WO2015040720A1

WO2015040720A1 - スクロール圧縮機

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Publication number: WO2015040720A1
Application number: PCT/JP2013/075341
Authority: WO
Inventors: 角田　昌之; 浩平達脇; 政哉岡本; 功一福原; 石園　文彦; 昌晃須川
Original assignee: 三菱電機株式会社
Priority date: 2013-09-19
Filing date: 2013-09-19
Publication date: 2015-03-26
Also published as: US9828994B2; US20160131134A1; EP3048304A1; CN105431634B; EP3048304A4; AU2013400864A1; CN105431634A; EP3048304B1; AU2013400864B2; JPWO2015040720A1; JP5985068B2

Abstract

　スクロール圧縮機は、固定スクロールの渦巻と揺動スクロールの渦巻とを組み合わせて形成される圧縮室で流体を圧縮するスクロール圧縮機であって、固定スクロールの渦巻及び揺動スクロールの渦巻は、外向面インボリュート曲線の伸開始点と内向面インボリュート曲線の伸開始点との間を複数の円弧で結んだ球根形状を有する巻き始め部をそれぞれ備えており、少なくとも一方の巻き始め部は、ｎ個（ｎ≧３）の球根形状が渦巻の立設方向に重ねられたｎ段重ねの階段状に形成されており、階段状に形成された巻き始め部の各段における外向面インボリュート曲線の伸開始点角を、歯先側から歯元側に向かって順にφｏｓ（０），φｏｓ（１），φｏｓ（２），・・・，φｏｓ（ｎ－１）としたとき、φｏｓ（０）＞φｏｓ（１）＞φｏｓ（２）＞・・・＞φｏｓ（ｎ－１）となることを特徴とするものである。

Description

スクロール圧縮機

　本発明は、冷凍・空調用途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、空調用途のように幅広い圧縮比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。

　スクロール圧縮機においては、渦巻仕様により組込容積比が決まる。圧縮比が組込容積比に見合う適正圧縮比となる運転条件では、不適正圧縮損失は生じない。ところが、圧縮比がより低圧縮比となる運転条件では過圧縮損失という不適正圧縮損失が生じ、圧縮比がより高圧縮比となる運転条件では不足圧縮損失という不適正圧縮損失が生じる。このため、通常は、定格条件又は運転頻度などから最も重視すべき運転条件に合わせた組込容積比を備える渦巻仕様を選択することにより、不適正圧縮損失の影響低減が図られる。

　過圧縮損失を抑制するには、圧縮後のガスを渦巻中央の圧縮室（最内室）から排出する吐出過程における流路抵抗の低減が効果的である。不足圧縮損失を抑制するには、組込容積比に応じた圧縮完了時に第２室と連通する最内室の容積、所謂死容積の低減が効果的である。従来、不足圧縮損失を低減するために、渦巻中央部の強度を確保しながら、最内室容積の極少化を図った例がある（例えば、特許文献１参照）。

特開平９－６８１７７号公報

　特許文献１のスクロール圧縮機においては、渦巻中央部の断面形状を段階状に形成し、各段における渦巻中央部形状を最内室容積が実質的にゼロとなる“完全噛み合いプロファイル”、すなわち所謂“ゼロ球根形状”とするとともに、台板から離れた上方段ほど歯厚を薄くしている。これにより、渦巻の強度を確保しつつ、不足圧縮損失を低減できるとしている。

　しかしながら、ゼロ球根形状化は、不足圧縮時の再膨張損失低減には効果があるものの、過圧縮時には連通後第２室からの吐出流路の狭窄を招いて過圧縮損失低減には逆効果となることが多い。

　このような弊害を回避する方法としては、組込容積比をできるだけ小さく設定して、過圧縮よりも不足圧縮となりゼロ球根化のメリットが得られる運転範囲が広くなるようにすることがある。ところが、近年の空調機における部分負荷性能重視の傾向に対応しようとすると、著しく小さい組込容積比設定で比較的高圧縮比の条件では、渦巻部分での昇圧よりも連通後の“完全噛み合い”部での昇圧が主となることにより、トルク脈動増大など別の弊害を招くことになる。

　本発明は、上述のような問題点を解決するためになされたものであり、幅広い運転条件で不適正圧縮損失の影響を低減できるスクロール圧縮機を提供することを目的とする。

　本発明に係るスクロール圧縮機は、固定スクロールの渦巻と揺動スクロールの渦巻とを組み合わせて形成される圧縮室で流体を圧縮するスクロール圧縮機であって、前記固定スクロールの渦巻及び前記揺動スクロールの渦巻は、外向面インボリュート曲線の伸開始点と内向面インボリュート曲線の伸開始点との間を複数の円弧で結んだ球根形状を有する巻き始め部をそれぞれ備えており、少なくとも一方の前記巻き始め部は、ｎ個（ｎ≧３）の球根形状が前記渦巻の立設方向に重ねられたｎ段重ねの階段状に形成されており、階段状に形成された前記巻き始め部の各段における前記外向面インボリュート曲線の伸開始点角を、歯先側から歯元側に向かって順にφｏｓ（０），φｏｓ（１），φｏｓ（２），・・・，φｏｓ（ｎ－１）としたとき、φｏｓ（０）＞φｏｓ（１）＞φｏｓ（２）＞・・・＞φｏｓ（ｎ－１）となることを特徴とするものである。

　本発明によれば、最上段の外向面インボリュート曲線の伸開始点角によって決まる最内室と第２室との連通角ψｑ以降の連通路開口スピードを、各段の高さ寸法の配分により広範囲に亘って調整することが可能となる。これにより、低圧縮比から高圧縮比までの幅広い運転条件で不適正圧縮損失の影響を低減できるスクロール圧縮機を得ることができる。

本発明の実施の形態１に係るスクロール圧縮機１の構造を示す概略断面図である。本発明の実施の形態１に係るスクロール圧縮機１の固定スクロール１１及び揺動スクロール１２の渦巻形状を示す図である。不適正圧縮時のＰＶ線図の一例を示す図である。本発明の実施の形態１に係るスクロール圧縮機１における固定スクロール１１及び揺動スクロール１２の巻き始め部を拡大して示す斜視図である。本発明の実施の形態１に係るスクロール圧縮機１における固定スクロール１１及び揺動スクロール１２の巻き始め部を内周側から見た概略の側面形状を示す図である。本発明の実施の形態１に係るスクロール圧縮機１における固定スクロール１１及び揺動スクロール１２の巻き始め部を拡大して示す平面図である。本発明の実施の形態１に係るスクロール圧縮機１における固定スクロール１１の巻き始め部をさらに拡大して示す平面図である。参考例として階段状の球根形状を形成した構成の例を示す図である。本発明の実施の形態１に係るスクロール圧縮機１における各段の歯高方向寸法の配分を定義するための説明図である。本発明の実施の形態１に係るスクロール圧縮機１において、階段球根形状の高さ配分を変えたときの渦巻側面間連通路の開口面積変化を示すグラフである。部分負荷性能評価条件の一例を示す運転マップである。参考例による階段球根形状で高さ配分を０．６６６／０．３３３としたときの開口面積変化を示すグラフである。本発明の実施の形態１に係るスクロール圧縮機１における渦巻の巻き始め部の構成の変形例を示す平面図である。

実施の形態１．
　本発明の実施の形態１に係るスクロール圧縮機について説明する。図１は、本実施の形態に係るスクロール圧縮機１の構造を示す概略断面図である。なお、図１を含む以下の図面では、各構成部材の寸法の関係や形状等が実際のものとは異なる場合がある。また、図１を含む以下の図面において、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、このことは明細書の全文において共通することとする。さらに、明細書全文に表わされている構成要素の形態は、あくまでも例示であって、これらの記載に限定されるものではない。

　図１に示すように、スクロール圧縮機１は、例えば冷蔵庫や冷凍庫、自動販売機、空気調和機、冷凍装置、給湯器等の冷凍・空調用途の冷凍サイクル装置に用いられるものである。例えば、スクロール圧縮機１は、空調用途の冷凍サイクル装置のように、幅広い圧縮比での運転が想定される冷凍サイクル装置に用いられるものである。このスクロール圧縮機１は、冷凍サイクルを循環する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。

　スクロール圧縮機１は、固定スクロール１１、揺動スクロール１２、オルダムリング１３、フレーム１４、軸１５、第１バランサ１６、第２バランサ１７、ロータ１８、ステータ１９、サブフレーム２６、副軸受２０、及び吐出弁２５が密閉容器２１内に収納された構成を有している。密閉容器２１の底部は、潤滑油２２を貯留する油溜めとなっている。また、密閉容器２１には、流体を吸入するための吸入管２３と、流体を吐出するための吐出管２４とが連接されている。吸入管２３は密閉容器２１の側面の一部に、吐出管２４は密閉容器２１の上面の一部に、それぞれ連接されている。

　固定スクロール１１は、密閉容器２１内に固定支持されているフレーム１４に、不図示のボルト等によって固定されている。固定スクロール１１は、鏡板１１ａと、鏡板１１ａの一方の面に立設された渦巻１１ｂ（渦巻歯）と、を有している。また、固定スクロール１１の略中央部には、圧縮された流体を吐出するための吐出ポート１１１が貫通して形成されている。さらに、固定スクロール１１の吐出ポート１１１の出口部には、吐出弁２５が吐出ポート１１１を覆うように設置され、流体の逆流を防止するようにしている。

　揺動スクロール１２は、オルダムリング１３によって固定スクロール１１に対して自転運動することなく揺動運動を行うようになっている。揺動スクロール１２は、鏡板１２ａと、鏡板１２ａの一方の面に立設された渦巻１２ｂ（渦巻歯）と、を有している。また、揺動スクロール１２の渦巻１２ｂの形成面とは反対側の面の略中心部には、中空円筒形状のボス部１２１が形成されている。このボス部１２１の内側には、後述する軸１５の上端の偏心部１５１が嵌入（係合）される揺動軸受部が設けられている。

　固定スクロール１１と揺動スクロール１２とは、渦巻１１ｂと渦巻１２ｂとを互いに噛み合わせるようにして嵌合し、密閉容器２１内に装着される。そして、渦巻１１ｂと渦巻１２ｂとの間には、揺動スクロール１２の揺動運動に伴って容積が変化する圧縮室４が形成される。

　オルダムリング１３は、揺動スクロール１２のスラスト面（渦巻形成面とは反対側の面）に配設され、揺動スクロール１２の自転運動を阻止するために機能する。すなわち、オルダムリング１３は、揺動スクロール１２の自転運動を阻止するとともに、揺動スクロール１２の揺動運動を可能とする機能を果たすようになっている。

　ロータ１８は、軸１５に固定され、ステータ１９への通電が開始することにより回転駆動し、軸１５を回転させるようになっている。ロータ１８の下面には、第２バランサ１７が取り付けられている。第２バランサ１７は、ロータ１８とともに回転して、この回転に対しての質量バランス（静的及び動的釣り合わせ）をとる機能を有している。第２バランサ１７は、リベット等でロータ１８に取り付けられる。

　ステータ１９は、ロータ１８の外周側に所定の隙間を空けて配置され、通電が開示されることでロータ１８を回転駆動するものである。また、ステータ１９の外周面は焼き嵌め等により密閉容器２１に固着支持されている。

　軸１５は、ステータ１９の通電によりロータ１８とともに回転駆動し、この駆動力を偏心部１５１に装着されている揺動スクロール１２に伝達するものである。軸１５の内部には、密閉容器２１の底部に貯留してある潤滑油２２の流路となる図示省略の給油路が形成されている。

　また、軸１５のうちロータ１８の上方に位置する部分には、第１バランサ１６が取り付けられている。第１バランサ１６は、軸１５とともに回転して、この回転に対しての質量バランス（静的及び動的釣り合わせ）をとる機能を有している。第１バランサ１６は、焼き嵌め等で軸１５に取り付けられる。

　フレーム１４は、その外周面が密閉容器２１の内周面に焼き嵌めや溶接等によって固着されることによって取り付けられている。フレーム１４は、固定スクロール１１を支持するとともに、中心部に形成された貫通孔を介して軸１５を回転自在に支持するようになっている。また、フレーム１４は、揺動スクロール１２を揺動自在に支持する機能も有している。フレーム１４の貫通孔には、軸１５を回転自在に支持する主軸受部が設けられている。また、フレーム１４には、モータ（ロータ１８、ステータ１９）の上部空間に存在する冷媒ガスを圧縮室４に導く吸入口１４ａが形成されている。

　サブフレーム２６は、その外周面が密閉容器２１の内周面に焼き嵌めや溶接等によって固着されることによって取り付けられている。サブフレーム２６は、中心部に形成された貫通孔を介して軸１５を回転自在に支持するようになっている。サブフレーム２６の貫通孔には、軸１５を回転自在に支持する副軸受２０が設けられている。サブフレーム２６は、軸１５の下方部分を支持するように、密閉容器２１内の下方に設置されるようになっている。

　スクロール圧縮機１の動作を簡単に説明する。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の主軸受部と副軸受２０とで支持された軸１５が回転する。軸１５の偏心部１５１によりボス部１２１が駆動される揺動スクロール１２は、オルダムリング１３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１１ｂとの組合せで形成された圧縮室４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状態の流体は、固定スクロール１１の渦巻１１ｂと揺動スクロール１２の渦巻１２ｂとの間の圧縮室４に取り込まれ、圧縮されていく。そして、圧縮された流体は、固定スクロール１１に設けられた吐出ポート１１１から吐出弁２５に抗して吐出され、吐出管２４からスクロール圧縮機１の外部、すなわち冷媒回路へ排出される。

　なお、揺動スクロール１２とオルダムリング１３の運動に伴うアンバランスを第１バランサ１６及び第２バランサ１７によって釣り合わせるようになっている。密閉容器２１下部に貯留した潤滑油２２は、軸１５内に設けられた給油路から各摺動部（主軸受部、揺動軸受部、副軸受２０、スラスト面など）に供給される。

　図２は、スクロール圧縮機１の固定スクロール１１及び揺動スクロール１２の渦巻形状を示す図である。図２に基づいて、スクロール圧縮機１の組込容積比ρについて説明する。なお、渦巻中央部（巻き始め部）の形状の詳細については後述する。図２の（ａ）は、固定スクロール１１に組み合わされた揺動スクロール１２が最外室を形成した吸入完了の位置にあるときの状態を示している。（ｂ）は、（ａ）の吸入完了時の状態から揺動スクロール１２が９０ｄｅｇ公転した位置にあるときの状態を示している。（ｃ）は、（ａ）の吸入完了時の状態から揺動スクロール１２が１８０ｄｅｇ公転した位置にあるときの状態を示している。（ｄ）は、（ａ）の吸入完了時の状態から揺動スクロール１２が２７０ｄｅｇ公転した位置にあるときの状態を示している。

　揺動スクロール１２は、（ａ）→（ｂ）→（ｃ）→（ｄ）→（ａ）の順に揺動運動、すなわち自転を伴わない公転運動を行う。これにより、各圧縮室は容積を減じていく。それに伴い、吸入されたガス状態の流体は、圧縮されるとともに順次中央へ送られ、最内室から固定スクロール１１に設けられた吐出ポート１１１を経てスクロール圧縮機１の外部へ吐出される。

　圧縮室の容積減によってガス状態の流体が圧縮されるのは、最外室への吸入が完了した時点から第２室が中央の最内室と連通するまでの間であり、図２に示す形態では１回転程度の間である。吸入完了時の最外室容積を行程容積Ｖｓｔ、連通時の第２室容積をＶｄとすると、Ｖｓｔ／Ｖｄが組込容積比ρである。冷凍サイクルの高圧Ｐｄと低圧Ｐｓの比である圧縮比σ＝Ｐｄ／Ｐｓが組込容積比ρに対して適正な値ではないとき、過圧縮や不足圧縮による不適正圧縮損失が生じる。不適正圧縮損失は、吸入、圧縮、吐出過程を縦軸圧力Ｐ、横軸容積Ｖで表した示圧線図（ＰＶ線図）に現れる図示損失の一種である（図３参照）。

　図３は、不適正圧縮時のＰＶ線図の一例を示す図である。図３に基づいて、不適正圧縮損失について説明する。図３の（ａ）は不適正圧縮損失のうち不足圧縮の場合を示している。（ｂ）は不適正圧縮損失のうち過圧縮の場合を示している。

　（ａ）の不足圧縮の場合、第２室容積がＶｄに達し連通することにより、高圧Ｐｄの最内室と混合することで、理想圧縮のＰｉｄのパターンよりも急激に昇圧し、斜線部の面積分、動力が増加する。一方、（ｂ）の過圧縮の場合、第２室圧力が高圧Ｐｄに達した後も、容積がＶｄになるまで圧縮が継続されるため、斜線部の面積分の動力増加が損失となる。

　空調用途では、年間消費電力抑制の観点から、比較的高圧縮比運転となる定格条件の他に中間条件の低圧縮比運転時の性能向上が求められるようになってきており、過圧縮時の損失低減の必要性が増している。スクロール圧縮機では、不足圧縮損失、過圧縮損失共に、その大小に連通直後の第２室～最内室間の流路拡大速度が関係するため、この流路形成を左右する巻き始め部の渦巻形状には注意を払わなければならない。

　固定スクロール１１及び揺動スクロール１２の渦巻の巻き始め部は、内向面と外向面を構成する各インボリュート曲線の伸開始点間を小円と大円の二円弧で結んだ所謂球根形状となっている。通常、一つの渦巻に対して１仕様の球根形状で巻き始め部が形成されるが、本実施の形態の巻き始め部は、複数の球根形状が渦巻の立設方向（軸方向）に重ねられた階段状に形成されている。以下、このような巻き始め部の形状を階段球根形状という場合がある。

　図４は、固定スクロール１１及び揺動スクロール１２の渦巻中央部（巻き始め部）を拡大して示す斜視図である。図５は、固定スクロール１１及び揺動スクロール１２の巻き始め部を内周側から見た概略の側面形状を示す図である。図４及び図５の（ａ）は固定スクロール１１（渦巻１１ｂ）の巻き始め部を示しており、（ｂ）は揺動スクロール１２（渦巻１２ｂ）の巻き始め部を示している。

　図４（ａ）及び図５（ａ）に示すように、固定スクロール１１の渦巻の巻き始め部は例えば３段重ねの階段状に形成されており、歯先側（図中上方）から歯元側（図中下方）に向かって、小円弧部の位置が徐々に巻き始め端方向にずれて配置されている。最も歯先側（上段）の小円弧部は小円弧部１１２であり、それより歯元寄り（中段）の小円弧部は小円弧部１１２ｂであり、最も歯元側（下段）の小円弧部は小円弧部１１２ｃである。中段の小円弧部１１２ｂは上段の小円弧部１１２よりも巻き始め端方向にずれて配置されており、下段の小円弧部１１２ｃは中段の小円弧部１１２ｂよりもさらに巻き始め端方向にずれて配置されている。このような構成により、揺動スクロール１２側の渦巻の内向面との接触が、上段、中段、下段の順に異なるタイミングで終了するようになっている。

　また、図４（ｂ）及び図５（ｂ）に示すように、揺動スクロール１２の渦巻の巻き始め部は固定スクロール１１と同様に例えば３段重ねの階段状に形成されており、歯先側（図中上方）から歯元側（図中下方）に向かって、小円弧部の位置が徐々に巻き始め方向にずれて配置されている。最も歯先側（上段）の小円弧部は小円弧部１２２であり、それより歯元寄り（中段）の小円弧部は小円弧部１２２ｂであり、最も歯元側（下段）の小円弧部は小円弧部１２２ｃである。中段の小円弧部１２２ｂは上段の小円弧部１２２よりも巻き始め端方向にずれて配置されており、下段の小円弧部１２２ｃは中段の小円弧部１２２ｂよりもさらに巻き始め端方向にずれて配置されている。このような構成により、固定スクロール１１側の渦巻の内向面との接触が、上段、中段、下段の順に異なるタイミングで終了するようになっている。

　ここで、固定スクロール１１側では、小円半径及び大円半径を上段、中段、下段の全てにおいて同一としているが、揺動スクロール１２側では、小円半径及び大円半径を上段、中段、下段で異ならせている。小円半径については、上段の小円弧部１２２の小円半径が最も小さく、中段の小円弧部１２２ｂの小円半径は小円弧部１２２よりも大きく、下段の小円弧部１２２ｃの小円半径は小円弧部１２２ｂよりもさらに大きい。逆に、大円半径については、上段の大円弧部１２４の大円半径が最も大きく、中段の大円弧部１２４ｂの大円半径は大円弧部１２４よりも小さく、下段の大円弧部１２４ｃの大円半径は大円弧部１２４ｂよりもさらに小さい。本実施の形態の構成では、揺動スクロール１２における内向面インボリュート曲線の伸開始点角は、上段、中段、下段の全てにおいて同一である。すなわち、揺動スクロール１２の各段における大円半径は、小円半径の変化に応じて変化している。

　図６は、固定スクロール１１及び揺動スクロール１２の巻き始め部を拡大して示す平面図である。図６に基づいて、スクロール圧縮機１の固定スクロール１１及び揺動スクロール１２の渦巻形状について詳細に説明する。図６の（ａ）は第２室が中央の最内室と連通したときの状態（クランク角：ψｑ）を、（ｂ）は連通後１５ｄｅｇ公転したときの状態（クランク角：ψｑ＋１５ｄｅｇ）を、（ｃ）は連通後３０ｄｅｇ公転したときの状態（クランク角：ψｑ＋３０ｄｅｇ）を、（ｄ）は連通後４５ｄｅｇ公転したときの状態（クランク角：ψｑ＋４５ｄｅｇ）を、（ｅ）は連通後６０ｄｅｇ公転したときの状態（クランク角：ψｑ＋６０ｄｅｇ）を、（ｆ）は連通後９０ｄｅｇ公転したときの状態（クランク角：ψｑ＋９０ｄｅｇ）を、それぞれ示している。

　なお、図６（ａ）～（ｆ）には、固定スクロール１１の巻き始め部の小円弧部を小円弧部１１２、１１２ｂ、１１２ｃとして、固定スクロール１１の巻き始め部の大円弧部を大円弧部１１４として、それぞれ図示している。また、図６（ａ）～（ｆ）には、揺動スクロール１２の巻き始め部の小円弧部を小円弧部１２２、１２２ｂ、１２２ｃとして、揺動スクロール１２の巻き始め部の大円弧部を大円弧部１２４、１２４ｂ、１２４ｃとして、それぞれ図示している。図６（ａ）～（ｆ）では、平面図に各段の形状の関係を示すために、軸方向に異なる位置にある球根形状もすべて実線で示している。これは、既に示した図２についても同様である。

　図６（ａ）に示す連通角ψｑの位置では、固定スクロール１１及び揺動スクロール１２の渦巻のそれぞれの上段（歯先側）の球根部分では、小円弧部１１２、１２２とそれぞれの外向面インボリュート曲線との接続点が最内室と第２室の間のシール形成点となり、これ以降開口が始まる。図６（ａ）に示す連通角ψｑの位置では、上段以外の小円弧部（中段の小円弧部１１２ｂ、１２２ｂ、下段の小円弧部１１２ｃ、１２２ｃ）と外向面インボリュート曲線との接続点は、未だシール形成点となっていない。図６の（ｂ）→（ｃ）→（ｄ）とクランク角が進むにつれて、まず、中段の小円弧部１１２ｂ、１２２ｂの外向面インボリュート曲線との接続点が開口し、次に、下段の小円弧部１１２ｃ、１２２ｃの外向面インボリュート曲線との接続点が開口する。本形態では、（ｄ）の４５ｄｅｇ以降は歯高の全体に亘って連通路が形成される。すなわち、本実施の形態では、固定スクロール１１及び揺動スクロール１２の渦巻において、連通角に相当する角度が高さ（歯高）によって異なっている。

　図７は、固定スクロール１１の巻き始め部をさらに拡大して示す平面図である。図７に示すように、上段の小円弧部１１２と外向面インボリュート曲線との接続点（伸開始点１１５）の伸開角（伸開始点角）をφｏｓ（０）とし、中段の小円弧部１１２ｂと外向面インボリュート曲線との接続点（伸開始点１１５ｂ）の伸開角（伸開始点角）をφｏｓ（１）とし、下段の小円弧部１１２ｃと外向面インボリュート曲線との接続点（伸開始点１１５ｃ）の伸開角（伸開始点角）をφｏｓ（２）とする。このとき、各段の伸開始点角は、φｏｓ（０）＞φｏｓ（１）＞φｏｓ（２）となっている。

　図示は省略するが、揺動スクロール１２の渦巻中央部は、外向面インボリュート曲線の伸開始点角については固定スクロール１１と同様の構成を有している。すなわち、上段の外向面インボリュート曲線の伸開始点角をφｏｓ（０）とし、中段の外向面インボリュート曲線の伸開始点角をφｏｓ（１）とし、下段の外向面インボリュート曲線の伸開始点角をφｏｓ（２）とすると、φｏｓ（０）＞φｏｓ（１）＞φｏｓ（２）となっている。

　以上のような本実施の形態の構成に対して、参考例として階段状の球根形状を形成した構成の例を図８に示す。図８に示す固定スクロール１１の巻き始め部の構成では、中段の小円弧部１１２ｂの小円半径は上段の小円弧部１１２の小円半径よりも大きく、下段の小円弧部１１２ｃの小円半径は中段の小円弧部１１２ｂの小円半径よりもさらに大きい。中段の大円弧部１１４ｂの大円半径は上段の大円弧部１１４の大円半径よりも小さく、下段の大円弧部１１４ｃの大円半径は中段の大円弧部１１４ｂの大円半径よりもさらに小さい。また、揺動スクロール１２の巻き始め部も、固定スクロール１１の巻き始め部と同様の構成を有している。

　図８に示す構成は、複数の球根形状を軸方向に重ねることにより巻き始め部を階段状に形成している点においては、本実施の形態の構成と同様である。しかしながら、各段の小円弧部１１２、１１２ｂ、１１２ｃと外向面インボリュート曲線との接続点の位置、及び各段の小円弧部１２２、１２２ｂ、１２２ｃと外向面インボリュート曲線との接続点の位置は、各段で変化しない（各段の伸開始点角が同一）。すなわち、軸方向の位置によらず連通角は同じになるという点で、本実施の形態とは大きく特性が異なっている。

　次に、本実施の形態の階段球根形状における連通後の開口特性を説明するために、各段の歯高方向寸法の配分（高さ配分）を定義する。図９は、各段の歯高方向寸法の配分を定義するための説明図である。ここでは、球根形状が切り替わる段差が２回ある場合（３段重ねの場合）を想定する。図９に示すように、渦巻の全体の歯高をｈ０とし、中段の小円弧部１１２ｂ（又は１２２ｂ）による球根形状の上端面までの高さをｈ１とし、下段の小円弧部１１２ｃ（又は１２２ｃ）による球根形状の上端面までの高さをｈ２とする。以下、ｘ＝ｈ１／ｈ０、ｙ＝ｈ２／ｈ０として、階段球根形状の高さ配分を“ｘ／ｙ”で表わすことにする。

　図１０は、階段球根形状の高さ配分を変えたときの渦巻側面間連通路の開口面積変化を示すグラフである。図１０の（ａ）は高さ配分が０．６６６／０．３３３である場合を示しており、（ｂ）は高さ配分が０．７５／０．５である場合を示しており、（ｃ）は高さ配分が０．９／０．８である場合を示している。（ａ）～（ｃ）のそれぞれにおいて、渦巻の歯高方向全体に亘って上段の小円弧部１１２、１２２による球根形状の場合の開口面積変化（「球根（上）」）と、渦巻の歯高方向全体に亘って下段の小円弧部１１２、１２２による球根形状の場合の開口面積変化（「球根（下）」）とを併せてプロットしている。

　図１０（ａ）～（ｃ）に示すように、階段球根の開口特性は、「球根（上）」及び「球根（下）」の中間的な開口特性となる。各段の高さ配分を等しくした０．６６６／０．３３３の場合（図１０（ａ））の開口特性は、ちょうど「球根（上）」及び「球根（下）」の平均的な特性となる。０．７５／０．５、０．９／０．８と中段及び下段の配分比率を高めていくに従って（図１０（ｂ）、（ｃ））、開口特性は徐々に「球根（下）」の特性に近づいていく。

　図１１は、縦軸を高圧Ｐｄとし横軸を低圧Ｐｓとしたマップ上に、部分負荷性能評価条件の一例を示したものである。近年、空調機において重視される部分負荷性能については、負荷率が下がるほど運転条件は低圧縮比となる。２５％負荷では、容積比ρｉｄで１．７以下の条件となり、過圧縮や不足圧縮を生じない適正圧縮相当での運転となる。一方、定格条件では容積比ρｉｄが３を超えている。運転回転数も圧力条件に応じて変わり、一般的に低圧縮比の条件では低速で、圧縮比が高くなると高速で運転される傾向にある。

　このような幅広い圧縮比での使用に対して、部分負荷性能を重視してρｉｄを低く設定すると、定格条件等の比較的圧縮比の高い運転条件で前述の不足圧縮損失（図３（ａ））が生じてしまう。一方で、定格条件側を配慮してρｉｄを高めに設定すると、部分負荷条件の低圧縮比運転時に過圧縮損失（図３（ｂ））が生じてしまう。このため、高圧縮比側及び低圧縮比側のいずれかの条件での性能低下が避けられなかった。

　組込容積比ρの観点から低圧縮比条件での過圧縮損失を低減するには、低圧縮比条件のρｉｄにできるだけ近い容積比まで圧縮した時点で最内室と第２室の連通を開始させることで、前述の如く圧縮比が低いほど運転回転数も低速となる傾向があることから、開口面積の拡大スピードは緩やかでよい。

　一方、比較的高回転数で運転される高圧縮比条件における不足圧縮損失を低減するためには、高圧縮比条件のρｉｄに近づくまで最内室と第２室が連通しないか、あるいは連通しても開口面積が速やかには拡大しないことが望ましい。また、高圧縮比条件のρｉｄ近くまで圧縮が進んでからは、比較的高回転数のため短時間で進行することから、開口面積の拡大スピードが増大することが望ましい。

　各段の高さ配分により最内室／第２室間の渦巻側面の開口スピードを調整するにあたって、図１０に示した球根（上）連通角を低圧縮比条件でのρｉｄ相当とし、球根（下）連通角を高圧縮比条件でのρｉｄにできるだけ近づけるように、階段球根形状を調整することが望ましい。これにより、低圧縮比範囲で低開口スピード、高圧縮比範囲で開口スピード増大という、望ましい連通パターンを得ることが可能となる。

　これに対して、図８に示した参考例による階段球根形状では、広範囲の運転条件に対応できるように開口スピードを調整することはできない。図１２は、図８に示した参考例による階段球根形状で、高さ配分を０．６６６／０．３３３としたときの開口面積変化を示すグラフである。図１２の（ａ）は、上段の小円弧部１１２、１２２の球根形状をベースに階段球根（図８の平面形状）化した場合（球根（上）ベース）を示しており、（ｂ）は下段の小円弧部１１２ｃ、１２２ｃの球根形状をベースに階段球根化した場合（球根（下）ベース）を示している。図１２（ａ）、（ｂ）のいずれにおいても、ベースとなった球根形状に対して開口面積が微増するに留まっており、圧縮比の変化に対する不適正圧縮損失の低減に著しい効果は望めないことが分かる。

　すなわち、本実施の形態のように、渦巻の巻き始め部を、外向面インボリュート曲線の伸開始点角が互いに異なる複数の球根形状が渦巻の立設方向に重ねられた階段状に形成することによって、圧縮比変化に対応できる連通時の開口面積増大パターンが得られる。これにより、定格条件及び部分負荷条件のいずれにおいても高効率で低消費電力のスクロール圧縮機を得ることができる。

　ここで、本実施の形態では、内向面インボリュート曲線の伸開始点角は各段で変化させず、大円半径を小円半径に応じて各段で変化させた揺動スクロール１２と、内向面インボリュート曲線の伸開始点角、大円半径及び小円半径をいずれも各段で変化させない固定スクロール１１とを組み合わせている。この固定スクロール１１のような形状でもよいことから、渦巻の巻き始め部において、階段球根形状に形成することと、各段毎に歯厚を変化させることとは、互いに不可分ではない（独立である）、ということが分かる。

　図１３は、本実施の形態における渦巻の巻き始め部の構成の変形例を示す平面図である。図１３に示す構成では、揺動スクロール１２の巻き始め部において、大円半径及び小円半径に加えて内向面インボリュート曲線の伸開始点角が各段で変化している。このように、揺動スクロール１２（又は固定スクロール１１）の巻き始め部において、内向面インボリュート曲線の伸開始点角、大円半径及び小円半径を各段で異ならせることも可能である。いずれの場合においても、外向面インボリュート曲線の伸開始点角を各段で異ならせた階段球根形状とすることにより、連通時の開口スピード調整に関する本実施の形態の効果を得られることには変わりがない。

　以上説明したように、本実施の形態に係るスクロール圧縮機は、固定スクロール１１の渦巻１１ｂと揺動スクロール１２の渦巻１２ｂとを組み合わせて形成される圧縮室４で流体を圧縮するスクロール圧縮機１であって、固定スクロール１１の渦巻１１ｂ及び揺動スクロール１２の渦巻１２ｂは、外向面インボリュート曲線の伸開始点と内向面インボリュート曲線の伸開始点との間を複数の円弧で結んだ球根形状を有する巻き始め部をそれぞれ備えており、少なくとも一方の巻き始め部は、ｎ個（ｎ≧３。本例ではｎ＝３））の球根形状が渦巻の立設方向に重ねられたｎ段重ね（本例では３段重ね）の階段状に形成されており、階段状に形成された巻き始め部の各段における外向面インボリュート曲線の伸開始点角を、歯先側から歯元側に向かって順にφｏｓ（０），φｏｓ（１），φｏｓ（２），・・・，φｏｓ（ｎ－１）としたとき、φｏｓ（０）＞φｏｓ（１）＞φｏｓ（２）＞・・・＞φｏｓ（ｎ－１）となることを特徴とするものである。

　この構成によれば、最上段の外向面インボリュート曲線の伸開始点角によって決まる最内室と第２室との連通角ψｑ以降の連通路開口スピードを、各段の高さ寸法の配分により広範囲に亘って調整することが可能となる。これにより、低圧縮比から高圧縮比までの幅広い運転条件で不適正圧縮損失の影響を低減できる、高効率のスクロール圧縮機を得ることができる。

　また、本実施の形態に係るスクロール圧縮機１は、巻き始め部が、外向面インボリュート曲線の伸開始点に接続された小円弧部と、小円弧部と内向面インボリュート曲線の伸開始点との間に介在し、小円弧部よりも半径の大きい大円弧部と、を備えた球根形状を有しており、階段状に形成された巻き始め部の各段における小円弧部の半径は、歯先側ほど小さいことを特徴とするものである（図４（ｂ）等参照）。

　また、本実施の形態に係るスクロール圧縮機１は、巻き始め部が、外向面インボリュート曲線の伸開始点に接続された小円弧部と、小円弧部と内向面インボリュート曲線の伸開始点との間に介在し、小円弧部よりも半径の大きい大円弧部と、を備えた球根形状を有しており、階段状に形成された巻き始め部の各段における小円弧部の半径は同一であることを特徴とするものである（図４（ａ）等参照）。

その他の実施の形態．
　本発明は、上記実施の形態に限らず種々の変形が可能である。
　例えば、上記実施の形態では、渦巻の巻き始め部を３段重ねの階段状に形成した構成を例に挙げたが、渦巻の巻き始め部は、４段以上の階段状に形成してもよい。

　また、図４及び図５では、各段の高さ配分が固定スクロール１１と揺動スクロール１２とで互いに異なっている構成を示しているが、固定スクロール１１と揺動スクロール１２の各段の高さ配分は同一であってももちろんよい。

　また、上記実施の形態では、固定スクロール１１及び揺動スクロール１２の双方が階段状の巻き始め部を有しているが、固定スクロール１１及び揺動スクロール１２の一方のみが階段状の巻き始め部を有していてもよい。

　上記の各実施の形態や変形例は、互いに組み合わせて実施することが可能である。

　１　スクロール圧縮機、４　圧縮室、１１　固定スクロール、１１ａ　鏡板、１１ｂ　渦巻、１２　揺動スクロール、１２ａ　鏡板、１２ｂ　渦巻、１３　オルダムリング、１４　フレーム、１４ａ　吸入口、１５　軸、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、１１１　吐出ポート、１１２、１１２ｂ、１１２ｃ　小円弧部、１１４、１１４ｂ、１１４ｃ　大円弧部、１１５、１１５ｂ、１１５ｃ　伸開始点、１２１　ボス部、１２２、１２２ｂ、１２２ｃ　小円弧部、１２４、１２４ｂ、１２４ｃ　大円弧部、１５１　偏心部。

Claims

　固定スクロールの渦巻と揺動スクロールの渦巻とを組み合わせて形成される圧縮室で流体を圧縮するスクロール圧縮機であって、
　前記固定スクロールの渦巻及び前記揺動スクロールの渦巻は、外向面インボリュート曲線の伸開始点と内向面インボリュート曲線の伸開始点との間を複数の円弧で結んだ球根形状を有する巻き始め部をそれぞれ備えており、
　少なくとも一方の前記巻き始め部は、ｎ個（ｎ≧３）の球根形状が前記渦巻の立設方向に重ねられたｎ段重ねの階段状に形成されており、
　階段状に形成された前記巻き始め部の各段における前記外向面インボリュート曲線の伸開始点角を、歯先側から歯元側に向かって順にφｏｓ（０），φｏｓ（１），φｏｓ（２），・・・，φｏｓ（ｎ－１）としたとき、φｏｓ（０）＞φｏｓ（１）＞φｏｓ（２）＞・・・＞φｏｓ（ｎ－１）となることを特徴とするスクロール圧縮機。
　前記巻き始め部は、前記外向面インボリュート曲線の伸開始点に接続された小円弧部と、前記小円弧部と前記内向面インボリュート曲線の伸開始点との間に介在し、前記小円弧部よりも半径の大きい大円弧部と、を備えた球根形状を有しており、
　階段状に形成された前記巻き始め部の各段における前記小円弧部の半径は、前記歯先側ほど小さいことを特徴とする請求項１に記載のスクロール圧縮機。
　前記巻き始め部は、前記外向面インボリュート曲線の伸開始点に接続された小円弧部と、前記小円弧部と前記内向面インボリュート曲線の伸開始点との間に介在し、前記小円弧部よりも半径の大きい大円弧部と、を備えた球根形状を有しており、
　階段状に形成された前記巻き始め部の各段における前記小円弧部の半径は同一であることを特徴とする請求項１に記載のスクロール圧縮機。