本実施の形態３に係るオルダムリング１３を用いた姿勢規正機構４における低速運転時の動作を示している。また、図２４は、本実施の形態３に係るオルダムリング１３を用いた姿勢規正機構４における高速運転時の動作を示している。また、図２３及び図２４は、揺動スクロール１２側から姿勢規正機構４を観察した図であり、揺動スクロール１２を透過して姿勢規正機構４を示した図となっている。このため、図２３及び図２４では、揺動スクロール１２の台板部１２２及び該台板部１２２に形成された溝部１２３を、想像線（二点鎖線）で示している。また、図２３及び図２４は、揺動スクロール１２が紙面時計回りに揺動しながらガス冷媒を圧縮する際の姿勢規正機構４を示している。

低速運転時、２つの揺動側爪部１３５には、上述のように、対角に位置する面に反力Ｆ１，Ｆ２が作用する。このため、図２３に示すように、揺動側爪部１３５のそれぞれにおいて爪部材１３７が揺動スクロール１２の溝部１２３と接触することにより、揺動スクロール１２の自転モーメントがオルダムリング１３のリング部材１３３へと伝達される。ここで、低速運転時の反力Ｆ１，Ｆ２の大きさでは、爪部材１３７が爪支持部１３６と接触する状態にまで弾性体１３８が変形しない構成となっている。このため、揺動側爪部１３５のそれぞれでは、爪部材１３７と爪支持部１３６との間には、隙間Ｃが形成される。つまり、本実施の形態３に係る姿勢規正機構４は、爪部材１３７と爪支持部１３６との間の隙間分だけ揺動スクロール１２が自転でき、低速運転時には揺動スクロール１２の姿勢規正が甘くなる（自転量が大きくなる）。このため、本実施の形態３に係る姿勢規正機構４を用いることにより、低速運転時、図１０（ｃ）に示すように、固定スクロール１１の渦巻歯１１４の内向面と揺動スクロール１２の渦巻歯１２６の外向面とが接触するように揺動半径が変化し、スクロール圧縮機１は第２圧縮モードとなる。

これに対して、高速運転時、上述のように、２つの揺動側爪部１３５には同一側の面に反力Ｆ１，Ｆ２が作用し、揺動スクロール１２の自転モーメントが伝達される。換言すると、反力Ｆ１，Ｆ２が作用する面は、往復動するオルダムリング１３の自重分の慣性力を受ける側に作用し、揺動スクロール１２が半回転揺動する毎に入れ替わる。つまり、図２４（ａ）に示すように、揺動スクロール１２が半回転揺動する間、揺動側爪部１３５の一方は、爪部材１３７が揺動スクロール１２の溝部１２３と接触し、爪部材１３７における溝部１２３との接触面に反力Ｆ１が作用する。そして、揺動側爪部１３５の他方は、リング部材１３３に固定されている爪支持部１３６が揺動スクロール１２の溝部１２３と接触し、爪支持部１３６における溝部１２３との接触面に反力Ｆ２が作用する。また、揺動スクロール１２が残りの半回転揺動する間、揺動側爪部１３５の一方は、爪支持部１３６が揺動スクロール１２の溝部１２３と接触し、爪支持部１３６における溝部１２３との接触面に反力Ｆ１が作用する。そして、揺動側爪部１３５の他方は、爪部材１３７が揺動スクロール１２の溝部１２３と接触し、爪部材１３７における溝部１２３との接触面に反力Ｆ２が作用する。

低速運転時に比べ、高速運転時の反力Ｆ１，Ｆ２は大きい。このため、高速運転時、爪部材１３７と揺動スクロール１２の溝部１２３とが接触する揺動側爪部１３５では、爪部材１３７と爪支持部１３６とが面接触する状態まで、弾性体１３８が変形する。このため、爪支持部１３６に対してこれ以上相対移動できなくなった爪部材１３７と、リング部材１３３に固定されている揺動側爪部１３５とで、揺動スクロール１２の姿勢を規正することとなる。したがって、本実施の形態３に係る姿勢規正機構４は、揺動スクロール１２の固定スクロール１１に対する自転量が少なくなるあるいは無くなる状態となる。このため、本実施の形態３に係る姿勢規正機構４を用いることにより、高速運転時、図１０（ａ）に示すように、固定スクロール１１の渦巻歯１１４の内向面と揺動スクロール１２の渦巻歯１２６の外向面との間でガス冷媒の圧縮が行われると共に、固定スクロール１１の渦巻歯１１４の外向面と揺動スクロール１２の渦巻歯１２６の内向面との間とで流体の圧縮が行われる第１圧縮モードとなる。

以上、本実施の形態３に係るスクロール圧縮機１においても、実施の形態１及び実施の形態２と同様に、第１圧縮モードと第２圧縮モードとを自動的に移行できるので、可変速運転幅以上に広い能力範囲を持つスクロール圧縮機となることができる。換言すると、本実施の形態３に係るスクロール圧縮機１においても、実施の形態１及び実施の形態２と同様に、非アンロード運転である第１圧縮モードと、第１圧縮モードに対して例えば最大５０％のアンロード運転となる第２圧縮モードとを自動的に移行できる。

なお、溝部１４１をリング部材１３３に形成し、静止側爪部１３４をフレーム１４に設けてもよい。

また、溝部１２３をリング部材１３３に形成し、揺動側爪部１３５を揺動スクロール１２の台板部１２２に形成してもよい。この場合、爪部材１３７は、爪支持部１３６における揺動スクロール１２の揺動方向側に向いた面と対向して配置される。このように爪部材１３７を配置することにより、低速運転時、揺動側爪部１３５のそれぞれにおいて爪部材１３７が溝部１２３と接触することとなる。すなわち、爪部材１３７と爪支持部１３６との間の隙間分だけ揺動スクロール１２が自転でき、揺動スクロール１２の姿勢規正が甘くなる（自転量が大きくなる）。また、高速運転時、揺動側爪部１３５の一方では爪部材１３７が溝部１２３と接触し、揺動側爪部１３５の他方では爪支持部１３６が溝部１２３と接触することとなる。すなわち、揺動スクロール１２の固定スクロール１１に対する自転量が少なくなるあるいは無くなる状態となる。

１ スクロール圧縮機、２ 圧縮機構部、３ 電動機、４ 姿勢規正機構、５ 可変半径クランク機構、１１ 固定スクロール、１１１ 吐出ポート、１１１ａ サブポート、１１１ｂ サブポート、１１２ 球根大円部、１１３ 台板部、１１４ 渦巻歯、１２ 揺動スクロール、１２１ ボス部、１２２ 台板部、１２３ 溝部、１２４ 揺動側凹部、１２５ 球根小円部、１２６ 渦巻歯、１３ オルダムリング、１３１ 静止側オルダムリング、１３１ａ 爪部、１３１ｂ 溝部、１３１ｃ 静止側リング部材、１３２ 揺動側オルダムリング、１３２ａ 爪部、１３２ｂ 爪部、１３２ｃ 揺動側リング部材、１３３ リング部材、１３４ 静止側爪部、１３５ 揺動側爪部、１３６ 爪支持部、１３６ａ 溝部、１３７ 爪部材、１３７ａ 凹部、１３８ 弾性体、１３９ 揺動側爪部、１４ フレーム、１４１ 溝部、１４２ 静止側凹部、１４３ 主軸受、１５ 主軸、１５１ 偏心軸部、１６ 第１バランサ、１７ 第２バランサ、１８ ロータ、１９ ステータ、２０ 副軸受、２１ 密閉容器、２２ 潤滑油、２３ 吸入管、２４ 吐出管、２５ 吐出弁、２６ サブフレーム、３０ スライダ、３０１ 溝部、３３ クランクピン、３３１ 静止側ピン部、３３２ 揺動側ピン部、３３３ 回転部材、３３４ 第１回転部材、３３４ａ 凹部、３３５ 第２回転部材。

Claims (8)

1. 互いの渦巻歯が組み合わされることにより両渦巻歯間に圧縮室を形成する固定スクロール及び揺動スクロールを有し、前記固定スクロールに対して前記揺動スクロールが揺動運動して流体の圧縮が行われるスクロール圧縮機において、
   前記固定スクロールの渦巻歯の内向面と前記揺動スクロールの渦巻歯の外向面との間と、前記固定スクロールの渦巻歯の外向面と前記揺動スクロールの渦巻歯の内向面との間とで流体の圧縮が行われる第１圧縮モードと、
   前記第１圧縮モードと比べ、前記揺動スクロールの前記固定スクロールに対する自転量が大きくなることにより、前記固定スクロールの渦巻歯の外向面と前記揺動スクロールの渦巻歯の内向面との間の隙間が拡大して、前記固定スクロールの渦巻歯の内向面と前記揺動スクロールの渦巻歯の外向面との間で流体の圧縮が行われる第２圧縮モードと、
   を有するスクロール圧縮機。
2. 前記揺動スクロールの渦巻歯が前記固定スクロールの渦巻歯に押し当てられることにより前記揺動スクロールの揺動半径を定める可変半径クランク機構と、
   前記揺動スクロールの前記固定スクロールに対する自転を規正する姿勢規正機構と、
   を備え、
   前記姿勢規正機構は、該姿勢規正機構に働く慣性力が規定の慣性力よりも大きい状態においては、該姿勢規正機構に働く慣性力が前記規定の慣性力以下の状態と比べ、前記揺動スクロールの前記固定スクロールに対する自転量が低減する構成である請求項１に記載のスクロール圧縮機。
3. 固定部材を有し、
   前記姿勢規正機構は、
   第１凹部が形成された回転部材と、
   該第１凹部に回転自在に挿入された第１ピン部と、
   前記固定部材及び前記回転部材のうちの一方に設けられた第２凹部と、
   前記固定部材及び前記回転部材のうちの他方に設けられ、前記第２凹部に回転自在に挿入された第２ピン部と、
   前記揺動スクロール及び前記第１ピン部のうちの一方に設けられた第３凹部と、
   前記揺動スクロール及び前記第１ピン部のうちの他方に設けられ、前記第３凹部に回転自在に挿入された第３ピン部と、
   を備え、
   前記第１ピン部に設けられた前記第３凹部及び前記第３ピン部のうちの一方の中心軸が、前記第１ピン部の中心軸に対して偏心している請求項２に記載のスクロール圧縮機。
4. 前記姿勢規正機構は、該姿勢規正機構の回転数が増加するにしたがって、前記回転部材に設けられた前記第２凹部及び前記第２ピン部のうちの一方の中心軸と、前記第１ピン部に設けられた前記第３凹部及び前記第３ピン部のうちの一方の中心軸との間の距離が大きくなる構成である請求項３に記載のスクロール圧縮機。
5. 固定部材を有し、
   前記姿勢規正機構は、
   静止側リング部材及び揺動側リング部材と、
   前記静止側リング部材及び前記揺動側リング部材のうちの一方に設けられた第１溝部と、
   前記静止側リング部材及び前記揺動側リング部材のうちの他方に設けられ、前記静止側リング部材及び前記揺動側リング部材の半径方向に移動自在に前記第１溝部に挿入された第１爪部と、
   前記固定部材及び前記静止側リング部材のうちの一方に設けられた第２溝部と、
   前記固定部材及び前記静止側リング部材のうちの他方に設けられ、前記静止側リング部材の半径方向に移動自在に前記第２溝部に挿入された第２爪部と、
   前記揺動スクロール及び前記揺動側リング部材のうちの一方に設けられた第３溝部と、
   前記揺動スクロール及び前記揺動側リング部材のうちの他方に設けられ、前記揺動側リング部材の半径方向に移動自在に前記第３溝部に挿入された第３爪部と、
   を備え、
   前記第１溝部と前記第１爪部との間に、前記揺動側リング部材が前記静止側リング部材に対して回転自在となるクリアランスが形成されている構成である請求項２に記載のスクロール圧縮機。
6. 前記姿勢規正機構は、
   前記揺動スクロールに設けられた２つの揺動側溝部と、
   リング部材、及び該リング部材の半径方向に移動自在に前記揺動側溝部に挿入された２つの揺動側爪部を有するオルダムリングと、
   を備え、
   前記揺動側爪部のそれぞれは、
   前記リング部材に設けられた爪支持部と、
   前記爪支持部における前記揺動スクロールの揺動方向とは反対側に向いた面と対向して配置された爪部材と、
   前記爪支持部と前記爪部材との間に配置された弾性体と、
   を備えた請求項２に記載のスクロール圧縮機。
7. 前記姿勢規正機構は、
   リング部材、及び該リング部材の半径方向に沿って該リング部材に設けられた２つの揺動側溝部を有するオルダムリングと、
   前記揺動スクロールに設けられ、前記リング部材の半径方向に移動自在に前記揺動側溝部に挿入された２つの揺動側爪部と、
   を備え、
   前記揺動側爪部のそれぞれは、
   前記揺動スクロールに設けられた爪支持部と、
   前記爪支持部における前記揺動スクロールの揺動方向側に向いた面と対向して配置された爪部材と、
   前記爪支持部と前記爪部材との間に配置された弾性体と、
   を備えた請求項２に記載のスクロール圧縮機。
8. 前記揺動スクロールに回転駆動力を伝達する主軸と、
   前記主軸の一端に設けられ、前記主軸の中心軸に対して偏心方向に偏心した偏心軸部と、
   前記揺動スクロールに設けられたボス部と、
   を備え、
   前記可変半径クランク機構は、
   前記偏心軸部が移動自在に挿入された溝部が形成され、前記揺動スクロールの前記ボス部に回転自在に支持されたスライダを備えた請求項２〜請求項７のいずれか一項に記載のスクロール圧縮機。

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