WO2018096823A1 - 非対称スクロール圧縮機 - Google Patents

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WO2018096823A1
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injection port
pressure
chamber
refrigerant
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啓晶 中井
淳 作田
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パナソニックＩｐマネジメント株式会社
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Definitions

  • the present invention relates to an asymmetric scroll compressor used in refrigerators such as an air conditioner, a water heater, and a refrigerator.
  • compression is performed by sucking the gas refrigerant evaporated in the evaporator, compressing the gas refrigerant to the pressure required for condensation in the condenser, and sending the high-temperature and high-pressure gas refrigerant into the refrigerant circuit
  • the machine is being used.
  • the asymmetric scroll compressor is provided with two expansion valves between the condenser and the evaporator, and the intermediate pressure refrigerant flowing between the two expansion valves is injected into the compression chamber during the compression process, thereby freezing
  • the power consumption of the cycle is reduced and the capacity is improved.
  • the refrigerant circulating through the condenser increases by the amount of injected refrigerant, and if it is an air conditioner, the heating capacity is improved.
  • COP Coefficient Of Performance
  • the amount of refrigerant flowing through the condenser is equal to the sum of the amount of refrigerant flowing through the evaporator and the amount of refrigerant injected, and the ratio of the amount of injected refrigerant to the amount of refrigerant in the condenser is the injection rate.
  • the injection rate should be increased. And since a refrigerant
  • the refrigerant flowing into the compression chamber from the injection pipe is preferentially taken out and sent from the gas-liquid separator.
  • the gas refrigerant flows from the injection tube in a state where liquid refrigerant is mixed.
  • an appropriate amount of oil is fed into the compression chamber having many sliding parts and compressed together with the refrigerant.
  • the oil in the compression chamber is washed away by the liquid refrigerant.
  • the sliding state deteriorates, causing wear and seizure of parts. Therefore, it is important that the liquid refrigerant flowing from the injection pipe is not sent into the compression chamber as much as possible, and only the gas refrigerant is guided to the injection port.
  • the intermediate pressure is controlled, and the internal pressure and the intermediate pressure of the compression chamber in the compressor to which the injection pipe is finally connected are controlled.
  • the injection refrigerant is sent into the compression chamber by the pressure difference. For this reason, if the intermediate pressure is adjusted high, the injection rate increases.
  • the gas phase component ratio in the refrigerant flowing from the condenser through the upstream expansion valve to the gas-liquid separator decreases as the intermediate pressure increases, the gas-liquid separator increases when the intermediate pressure is excessively increased.
  • the liquid refrigerant increases, and the liquid refrigerant flows into the injection pipe, affecting the deterioration of the heating capacity and the reliability of the compressor. Therefore, it is desirable for the compressor to be able to take in a large amount of injection refrigerant at the lowest possible intermediate pressure, and as the compression method, a scroll type with a moderate compression speed is suitable.
  • an asymmetric scroll compressor in which a compression chamber having a large volume (hereinafter referred to as a first compression chamber) is formed outside the orbiting scroll wrap and a compression chamber having a small volume (hereinafter referred to as a second compression chamber) is formed inside.
  • a first compression chamber a compression chamber having a large volume
  • a second compression chamber a compression chamber having a small volume
  • the opening section of the injection port to the two compression chambers is largely related to the amount of refrigerant injected into each compression chamber.
  • Patent Document 1 when the amount of refrigerant injected into the first compression chamber is larger than the amount of injection into the second compression chamber, the gap and frictional force increase due to the change in the unbalance amount of the pressing force, and the efficiency decreases. It is going to invite.
  • Patent Document 1 considers that the original effect of the injection cycle could not be realized due to two problems.
  • the first problem is that, as described in Table 1 of Patent Document 1 (not shown), since the injection port is opened before the suction refrigerant is closed in the first compression chamber, the injection refrigerant reaches the suction side. It is the point which is flowing backward. As pointed out in Patent Document 1 itself, when the injection port is opened during the inhalation process, the injection effect cannot be expected, but the injection is performed during the inhalation process and the injection after the compression chamber is closed. In comparison with the specifications for performing the above, the conclusion that a large amount of the injection refrigerant should be injected into the second compression chamber is derived. Therefore, it is not appropriate as an optimal injection comparison.
  • the second problem is that a check valve is provided in the injection pipe connected to the compressor. Since the check pipe is provided in the injection pipe, the path to the injection port and the injection pipe causes a loss as an invalid volume in the compression chamber opening section, and the loss occurs when the opening section is set wide. , It is thought that it was generated more.
  • the internal pressure increase rate of the second compression chamber having a small volume is faster than that of the first compression chamber by the amount of the small suction volume, and in order to increase the injection amount to the second compression chamber, the injection to the first compression chamber is performed. It was necessary to limit this, which had been a factor in reducing the injection rate.
  • the present invention provides an asymmetric scroll compressor capable of maximizing the original effect of the injection cycle, capable of responding to high-efficiency operation with high efficiency, and expanding the capacity improvement amount.
  • the asymmetric scroll compressor according to the present invention includes a fixed scroll and a turning scroll in which a spiral wrap rises from an end plate. Forming a chamber.
  • a first compression chamber formed on the wrap outer wall side of the orbiting scroll and a second compression chamber formed on the wrap inner wall side of the orbiting scroll are formed.
  • at least one injection port for injecting the intermediate pressure refrigerant into the first compression chamber and the second compression chamber is provided.
  • the end plate of the fixed scroll is provided so as to penetrate the first compression chamber or the second compression chamber in the compression stroke after the suction refrigerant is closed. Further, the amount of refrigerant injected from the injection port into the first compression chamber is made larger than the amount of refrigerant injected from the injection port into the second compression chamber.
  • FIG. 1 is a refrigeration cycle diagram provided with an asymmetric scroll compressor according to a first embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is a longitudinal sectional view of the asymmetric scroll compressor according to the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 3 is an enlarged view of a main part of FIG.
  • FIG. 4 is a view taken along line 4-4 in FIG.
  • FIG. 7 is a diagram showing the relationship between the internal pressure of the compression chamber and the discharge start position in the asymmetric scroll compressor without the injection operation.
  • FIG. 1 is a refrigeration cycle diagram provided with an asymmetric scroll compressor according to a first embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is a longitudinal sectional view of the asymmetric scroll compressor according to the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 3 is an enlarged view of a main part of FIG.
  • FIG. 4 is a view taken along line
  • FIG. 8 is an explanatory diagram showing a positional relationship between an oil supply path and a seal member accompanying a turning motion of the asymmetric scroll compressor according to the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 9 is an explanatory view showing an opening state of an oil supply path and an injection port accompanying a turning motion of the asymmetric scroll compressor according to the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 10 is a relationship diagram between the internal pressure of the compression chamber, the opening section, and the oil supply section in the asymmetric scroll compressor according to the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 11 is a relationship diagram between the internal pressure of the compression chamber and the discharge start position in the asymmetric scroll compressor according to the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 12 is a longitudinal sectional view of an essential part of an asymmetric scroll compressor according to the second embodiment of the present invention.
  • FIG. 1 is a refrigeration cycle diagram including a non-target scroll compressor according to the present embodiment.
  • the refrigeration cycle apparatus including the non-target scroll compressor includes a compressor 91, a condenser 92, an evaporator 93, expansion valves 94a and 94b, an injection pipe 95, and a gas-liquid separation.
  • the device 96 is a constituent element.
  • the refrigerant that is the working fluid condensed in the condenser 92 is decompressed to an intermediate pressure by the upstream expansion valve 94a, and the gas-liquid separator 96 is connected to the gas phase component (gas refrigerant) and the liquid phase component (liquid refrigerant) of the intermediate pressure refrigerant. (Refrigerant).
  • the liquid refrigerant whose pressure has been reduced to the intermediate pressure further passes through the expansion valve 94b on the downstream side, and is led to the evaporator 93 as a low-pressure refrigerant.
  • the liquid refrigerant sent to the evaporator 93 evaporates by heat exchange and is discharged as a gas refrigerant mixed with a gas refrigerant or a part of the liquid refrigerant.
  • the refrigerant discharged from the evaporator 93 is taken into the compression chamber of the compressor 91.
  • the intermediate-pressure gas refrigerant separated by the gas-liquid separator 96 passes through the injection pipe 95 and is guided to the compression chamber in the compressor 91.
  • a blocking valve or an expansion valve may be provided in the injection pipe 95 to adjust and stop the injection pressure.
  • the compressor 91 compresses the low-pressure refrigerant flowing in from the evaporator 93, and in the compression process, the intermediate-pressure refrigerant of the gas-liquid separator 96 is injected (injected) into the compression chamber for compression, and the high-temperature high-pressure refrigerant is condensed from the discharge pipe. To the container 92.
  • the ratio between the gas phase component and the liquid phase component separated by the gas-liquid separator 96 is such that the larger the pressure difference between the inlet side pressure and the outlet side pressure of the expansion valve 94a provided on the upstream side, the larger the gas phase component, The smaller the degree of supercooling of the refrigerant at the outlet of the condenser 92, or the greater the degree of thirst, the more gas phase components.
  • the amount of refrigerant sucked by the compressor 91 through the injection pipe 95 increases as the intermediate pressure increases, the amount of the refrigerant separated by the gas-liquid separator 96 exceeds the ratio of the gas phase components of the refrigerant from the injection pipe 95.
  • the gas refrigerant in the gas-liquid separator 96 is exhausted and the liquid refrigerant flows into the injection pipe 95.
  • it is desirable that the gas refrigerant separated in the gas-liquid separator 96 is sucked into the compressor 91 from the injection pipe 95 without leaving any excess.
  • the compressor 91 needs to be configured to maintain high reliability even in such a case.
  • FIG. 2 is a longitudinal sectional view of the asymmetric scroll compressor according to the present embodiment.
  • FIG. 3 is an enlarged view of a main part of FIG.
  • FIG. 4 is a view taken along line 4-4 in FIG.
  • FIG. 5 is a view taken in the direction of arrows 5-5 in FIG.
  • the compressor 91 includes a compression mechanism 2, a motor unit 3, and an oil storage unit 20 inside the sealed container 1.
  • the compression mechanism 2 includes a main bearing member 11 fixed to the sealed container 1 by welding or shrink fitting, a fixed scroll (compression chamber partition member) 12 bolted on the main bearing member 11, and a turning scroll 13 meshing with the fixed scroll 12. And have.
  • the shaft 4 is pivotally supported by the main bearing member 11.
  • a rotation restraint mechanism 14 such as an Oldham ring that guides the orbiting scroll 13 to rotate and prevent it from rotating.
  • the orbiting scroll 13 is eccentrically driven by the eccentric shaft portion 4 a at the upper end of the shaft 4, and moves in a circular orbit by the rotation restraint mechanism 14.
  • the compression chamber 15 is formed between the fixed scroll 12 and the orbiting scroll 13.
  • the suction pipe 16 communicates with the outside of the sealed container 1, and a suction port 17 is provided on the outer periphery of the fixed scroll 12.
  • the working fluid (refrigerant) sucked from the suction pipe 16 is guided from the suction port 17 to the compression chamber 15.
  • the compression chamber 15 moves while reducing its volume from the outer peripheral side toward the central portion, and the working fluid that has reached a predetermined pressure in the compression chamber 15 is discharged from the discharge port 18 provided in the central portion of the fixed scroll 12 to the discharge chamber 31.
  • the discharge port 18 is provided with a discharge reed valve 19.
  • the working fluid that has reached a predetermined pressure in the compression chamber 15 pushes the discharge reed valve 19 open and is discharged into the discharge chamber 31.
  • the working fluid discharged into the discharge chamber 31 is discharged out of the sealed container 1.
  • the intermediate-pressure working fluid led from the injection pipe 95 flows into the intermediate pressure chamber 41, opens the check valve 42 provided in the injection port 43, and is injected into the compression chamber 15 after being closed, and the suction port Together with the working fluid sucked from 17, it is discharged into the sealed container 1 from the discharge port 18.
  • a pump 25 is provided at the lower end of the shaft 4.
  • the pump 25 is arranged so that the suction port exists in the oil storage unit 20.
  • the pump 25 is driven by the shaft 4 and can reliably suck up the oil 6 in the oil storage section 20 provided at the bottom of the hermetic container 1 regardless of the pressure condition and the operation speed. It will be resolved.
  • the oil 6 sucked up by the pump 25 is supplied to the compression mechanism 2 through an oil supply hole 26 formed in the shaft 4. If foreign matter is removed from the oil 6 with an oil filter or the like before or after the oil 25 is sucked up by the pump 25, foreign matter can be prevented from entering the compression mechanism 2 and further reliability can be improved.
  • the pressure of the oil 6 guided to the compression mechanism 2 is substantially equal to the discharge pressure of the scroll compressor, and also serves as a back pressure source for the orbiting scroll 13. As a result, the orbiting scroll 13 does not move away from the fixed scroll 12 and does not come into contact with each other, and the predetermined compression function is stably exhibited.
  • a seal member 78 is disposed on the back surface 13 e of the end plate of the orbiting scroll 13.
  • the high pressure region 30 is formed inside the seal member 78, and the back pressure chamber 29 is formed outside the seal member 78.
  • the back pressure chamber 29 is set to a pressure between a high pressure and a low pressure.
  • connection path 55 from the high pressure region 30 to the back pressure chamber 29 and a supply path 56 from the back pressure chamber 29 to the second compression chamber 15b are provided.
  • connection path 55 from the high pressure region 30 to the back pressure chamber 29 the oil 6 can be supplied to the sliding portion of the rotation restraint mechanism 14 and the thrust sliding portion of the fixed scroll 12 and the orbiting scroll 13.
  • the first opening end 55 a of the connection path 55 is formed on the back surface 13 e of the orbiting scroll 13, and the inside and outside of the seal member 78 are moved back and forth, and the second opening end 55 b is always open to the high pressure region 30. Thereby, intermittent oil supply is realizable.
  • a part of the oil 6 enters the fitting portion between the eccentric shaft portion 4a and the orbiting scroll 13 and the bearing portion 66 between the shaft 4 and the main bearing member 11 so as to obtain a clearance by the supply pressure and the own weight. After lubricating each part, it falls and returns to the oil storage part 20.
  • the oil supply path to the compression chamber 15 is composed of a passage 13 a formed inside the orbiting scroll 13 and a recess 12 a formed on the lap surface side end plate of the fixed scroll 12. ing.
  • the third opening end 56a of the passage 13a is formed at the lap tip 13c, and is periodically opened in the recess 12a according to the turning motion, and the fourth opening end 56b of the passage 13a is always opened in the back pressure chamber 29. . Thereby, the back pressure chamber 29 and the 2nd compression chamber 15b can be intermittently connected.
  • the injection port 43 for injecting the intermediate pressure refrigerant is provided through the end plate of the fixed scroll 12.
  • the injection port 43 sequentially opens into the first compression chamber 15a (see FIG. 6) and the second compression chamber 15b.
  • the injection port 43 is provided at a position that is opened during the compression process after being closed in the first compression chamber 15a and the second compression chamber 15b.
  • the end plate of the fixed scroll 12 is provided with a discharge bypass port 21 that discharges the refrigerant compressed in the compression chamber 15 before communicating with the discharge port 18.
  • the compressor 91 according to the present embodiment is provided with an intermediate pressure chamber 41 that is fed from the injection pipe 95 and guides the intermediate pressure working fluid before being injected into the compression chamber 15.
  • the intermediate pressure chamber 41 is formed by a fixed scroll 12 that is a compression chamber partition member, an intermediate pressure plate 44, and an intermediate pressure cover 45.
  • the intermediate pressure chamber 41 and the compression chamber 15 are opposed to each other with the fixed scroll 12 interposed therebetween.
  • the intermediate pressure chamber 41 is located at a position lower than the intermediate pressure chamber inlet 41a into which the intermediate pressure working fluid flows, the injection port inlet 43a of the injection port 43 that injects the intermediate pressure working fluid into the compression chamber 15, and the intermediate pressure chamber inlet 41a.
  • the liquid reservoir 41b is formed.
  • the liquid reservoir 41b is formed on the upper surface of the end plate of the fixed scroll 12.
  • the intermediate pressure plate 44 is provided with a check valve 42 for preventing a refrigerant backflow from the compression chamber 15 to the intermediate pressure chamber 41.
  • a check valve 42 for preventing a refrigerant backflow from the compression chamber 15 to the intermediate pressure chamber 41.
  • the check valve 42 is configured by a reed valve 42a that lifts to the compression chamber 15 side and communicates the compression chamber 15 and the intermediate pressure chamber 41, and the internal pressure of the compression chamber 15 is intermediate.
  • the intermediate pressure chamber 41 is communicated with the compression chamber 15 only when the pressure is lower than the pressure chamber 41.
  • the reed valve 42a By using the reed valve 42a, there are few sliding parts in a movable part, a sealing performance can be maintained for a long time, and it is easy to expand a flow path area as needed.
  • the check valve 42 is not provided or the check valve 42 is provided in the injection pipe 95, the refrigerant in the compression chamber 15 flows back to the injection pipe 95, and wasteful compression power is consumed.
  • the check valve 42 is provided on the intermediate pressure plate 44 close to the compression chamber 15 to suppress the backflow from the compression chamber 15.
  • the upper surface of the end plate of the fixed scroll 12 is at a position lower than the intermediate pressure chamber inlet 41a, and a liquid reservoir 41b in which a working fluid of a liquid phase component is provided on the upper surface of the end plate of the fixed scroll 12.
  • the injection port inlet 43a is provided at a position higher than the height of the intermediate pressure chamber inlet 41a. Therefore, among the intermediate pressure working fluid, the working fluid of the gas phase component is guided to the injection port 43, and the working fluid of the liquid phase component accumulated in the liquid reservoir 41b is vaporized on the surface of the fixed scroll 12 in a high temperature state. Therefore, it is difficult for the working fluid of the liquid phase component to flow into the compression chamber 15.
  • the intermediate pressure chamber 41 and the discharge chamber 31 are provided at positions adjacent to each other via the intermediate pressure plate 44, and promotes vaporization when the working fluid of the liquid phase component flows into the intermediate pressure chamber 41, and discharges. Since the temperature rise of the high-pressure refrigerant in the chamber 31 can also be suppressed, the operation can be performed up to a higher discharge pressure condition.
  • the intermediate pressure working fluid guided to the injection port 43 pushes open the reed valve 42a due to the pressure difference between the injection port 43 and the compression chamber 15, and merges with the low pressure working fluid sucked from the suction port 17 in the compression chamber 15. Since the intermediate pressure working fluid remaining in the injection port 43 between the check valve 42 and the compression chamber 15 repeats re-expansion and re-compression, it causes a reduction in efficiency of the compressor 91. Therefore, the thickness of the valve stop 42b (see FIG. 5) that regulates the maximum displacement amount of the reed valve 42a is changed according to the lift restricting portion of the reed valve 42a, and the volume in the injection port 43 downstream from the reed valve 42a is reduced. It is composed.
  • the reed valve 42a and the valve stop 42b are fixed to the intermediate pressure plate 44 by a fixing member 46 made of a bolt, and the fixing hole of the fixing member 46 provided in the valve stop 42b does not penetrate the valve stop 42b. Since the opening is made only on the insertion side of the fixing member 46, the fixing member 46 is configured to open only to the intermediate pressure chamber 41 as a result. Thereby, it can suppress that a working fluid leaks between the intermediate
  • the intermediate pressure chamber 41 is not less than the suction volume of the compression chamber 15 so that the injection amount to the compression chamber 15 can be sufficiently supplied.
  • the suction volume is the volume of the compression chamber 15 when the working fluid guided from the suction port 17 is closed in the compression chamber 15, that is, when the suction process is completed, and the first compression chamber 15a and the second compression chamber.
  • the intermediate pressure chamber 41 is provided so as to spread on the plane of the end plate of the fixed scroll 12 to increase the volume.
  • the volume of the intermediate pressure chamber 41 is preferably not less than the suction volume of the compression chamber 15 and not more than 1 ⁇ 2 of the oil volume of the sealed oil 6.
  • FIG. 6 is a view taken along line 6-6 in FIG.
  • FIG. 6 is a view of the orbiting scroll 13 meshed with the fixed scroll 12 and viewed from the back surface 13e (see FIG. 3) side of the orbiting scroll 13.
  • FIG. 6 As shown in FIG. 6, with the fixed scroll 12 and the orbiting scroll 13 engaged, the spiral wrap of the fixed scroll 12 is extended to the same extent as the spiral wrap of the orbiting scroll 13.
  • the compression chamber 15 formed by the fixed scroll 12 and the orbiting scroll 13 includes a first compression chamber 15a formed on the wrap outer wall side of the orbiting scroll 13 and a second compression chamber 15b formed on the wrap inner wall side. .
  • the position where the working fluid is confined in the first compression chamber 15a and the position where the working fluid is confined in the second compression chamber 15b constitute a spiral wrap so as to be shifted by approximately 180 degrees.
  • the timing at which the working fluid is confined is shifted by about 180 degrees between the first compression chamber 15a and the second compression chamber 15b, and after the first compression chamber 15a is confined, the rotation of the shaft 4 advances by 180 degrees, and then the second compression chamber 15b will be confined.
  • FIG. 7 is a diagram showing the relationship between the internal pressure of the compression chamber and the discharge start position in an asymmetric scroll compressor without injection operation.
  • FIG. 7 shows a pressure curve P indicating the pressure change in the first compression chamber 15a with respect to the crank angle, which is the rotation angle of the crank, a pressure curve Q indicating the pressure change in the second compression chamber 15b, and a pressure curve Q of 180 degrees.
  • a pressure curve Qa in which the pressure curve P and the compression start point are aligned by sliding is shown.
  • the suction volume of the first compression chamber 15a is larger than the suction volume of the second compression chamber 15b.
  • the pressure increase rate of the second compression chamber 15b is equal to the pressure increase rate of the first compression chamber 15a, as is apparent from the comparison between the pressure curve P and the pressure curve Qa of FIG. Faster.
  • the second compression chamber 15b reaches the discharge pressure earlier.
  • the compression chamber 15 communicates with the discharge port 18 (see FIG. 3) and the discharge bypass port 21 (see FIG. 3), and is defined by the ratio of the suction volume of the compression chamber 15 to the discharge volume of the compression chamber 15 at which the refrigerant can be discharged.
  • the volume ratio of the second compression chamber 15b having a small suction volume is equal or smaller.
  • the first compression chamber 15a reaches the discharge pressure earlier due to the effect of the injection refrigerant described later.
  • the chamber 15b is made smaller. Thereby, although the internal pressure of the compression chamber 15 is compressed to the discharge pressure or higher, it is not communicated with the discharge port 18 or the discharge bypass port 21, so the problem of being compressed to the discharge pressure or higher is solved. Yes.
  • FIG. 8 is an explanatory view showing the positional relationship between the oil supply path and the seal member accompanying the turning motion of the asymmetric scroll compressor according to the present embodiment.
  • FIG. 8 is a view of the orbiting scroll 13 engaged with the fixed scroll 12 and viewed from the back surface 13e side of the orbiting scroll 13, and the phase is shifted by 90 degrees.
  • the first opening end 55 a of the connection path 55 is formed on the back surface 13 e of the orbiting scroll 13.
  • the back surface 13 e of the orbiting scroll 13 is partitioned by the seal member 78 into an inner high pressure region 30 and an outer back pressure chamber 29.
  • the first opening end 55a is open to the back pressure chamber 29 that is outside the seal member 78, so that the oil 6 is supplied.
  • FIGS. 8A, 8C, and 8D the first opening end 55a is opened inside the seal member 78, so that no oil is supplied.
  • the first opening end 55a of the connection path 55 travels between the high pressure region 30 and the back pressure chamber 29, but the pressure between the first opening end 55a and the second opening end 55b of the connection path 55 (see FIG. 3).
  • the oil 6 is supplied to the back pressure chamber 29 only when a difference occurs.
  • the amount of oil supply can be adjusted by the time ratio at which the first opening end 55a travels the seal member 78, so that the passage diameter of the connection passage 55 (see FIG. 3) is 10 times or more that of the oil filter. It becomes possible to do. As a result, there is no possibility of foreign matter getting caught in the passage 13a (see FIG. 3), so that the thrust sliding portion and the rotation restraint mechanism 14 (see FIG.
  • FIG. 9 is an explanatory diagram showing an oil supply path and an injection port opening state associated with a turning motion of the asymmetric scroll compressor according to the present embodiment.
  • FIG. 9 shows a state where the orbiting scroll 13 is engaged with the fixed scroll 12, and the phase is shifted by 90 degrees.
  • the third opening end 56a opens into the recess 12a.
  • the back pressure chamber 29 passes through the supply path 56 (see FIG. 3) and the passage 13a.
  • the oil 6 is supplied to the second compression chamber 15b.
  • the oil supply path is provided by the third opening end 56a at a position that opens to the second compression chamber 15b during the compression stroke after the intake refrigerant is closed.
  • FIGS. 9A, 9 ⁇ / b> B, and 9 ⁇ / b> C the third opening end 56 a is not opened in the recess 12 a, so that the oil 6 is not supplied from the back pressure chamber 29 to the second compression chamber 15 b. .
  • the oil 6 in the back pressure chamber 29 is intermittently guided to the second compression chamber 15b through the oil supply path, the pressure fluctuation in the back pressure chamber 29 can be suppressed, and the predetermined pressure can be maintained. It becomes possible to control.
  • the oil 6 supplied to the second compression chamber 15b plays a role of improving the sealing property and the lubricating property during compression.
  • FIG. 9A showing the closing time of the first compression chamber 15a
  • the injection port 43 is not open to the first compression chamber 15a
  • FIG. 9B shows a state after the compression is started.
  • the injection port 43 is open to the first compression chamber 15a.
  • FIG. 9C showing the closing time point of the second compression chamber 15b
  • the injection port 43 is not open to the second compression chamber 15b, and the compression is advanced in FIG. In the state (A), the injection port 43 opens to the second compression chamber 15b.
  • the injection port 43 can be saved in space, and the injection refrigerant can be compressed without flowing back to the suction port 17, so that the circulation amount of the refrigerant can be easily increased and a highly efficient injection operation can be performed.
  • the injection port 43 is provided at a position that sequentially opens into the first compression chamber 15a and the second compression chamber 15b.
  • the injection port 43 is connected to the first compression chamber 15a during the compression stroke after the suction refrigerant is closed as shown in FIGS. 9B and 9C or as shown in FIG. 9A.
  • the end plate of the fixed scroll 12 is provided so as to penetrate the second compression chamber 15b in the compression stroke after the refrigerant is closed.
  • the opening section in which the injection port 43 opens to the first compression chamber 15a is longer than the opening section in which the injection port 43 opens to the second compression chamber 15b, and the amount of refrigerant injected from the injection port 43 into the second compression chamber 15b. Rather, the amount of refrigerant injected from the injection port 43 into the first compression chamber 15a is increased.
  • the first compression chamber 15a has a lower internal pressure increase rate than the second compression chamber 15b even in a state where the injection is not performed. Therefore, in order to realize a high injection rate, the increasing speed of the internal pressure of the first compression chamber 15a is increased. Note that the first compression chamber 15a having a large suction volume has a smaller internal pressure increase rate in the first compression chamber 15a even when the same injection refrigerant amount is injected into the second compression chamber 15b having a small suction volume.
  • FIG. 10 is a diagram showing the relationship between the internal pressure of the compression chamber, the opening section, and the oiling section in the asymmetric scroll compressor according to the present embodiment.
  • FIG. 10 shows a pressure curve P showing the pressure change without injection of the first compression chamber 15a with respect to the crank angle, which is the rotation angle of the crank, and a pressure curve Q showing the pressure change without injection of the second compression chamber 15b. Is shown.
  • FIG. 10 shows a pressure curve R indicating the pressure change with the injection of the first compression chamber 15a with respect to the crank angle which is the rotation angle of the crank, and a pressure indicating the pressure change with the injection of the second compression chamber 15b. Curve S is shown.
  • the communication section E of the injection port 43 to the second compression chamber 15b overlaps at least a part of the oil supply section F from the back pressure chamber 29 to the second compression chamber 15b.
  • the overlapping section in which the fueling section F overlaps with the communication section E is a part of the second half of the fueling section F, and the injection port 43 opens in the second half of the fueling section F so that the communication section E starts.
  • the oil supply section F to the second compression chamber 15b starts from (C) to (D) in FIG. 9, and after that, the injection port 43 performs the second compression from (D) to (A) in FIG.
  • the oil supply section F is equal to the opening of the third opening end 56a into the recess 12a.
  • the pressure of the back pressure chamber 29 depends on the internal pressure of the compression chamber 15 at the end of the oil supply section F, and the injection refrigerant is fed into the compression chamber 15 from the middle of the oil supply section F, so that the back pressure chamber 29 is only in the injection operation. It is possible to suppress the instability of the behavior of the orbiting scroll 13 by increasing the pressure of the orbiting scroll 13.
  • the reason why the opening of the injection port 43 to the second compression chamber 15b cannot be advanced to the first half of the oil supply section F is as follows. That is, if the internal pressure of the second compression chamber 15b is excessively increased by the injection refrigerant from the early stage of the oil supply section F, the internal pressure of the second compression chamber 15b is increased before the oil is sufficiently supplied from the back pressure chamber 29 to the second compression chamber 15b. The pressure in the back pressure chamber 29 becomes equal, and the possibility of causing a problem in the reliability of the compressor 91 due to insufficient lubrication increases.
  • the above description has been made on the oil supply and injection to the second compression chamber 15b, but the same operation is performed on the first compression chamber 15a.
  • the pressure applied from the back surface 13e to the orbiting scroll 13 increases the intermediate pressure of the injection refrigerant. Accordingly, the pressure increases with the internal pressure of the compression chamber 15 in the oil supply section. Therefore, the orbiting scroll 13 is more stably pressed against the fixed scroll 12, reducing leakage from the back pressure chamber 29 to the compression chamber 15 and performing stable operation. Thereby, the behavior of the orbiting scroll 13 can be realized more stably, the optimum performance can be realized, and the injection rate can be further improved.
  • the communication section G where the injection port 43 opens to the first compression chamber 15a is longer than the communication section E where the injection port 43 opens to the second compression chamber 15b.
  • the pressure difference between the intermediate pressure in the injection port 43 and the internal pressure in the first compression chamber 15a when the injection port 43 is opened to the first compression chamber 15a is the injection port. It is preferable that the pressure difference between the intermediate pressure in the injection port 43 and the internal pressure in the second compression chamber 15b when 43 is opened to the second compression chamber 15b is larger.
  • the amount of injection into the first compression chamber 15a which has a large volume and a slow pressure increase rate, can be reliably increased, and the injection refrigerant amount can be efficiently distributed.
  • FIG. 11 is a relationship diagram between the internal pressure of the compression chamber and the discharge start position in the asymmetric scroll compressor according to the present embodiment.
  • FIG. 11 shows a pressure curve P indicating a pressure change without injection of the first compression chamber 15a with respect to a crank angle which is a rotation angle of the crank, and a pressure curve Q indicating a pressure change without injection of the second compression chamber 15b. Is shown. Further, FIG. 11 shows a pressure curve R indicating the pressure change with the injection of the first compression chamber 15a with respect to the crank angle that is the rotation angle of the crank, and the pressure indicating the pressure change with the injection of the second compression chamber 15b. Curve S is shown. Further, a pressure curve Sa in which the pressure curve S is slid 180 degrees to align the pressure curve R and the compression start point is shown.
  • FIG. 7 explains the difference in compression speed due to the difference in suction volume when injection is not performed, and states that in the conventional compression chamber, the second compression chamber 15b reaches the discharge pressure in a shorter compression section from the start of compression. It was. Therefore, in the conventional compressor, it is desirable to provide the discharge bypass port 21 at a position where the second compression chamber 15b opens earlier with reference to the start of compression.
  • the pressure increase rate of the first compression chamber 15a is the pressure of the second compression chamber 15b particularly during operation with a high injection rate. It will be faster than the ascending speed.
  • FIG. 11 shows the pressure curve Sa slid in order to match the compression start point of the pressure curve S of the second compression chamber 15b with injection as in the case of FIG.
  • the discharge start position where the pressure curve R of the first compression chamber 15a with injection reaches the discharge pressure is earlier than the discharge start position of the pressure curve Sa of the second compression chamber 15b with injection. That is, the reverse configuration of FIG. 7 is required due to the effect of the injection refrigerant.
  • the discharge bypass port 21 is provided in accordance with the volume ratio of the discharge start position X of the first compression chamber when there is no injection, the pressure reaches the discharge start position Y in the first compression chamber 15a with injection. The compression continues later, and additional compression power corresponding to the areas of B and A is required until the discharge start position X.
  • the discharge start position of the discharge bypass port 21 of the first compression chamber 15a is advanced to a position equivalent to the discharge start position of the pressure curve S (the discharge start position Z of the pressure curve Sa combined with the compression start point in the figure).
  • the compression power corresponding to the area of B is still required, and the power consumption reduction effect due to the high injection rate is negated. Therefore, in the present embodiment, the discharge bypass port 21 is provided at a position where the first compression chamber 15a with a large injection amount can be discharged at an earlier timing than the second compression chamber 15b.
  • the discharge port 18 that discharges the refrigerant compressed in the compression chamber 15 is provided at the center of the end plate of the fixed scroll 12, and the first compression chamber 15 a is compressed in the compression chamber 15 before communicating with the discharge port 18.
  • a discharge bypass port 21 for discharging the refrigerant is provided.
  • the volume ratio which is the ratio of the suction volume to the discharge volume of the compression chamber 15 at which the refrigerant in the compression chamber 15 can be discharged, is made smaller by making the first compression chamber 15a smaller than the second compression chamber 15b. The excessive pressure rise in the first compression chamber 15a can also be suppressed.
  • FIG. 12 is a longitudinal sectional view of an essential part of an asymmetric scroll compressor according to the second embodiment of the present invention.
  • a first injection port 48a that opens only to the first compression chamber 15a and a second injection port 48b that opens only to the second compression chamber 15b are provided.
  • a first check valve 47a is provided in the first injection port 48a, and a second check valve 47b is provided in the second injection port 48b. Since other configurations are the same as those of the first embodiment, the same reference numerals are given and description thereof is omitted.
  • the port diameter of the first injection port 48a larger than that of the second injection port 48b, the amount of refrigerant injected from the first injection port 48a into the first compression chamber 15a is reduced to the second injection port 48b. From the amount of refrigerant injected into the second compression chamber 15b.
  • the first compression chamber 15a and the second compression chamber 15b are provided. It becomes possible to individually adjust the injection amount. In addition, it is possible to always inject the first compression chamber 15a and the second compression chamber 15b, or to simultaneously inject the first compression chamber 15a and the second compression chamber 15b. And it becomes effective in achieving a high injection rate under conditions where the pressure difference of the refrigeration cycle is large. Further, since the degree of freedom in setting the oil supply section from the back pressure chamber 29 is increased, the pressure adjustment function from the back pressure chamber 29 can be effectively utilized, and the pressure application from the back surface 13e of the orbiting scroll 13 can be stably performed. Can be controlled.
  • the case where the first injection port 48a has a larger port diameter than the second injection port 48b is shown.
  • the communication section where the first injection port 48a opens to the first compression chamber 15a may be longer than the opening section where the second injection port 48b opens to the second compression chamber 15b.
  • the pressure difference between the intermediate pressure in the first injection port 48a and the internal pressure in the first compression chamber 15a when the first injection port 48a is opened to the first compression chamber 15a is the second pressure in the second injection port 48b.
  • the pressure difference between the intermediate pressure in the second injection port 48b and the internal pressure in the second compression chamber 15b at the time of opening to the compression chamber 15b can also be increased.
  • first injection port 48a and the second injection port 48b that open only to the first compression chamber 15a and the second compression chamber 15b have been described.
  • the configuration is not limited to this, and an injection port that opens to both the first compression chamber 15a and the second compression chamber 15b, and a first injection port that opens only to the first compression chamber 15a and the second compression chamber 15b, respectively.
  • the amount of injection into the first compression chamber 15a may be greater than the amount of injection into the second compression chamber 15b by combining 48a and the second injection port 48b.
  • the temperature of the discharged refrigerant is likely to be high, the effect of suppressing an increase in the discharged refrigerant temperature is exhibited, and the resin material such as the insulating material of the motor unit 3 is deteriorated. This makes it possible to provide a highly reliable compressor over a long period of time.
  • At least one injection port for injecting a medium-pressure refrigerant into the first compression chamber and the second compression chamber is in the first compression stroke after the suction refrigerant is closed.
  • a fixed scroll end plate is provided at a position opening in the compression chamber or the second compression chamber. Further, the amount of refrigerant injected from the injection port into the first compression chamber is made larger than the amount of refrigerant injected from the injection port into the second compression chamber.
  • the injection port is provided with a check valve that allows the refrigerant flow to the compression chamber and inhibits the refrigerant flow from the compression chamber.
  • an oil storage part for storing oil is formed in a sealed container having a fixed scroll and a turning scroll inside, and the back of the turning scroll is formed. Forms a high pressure region and a back pressure chamber.
  • the oil supply path for supplying oil from the oil storage section to the compression chamber passes through the back pressure chamber, and the oil supply path for the back pressure chamber communicating with the first compression chamber or the second compression chamber is the compression after the suction refrigerant is closed. It is provided at a position that opens to the first compression chamber or the second compression chamber during the stroke. Further, at least a part of the oil supply section in which the oil supply path communicates with the first compression chamber or the second compression chamber is overlapped with the opening section where the injection port opens into the first compression chamber or the second compression chamber.
  • the internal pressure rises faster in the compression chamber than when injection is not performed, so that the force for pulling the orbiting scroll away from the fixed scroll becomes larger than before.
  • the force for pressing the orbiting scroll to the fixed scroll is interlocked with the internal pressure of the compression chamber that communicates with the oil supply path. Therefore, the more intermediate pressure refrigerant is injected into the compression chamber, the greater the force that presses the orbiting scroll against the fixed scroll, and stable operation is possible without the orbiting scroll leaving the fixed scroll.
  • an overlapping section in which the fueling section overlaps with the opening section is defined as a part of the latter half of the fueling section.
  • the back pressure chamber since the pressure in the back pressure chamber is linked with the internal pressure in the compression chamber in the latter half of the overlapping section, the back pressure chamber according to the internal pressure in the compression chamber in a state where the injection has been completed or has been injected more.
  • the pressure can be set.
  • the pressure in the back pressure chamber is high under conditions where the revolving force of the orbiting scroll due to injection is large, and stable orbiting motion is possible.
  • the pressure in the back pressure chamber is low under conditions where the injection amount is small, and It is possible to prevent excessive pressing force.
  • At least one injection port is provided at a position that sequentially opens into the first compression chamber and the second compression chamber.
  • the injection port can be shared when injecting into both the first and second compression chambers, not only can the size and the number of parts be reduced, but also the injection rate can be increased to maximize the injection cycle effect. It is possible to draw out to the limit.
  • the compression start timings of the first compression chamber and the second compression chamber are generally 180 degrees different from each other, injection is performed immediately after the start of compression from any one injection port to any compression chamber. It can also be provided at a position, and is suitable for realizing a high injection rate.
  • the opening section in which the injection port opens into the first compression chamber is longer than the opening section in which the injection port opens into the second compression chamber.
  • the pressure difference between the intermediate pressure in the injection port when the injection port is opened to the first compression chamber and the internal pressure in the first compression chamber is the intermediate pressure in the injection port when the injection port is opened to the second compression chamber.
  • the pressure difference between the internal pressure of the second compression chamber is larger.
  • a seventh disclosure is an asymmetric scroll compressor according to any one of the first disclosure to the fourth disclosure, wherein a first injection port that opens only to the first compression chamber as an injection port, and a second compression chamber And a second injection port that opens only to the end.
  • the first injection port has a larger port diameter than the second injection port.
  • the opening section where the first injection port opens to the first compression chamber is longer than the opening section where the second injection port opens to the second compression chamber.
  • the pressure difference between the intermediate pressure in the first injection port and the internal pressure in the first compression chamber when the first injection port is opened to the first compression chamber is determined when the second injection port is opened to the second compression chamber. It is larger than the pressure difference between the intermediate pressure in the second injection port and the internal pressure in the second compression chamber.
  • the eighth disclosure is an asymmetric scroll compressor according to any one of the first disclosure to the seventh disclosure, and includes a discharge port that discharges the refrigerant compressed in the compression chamber at the center of the end plate of the fixed scroll.
  • a discharge bypass port that discharges the refrigerant compressed in the compression chamber before the first compression chamber communicates with the discharge port is provided, and the ratio of the suction volume to the discharge volume of the compression chamber that allows the refrigerant in the compression chamber to be discharged.
  • the volume ratio is made smaller in the first compression chamber than in the second compression chamber.
  • the compression chamber volume of the refrigerant that can be discharged in the first compression chamber and the second compression chamber is substantially equal, and the compression chamber volume at the start of compression is equal to the suction volume. Comparing the volume ratio of the second compression chamber, the volume ratio of the first compression chamber having a larger suction volume is larger. However, by performing more injection to the first compression chamber, the internal pressure of the compression chamber of the first compression chamber reaches the discharge pressure in a shorter compression section than the second compression chamber.
  • an excessive pressure increase in the first compression chamber can be suppressed even in the maximum injection state by making the volume ratio of the first compression chamber smaller than that in the second compression chamber.
  • the asymmetric scroll compressor of the present invention is useful for a refrigeration cycle apparatus such as a hot water heater, an air conditioner, a water heater, or a refrigerator in which an evaporator is used in a low temperature environment.

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Abstract

非対称スクロール圧縮機であって、第１圧縮室（１５ａ）及び第２圧縮室（１５ｂ）に中間圧の冷媒をインジェクションする、少なくとも１つのインジェクションポート（４３）を、吸入冷媒の閉じ込み後の圧縮行程中にある第１圧縮室（１５ａ）又は第２圧縮室（１５ｂ）に開口する位置に、固定スクロール（１２）の鏡板を貫通して設ける。さらに、インジェクションポート（４３）から第２圧縮室（１５ｂ）にインジェクションする冷媒量よりも、インジェクションポート（４３）から第１圧縮室（１５ａ）にインジェクションする冷媒量を多くする。

Description

非対称スクロール圧縮機
　本発明は、特に空気調和機、給湯器、冷蔵庫等の冷凍機に用いられる、非対称スクロール圧縮機に関する。
　冷凍装置や空気調和装置には、蒸発器で蒸発したガス冷媒を吸入し、凝縮器にて凝縮させるために必要な圧力までガス冷媒を圧縮して冷媒回路中に高温高圧のガス冷媒を送り出す圧縮機が使用されている。そして、非対称スクロール圧縮機は、凝縮器と蒸発器との間に２つの膨張弁を設け、２つの膨張弁の間を流れる中間圧の冷媒を圧縮工程中の圧縮室内にインジェクションすることで、冷凍サイクルの消費電力削減や能力向上を図っている。
　すなわち、凝縮器を循環する冷媒は、インジェクションされた冷媒量だけ増加し、空調機であれば暖房能力が向上する。また、インジェクションされる冷媒は、中間圧状態であり、圧縮に必要な動力は、中間圧から高圧までであるため、インジェクションを行わずに同じ能力を実現する場合に比べて、ＣＯＰ（Ｃｏｅｆｆｉｃｉｅｎｔ　Ｏｆ　Ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ）が向上し、消費電力も削減できる。
　凝縮器を流れる冷媒量は、蒸発器を流れる冷媒量とインジェクションされる冷媒量との和に等しく、凝縮器の冷媒量に対するインジェクション冷媒量の比がインジェクション率である。
　インジェクションの効果を大きくするには、インジェクション率を高くすればよい。そして、インジェクションされる冷媒圧と圧縮室の内圧との圧力差で冷媒がインジェクションされるため、インジェクション率を高くするには、インジェクションされる冷媒圧を高くする必要がある。
　しかし、インジェクションされる冷媒圧を高くすると、液冷媒が圧縮室にインジェクションされてしまい、暖房能力の低下や圧縮機の信頼性低下を招いてしまう。
　インジェクション管から圧縮室に流入する冷媒は、気液分離器からガス冷媒を優先的に取り出して送り込まれるが、中間圧制御のバランスが崩れた場合や過渡的な条件変化の際には、ガス冷媒に液冷媒が混ざった状態でインジェクション管から流入する。摺動部分を多く有する圧縮室には、摺動状態を良好に保つために適量のオイルを送り込んで冷媒とともに圧縮しているが、液冷媒が混入すると圧縮室のオイルが液冷媒によって洗い流されることで、摺動状態が悪化し、部品磨耗や焼き付きを生じさせてしまう。従って、インジェクション管から流入した液冷媒は、極力圧縮室には送り込まず、ガス冷媒だけをインジェクションポートに導くことが重要となる。
　気液分離器の上流側および下流側にそれぞれ設けた膨張弁の開度を調整することで、中間圧を制御し、インジェクション管が最終的に繋がる圧縮機内の圧縮室の内圧と中間圧との圧力差でインジェクション冷媒を圧縮室に送り込む。このため、中間圧を高く調整すればインジェクション率は増加する。一方で、凝縮器から上流側の膨張弁を通って気液分離器に流入する冷媒中の気相成分比率は、中間圧が高いほど少なくなるため、過剰に中間圧を上げると気液分離器の液冷媒が増加し、液冷媒がインジェクション管に流れ込み、暖房能力の低下や圧縮機の信頼性に影響を及ぼす。よって、圧縮機としてはできるだけ低い中間圧で多くのインジェクション冷媒を取り込める構成が望ましく、圧縮方式としては圧縮速度が緩やかなスクロール型が適している。
　ところで、旋回スクロールラップの外側に容積の大きい圧縮室（以下、第１圧縮室と称す）が、内側に容積の小さい圧縮室（以下、第２圧縮室と称す）が形成される非対称スクロール圧縮機において、１個のインジェクションポートが両方の圧縮室に順次開口し、特に、第２圧縮室に、より多くのインジェクション冷媒を送り込む構成が開示されている（例えば、特許文献１参照）。これにより、スクロール圧縮機の非対称性に起因する固定スクロールと旋回スクロールの押圧力の偏りを解消させて、旋回スクロールの挙動を安定化させつつ、第１圧縮室にもインジェクション冷媒を送ることでインジェクション率の向上を図っている。
特許第４２６５１２８号公報
　２つの圧縮室へのインジェクションポートの開口区間は各圧縮室へのインジェクション冷媒量に大きく関係する。
　特許文献１においては、第１圧縮室へのインジェクション冷媒量を第２圧縮室へのインジェクション量よりも多くした場合について、押圧力のアンバランス量変化で隙間や摩擦力が増大し、効率低下を招くとしている。
　しかしながら、特許文献１は、２つの課題によりインジェクションサイクル本来の効果を実現できていなかったと考える。
　１つ目の課題は、特許文献１の表１（表示せず）に記載の通り、第１圧縮室における吸入冷媒の閉じ込み前からインジェクションポートを開口しているためにインジェクション冷媒が吸入側まで逆流している点である。この点は特許文献１自身でも指摘しているように、吸入工程中にインジェクションポートを開口すると、インジェクション効果は期待できないにも関わらず、吸入工程中にインジェクションを行う仕様と圧縮室閉じ込み後にインジェクションを行う仕様を比較して、インジェクション冷媒量を第２圧縮室に多くインジェクションすべきとの結論を導いている。そのため、最適なインジェクションの比較として適切でない。
　また、２つ目の課題は、圧縮機へ接続するインジェクション管に逆止弁を設けている点である。インジェクション管に逆止弁を設けているために、インジェクションポートならびにインジェクション配管までの経路が、圧縮室開口区間中に無効な体積として損失を生じており、開口区間を広く設定した際にその損失を、より多く生じていたと考えられる。
　また、容積の小さい第２圧縮室の内圧上昇速度は、吸入容積が小さい分だけ第１圧縮室よりも速く、第２圧縮室へのインジェクション量を多くするには、第１圧縮室へのインジェクションを制限する必要があり、インジェクション率の低下要因となっていた。
　本発明は、インジェクションサイクル本来の効果を最大化し得るために、より高いインジェクション率での運転にも高効率に対応でき、能力向上量についても拡大できる非対称スクロール圧縮機を提供する。
　本発明の非対称スクロール圧縮機は、鏡板から渦巻き状のラップが立ち上がる固定スクロール及び旋回スクロールを備え、固定スクロールのラップと旋回スクロールのラップとを噛み合わせて、固定スクロールと旋回スクロールとの間に圧縮室を形成する。また、圧縮室として、旋回スクロールのラップ外壁側に形成される第１圧縮室と、旋回スクロールのラップ内壁側に形成される第２圧縮室とが形成される。また、第１圧縮室の吸入容積が第２圧縮室の吸入容積よりも大きい非対称スクロール圧縮機において、第１圧縮室及び第２圧縮室に中間圧の冷媒をインジェクションする、少なくとも１つのインジェクションポートを、吸入冷媒の閉じ込み後の圧縮行程中にある第１圧縮室又は第２圧縮室に開口する位置に、固定スクロールの鏡板を貫通して設ける。さらに、インジェクションポートから第２圧縮室にインジェクションする冷媒量よりも、インジェクションポートから第１圧縮室にインジェクションする冷媒量を多くする。
　このように、容積の大きい第１圧縮室に対して多くのインジェクションを行うことで、インジェクション率を高め、インジェクションサイクル効果を最大化して、従来以上の効率向上と能力拡大効果を得ることが可能となる。
図１は、本発明の第１の実施の形態による非対称スクロール圧縮機を備えた冷凍サイクル図である。 図２は、本発明の第１の実施の形態による非対称スクロール圧縮機の縦断面図である。 図３は、図２の要部拡大図である。 図４は、図３の４－４線矢視図である。 図５は、図４の５－５線矢視図である。 図６は、図３の６－６線矢視図である。 図７は、インジェクション運転を伴わない場合の非対称スクロール圧縮機における圧縮室の内圧と吐出開始位置の関係図である。 図８は、本発明の第１の実施の形態による非対称スクロール圧縮機の旋回運動に伴う給油経路とシール部材との位置関係を示す説明図である。 図９は、本発明の第１の実施の形態による非対称スクロール圧縮機の旋回運動に伴う給油経路およびインジェクションポートの開口状態を示す説明図である。 図１０は、本発明の第１の実施の形態による非対称スクロール圧縮機における圧縮室の内圧と開口区間及び給油区間との関係図である。 図１１は、本発明の第１の実施の形態による非対称スクロール圧縮機における圧縮室の内圧と吐出開始位置の関係図である。 図１２は、本発明の第２の実施の形態による非対称スクロール圧縮機の要部縦断面図である。
　（第１の実施の形態）
　以下本発明の第１の実施の形態による非対称スクロール圧縮機について説明する。なお、以下の実施の形態によって本発明が限定されるものではない。
　図１は本実施の形態による非対象スクロール圧縮機を備えた冷凍サイクル図である。
　図１に示すように、本実施の形態による非対象スクロール圧縮機を備えた冷凍サイクル装置は、圧縮機９１、凝縮器９２、蒸発器９３、膨張弁９４ａ、９４ｂ、インジェクション管９５、気液分離器９６を構成要素としている。
　凝縮器９２で凝縮した作動流体である冷媒は上流側の膨張弁９４ａで中間圧まで減圧され、気液分離器９６は、中間圧の冷媒の気相成分（ガス冷媒）と液相成分（液冷媒）を分離する。中間圧まで減圧された液冷媒は、更に下流側の膨張弁９４ｂを通り、低圧冷媒となって蒸発器９３に導かれる。
　蒸発器９３に送り込まれた液冷媒は、熱交換によって蒸発し、ガス冷媒又は一部液冷媒が混じったガス冷媒として排出される。蒸発器９３から排出された冷媒は圧縮機９１の圧縮室に取り込まれる。
　一方、気液分離器９６で分離された中間圧状態のガス冷媒は、インジェクション管９５を通り、圧縮機９１内の圧縮室に導かれる。インジェクション管９５に閉塞弁や膨張弁を設け、インジェクションする圧力を調整、停止する機構としても良い。
　圧縮機９１は蒸発器９３から流入する低圧冷媒を圧縮し、圧縮過程において気液分離器９６の中間圧の冷媒を圧縮室に噴射（インジェクション）させて圧縮し、高温高圧冷媒を吐出管から凝縮器９２に送り出す。
　気液分離器９６で分離される気相成分と液相成分の比率は、上流側に設けた膨張弁９４ａの入口側圧力と出口側圧力との圧力差が大きいほど気相成分が多く、また凝縮器９２出口の冷媒の過冷却度が小さい、もしくは渇き度が大きいほど気相成分が多くなる。
　一方、圧縮機９１がインジェクション管９５を介して吸入する冷媒の量は、中間圧が高いほど多くなるため、気液分離器９６で分離される冷媒の気相成分比率よりも多くインジェクション管９５から冷媒を吸い込むと、気液分離器９６のガス冷媒が枯渇し、インジェクション管９５に液冷媒が流入する。圧縮機９１の能力を最大限に発揮するためには、気液分離器９６において分離されるガス冷媒が余すことなくインジェクション管９５から圧縮機９１に吸い込まれることが望ましい。しかし、その均衡状態から外れてしまうとインジェクション管９５から圧縮機９１に液冷媒が流入するため、そのような場合においても圧縮機９１が高い信頼性を維持できるよう構成する必要がある。
　図２は、本実施の形態による非対称スクロール圧縮機の縦断面図である。図３は、図２の要部拡大図である。図４は、図３の４－４線矢視図である。図５は、図４の５－５線矢視図である。
　図２に示すように、圧縮機９１は、密閉容器１の内部に、圧縮機構２、モータ部３、貯油部２０を備えている。
　圧縮機構２は、密閉容器１に溶接や焼き嵌めによって固定した主軸受部材１１と、主軸受部材１１上にボルト止めした固定スクロール（圧縮室区画部材）１２と、固定スクロール１２と噛み合う旋回スクロール１３とを有する。シャフト４は主軸受部材１１で軸支されている。
　旋回スクロール１３と主軸受部材１１との間には、旋回スクロール１３の自転を防止して円軌道運動するように案内するオルダムリングなどによる自転拘束機構１４を設けている。
　旋回スクロール１３は、シャフト４の上端にある偏心軸部４ａにて偏心駆動し、自転拘束機構１４によって円軌道運動する。
　圧縮室１５は、固定スクロール１２と旋回スクロール１３との間に形成される。
　吸入パイプ１６は密閉容器１外に通じ、固定スクロール１２の外周部には吸入ポート１７を設けている。吸入パイプ１６から吸入される作動流体（冷媒）は、吸入ポート１７から圧縮室１５に導かれる。圧縮室１５は、外周側から中央部に向かって容積を縮めながら移動し、圧縮室１５で所定の圧力に到達した作動流体は、固定スクロール１２の中央部に設けた吐出ポート１８から吐出室３１に吐出される。吐出ポート１８には吐出リード弁１９を設けている。圧縮室１５で所定の圧力に到達した作動流体は、吐出リード弁１９を押し開いて吐出室３１に吐出される。吐出室３１に吐出された作動流体は、密閉容器１の外に吐出される。
　一方、インジェクション管９５から導かれた中間圧の作動流体は、中間圧室４１に流入し、インジェクションポート４３に設けた逆止弁４２を開き、閉じ込み後の圧縮室１５にインジェクションされ、吸入ポート１７から吸い込んだ作動流体と共に吐出ポート１８から密閉容器１内に吐出される。
　シャフト４の下端にはポンプ２５を設けている。ポンプ２５は、その吸い込み口が貯油部２０内に存在するように配置する。ポンプ２５は、シャフト４によって駆動され、密閉容器１の底部に設けられた貯油部２０にあるオイル６を、圧力条件や運転速度に関係なく、確実に吸い上げることができ、オイル６切れの心配も解消される。ポンプ２５で吸い上げたオイル６は、シャフト４内に形成しているオイル供給穴２６を通じて圧縮機構２に供給される。なお、オイル６をポンプ２５で吸い上げる前もしくは吸い上げた後に、オイルフィルタ等でオイル６から異物を除去すると、圧縮機構２への異物混入が防止でき、更なる信頼性向上を図ることができる。
　圧縮機構２に導かれたオイル６の圧力は、スクロール圧縮機の吐出圧とほぼ同等であり、旋回スクロール１３に対する背圧源ともなる。これにより、旋回スクロール１３は固定スクロール１２から離れたり片当たりしたりすることはなく、所定の圧縮機能を安定して発揮する。
　図３に示すように、旋回スクロール１３の鏡板の背面１３ｅにはシール部材７８を配置している。
　シール部材７８の内側には高圧領域３０が形成され、シール部材７８の外側には背圧室２９が形成される。背圧室２９は、高圧と低圧との間の圧力に設定されている。シール部材７８を用いることにより、高圧領域３０と背圧室２９とを分離できるため、旋回スクロール１３の背面１３ｅからの圧力付加を安定的に制御できる。
　貯油部２０からの給油経路として、高圧領域３０から背圧室２９への接続路５５と、背圧室２９から第２圧縮室１５ｂ（図６参照）への供給路５６とを有する。高圧領域３０から背圧室２９への接続路５５を設けることで、自転拘束機構１４の摺動部や、固定スクロール１２と旋回スクロール１３のスラスト摺動部にオイル６を供給することができる。
　接続路５５の第１開口端５５ａは旋回スクロール１３の背面１３ｅに形成し、シール部材７８の内側と外側を往来させ、第２開口端５５ｂは常に高圧領域３０に開口している。これにより間欠給油が実現できる。
　オイル６の一部は、供給圧や自重によって、逃げ場を求めるようにして偏心軸部４ａと旋回スクロール１３との嵌合部、シャフト４と主軸受部材１１との間の軸受部６６に進入してそれぞれの部分を潤滑した後落下し、貯油部２０へ戻る。
　本実施の形態による非対称スクロール圧縮機では、圧縮室１５への給油経路が、旋回スクロール１３の内部に形成された通路１３ａと、固定スクロール１２のラップ面側鏡板に形成された凹部１２ａから構成されている。通路１３ａの第３開口端５６ａはラップ先端１３ｃに形成し、旋回運動にあわせて周期的に凹部１２ａに開口させ、また通路１３ａの第４開口端５６ｂは常に背圧室２９に開口させている。これにより、背圧室２９と第２圧縮室１５ｂを間欠的に連通させることができる。
　中間圧の冷媒をインジェクションするためのインジェクションポート４３は、固定スクロール１２の鏡板を貫通して設けている。インジェクションポート４３は、第１圧縮室１５ａ（図６参照）及び第２圧縮室１５ｂに順次開口する。インジェクションポート４３は、第１圧縮室１５ａ及び第２圧縮室１５ｂでの閉じ込み後の圧縮工程中に開口する位置に設けている。
　固定スクロール１２の鏡板には、吐出ポート１８と連通する前に圧縮室１５で圧縮した冷媒を吐出する吐出バイパスポート２１を設けている。
　図３、図４に示すように、本実施の形態による圧縮機９１は、インジェクション管９５から送り込まれ、圧縮室１５にインジェクションする前の中間圧作動流体を導く中間圧室４１を設けている。
　中間圧室４１は、圧縮室区画部材である固定スクロール１２と、中間圧プレート４４と、中間圧カバー４５とで形成している。中間圧室４１と圧縮室１５とは、固定スクロール１２を挟んで対向させている。中間圧室４１は、中間圧作動流体が流入する中間圧室入口４１ａと、中間圧作動流体を圧縮室１５にインジェクションするインジェクションポート４３のインジェクションポート入口４３ａと、中間圧室入口４１ａより低い位置に形成した液溜め部４１ｂとを有している。
　液溜め部４１ｂは固定スクロール１２の鏡板の上面で形成している。
　中間圧プレート４４には、圧縮室１５から中間圧室４１への冷媒逆流を防止する逆止弁４２が設けられている。インジェクションポート４３が圧縮室１５に開口している区間において、圧縮室１５の内圧がインジェクションポート４３の中間圧よりも高い場合には、圧縮室１５から中間圧室４１に向けて冷媒が逆流するため、逆止弁４２を設けることにより冷媒の逆流を阻止できる。
　本実施の形態による圧縮機９１では、逆止弁４２は圧縮室１５側にリフトして圧縮室１５と中間圧室４１を連通させるリード弁４２ａで構成しており、圧縮室１５の内圧が中間圧室４１の圧力よりも低い時にのみ中間圧室４１を圧縮室１５に連通させる。リード弁４２ａを用いることで、可動部における摺動箇所が少なく、長期に亘りシール性を維持できるとともに、流路面積を必要に応じて拡大し易い。逆止弁４２を設けなかったり、逆止弁４２をインジェクション管９５に設けたりした場合は、圧縮室１５の冷媒がインジェクション管９５まで逆流し、無駄な圧縮動力を消費することになる。本実施の形態では逆止弁４２を圧縮室１５に近い中間圧プレート４４に設けることで圧縮室１５からの逆流を抑制している。
　固定スクロール１２の鏡板の上面は、中間圧室入口４１ａよりも低い位置にあり、固定スクロール１２の鏡板の上面に、液相成分の作動流体が溜まる液溜め部４１ｂを設けている。また、インジェクションポート入口４３ａは、中間圧室入口４１ａの高さよりも高い位置に設けている。従って、中間圧作動流体の内、気相成分の作動流体はインジェクションポート４３に導かれ、液溜め部４１ｂに溜まった液相成分の作動流体は、高温状態にある固定スクロール１２の表面で気化されるため、圧縮室１５には液相成分の作動流体が流入しにくい。
　さらに、中間圧室４１と吐出室３１とは中間圧プレート４４を介して隣接する位置に設けており、中間圧室４１に液相成分の作動流体が流入した際の気化を促進するとともに、吐出室３１の高圧冷媒の温度上昇も抑制できるため、その分だけ高い吐出圧条件まで運転を行うことができる。
　インジェクションポート４３に導かれた中間圧作動流体は、インジェクションポート４３と圧縮室１５との圧力差によりリード弁４２ａを押し開き、吸入ポート１７から吸い込んだ低圧作動流体と圧縮室１５で合流するが、逆止弁４２から圧縮室１５までの間のインジェクションポート４３に残る中間圧作動流体は、再膨張と再圧縮を繰り返すため、圧縮機９１の効率を低下させる要因となる。そこで、リード弁４２ａの最大変位量を規制するバルブストップ４２ｂ（図５参照）の厚みを、リード弁４２ａのリフト規制箇所に応じて変化させ、リード弁４２ａより下流のインジェクションポート４３内体積を小さく構成している。
　また、リード弁４２ａおよびバルブストップ４２ｂはボルトからなる固定部材４６により中間圧プレート４４に固定されており、バルブストップ４２ｂに設けた固定部材４６の固定用孔は、バルブストップ４２ｂを貫通することなく固定部材４６の挿入側にのみ開口しているため、結果として、固定部材４６は中間圧室４１にのみ開放するように構成している。これにより、固定部材４６の隙間を介して中間圧室４１と圧縮室１５との間で作動流体が漏れるのを抑制でき、インジェクション率を向上させることができる。
　中間圧室４１は、圧縮室１５へのインジェクション量を十分に供給可能とするために圧縮室１５の吸入容積以上とする。ここで吸入容積とは、吸入ポート１７から導いた作動流体を圧縮室１５に閉じ込んだ時点、すなわち吸入工程完了時点での圧縮室１５の容積であり、第１圧縮室１５ａと第２圧縮室１５ｂとの合計容積である。本実施の形態の圧縮機９１では、中間圧室４１を固定スクロール１２の鏡板の平面上に広がるように設け、容積を拡大している。しかしながら、圧縮機９１に封入されたオイル６の一部が吐出冷媒と共に圧縮機９１から出ていき、気液分離器９６からインジェクション管９５を通って中間圧室４１に戻った場合に、液溜め部４１ｂに残るオイル６が多すぎると貯油部２０のオイル６が不足してしまう問題を生じるため、中間圧室４１の容積が大きすぎるのも適切でない。このことから、中間圧室４１の容積は、圧縮室１５の吸入容積以上で、封入されるオイル６のオイル容積の１／２以下とすることが好ましい。
　図６は、図３の６－６線矢視図である。
　図６は固定スクロール１２に旋回スクロール１３を噛み合わせ、旋回スクロール１３の背面１３ｅ（図３参照）側から見た図である。図６に示すように固定スクロール１２と旋回スクロール１３を噛み合わせた状態で、固定スクロール１２の渦巻きラップを旋回スクロール１３の渦巻きラップと同等まで延長している。
　固定スクロール１２と旋回スクロール１３により形成される圧縮室１５には、旋回スクロール１３のラップ外壁側に形成される第１圧縮室１５ａと、ラップ内壁側に形成される第２圧縮室１５ｂとがある。
　第１圧縮室１５ａの作動流体を閉じ込める位置と第２圧縮室１５ｂの作動流体を閉じ込める位置とは、略１８０度ずれるように渦巻きラップを構成している。
　作動流体を閉じ込めるタイミングが第１圧縮室１５ａと第２圧縮室１５ｂとで１８０度程度ずれることで、第１圧縮室１５ａを閉じ込めた後、シャフト４の回転が１８０度進んでから第２圧縮室１５ｂを閉じ込めることになる。これにより、第１圧縮室１５ａにおいて吸入加熱の影響を小さくすることができ、さらに吸入容積を最大にすることができる。すなわちラップ高さを低く設定でき、その結果ラップの径方向接点部の漏れ隙間（＝漏れ断面積）を縮小することができるので、漏れ損失の更なる低減が可能となる。
　図７は、インジェクション運転を伴わない場合の非対称スクロール圧縮機における圧縮室の内圧と吐出開始位置の関係図である。
　図７には、クランクの回転角度であるクランク角度に対する第１圧縮室１５ａの圧力変化を示す圧力曲線Ｐと、第２圧縮室１５ｂの圧力変化を示す圧力曲線Ｑと、圧力曲線Ｑを１８０度スライドさせて圧力曲線Ｐと圧縮開始点を揃えた圧力曲線Ｑａを示している。第１圧縮室１５ａの吸入容積は、第２圧縮室１５ｂの吸入容積より大きい。このことにより、インジェクション運転を行わない場合には、図７の圧力曲線Ｐと圧力曲線Ｑａの比較で明らかなように、第２圧縮室１５ｂの圧力上昇速度は第１圧縮室１５ａの圧力上昇速度より速い。
　圧縮開始位置からのシャフト４の回転角で言えば、第２圧縮室１５ｂの方が早期に吐出圧に到達する。圧縮室１５が吐出ポート１８（図３参照）や吐出バイパスポート２１（図３参照）と連通して冷媒が吐出可能となる圧縮室１５の吐出容積に対する圧縮室１５の吸入容積の比で定義する容積比は、吸入容積が小さい第２圧縮室１５ｂの方が同等か小さくなる。しかし、本実施の形態によるスクロール圧縮機では、後述するインジェクション冷媒の効果により第１圧縮室１５ａの方が早期に吐出圧に到達するため、この容積比に関しても第１圧縮室１５ａを第２圧縮室１５ｂに対して小さくしている。これにより、圧縮室１５の内圧が吐出圧以上まで圧縮されたにも関わらず、吐出ポート１８もしくは吐出バイパスポート２１と連通していないがために吐出圧以上にまで圧縮される課題を解決している。
　また、旋回スクロール１３のラップ先端１３ｃ（図３参照）には、運転中の温度分布を測定した結果をもとに、中心部である巻き始め部から外周部である巻き終わり部にかけて、徐々にハネ高さが高くなるようにスロープ形状が設けられている。これにより熱膨張による寸法変化を吸収し、局所摺動を防止し易くしている。
　図８は、本実施の形態による非対称スクロール圧縮機の旋回運動に伴う給油経路とシール部材との位置関係を示す説明図である。
　図８は固定スクロール１２に旋回スクロール１３を噛み合わせ、旋回スクロール１３の背面１３ｅ側から見た図であり、位相を９０度ずつずらした図である。
　接続路５５の第１開口端５５ａは旋回スクロール１３の背面１３ｅに形成している。
　図８に示すように、シール部材７８で旋回スクロール１３の背面１３ｅは内側の高圧領域３０と外側の背圧室２９に仕切られている。
　図８の（Ｂ）の状態では、第１開口端５５ａはシール部材７８の外側である背圧室２９に開口しているため、オイル６が供給される。
　これに対し図８の（Ａ）、（Ｃ）、（Ｄ）では、第１開口端５５ａはシール部材７８の内側に開口しているため、オイルが供給されることはない。
　すなわち接続路５５の第１開口端５５ａは、高圧領域３０と背圧室２９とを往来するが、接続路５５の第１開口端５５ａと第２開口端５５ｂ（図３参照）の間で圧力差が生じたときのみ背圧室２９にオイル６が供給される。この構成にすると、給油量は第１開口端５５ａがシール部材７８を往来する時間割合で調整できるため、接続路５５（図３参照）の通路径をオイルフィルタに対し１０倍以上の寸法で構成することが可能となる。これにより、通路１３ａ（図３参照）に異物が噛み込んで閉塞する恐れがなくなるため、安定した背圧の印加と同時にスラスト摺動部及び自転拘束機構１４（図３参照）の潤滑も良好な状態を維持でき、高効率かつ高信頼性を実現するスクロール圧縮機を提供することができる。なお本実施の形態では、第２開口端５５ｂが常に高圧領域３０にあり、第１開口端５５ａが高圧領域３０と背圧室２９を往来する場合を例として説明したが、第２開口端５５ｂが高圧領域３０と背圧室２９を往来し、第１開口端５５ａが常に背圧室２９にある場合でも、第１開口端５５ａと第２開口端５５ｂとの間で圧力差が生じるため、間欠給油が実現でき同様の効果が得られる。
　図９は、本実施の形態による非対称スクロール圧縮機の旋回運動に伴う給油経路およびインジェクションポートの開口状態を示す説明図である。
　図９は、固定スクロール１２に旋回スクロール１３を噛み合わせた状態であり、位相を９０度ずつずらした図である。
　図９に示すように、ラップ先端１３ｃ（図３参照）に形成された、通路１３ａの第３開口端５６ａを、固定スクロール１２の鏡板に形成された凹部１２ａに周期的に開口させることで、間欠連通を実現させている。
　図９の（Ｄ）の状態で第３開口端５６ａは凹部１２ａに開口しており、この状態では、供給路５６（図３参照）及び通路１３ａを通って背圧室２９（図３参照）から第２圧縮室１５ｂにオイル６が供給される。このように、第３開口端５６ａによって給油経路は、吸入冷媒の閉じ込み後の圧縮行程中にある第２圧縮室１５ｂに開口する位置に設けている。
　これに対し図９の（Ａ）、（Ｂ）、（Ｃ）では、第３開口端５６ａは凹部１２ａに開口していないため、背圧室２９から第２圧縮室１５ｂにオイル６は供給されない。以上のことから、背圧室２９のオイル６は、給油経路を通って第２圧縮室１５ｂに間欠的に導かれるので、背圧室２９の圧力変動を抑制することができ、所定の圧力に制御することが可能となる。また同時に、第２圧縮室１５ｂに供給されたオイル６は圧縮時のシール性向上や潤滑性向上の役割を果たす。
　第１圧縮室１５ａの閉じ込み時点を示す図９の（Ａ）では、インジェクションポート４３は第１圧縮室１５ａに開口しておらず、圧縮が開始された後の状態を示す図９（Ｂ）、（Ｃ）では、第１圧縮室１５ａに対してインジェクションポート４３が開口している。
　同様に、第２圧縮室１５ｂの閉じ込み時点を示す図９の（Ｃ）では、インジェクションポート４３は第２圧縮室１５ｂに対して開口しておらず、圧縮が進んだ状態を示す図９の（Ａ）の状態においてインジェクションポート４３は第２圧縮室１５ｂに対して開口する。
　これにより、インジェクションポート４３を省スペース化すると共に、インジェクション冷媒が吸入ポート１７まで逆流することなく圧縮できるため、冷媒循環量を増加し易く、高効率なインジェクション運転が可能となる。
　このように、インジェクションポート４３は、第１圧縮室１５ａと第２圧縮室１５ｂに順次開口する位置に設けている。また、インジェクションポート４３は、図９の（Ｂ）および（Ｃ）に示すように吸入冷媒の閉じ込み後の圧縮行程中にある第１圧縮室１５ａ又は図９の（Ａ）に示すように吸入冷媒の閉じ込み後の圧縮行程中にある第２圧縮室１５ｂに開口する位置に、固定スクロール１２の鏡板を貫通して設けている。
　インジェクションポート４３が第１圧縮室１５ａに開口する開口区間は、インジェクションポート４３が第２圧縮室１５ｂに開口する開口区間より長くしており、インジェクションポート４３から第２圧縮室１５ｂにインジェクションする冷媒量よりも、インジェクションポート４３から第１圧縮室１５ａにインジェクションする冷媒量を多くしている。これは、図７でも示したように、インジェクションを行わない状態においても第１圧縮室１５ａは第２圧縮室１５ｂに比べて内圧の上昇速度が遅い。そのため、高インジェクション率を実現するために第１圧縮室１５ａの内圧の上昇速度を高めている。なお、吸入容積の大きい第１圧縮室１５ａは、吸入容積の小さい第２圧縮室１５ｂに対して同じインジェクション冷媒量をインジェクションしても内圧の上昇速度は第１圧縮室１５ａの方が小さい。
　図１０は、本実施の形態による非対称スクロール圧縮機における圧縮室の内圧と開口区間及び給油区間との関係図である。
　図１０には、クランクの回転角度であるクランク角度に対する第１圧縮室１５ａのインジェクション無しでの圧力変化を示す圧力曲線Ｐと、第２圧縮室１５ｂのインジェクション無しでの圧力変化を示す圧力曲線Ｑを示している。また、図１０には、クランクの回転角度であるクランク角度に対する第１圧縮室１５ａのインジェクション有りでの圧力変化を示す圧力曲線Ｒと、第２圧縮室１５ｂのインジェクション有りでの圧力変化を示す圧力曲線Ｓを示している。
　図１０に示すように、第２圧縮室１５ｂへのインジェクションポート４３の連通区間Ｅと、背圧室２９から第２圧縮室１５ｂへの給油区間Ｆの少なくとも一部の区間とを重複させている。給油区間Ｆが連通区間Ｅと重複する重複区間は、給油区間Ｆの後半の一部の区間とし、給油区間Ｆの後半にインジェクションポート４３が開口して連通区間Ｅが開始する。
　図９では、図９の（Ｃ）から（Ｄ）にかけて第２圧縮室１５ｂへの給油区間Ｆが開始し、それに遅れて図９の（Ｄ）から（Ａ）にかけてインジェクションポート４３が第２圧縮室１５ｂに開口して連通する間に重複区間がある。本実施の形態では、給油区間Ｆは第３開口端５６ａの凹部１２ａへの開口に等しい。背圧室２９の圧力は、この給油区間Ｆの終了時の圧縮室１５の内圧に依存し、給油区間Ｆの途中からインジェクション冷媒を圧縮室１５に送り込むことで、インジェクション運転時にのみ背圧室２９の圧力を上昇させて、旋回スクロール１３の挙動の不安定化を抑制することを可能としている。また、インジェクションポート４３の第２圧縮室１５ｂへの開口開始を給油区間Ｆの前半まで早めない理由は以下の通りである。すなわち、給油区間Ｆの早期からインジェクション冷媒により第２圧縮室１５ｂの内圧が上昇し過ぎると、背圧室２９から第２圧縮室１５ｂへ十分に給油される前に第２圧縮室１５ｂの内圧と背圧室２９の圧力が等しくなり、給油不足になって圧縮機９１の信頼性に課題を生じさせる可能性が高まる。以上は、第２圧縮室１５ｂへの給油とインジェクションについて説明したが、第１圧縮室１５ａについても同様の作用となる。
　圧縮室１５への給油区間の少なくとも一部を、インジェクションポート４３の開口区間と重複するよう構成することで、背面１３ｅから旋回スクロール１３への圧力付加は、インジェクション冷媒の中間圧が上昇するのに応じて、給油区間中の圧縮室１５の内圧と共に大きくなる。そのため、旋回スクロール１３は固定スクロール１２に対してより安定的に押し付けられ、背圧室２９から圧縮室１５への漏れを低減するとともに、安定した運転を行うことができる。これにより、旋回スクロール１３の挙動はより安定的に、最適性能を実現し、インジェクション率を更に向上させることができる。
　なお、本実施の形態では、図１０に示すようにインジェクションポート４３が第１圧縮室１５ａに開口する連通区間Ｇが、インジェクションポート４３が第２圧縮室１５ｂに開口する連通区間Ｅより長い場合を示した。但し、この構成とともに、又はこの構成に代えて、インジェクションポート４３の第１圧縮室１５ａへの開口時におけるインジェクションポート４３内の中間圧と第１圧縮室１５ａの内圧との圧力差が、インジェクションポート４３の第２圧縮室１５ｂへの開口時におけるインジェクションポート４３内の中間圧と第２圧縮室１５ｂの内圧との圧力差より大きくすることが好ましい。容積が大きく圧力上昇速度が緩やかな第１圧縮室１５ａへのインジェクション量を確実に多くすることができ、効率的なインジェクション冷媒量の分配が可能となる。
　図１１は、本実施の形態による非対称スクロール圧縮機における圧縮室の内圧と吐出開始位置の関係図である。
　図１１には、クランクの回転角度であるクランク角度に対する第１圧縮室１５ａのインジェクション無しでの圧力変化を示す圧力曲線Ｐと、第２圧縮室１５ｂのインジェクション無しでの圧力変化を示す圧力曲線Ｑを示している。また、図１１には、クランクの回転角度であるクランク角度に対する第１圧縮室１５ａのインジェクション有りでの圧力変化を示す圧力曲線Ｒと、第２圧縮室１５ｂのインジェクション有りでの圧力変化を示す圧力曲線Ｓを示している。さらに、圧力曲線Ｓを１８０度スライドさせて圧力曲線Ｒと圧縮開始点を揃えた圧力曲線Ｓａを示している。
　図７ではインジェクションを行わない場合の吸入容積の違いによる圧縮速度の違いについて説明し、従来の圧縮室では第２圧縮室１５ｂの方が圧縮開始から短い圧縮区間で吐出圧に到達することを述べた。このことから従来の圧縮機では第２圧縮室１５ｂの方が圧縮開始を基準として早期に開口する位置に吐出バイパスポート２１を設けるのが望ましかった。しかしながら、本実施の形態においては、第１圧縮室１５ａに対するインジェクション冷媒量を多くすることから、特に高いインジェクション率を伴う運転時には、第１圧縮室１５ａの圧力上昇速度は第２圧縮室１５ｂの圧力上昇速度よりも速くなる。
　図１１では、インジェクション有りの場合の第２圧縮室１５ｂの圧力曲線Ｓを図７の場合と同様に圧縮開始点を合わせるためにスライドした圧力曲線Ｓａを示している。
　インジェクション有りの第１圧縮室１５ａの圧力曲線Ｒが吐出圧に到達する吐出開始位置は、インジェクション有りの第２圧縮室１５ｂの圧力曲線Ｓａの吐出開始位置よりも早まる。つまり、インジェクション冷媒の効果により図７の時とは逆の構成が必要となる。図１１において、インジェクション無しの場合の第１圧縮室の吐出開始位置Ｘの容積比に合わせて吐出バイパスポート２１を設けた場合、インジェクション有りの第１圧縮室１５ａでは、吐出開始位置Ｙに圧到達後にも圧縮が続き、吐出開始位置Ｘまでの間にＢおよびＡの面積に相当する圧縮動力が余分に必要となる。そして、第１圧縮室１５ａの吐出バイパスポート２１の吐出開始位置を圧力曲線Ｓの吐出開始位置（図中では圧縮開始点を合わせた圧力曲線Ｓａの吐出開始位置Ｚ）と同等の位置まで早めたとしても、まだＢの面積に相当する圧縮動力を必要とし、高いインジェクション率による消費電力削減効果を打ち消してしまうことになる。そこで、本実施の形態では、インジェクション量の多い第１圧縮室１５ａに対しては、第２圧縮室１５ｂよりも更に早いタイミングで吐出可能とし得る位置に吐出バイパスポート２１を設けている。
　このように、固定スクロール１２の鏡板の中心部に、圧縮室１５で圧縮した冷媒を吐出する吐出ポート１８を備え、第１圧縮室１５ａが吐出ポート１８と連通する前に圧縮室１５で圧縮した冷媒を吐出する吐出バイパスポート２１を設ける。さらに、圧縮室１５の冷媒が吐出可能となる圧縮室１５の吐出容積に対する吸入容積の比である容積比を、第２圧縮室１５ｂよりも第１圧縮室１５ａを小さくしたことで、最大インジェクション状態においても第１圧縮室１５ａの過剰な圧力上昇を抑制することができる。
　（第２の実施の形態）
　図１２は、本発明の第２の実施の形態による非対称スクロール圧縮機の要部縦断面図である。
　本実施の形態では、第１圧縮室１５ａのみに開口する第１インジェクションポート４８ａと第２圧縮室１５ｂのみに開口する第２インジェクションポート４８ｂとを備えている。第１インジェクションポート４８ａには第１逆止弁４７ａを設け、第２インジェクションポート４８ｂには第２逆止弁４７ｂを設けている。その他の構成は、第１の実施の形態と同一であるため、同一符号を付して説明を省略する。
　本実施の形態では、第１インジェクションポート４８ａのポート径を第２インジェクションポート４８ｂよりも大きくすることで、第１インジェクションポート４８ａから第１圧縮室１５ａにインジェクションする冷媒量を、第２インジェクションポート４８ｂから第２圧縮室１５ｂにインジェクションする冷媒量よりも多くしている。
　このように、第１圧縮室１５ａのみに開口する第１インジェクションポート４８ａと第２圧縮室１５ｂのみに開口する第２インジェクションポート４８ｂとを設けることで、第１圧縮室１５ａと第２圧縮室１５ｂへのインジェクション量を個別に調整することが可能になる。加えて、第１圧縮室１５ａと第２圧縮室１５ｂに対して常にインジェクションさせ、又は第１圧縮室１５ａと第２圧縮室１５ｂに対して同時にインジェクションさせることも可能となる。そして、冷凍サイクルの圧力差が大きい条件下において、高いインジェクション率を実現するのに有効となる。さらに、背圧室２９からの給油区間の設定の自由度が高まるため、前述の背圧室２９からの圧力調整機能を有効に活用でき、旋回スクロール１３の背面１３ｅからの圧力付加を安定的に制御できる。
　なお、本実施の形態では、第１インジェクションポート４８ａが、第２インジェクションポート４８ｂよりもポート径が大きい場合を示した。この構成とともに、又はこの構成に代えて、第１インジェクションポート４８ａが第１圧縮室１５ａに開口する連通区間が、第２インジェクションポート４８ｂが第２圧縮室１５ｂに開口する開口区間より長くしてもよい。さらには、第１インジェクションポート４８ａの第１圧縮室１５ａへの開口時における第１インジェクションポート４８ａ内の中間圧と第１圧縮室１５ａの内圧との圧力差が、第２インジェクションポート４８ｂの第２圧縮室１５ｂへの開口時における第２インジェクションポート４８ｂ内の中間圧と第２圧縮室１５ｂの内圧との圧力差より大きくすることもできる。
　また、本実施の形態では、第１圧縮室１５ａと第２圧縮室１５ｂにのみそれぞれ開口する第１インジェクションポート４８ａと第２インジェクションポート４８ｂについて説明した。しかし、その構成に限られるものではなく、第１圧縮室１５ａと第２圧縮室１５ｂ双方に開口するインジェクションポートと、第１圧縮室１５ａと第２圧縮室１５ｂにのみそれぞれ開口する第１インジェクションポート４８ａと第２インジェクションポート４８ｂとを組み合わせて、第１圧縮室１５ａへのインジェクション量を第２圧縮室１５ｂへのインジェクション量よりも多くしてもよい。
　作動流体である冷媒として、吐出冷媒の温度が高温となり易いＲ３２や二酸化炭素を用いた場合には、吐出冷媒温度の上昇を抑制できる効果が発揮され、モータ部３の絶縁材など樹脂材料の劣化を抑え、長期に亘って信頼性の高い圧縮機を提供可能となる。
　一方、炭素間に二重結合を有する冷媒、又はその冷媒を含むＧＷＰ５００以下（ＧＷＰ：Ｇｌｏｂａｌ　Ｗａｒｍｉｎｇ　Ｐｏｔｅｎｔｉａｌ（地球温暖化係数））の冷媒を用いた場合には、高温時に冷媒分解反応を生じ易いため、吐出冷媒温度の上昇を抑制する効果により、冷媒の長期安定性に効果を発揮する。
　第１の開示による非対称スクロール圧縮機は、第１圧縮室及び第２圧縮室に中間圧の冷媒をインジェクションする、少なくとも１つのインジェクションポートを、吸入冷媒の閉じ込み後の圧縮行程中にある第１圧縮室又は第２圧縮室に開口する位置に、固定スクロールの鏡板を貫通して設ける。さらに、インジェクションポートから第２圧縮室にインジェクションする冷媒量よりも、インジェクションポートから第１圧縮室にインジェクションする冷媒量を多くする。
　この構成により、容積の大きい第１圧縮室に対して多くのインジェクションを行うことで、インジェクション率を高め、インジェクションサイクル効果を最大化して、従来以上の効率向上と能力拡大効果を得ることが可能となる。
　第２の開示は、第１の開示による非対称スクロール圧縮機において、インジェクションポートに、圧縮室への冷媒流れを許容し、圧縮室からの冷媒流れを抑止する逆止弁を設ける。
　この構成によれば、逆止弁と圧縮室を近づけて設けることで、インジェクションポートが圧縮室に開口している区間において圧縮室の内圧が中間圧以上に上昇しても、インジェクション管などの圧縮に無効な空間内の冷媒圧縮を最小限に抑制でき、インジェクションサイクルの理論性能を最大限に発揮可能な条件までインジェクション率を高めることができる。
　第３の開示は、第１の開示または第２の開示による非対称スクロール圧縮機において、固定スクロールと旋回スクロールを内部に備えた密閉容器に、オイルを溜める貯油部を形成し、旋回スクロールの背面には高圧領域と背圧室とを形成する。また、貯油部から圧縮室にオイルを給油する給油経路は背圧室を経由し、背圧室が第１圧縮室又は第２圧縮室に連通する給油経路は、吸入冷媒の閉じ込み後の圧縮行程中にある第１圧縮室又は第２圧縮室に開口する位置に設ける。さらに、給油経路が第１圧縮室又は第２圧縮室に連通する給油区間の少なくとも一部の区間を、インジェクションポートが第１圧縮室又は第２圧縮室に開口する開口区間と重複させる。
　圧縮室に中間圧の冷媒をインジェクションした場合、インジェクションを行わなかった場合に比べて圧縮室の内圧上昇が早くなるため、旋回スクロールを固定スクロールから引き離そうとする力が従来以上に大きくなる。第３の開示の構成によれば、旋回スクロールを固定スクロールへ押圧する力は給油経路が連通している圧縮室の内圧に連動する。そのため、中間圧の冷媒が圧縮室にインジェクションされればされるほど、旋回スクロールを固定スクロールに押圧する力も大きくなり、旋回スクロールが固定スクロールから離れることなく安定した運転が可能となる。
　第４の開示は、第３の開示による非対称スクロール圧縮機において、給油区間が開口区間と重複する重複区間を、給油区間の後半の一部の区間とする。
　この構成によれば、背圧室の圧力は重複区間の後半の圧縮室の内圧と連動するため、インジェクションが完了した状態もしくはより多くインジェクションされた状態の圧縮室の内圧に応じた背圧室の圧力の設定が可能となる。これにより、インジェクションによる旋回スクロールの引き離し力が大きい条件では背圧室の圧力は高く、安定した旋回運動が可能であり、一方、インジェクション量が少ない条件では背圧室の圧力は低く、固定スクロールへの過剰な押圧力を防止することができる。
　第５の開示は、第１の開示から第４の開示のいずれかによる非対称スクロール圧縮機において、少なくとも１つのインジェクションポートを、第１圧縮室と第２圧縮室とに順次開口する位置に設ける。
　この構成によれば、第１および第２圧縮室双方にインジェクションする際にインジェクションポートを共用化できため、小型化や部品点数の削減が図れるだけでなく、インジェクション率を高めてインジェクションサイクル効果を最大限に引き出すことが可能となる。さらに、非対称スクロール圧縮機では一般的に第１圧縮室と第２圧縮室の圧縮開始のタイミングが１８０度異なるため、一つのインジェクションポートからいずれの圧縮室に対しても圧縮開始直後にインジェクションを行う位置に設けることも可能であり、高いインジェクション率の実現に適している。
　第６の開示は、第５の開示による非対称スクロール圧縮機において、インジェクションポートが第１圧縮室に開口する開口区間が、インジェクションポートが第２圧縮室に開口する開口区間より長い。あるいはインジェクションポートの第１圧縮室への開口時におけるインジェクションポート内の中間圧と第１圧縮室の内圧との圧力差が、インジェクションポートの第２圧縮室への開口時におけるインジェクションポート内の中間圧と第２圧縮室の内圧との圧力差より大きい。
　この構成によれば、容積が大きく圧力上昇速度が緩やかな第１圧縮室へのインジェクション量を確実に多くすることができ、効率的なインジェクション冷媒量の分配が可能となる。
　第７の開示は、第１の開示から第４の開示までのいずれかによる非対称スクロール圧縮機であって、インジェクションポートとして、第１圧縮室のみに開口する第１インジェクションポートと、第２圧縮室のみに開口する第２インジェクションポートとを備える。また、第１インジェクションポートが、第２インジェクションポートよりもポート径が大きい。または、第１インジェクションポートが第１圧縮室に開口する開口区間が、第２インジェクションポートが第２圧縮室に開口する開口区間より長い。あるいは第１インジェクションポートの第１圧縮室への開口時における第１インジェクションポート内の中間圧と第１圧縮室の内圧との圧力差が、第２インジェクションポートの第２圧縮室への開口時における第２インジェクションポート内の中間圧と第２圧縮室の内圧との圧力差より大きい。
　この構成によれば、容積が大きく圧力上昇速度が緩やかな第１圧縮室へのインジェクション量を確実に多くすることができ、効率的なインジェクション冷媒量の分配が可能となる。
　第８の開示は、第１の開示から第７の開示のいずれかによる非対称スクロール圧縮機であって、固定スクロールの鏡板の中心部に、圧縮室で圧縮した冷媒を吐出する吐出ポートを備える。また、第１圧縮室が吐出ポートと連通する前に圧縮室で圧縮した冷媒を吐出する吐出バイパスポートを設け、圧縮室の冷媒が吐出可能となる圧縮室の吐出容積に対する吸入容積の比である容積比を、第２圧縮室よりも第１圧縮室を小さくする。
　一般的なスクロール圧縮機では、第１圧縮室と第２圧縮室で吐出可能となる冷媒の圧縮室容積はほぼ等しく、圧縮開始時の圧縮室容積は吸入容積と等しいため、第１圧縮室と第２圧縮室の容積比を比較すると、吸入容積の大きい第１圧縮室の方が容積比も大きくなる。しかしながら、第１圧縮室に対してより多くのインジェクションを行うことで、第２圧縮室よりも第１圧縮室の圧縮室の内圧の方が、より短い圧縮区間で吐出圧に到達する。圧縮室の内圧が吐出圧に到達しても吐出可能なポートと圧縮室が連通していなければ過剰な圧縮が生じ、余分な圧縮動力が必要となるだけでなく、旋回スクロールを固定スクロールから引き離す力を生じるため、圧縮運動の不安定化を招いてしまう。
　第８の開示の構成によれば、第２圧縮室よりも第１圧縮室の容積比を小さくしたことで、最大インジェクション状態においても第１圧縮室の過剰な圧力上昇を抑制することができる。
　本発明の非対称スクロール圧縮機は、蒸発器が低温環境下で使用される温水暖房装置、空気調和装置、給湯器、又は冷凍機などの冷凍サイクル装置に有用である。
　１　密閉容器
　２　圧縮機構
　３　モータ部
　４　シャフト
　４ａ　偏心軸部
　６　オイル
　１１　主軸受部材
　１２　固定スクロール
　１２ａ　凹部
　１３　旋回スクロール
　１３ｃ　ラップ先端
　１３ｅ　背面
　１４　自転拘束機構
　１５　圧縮室
　１５ａ　第１圧縮室
　１５ｂ　第２圧縮室
　１６　吸入パイプ
　１７　吸入ポート
　１８　吐出ポート
　１９　吐出リード弁
　２０　貯油部
　２１，２１ａ，２１ｂ　吐出バイパスポート
　２５　ポンプ
　２６　オイル供給穴
　２９　背圧室
　３０　高圧領域
　３１　吐出室
　４１　中間圧室
　４１ａ　中間圧室入口
　４１ｂ　液溜め部
　４２　逆止弁
　４２ａ　リード弁
　４２ｂ　バルブストップ
　４３　インジェクションポート
　４３ａ　インジェクションポート入口
　４４　中間圧プレート
　４５　中間圧カバー
　４６　固定部材
　４７ａ　第１逆止弁
　４７ｂ　第２逆止弁
　４８　インジェクションポート
　４８ａ　第１インジェクションポート
　４８ｂ　第２インジェクションポート
　５５　接続路
　５５ａ　第１開口端
　５５ｂ　第２開口端
　５６　供給路
　５６ａ　第３開口端
　５６ｂ　第４開口端
　６６　軸受部
　７８　シール部材
　９１　圧縮機
　９２　凝縮器
　９３　蒸発器
　９４ａ，９４ｂ　膨張弁
　９５　インジェクション管
　９６　気液分離器

Claims (11)

  1. 　鏡板から渦巻き状のラップが立ち上がる固定スクロール及び旋回スクロールを備え、前記固定スクロールの前記ラップと前記旋回スクロールの前記ラップとを噛み合わせて、前記固定スクロールと前記旋回スクロールとの間に圧縮室を形成し、前記圧縮室として、前記旋回スクロールのラップ外壁側に形成される第１圧縮室と、前記旋回スクロールのラップ内壁側に形成される第２圧縮室とが形成され、前記第１圧縮室の吸入容積が前記第２圧縮室の吸入容積よりも大きい非対称スクロール圧縮機において、
    前記第１圧縮室及び前記第２圧縮室に中間圧の冷媒をインジェクションする、少なくとも１つのインジェクションポートを、吸入冷媒の閉じ込み後の圧縮行程中にある前記第１圧縮室又は前記第２圧縮室に開口する位置に、前記固定スクロールの前記鏡板を貫通して設け、前記インジェクションポートから前記第２圧縮室にインジェクションする冷媒量よりも、前記インジェクションポートから前記第１圧縮室にインジェクションする冷媒量を多くしたことを特徴とする非対称スクロール圧縮機。
  2. 　前記インジェクションポートには、前記圧縮室への冷媒流れを許容し、前記圧縮室からの冷媒流れを抑止する逆止弁を設けたことを特徴とする請求項１に記載の非対称スクロール圧縮機。
  3. 　前記固定スクロールと前記旋回スクロールを内部に備えた密閉容器には、オイルを溜める貯油部を形成し、前記旋回スクロールの背面には高圧領域と背圧室とを形成し、前記貯油部から前記圧縮室に前記オイルを給油する給油経路は前記背圧室を経由し、前記背圧室が前記第１圧縮室又は前記第２圧縮室に連通する前記給油経路は、前記吸入冷媒の閉じ込み後の前記圧縮行程中にある前記第１圧縮室又は前記第２圧縮室に開口する前記位置に設け、前記給油経路が前記第１圧縮室又は前記第２圧縮室に連通する給油区間の少なくとも一部の区間を、前記インジェクションポートが前記第１圧縮室又は前記第２圧縮室に開口する開口区間と重複させたことを特徴とする請求項１に記載の非対称スクロール圧縮機。
  4. 　前記固定スクロールと前記旋回スクロールを内部に備えた密閉容器には、オイルを溜める貯油部を形成し、前記旋回スクロールの背面には高圧領域と背圧室とを形成し、前記貯油部から前記圧縮室に前記オイルを給油する給油経路は前記背圧室を経由し、前記背圧室が前記第１圧縮室又は前記第２圧縮室に連通する前記給油経路は、前記吸入冷媒の閉じ込み後の前記圧縮行程中にある前記第１圧縮室又は前記第２圧縮室に開口する前記位置に設け、前記給油経路が前記第１圧縮室又は前記第２圧縮室に連通する給油区間の少なくとも一部の区間を、前記インジェクションポートが前記第１圧縮室又は前記第２圧縮室に開口する開口区間と重複させたことを特徴とする請求項２に記載の非対称スクロール圧縮機。
  5. 　前記給油区間が前記開口区間と重複する重複区間を、前記給油区間の後半の一部の区間としたことを特徴とする請求項３に記載の非対称スクロール圧縮機。
  6. 　前記給油区間が前記開口区間と重複する重複区間を、前記給油区間の後半の一部の区間としたことを特徴とする請求項４に記載の非対称スクロール圧縮機。
  7. 　少なくとも１つの前記インジェクションポートを、前記第１圧縮室と前記第２圧縮室とに順次開口する位置に設けたことを特徴とする請求項１から請求項６のいずれか１項に記載の非対称スクロール圧縮機。
  8. 　前記インジェクションポートが前記第１圧縮室に開口する開口区間が、前記インジェクションポートが前記第２圧縮室に開口する開口区間より長いか、又は前記インジェクションポートの前記第１圧縮室への開口時における前記インジェクションポート内の中間圧と前記第１圧縮室の内圧との圧力差が、前記インジェクションポートの前記第２圧縮室への開口時における前記インジェクションポート内の中間圧と前記第２圧縮室の内圧との圧力差より大きいことを特徴とする請求項７に記載の非対称スクロール圧縮機。
  9. 　前記インジェクションポートとして、前記第１圧縮室のみに開口する第１インジェクションポートと、前記第２圧縮室のみに開口する第２インジェクションポートとを備え、前記第１インジェクションポートが、前記第２インジェクションポートよりもポート径が大きいか、前記第１インジェクションポートが前記第１圧縮室に開口する開口区間が、前記第２インジェクションポートが前記第２圧縮室に開口する開口区間より長いか、又は前記第１インジェクションポートの前記第１圧縮室への開口時における前記第１インジェクションポート内の中間圧と前記第１圧縮室の内圧との圧力差が、前記第２インジェクションポートの前記第２圧縮室への開口時における前記第２インジェクションポート内の中間圧と前記第２圧縮室の内圧との圧力差より大きいことを特徴とする請求項１から請求項６のいずれか１項に記載の非対称スクロール圧縮機。
  10. 　前記固定スクロールの前記鏡板の中心部に、前記圧縮室で圧縮した冷媒を吐出する吐出ポートを備え、前記第１圧縮室が前記吐出ポートと連通する前に前記圧縮室で圧縮した前記冷媒を吐出する吐出バイパスポートを設け、前記圧縮室の前記冷媒が吐出可能となる前記圧縮室の吐出容積に対する前記吸入容積の比である容積比を、前記第２圧縮室よりも前記第１圧縮室を小さくしたことを特徴とする請求項１から請求項６のいずれか１項に記載の非対称スクロール圧縮機。
  11. 　前記固定スクロールの前記鏡板の中心部に、前記圧縮室で圧縮した冷媒を吐出する吐出ポートを備え、前記第１圧縮室が前記吐出ポートと連通する前に前記圧縮室で圧縮した前記冷媒を吐出する吐出バイパスポートを設け、前記圧縮室の前記冷媒が吐出可能となる前記圧縮室の吐出容積に対する前記吸入容積の比である容積比を、前記第２圧縮室よりも前記第１圧縮室を小さくしたことを特徴とする請求項９に記載の非対称スクロール圧縮機。
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