JPWO2020230232A1

JPWO2020230232A1 - 圧縮機

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Publication number: JPWO2020230232A1
Application number: JP2021519071A
Authority: JP
Inventors: 真人権守
Original assignee: Mitsubishi Electric Corp
Current assignee: Mitsubishi Electric Corp
Priority date: 2019-05-13
Filing date: 2019-05-13
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Abstract

圧縮機は、油を溜める油溜め空間を有する密閉容器と、密閉容器に収容され、密閉容器内に流入する作動ガスを圧縮する圧縮機構部と、圧縮機構部を駆動する軸であって、給油流路が形成された駆動軸とを備える。また、圧縮機は、駆動軸の回転によって駆動し、油溜め空間に溜まった油を駆動軸の給油流路に供給する給油ポンプと、給油流路から油が供給され、駆動軸の回転を支持する軸受とを備える。軸受と駆動軸との間の隙間は、油が流れる軸受流路となっており、給油ポンプ内における油の流路の内でクリアランス流路の一部の流路抵抗が、軸受流路の流路抵抗よりも小さく設定されている。

Description

本発明は、例えば冷凍装置または空気調和装置などに使用される圧縮機に関する。

従来から、特許文献１に示すような、底部に油が溜められる密閉容器と、その密閉容器内に、回転力を発生する電動機と、内部に給油路を有する駆動軸と、駆動軸の回転により流体を圧縮する圧縮機構部を備え、密閉容器の底部と圧縮機構部との差圧によって給油を行う圧縮機が知られている（例えば、特許文献１参照）。

また、他の給油方法を用いた圧縮機として、駆動軸の下端に容積型の給油ポンプを備えた圧縮機がある（例えば、特許文献２参照）。特許文献２では、駆動軸の回転によって給油ポンプが駆動し、密閉容器内の底部に溜められた油を、駆動軸に設けた給油路を介して圧縮機構部の吸入側空間へ供給するようにしている。

特開２００３−２２７４８０号公報特開２００２−９８０５５号公報

特許文献１に記載の圧縮機では、密閉容器内の高圧と圧縮機構部の低圧との差圧で給油を行う差圧給油方式であるため、低差圧の運転範囲における給油が困難であった。

特許文献２に記載の圧縮機では、容積型の給油ポンプにて給油を行うため、給油量は回転数に依存する。このため、駆動軸が高速で回転する高速運転時には、十分な給油量を確保することができる。また、駆動軸が低速で回転する低速運転時には、高速運転時よりも給油量は低下するものの、低差圧且つ低速運転時には、差圧給油方式による低差圧の際の給油量と比較して安定した給油を行うことができる。しかしながら、高差圧且つ低速運転時の給油量は、差圧給油方式による高差圧の際の給油量と比較して減少してしまい、摺動部の潤滑不良を引き起こす場合がある。

本発明は、上記のような課題を解決するためのものであり、高差圧且つ低速運転時の給油量を確保して信頼性を向上することが可能な圧縮機を提供することを目的とする。

本発明の圧縮機は、油を溜める油溜め空間を有する密閉容器と、密閉容器に収容され、密閉容器内に流入する作動ガスを圧縮する圧縮機構部と、圧縮機構部を駆動する軸であって、給油流路が形成された駆動軸と、駆動軸の回転によって駆動し、油溜め空間に溜まった油を駆動軸の給油流路に供給する給油ポンプと、給油流路から油が供給され、駆動軸の回転を支持する軸受とを備え、軸受と駆動軸との間の隙間は、油が流れる軸受流路となっており、給油ポンプ内における油の流路の内でクリアランス流路の一部の流路抵抗が、軸受流路の流路抵抗よりも小さく設定されているものである。

本発明に係る圧縮機は、給油ポンプ内のクリアランス流路の一部の流路抵抗が、軸受流路の流路抵抗よりも小さく設定されている。これにより、高差圧時に軸受流路の出入口の圧力差を確保できて差圧による軸受流路における油の流れを形成でき、差圧給油を行うことができる。このように流路抵抗の調整による差圧給油を行うことができるため、給油ポンプからの給油量が不足する低速運転時であって且つ高差圧の場合においても、給油量を確保でき、信頼性を向上することができる。

実施の形態１に係る圧縮機を示す縦断面模式図である。実施の形態１に係る給油ポンプの構造の一例を示す縦断面模式図である。実施の形態１に係る給油ポンプの一例を示す横断面模式図である。比較例の油流路を簡単化した模式図である。実施の形態１の特徴を有する油流路を簡単化した模式図である。実施の形態１に係る圧縮機の給油量と回転数との関係を示す図である。

実施の形態１．
図１は、実施の形態１に係る圧縮機を示す縦断面模式図である。以下、図１を参照しながら圧縮機１００の構成について説明する。図１の圧縮機１００は、いわゆる縦型のスクロール圧縮機であって、例えば冷媒等の作動ガスを圧縮し吐出するものである。圧縮機１００は、密閉容器１と、圧縮機構部２と、電動機１６と、駆動軸１９とを備える。図２において密閉容器１内の実線矢印は油の流れを示しており、白抜き矢印は作動ガスの流れを示している。

密閉容器１は、例えば円筒形状に形成されており、耐圧性を有している。密閉容器１の側面には作動ガスを密閉容器１内に取り込むための吸入配管７が接続されており、他の側面には圧縮した作動ガスを密閉容器１から外へと放出する吐出配管１１が接続されている。吸入配管７の内部には、逆止弁９とバネ１０が配置されている。逆止弁９は、バネ１０により吸入配管７を閉じる方向に付勢されており作動ガスの逆流を防ぐ。

密閉容器１は、密閉容器１内に高圧ガス雰囲気６を有する。そして、密閉容器１は、底部に、冷凍機油（以下、油）を貯留するための油溜め空間５を有する。油溜め空間５は、高圧ガス雰囲気６中に有り、駆動軸１９の下端部を支持するサブフレーム３７よりも下、副軸受２７よりも下、駆動軸１９の下端部よりも下などにある空間である。そして、密閉容器１内に圧縮機構部２、電動機１６および駆動軸１９が収容されている。

密閉容器１内において、電動機１６の上部にはガイドフレーム３０が密閉容器１に固定されており、電動機１６の下部には駆動軸１９を保持するサブフレーム３７が密閉容器１に固定されている。ガイドフレーム３０の内周側にはコンプライアントフレーム３１が収納されている。ガイドフレーム３０の内周面の固定スクロール４側には、上部嵌合円筒面３０ａが形成されている。この上部嵌合円筒面３０ａは、コンプライアントフレーム３１の外周面に形成された上部嵌合円筒面３５ａと係合されている。なお、上部嵌合円筒面３０ａと上部嵌合円筒面３５ａとの間の周方向の一部には空間が形成されてコンプライアントフレーム上部空間３２ａを形成している。

一方、ガイドフレーム３０の内周面の電動機１６側には、下部嵌合円筒面３０ｂが形成されており、この下部嵌合円筒面３０ｂは、コンプライアントフレーム３１の外周面に形成された下部嵌合円筒面３５ｂと係合されている。コンプライアントフレーム３１の外周面の２ヶ所には、上部円環状シール部材３６ａおよび下部円環状シール部材３６ｂが配置されている。そして、ガイドフレーム３０の内面とコンプライアントフレーム３１の外面との間が、上部円環状シール部材３６ａおよび下部円環状シール部材３６ｂで仕切られている。

上部円環状シール部材３６ａと下部円環状シール部材３６ｂとの間には、コンプライアントフレーム下部空間３２ｂが設けられている。なお、上部円環状シール部材３６ａおよび下部円環状シール部材３６ｂは、図１においてコンプライアントフレーム３１の外周面の２ヶ所に配置されているが、シール部材の位置は図１の例に限られない。例えば、上部円環状シール部材３６ａおよび下部円環状シール部材３６ｂは、ガイドフレーム３０の内周面の２ヶ所に配置されても良い。

コンプライアントフレーム３１には、スラスト面３３とコンプライアントフレーム下部空間３２ｂとを連通するガス導入流路１４が形成されている。ガス導入流路１４は、後述の揺動スクロール３の台板３ａに形成された抽気孔３ｅと連通するようにコンプライアントフレーム３１に設けられている。さらに、ガイドフレーム３０と密閉容器１の内壁との間に、流路１４ａが形成される。流路１４ａは、後述の固定スクロール４の台板４ａに形成された吐出孔４ｃから流出した高圧の作動ガスが通る流路である。

コンプライアントフレーム３１の内側には、吐出圧より低く、かつ吸入圧よりも高い圧力の中間圧の空間である中間圧空間３８が形成されている。また、コンプライアントフレーム３１には、中間圧調整弁空間３９ｄが形成されており、中間圧調整弁空間３９ｄには、中間圧空間３８の圧力を調整する中間圧調整弁３９ａと、中間圧調整弁おさえ３９ｂとが配置されている。なお、中間圧調整バネ３９ｃは自然長より縮められて中間圧調整弁空間３９ｄに収納されている。さらに、コンプライアントフレーム３１には、中間圧空間３８と中間圧調整弁空間３９ｄとを連通する貫通流路３９ｅが形成されている。

また、中間圧調整弁空間３９ｄとコンプライアントフレーム上部空間３２ａとは連通している。さらに、コンプライアントフレーム上部空間３２ａは、オルダムリング４０の内側に連通するように形成されている。したがって、中間圧空間３８とオルダムリング４０の往復摺動面４１とは、貫通流路３９ｅ、中間圧調整弁空間３９ｄ、コンプライアントフレーム上部空間３２ａを介して連通している。

圧縮機構部２は、吸入配管７から密閉容器１内に吸入される低圧の作動ガスを高圧まで圧縮するものであり、揺動スクロール３と、揺動スクロール３の上部に配置された固定スクロール４とを備えている。固定スクロール４は、密閉容器１に固定支持されたガイドフレーム３０にボルト（図示せず）等で固定されている。

固定スクロール４は、台板４ａと、台板４ａの一方の面に形成された渦巻体４ｂとを有する。揺動スクロール３は、台板３ａと、台板３ａの一方の面に形成された渦巻体３ｂとを有する。固定スクロール４および揺動スクロール３は、渦巻体４ｂと渦巻体３ｂとが互いに向き合うように組み合わされて密閉容器１内に配置されている。渦巻体４ｂと渦巻体３ｂとは、逆位相で組み合わされており、固定スクロール４の渦巻体４ｂおよび揺動スクロール３の渦巻体３ｂとの間に圧縮室１２が形成される。

固定スクロール４の外周部には２個１対の固定側オルダムリング溝１５ａが一直線上に形成されている。固定側オルダムリング溝１５ａには、オルダムリング４０の２個１対の固定側キー４２ａが往復摺動自在に設置されている。台板４ａの中心部には、圧縮機構部２で圧縮された高圧の作動ガスを吐出するための吐出孔４ｃが形成されており、吐出孔４ｃ上にはこの作動ガスの逆流を防止する吐出弁４３が配置されている。

揺動スクロール３の台板３ａにおいて、渦巻体３ｂが形成されている面と対向する面側には筒状のボス部３ｃが形成されている。ボス部３ｃの内面側には、揺動軸受２６が設けられている。揺動軸受２６には駆動軸１９の揺動軸２１が挿入されており、揺動軸２１の回転により、揺動スクロール３が公転運動を行う。

揺動スクロール３の台板３ａの下方にコンプライアントフレーム３１が位置しており、揺動スクロール３は、コンプライアントフレーム３１に公転運動可能に支持されている。揺動スクロール３とコンプライアントフレーム３１との間には、揺動スクロール３の自転を防止しながら揺動運動を与えるために、コンプライアントフレーム３１に揺動自在に支持されたオルダムリング４０が設けられている。揺動スクロール３の外周部には２個１対の揺動側オルダムリング溝１５ｂが一直線上に形成されている。この揺動側オルダムリング溝１５ｂは、固定側オルダムリング溝１５ａと約９０度の位相差を持ち、オルダムリング４０の２個１対の揺動側キー４２ｂが往復摺動自在に設置されている。

揺動スクロール３の台板３ａにおいて、ボス部３ｃが形成されている面の外周部には、コンプライアントフレーム３１のスラスト面３３と摺動可能なスラスト面３ｄが形成されている。コンプライアントフレーム３１のスラスト面３３の外周部には、往復摺動面４１が形成されており、オルダムリング４０の揺動側キー４２ｂが往復摺動する。ここで、固定スクロール４の渦巻体４ｂと揺動スクロール３の渦巻体３ｂの外側の台板外周部空間（以下、吸入側空間８）は、吸入圧である吸入ガス雰囲気の低圧空間となっている。

電動機１６は、駆動軸１９を回転駆動させるものであって、電動機回転子１６ａおよび電動機固定子１６ｂを有しており、回転数可変で、回転力を発生する。電動機回転子１６ａは焼嵌め等により駆動軸１９に固定されており、電動機固定子１６ｂは焼嵌め等により密閉容器１に固定されている。電動機固定子１６ｂには、ガラス端子（図示せず）が接続されており、ガラス端子は外部から電力を得るためのリード線（図示せず）に接続されている。そして、電動機固定子１６ｂに電力が供給されたとき、駆動軸１９および電動機回転子１６ａが電動機固定子１６ｂに対して回転する。なお、圧縮機１００における回転系全体のバランシングを行うため、電動機回転子１６ａおよび駆動軸１９にはバランスウェイト１８ａおよびバランスウェイト１８ｂが固定されている。

駆動軸１９は、コンプライアントフレーム３１の内周面に設けられた主軸受２５ａおよび補助軸受２５ｂと、密閉容器１に固定支持されたサブフレーム３７内に設けられた副軸受２７とにより、回転可能に支持されている。主軸受２５ａおよび補助軸受２５ｂ並びに副軸受２７は、例えば銅鉛合金等の滑り軸受からなる軸受構造で構成され、駆動軸１９を回転可能に軸支している。なお、図１には、主軸受２５ａおよび補助軸受２５ｂ並びに副軸受２７が滑り軸受からなる場合について例示しているが、別の公知の軸受構造によって駆動軸１９を軸支してもよい。

駆動軸１９は、電動機１６により発生する回転力を圧縮機構部２に伝える。駆動軸１９は、電動機回転子１６ａに接合された主軸２０と、主軸２０の上部に設けられた揺動軸２１とを有する。揺動軸２１は、その中心軸が主軸２０部の中心軸から偏心している。揺動軸２１は、揺動スクロール３のボス部３ｃの内面側に設けられた揺動軸受２６に係合されている。

駆動軸１９の内部には、給油路２３と、供給路２４ａおよび供給路２４ｂとが形成されている。給油路２３は、駆動軸１９の下端部から上端部に向けて駆動軸１９の内部を軸方向に延びて形成されている。供給路２４ａおよび供給路２４ｂは、駆動軸１９の内部を径方向（Ｘ軸方向）に延びて形成されており、給油路２３に通じている。

駆動軸１９の下端には給油ポンプ５０が取り付けられている。給油ポンプ５０は、密閉容器１の油溜め空間５に貯留された油を吸引し、駆動軸１９内の給油路２３に供給する。給油路２３に供給された油は、主軸受２５ａ、補助軸受２５ｂ、副軸受２７および揺動軸受２６等の各摺動部に供給される。

給油ポンプ５０は、例えば回転容積式ポンプで構成される。給油ポンプ５０は、駆動軸１９の回転により作動する。給油ポンプ５０は、駆動軸１９の回転数が高くなるにつれて高い圧力で給油路２３に供給する油量が多くなるような特性を有している。給油ポンプ５０の構造については後述する。

次に、図１を参照して圧縮機１００の動作について説明する。まず、吸入配管７に流れ込んだ低圧（吸入圧）の作動ガスにより、逆止弁９がバネ１０のバネ力に打ち勝ち、弁止まり（図示せず）まで押し下げられる。その後、作動ガスは密閉容器１内の吸入側空間８に流入する。

一方、インバータ装置（図示せず）から電動機１６へ電力が供給されることにより、駆動軸１９が回転する。駆動軸１９の回転により揺動軸２１が回転し、揺動スクロール３が揺動運動を行う。このとき、圧縮室１２に作動ガスが吸い込まれる。

そして、作動ガスは、圧縮室１２の幾何学的な容積変化によって低圧から高圧へと昇圧し、吐出孔４ｃより吐出される。吐出孔４ｃより吐出された作動ガスは、流路１４ａを通り、密閉容器１の内部を高圧ガス雰囲気６として、密閉容器１の側面に設けられた吐出配管１１から外部へ吐出される。

圧縮機構部２で圧縮途中の中間圧の作動ガスは、台板３ａの抽気孔３ｅからガス導入流路１４を介し、コンプライアントフレーム下部空間３２ｂへと導かれる。中間圧とは、吸入圧以上、吐出圧以下の圧力である。コンプライアントフレーム下部空間３２ｂは、上部円環状シール部材３６ａと下部円環状シール部材３６ｂとで密閉された空間となっている。そのため、コンプライアントフレーム下部空間３２ｂに導入された中間圧の作動ガスにより、コンプライアントフレーム３１は軸方向に浮上する。

中間圧空間３８の中間圧力Ｐｍ１は、「中間圧調整バネ３９ｃの弾性力と中間圧調整弁３９ａとの中間圧に晒された面積によって決定される所定の圧力α」と、「吸入側空間８の圧力Ｐｓ」との和であり、Ｐｓ＋αとなる。また、コンプライアントフレーム下部空間３２ｂの中間圧力Ｐｍ２は、「連通する圧縮室１２の位置で決定される所定の倍率β」と「吸入側空間８の圧力Ｐｓ」との積であり、Ｐｓ×βとなる。

コンプライアントフレーム３１には、中間圧力Ｐｍ１および中間圧力Ｐｍ２が下向きに作用し、コンプライアントフレーム下端面３４には高圧ガス雰囲気６による高圧の圧力Ｐｄが上向きに作用する。圧力Ｐｄによりコンプライアントフレーム３１に作用する上向きの荷重が、中間圧力Ｐｍ１および中間圧力Ｐｍ２によりコンプライアントフレーム３１に作用する下向きの荷重よりも大きい。このため、コンプライアントフレーム３１は、ガイドフレーム３０の内周面に沿って軸方向に浮上する。

これにより、揺動スクロール３もスラスト面３３を介して浮上するため、圧縮室１２を形成する固定スクロール４と揺動スクロール３それぞれの渦巻体の先端と台板との隙間が小さくなる。その結果、高圧の作動ガスは圧縮室１２から漏れにくくなり、高効率な圧縮機を得ることができる。

一方、起動時または液圧縮時において、圧縮室１２内が異常に高圧になる場合、揺動スクロール３に作用する軸方向のガス負荷が過大になる。そうすると、揺動スクロール３は、スラスト面３３を介してコンプライアントフレーム３１を押し下げる。すなわち固定スクロール４と揺動スクロール３のそれぞれの渦巻体の先端と台板との間に比較的大きな隙間が生じる。この隙間により、圧縮室１２内の異常な圧力上昇を抑制でき、摺動部の損傷がない信頼性の高い圧縮機を得ることができる。

次に、図１〜３を参照して油の流れについて説明する。
電動機回転子１６ａの回転に伴い、駆動軸１９が回転すると、密閉容器１内が圧縮機構部２で圧縮されたガスで満たされ高圧ガス雰囲気６となる。高圧ガス雰囲気６に晒された油溜め空間５と圧縮機構部２の吸入側空間８とは、駆動軸１９の給油路２３で連通しているため、油溜め空間５の油は、差圧によって吸い上げられる。この油が、給油路２３、供給路２４ａおよび供給路２４ｂから、主軸受２５ａ、補助軸受２５ｂ、副軸受２７および揺動軸受２６にそれぞれ供給される。副軸受２７に給油された油は、副軸受２７を潤滑した後、密閉容器１の下部の油溜め空間５に戻される。なお、主軸受２５ａと主軸２０との間、補助軸受２５ｂと主軸２０との間、副軸受２７と主軸２０との間、および揺動軸受２６と揺動軸２１との間にはそれぞれ、環状隙間が形成されており、この環状隙間は油が通過する軸受流路となっている。

給油路２３を通過して上昇し、主軸受２５ａに給油された油は、主軸受２５ａを潤滑した後、さらに中間圧空間３８へと導かれる。主軸受２５ａを通過後、揺動スクロール３のボス部３ｃまで供給された油は、揺動軸受２６を潤滑し、その過程で減圧され、中間圧となり結果的に中間圧空間３８に導かれる。中間圧空間３８に導かれた油は、貫通流路３９ｅを通る際に、中間圧調整バネ３９ｃのバネ力に打ち勝ち、中間圧調整弁３９ａを押し上げて、一旦、コンプライアントフレーム上部空間３２ａに排出される。その後、この油はオルダムリング４０の内側に排出され、吸入側空間８に供給される。

また、一部の油は、中間圧空間３８からスラスト面３ｄに給油された後に、往復摺動面４１に供給され、吸入側空間８へと流入する。吸入側空間８へと流入した油は、低圧の作動ガスと共に圧縮機構部２へと吸入される。吸入された油は、圧縮機構部２を構成する固定スクロール４および揺動スクロール３の隙間のシールおよび潤滑をすることで正常な運転を可能にする。

上述のように、給油ポンプ５０が容積式の給油ポンプ５０である場合、高速運転時に圧縮機構部２の吸入側空間８および各摺動部に供給される油量は増加し、低速運転時には油量は減少するという特性を有する。したがって、駆動軸１９の回転数が低すぎる場合は、各摺動部へ供給される油量が不足し、潤滑状態の悪化または焼きつきの発生といった信頼性の低下を招く場合がある。

そこで、本実施の形態１では、給油ポンプ５０の給油口５４ｂから軸受部に至る油流路の流路抵抗を工夫することで、低回転数時の給油不足を改善する。以下、まず給油ポンプ５０の構造について説明する。

図２は、実施の形態１に係る給油ポンプの構造の一例を示す縦断面模式図である。図３は、実施の形態１に係る給油ポンプの一例を示す横断面模式図である。図２〜図３を参照して給油ポンプ５０について説明する。
給油ポンプ５０は、いわゆるトロコイドポンプであり、アウターロータ５１と、インナーロータ５２と、アウターロータ５１およびインナーロータ５２を内部に収容するハウジング５３と、吸入パイプ５６とを有する。吸入パイプ５６の下端は油溜め空間５に浸漬している。

アウターロータ５１は、図３に示すようにアウターロータ５１の中心が、駆動軸１９の中心に対して偏心した状態でハウジング５３内に収容されている。また、アウターロータ５１の内周面にはトロコイド曲線で形成された複数の歯が形成されている。

インナーロータ５２は、アウターロータ５１内に収容されている。インナーロータ５２の外周面には、トロコイド曲線で形成された複数の歯が形成されており、インナーロータ５２の歯数はアウターロータ５１の歯数より例えば１つ少ない数になっている。インナーロータ５２の中心部には軸穴５２ａが形成されており、軸穴５２ａに駆動軸１９が挿入されている。

アウターロータ５１とインナーロータ５２との間には、流体室５７が区画形成されている。流体室５７の体積は、アウターロータ５１およびインナーロータ５２の回転に合わせて拡大または縮小する。給油ポンプ５０は、流体室５７が拡大する回転角度位置で油を吸込み、流体室５７が縮小する角度位置で油を吐き出す。

ハウジング５３は、上面が開口した凹状の箱部５４と、箱部５４の上面開口を覆う上面カバー５５とを有する。ハウジング５３は、サブフレーム３７に取り付けられ、上端面で駆動軸１９を軸方向に支承している。箱部５４の底面部５４ａには、流体室５７内に油を供給する給油口５４ｂが貫通して形成されている。給油口５４ｂには、吸入パイプ５６の上端が接続されて、吸入パイプ５６からの油がハウジング５３内に流入するようになっている。箱部５４の底面部５４ａにはさらに、給油口５４ｂに連通する円弧状の油流入路５４ｃが形成されている。また、箱部５４の底面部５４ａには、流体室５７内から油を排出する排油口５４ｄと、排油口５４ｄに連通する円弧状の油流出路５４ｅと、径方向に延びて油流出路５４ｆを駆動軸１９の給油路２３に連通させる油流出路５４ｆとが形成されている。

以上の構成により、駆動軸１９が回転してインナーロータ５２が回転すると、流体室５７の容積変化によって油溜め空間５の油が、図２の実線矢印に示すように吸入パイプ５６および給油口５４ｂおよび油流入路５４ｃを通じて流体室５７へ吸い込まれる。流体室５７内に吸い込まれた油は、排油口５４ｄから油流出路５４ｅに排出され、油流出路５４ｆを通じて駆動軸１９の給油路２３に供給される。以上は、給油ポンプ５０内における油の流れの内の主流の流れである。

ハウジング５３内にはロータ収容空間が形成されており、ロータ収容空間の高さは、アウターロータ５１およびインナーロータ５２の高さよりも高くなっている。よって、ロータ収容空間には、アウターロータ５１およびインナーロータ５２が収容された状態においてクリアランスを有する。図２において、点線で示した部分がクリアランスであり、このクリアランス部分もまた流路（以下、クリアランス流路５８という）となっており、クリアランス流路５８には、給油ポンプ５０内における油の流れの内の主流以外の副流が流れる。

給油ポンプ５０は、高速運転時には十分な油量を油溜め空間５から汲み上げるが、低速運転時には汲み上げ力が小さくなって給油量が低下する。特に圧縮負荷の高い高差圧の運転範囲では、摺動部の潤滑に多くの給油を必要とするため、給油量の確保が求められるが、高差圧且つ低速運転時には、給油量の不足が懸念される。

そこで、本実施の形態１では、流路抵抗の調整による差圧給油を行うようにし、高差圧且つ低速運転時の給油量を確保するようにしている。流路抵抗の調整として、クリアランス流路５８の一部の流路抵抗を、軸受流路の流路抵抗よりも小さく設定したことを特徴としている。クリアランス流路５８の一部の流路抵抗を、軸受流路の流路抵抗よりも小さく設定する具体的な構造として、本実施の形態１では、クリアランス流路５８の途中に、クリアランス流路５８の流路拡大を図る溝５９を設けている。

溝５９は、図２および図３では、インナーロータ５２に形成された軸穴５２ａの内周面に形成した例を示しているが、溝５９の形成位置はこの位置に限定されず、軸穴５２ａの内周面に対向する駆動軸１９の外周面に形成されていてもよい。他の例として、溝５９は、アウターロータ５１の軸方向の第１両端面５１ａと、第１両端面５１ａと軸方向に対向するハウジング５３の面５３ｇと、インナーロータ５２の軸方向の第２両端面５２ｂと、第２両端面５２ｂと軸方向に対向するハウジング５３の面５３ｇと、のいずれかに形成されていてもよい。溝５９は、要するにクリアランス流路５８の流路を拡大するように設けられていればよい。

このように、クリアランス流路５８の一部の流路抵抗を、軸受流路２２の流路抵抗よりも小さく設定したことで、高差圧且つ低速運転時の給油量の確保を図っている。この点について、以下、本実施の形態１の特徴部分の構造を簡単化した模式図を用いて説明する。

図４は、比較例の油流路を簡単化した模式図であって、流路抵抗と圧力差との関係の説明図である。図５は、実施の形態１の特徴を有する油流路を簡単化した模式図であって、流路抵抗と圧力差との関係の説明図である。
油流路１０１ａおよび油流路１０１ｂは、クリアランス流路５８と、給油路２３と、軸受流路２２とを有し、入口側が高圧、出口側が中間圧となっている。軸受流路２２については後述する。クリアランス流路５８の流路抵抗はＲ１、給油路２３の流路抵抗はＲ２、軸受流路２２の流路抵抗はＲ３であり、Ｒ１＞Ｒ３＞Ｒ２の関係を有する。

図５の油流路１０１ｂは、クリアランス流路５８の途中に、クリアランス流路５８が拡大されて流路抵抗がＲ１よりも小さいＲ４の部分を有している。流路抵抗Ｒ４は、クリアランス流路５８の一部の流路抵抗である。この流路抵抗Ｒ４の部分は、溝５９が形成されたクリアランス流路部分に相当する。流路抵抗Ｒ４は、Ｒ４＜Ｒ３の関係を有する。

図４の比較例の油流路１０１ａでは、クリアランス流路５８の抵抗Ｒ１が軸受流路２２の抵抗Ｒ３よりも大きいため、クリアランス流路５８には油が流れにくい。軸受流路２２では、給油路２３に連通する入口側が高圧、出口側が中間圧であって圧力差があり、且つクリアランス流路５８よりも流路抵抗が小さいことで、軸受流路２２を流れる油量はクリアランス流路５８を流れる油量よりも多くなる。よって、クリアランス流路５８と軸受流路２２との間に位置する給油路２３の圧力は、高圧から次第に軸受流路２２の出口と同様の中間圧に下がり、最終的にはクリアランス流路５８の圧力も中間圧に下がる。これにより、油流路１０１ａの出入口で圧力差が無くなり、差圧給油がされなくなる。

また、別の視点から検討すると、差圧給油による給油量は、最も流路抵抗の高い流路の出入口の差圧によって決定され、その差圧によって差圧給油が行われる。図４の比較例の油流路１０１ａでは、最も流路抵抗の高い流路はクリアランス流路５８であるが、油流路１０１ａ内は高圧の油で満たされているため、クリアランス流路５８の出入口は共に高圧であり、圧力差が生じず、差圧給油は行われない。

これに対し、図５の本実施の形態１の油流路１０１ｂでは、クリアランス流路５８の途中に、軸受流路２２よりも流路抵抗が小さい流路抵抗Ｒ４の部分を有しており、クリアランス流路５８の一部の流路抵抗が、軸受流路２２の流路抵抗よりも小さく設定されている。このような流路抵抗の調整により、高差圧時に軸受流路２２の出入口の圧力差が維持され、この圧力差によって、軸受流路２２では高圧側から中間圧側に向けた油の流れが形成される。軸受流路２２において差圧による油の流れが形成されることで、軸受流路２２に連通した給油路２３およびクリアランス流路５８においても油の流れが形成される。このように、図５の本実施の形態１の油流路１０１ｂでは、軸受流路２２の出入口の圧力差によって、クリアランス流路５８に流入した油が、給油路２３を通過した後、軸受流路２２に供給される、差圧給油が行われる。

ここで、軸受流路２２には、各軸受と駆動軸１９との環状隙間のうち、「主軸受２５ａと駆動軸１９との環状隙間」と「揺動軸受２６と駆動軸１９との間の環状隙間」とが該当し、「補助軸受２５ｂと駆動軸１９との環状隙間」と「副軸受２７と駆動軸１９との環状隙間」とは該当しない。「補助軸受２５ｂと駆動軸１９との環状隙間」と「副軸受２７と駆動軸１９との環状隙間」とは、油の出入口が共に高圧となるためである。よって、クリアランス流路５８の一部の流路抵抗は、「主軸受２５ａと駆動軸１９との環状隙間」と「揺動軸受２６と駆動軸１９との間の環状隙間」とのそれぞれの流路抵抗よりも小さく設定されている。

図６は、実施の形態１に係る圧縮機の給油量と回転数との関係を示す図である。図６において実線は、実施の形態１を示している。図６には、比較のため、従来の差圧給油における給油量と回転数Ｎとの関係を、高差圧時および低差圧時のそれぞれの場合について示すと共に、従来の容積式ポンプ給油における給油量と回転数との関係を示している。

従来の差圧給油の場合、高差圧時は給油量Ａ１であり、十分な給油を行うことができるが、低差圧時は、給油量Ａ１よりも少ない給油量Ａ２となり、給油量が不十分となる。

従来の容積式ポンプ給油の場合、給油量は駆動軸１９の回転数によって決定する。このため、回転数Ｎが上昇するに連れ、給油量も右肩上がりとなり、高速運転時には給油量が給油量Ａ１以上となり十分な給油を行うことができる。しかし、低速運転時では給油量が給油量Ａ１を下回り、不十分となる。

本実施の形態１の場合、給油ポンプ５０を備えているため、高速運転時には、従来の容積式ポンプ給油と同様に給油量は右肩上がりとなり、十分な給油量を確保できる。低速運転時には、高速運転時よりも給油量は下がるもののポンプ給油による給油量が得られると共に、上述した流路抵抗調整による差圧給油による給油量が得られる。このため、図６の矢印に示すように、低速運転時において、従来の容積式ポンプ給油のみの場合よりも給油量が上昇して、高差圧時の給油量Ａ１を確保できる。このように、実施の形態１では、ポンプ給油と差圧給油の双方の特性を有し、高差圧且つ低速運転時の給油量を確保することができる。その結果、高差圧且つ低速運転時の摺動部の潤滑不良を抑制でき、信頼性の向上を図ることができる。

以上説明したように、実施の形態１の圧縮機１００は、低圧から高圧まで作動ガスを圧縮する圧縮機構部２と、圧縮機構部２で圧縮された作動ガスによって内部が高圧ガス雰囲気とされる共に、油を溜める油溜め空間５を有する密閉容器１と、圧縮機構部２を駆動する軸であって、給油流路が形成された駆動軸１９とを有する。圧縮機１００はさらに、駆動軸１９の回転によって駆動し、油溜め空間５に溜まった油を駆動軸１９の給油流路に供給する給油ポンプ５０と、給油流路から油が供給され、駆動軸１９の回転を支持する軸受とを備える。軸受と駆動軸１９との間の隙間は、油が流れる軸受流路２２となっており、給油ポンプ５０内における油の流路の内でクリアランス流路５８の一部の流路抵抗が、軸受流路２２の流路抵抗よりも小さく設定されている。

これにより、高差圧時に、軸受流路２２の出入口の圧力差が維持され、軸受流路２２において差圧による油の流れが形成されることで、給油路２３およびクリアランス流路５８においても油の流れが形成され、差圧給油が行われる。この差圧給油によって高差圧且つ低速運転時の給油量の確保を行うことができる。その結果、高差圧且つ低速運転時の摺動部の潤滑不良を抑制して信頼性を向上することが可能である。

実施の形態１において、クリアランス流路５８の途中には、クリアランス流路５８を拡大する溝５９が設けられており、溝５９が設けられたクリアランス流路５８部分が、軸受流路２２の流路抵抗よりも小さい流路抵抗となる部分である。

このように、クリアランス流路５８に溝５９を設けるだけで、クリアランス流路５８の一部の流路抵抗を、軸受流路２２の流路抵抗よりも小さく設定できる。

実施の形態１において、給油ポンプ５０は、アウターロータ５１と、インナーロータ５２とを備えたトロコイドポンプである。インナーロータ５２には、駆動軸１９が挿入される軸穴５２ａが形成されており、軸穴５２ａの内周面または内周面に対向する駆動軸１９の外周面に、溝５９が形成されている。

このように、溝５９の形成位置を、軸穴５２ａの内周面または内周面に対向する駆動軸１９の外周面にできる。

実施の形態１において、給油ポンプ５０は、アウターロータ５１と、インナーロータ５２と、アウターロータ５１およびインナーロータ５２を収容するハウジング５３とを備えたトロコイドポンプである。アウターロータ５１の軸方向の第１両端面５１ａと、第１両端面５１ａと軸方向に対向するハウジング５３の面と、インナーロータ５２の軸方向の第２両端面５２ｂと、第２両端面５２ｂと軸方向に対向するハウジング５３の面と、のいずれかに、溝５９が形成されている。

このように、溝５９の形成位置を、アウターロータ５１の軸方向の第１両端面５１ａと、第１両端面５１ａと軸方向に対向するハウジング５３の面と、インナーロータ５２の軸方向の第２両端面５２ｂと、第２両端面５２ｂと軸方向に対向するハウジング５３の面と、のいずれかにできる。

１密閉容器、２圧縮機構部、３揺動スクロール、３ａ台板、３ｂ渦巻体、３ｃボス部、３ｄスラスト面、３ｅ抽気孔、４固定スクロール、４ａ台板、４ｂ渦巻体、４ｃ吐出孔、５油溜め空間、６高圧ガス雰囲気、７吸入配管、８吸入側空間、９逆止弁、１０バネ、１１吐出配管、１２圧縮室、１４ガス導入流路、１４ａ流路、１５ａ固定側オルダムリング溝、１５ｂ揺動側オルダムリング溝、１６電動機、１６ａ電動機回転子、１６ｂ電動機固定子、１８ａバランスウェイト、１８ｂバランスウェイト、１９駆動軸、２０主軸、２１揺動軸、２２軸受流路、２３給油路、２４ａ供給路、２４ｂ供給路、２５ａ主軸受、２５ｂ補助軸受、２６揺動軸受、２７副軸受、３０ガイドフレーム、３０ａ上部嵌合円筒面、３０ｂ下部嵌合円筒面、３１コンプライアントフレーム、３２ａコンプライアントフレーム上部空間、３２ｂコンプライアントフレーム下部空間、３３スラスト面、３４コンプライアントフレーム下端面、３５ａ上部嵌合円筒面、３５ｂ下部嵌合円筒面、３６ａ上部円環状シール部材、３６ｂ下部円環状シール部材、３７サブフレーム、３８中間圧空間、３９ａ中間圧調整弁、３９ｃ中間圧調整バネ、３９ｄ中間圧調整弁空間、３９ｅ貫通流路、４０オルダムリング、４１往復摺動面、４２ａ固定側キー、４２ｂ揺動側キー、４３吐出弁、５０給油ポンプ、５１アウターロータ、５１ａ第１両端面、５２インナーロータ、５２ａ軸穴、５２ｂ第２両端面、５３ハウジング、５３ｇ面、５４箱部、５４ａ底面部、５４ｂ給油口、５４ｃ油流入路、５４ｄ排油口、５４ｅ油流出路、５４ｆ油流出路、５５上面カバー、５６吸入パイプ、５７流体室、５８クリアランス流路、５９溝、１００圧縮機、１０１ａ油流路、１０１ｂ油流路。

本発明の圧縮機は、油を溜める油溜め空間を有する密閉容器と、密閉容器に収容され、密閉容器内に流入する作動ガスを圧縮する圧縮機構部と、圧縮機構部を駆動する軸であって、給油流路が形成された駆動軸と、駆動軸の回転によって駆動し、油溜め空間に溜まった油を駆動軸の給油流路に供給する給油ポンプと、給油流路から油が供給され、駆動軸の回転を支持する軸受とを備え、軸受と駆動軸との間の隙間は、油が流れる軸受流路となっており、給油ポンプ内における油の流路の内でクリアランス流路の途中には、クリアランス流路を拡大する溝が設けられており、溝が設けられたクリアランス流路部分が、軸受流路の流路抵抗よりも小さく設定されているものである。

Claims

油を溜める油溜め空間を有する密閉容器と、
前記密閉容器に収容され、前記密閉容器内に流入する作動ガスを圧縮する圧縮機構部と、
前記圧縮機構部を駆動する軸であって、給油流路が形成された駆動軸と、
前記駆動軸の回転によって駆動し、前記油溜め空間に溜まった油を前記駆動軸の前記給油流路に供給する給油ポンプと、
前記給油流路から油が供給され、前記駆動軸の回転を支持する軸受とを備え、
前記軸受と前記駆動軸との間の隙間は、前記油が流れる軸受流路となっており、前記給油ポンプ内における油の流路の内でクリアランス流路の一部の流路抵抗が、前記軸受流路の流路抵抗よりも小さく設定されている圧縮機。
前記クリアランス流路の途中には、前記クリアランス流路を拡大する溝が設けられており、前記溝が設けられた前記クリアランス流路部分が、前記軸受流路の流路抵抗よりも小さく設定されている部分である請求項１記載の圧縮機。
前記給油ポンプは、アウターロータとインナーロータとを備えたトロコイドポンプであり、
前記インナーロータには、前記駆動軸が挿入される軸穴が形成されており、
前記軸穴の内周面または前記内周面に対向する前記駆動軸の外周面に、前記溝が形成されている請求項２記載の圧縮機。
前記給油ポンプは、アウターロータと、インナーロータと、前記アウターロータおよび前記インナーロータを収容するハウジングとを備えたトロコイドポンプであり、
前記溝は、前記アウターロータの軸方向の第１両端面と、前記第１両端面と前記軸方向に対向する前記ハウジングの面と、前記インナーロータの軸方向の第２両端面と、前記第２両端面と前記軸方向に対向する前記ハウジングの面と、のいずれかに形成されている請求項２記載の圧縮機。