WO2020188738A1

WO2020188738A1 - スクロール圧縮機

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Publication number: WO2020188738A1
Application number: PCT/JP2019/011433
Authority: WO
Inventors: 渉岩竹; 関屋　慎; 雷人河村
Original assignee: 三菱電機株式会社
Priority date: 2019-03-19
Filing date: 2019-03-19
Publication date: 2020-09-24
Also published as: JPWO2020188738A1; CN113544383B; CN113544383A; JP6739660B1

Abstract

一方の渦巻体の外側曲線は基礎曲線と半径がｅλの円群とを用い、内側曲線は反転曲線と半径がｅλの円群とを用いて特定される。他方の渦巻体の内側曲線は基礎曲線と半径がｅ（１－λ）の円群とを用い、外側曲線は反転曲線と半径がｅ（１－λ）の円群とを用いて特定される。ｅは揺動スクロールの揺動半径である。λは固定渦巻体の歯厚をｔ_ｆ、揺動渦巻体の歯厚をｔ_Ｏとしたときの異歯厚率であって、λ＝ｔ_ｆ／（ｔ_ｆ＋ｔ_Ｏ）である。λは０＜λ＜１である。基礎曲線は伸開角θを用いて式（１）および式（２）で定義される曲線とする。ｗ（θ）は、伸開角θに対してπ［ｒａｄ］を１周期とした正弦波状または余弦波状に変化する関数である。ｘ＝ａ（ｃｏｓθ＋ｗ（θ）ｓｉｎθ) ・・・（１）ｙ＝ａ（ｓｉｎθ－ｗ（θ）ｃｏｓθ) ・・・（２）

Description

スクロール圧縮機

　本発明は、空気調和機および冷凍機等に用いられるスクロール圧縮機に関するものである。

　空気調和機および冷凍機等に用いられるスクロール圧縮機は、固定スクロールと揺動スクロールとを組み合わせて形成した圧縮室にて冷媒を圧縮する圧縮機構部と、圧縮機構部を収容する容器とを備えた構成を有する。固定スクロールおよび揺動スクロールはそれぞれ、台板上に渦巻体が立設された構成を有し、渦巻体同士が噛み合わされて圧縮室を形成している。そして、揺動スクロールを揺動運動させることで、圧縮室が容積を縮小しながら移動し、圧縮室にて冷媒の吸入および圧縮が行われるようになっている。この種のスクロール圧縮機では、小型および低コスト化を図るため、容器の径を同じとしつつ、可能な限り圧縮室の吸入容積を大きくして、圧縮機能力を大きくすることを目的とした技術開発が重要となっている。容器の径を同じとしつつ圧縮室の吸入容積を大きくするには、渦巻体の渦巻形状を工夫することが必要である。

　従来、スクロール圧縮機の渦巻形状を、所定の半径の真円を基礎円とするインボリュート曲線とし、渦巻体全体の輪郭を円形とした技術がある。これに対し、近年では渦巻体全体の輪郭を円形ではなく扁平形状とし、更に渦巻体の渦巻形状も扁平形状とした技術がある（例えば、特許文献１参照）。

　スクロール圧縮機の圧縮機構部の近傍には、揺動スクロールの自転を防止する機能を有するオルダムリングが配置されている。オルダムリングのキー部を逃がすこと考慮すると、揺動スクロールの台板の外形形状は、圧縮機部品の実装密度を向上させる上で円形とするよりも扁平形状とすることが望ましい。このように台板の外形形状を扁平形状とする場合、渦巻体の渦巻形状もまた扁平形状とすることで、限られた台板上のスペースを有効に利用して圧縮室の吸入容積を大きく取ることが可能である。よって、特許文献１のように、渦巻体の渦巻形状を扁平形状とすることは、圧縮室の吸入容積を大きくとる上で有効である。

特開平１０－５４３８０号公報

　特許文献１では渦巻体の輪郭および渦巻形状を扁平形状とすることが記載されているものの、渦巻形状の具体的な定義については記載されていない。渦巻体の渦巻形状については、上述したように所定の半径の真円を基礎円とするインボリュート曲線で定義した技術があるが、渦巻形状を扁平形状とする場合においても、渦巻体を製造する上で渦巻形状を具体的に定義することが必要である。

　ところで、揺動スクロールと固定スクロールとを異種材で構成する場合、それぞれの渦巻体の材料物性の差異に起因して、強度設計の観点からそれぞれの渦巻体の歯厚は互いに異なったものとなる。具体的には、強度的に脆弱な材料で構成した渦巻体の歯厚を、強度的に強固な材料で構成した渦巻体の歯厚よりも厚く構成することになる。

　従来、揺動スクロールおよび固定スクロールのそれぞれの渦巻形状を個別に設計する技術は見当たらない。それ故、上述のように強度の異なる揺動スクロールおよび固定スクロールを構成する場合、強度が弱い方の歯厚に両スクロールの渦巻体の歯厚を揃える必要がある。よって、強度的に強固な材料で構成した渦巻体は歯厚を過剰に設計することになり、その分だけ台板上のスペースを圧迫し、吸入容積が低下する課題がある。

　この発明はこのような点を鑑みなされたもので、輪郭を扁平形状とした渦巻体の渦巻形状を式で定義でき、かつ揺動スクロールおよび固定スクロールのそれぞれの渦巻体の歯厚を個別に設計することで、吸入容積の低下を抑制することが可能なスクロール圧縮機を得ることを目的とする。

　本発明に係るスクロール圧縮機は、固定台板に固定渦巻体が立設された固定スクロールと、揺動台板に揺動渦巻体が立設された揺動スクロールとを備え、固定渦巻体と揺動渦巻体とが噛み合うことで形成される圧縮室内で冷媒を圧縮するスクロール圧縮機において、固定渦巻体および揺動渦巻体のうちの一方の渦巻体の外側曲線と他方の渦巻体の内側曲線との特定に用いる基礎曲線を、ｘ、ｙ座標系において伸開角θと、基礎円半径ａとを用いて式（１）および式（２）で定義される曲線とし、一方の渦巻体の内側曲線と他方の渦巻体の外側曲線との特定に用いる反転曲線を、基礎曲線を基礎円の中心を基準としてπ［ｒａｄ］回転させた曲線とし、式（１）および式（２）におけるｗ（θ）は、伸開角θに対してπ［ｒａｄ］を１周期とした正弦波状または余弦波状に変化する関数であり、固定渦巻体の歯厚をｔ_ｆ、揺動渦巻体の歯厚をｔ_Ｏとしたときの異歯厚率をλ＝ｔ_ｆ／（ｔ_ｆ＋ｔ_Ｏ）とし、また、揺動スクロールの揺動半径をｅと定義すると、一方の渦巻体の外側曲線は、基礎曲線上に中心点を有し、かつ、半径がｅλの円群に対する内側包絡線であり、一方の渦巻体の内側曲線は、反転曲線上に中心点を有し、かつ、半径がｅλの円群に対する外側包絡線であり、他方の渦巻体の内側曲線は、基礎曲線上に中心点を有し、かつ、半径がｅ（１－λ）の円群に対する外側包絡線であり、他方の渦巻体の外側曲線は、反転曲線上に中心点を有し、かつ、半径がｅ（１－λ）の円群に対する内側包絡線であり、λの範囲を０＜λ＜１としたものである。
　ｘ＝ａ（ｃоｓθ＋ｗ（θ）ｓｉｎθ)　・・・（１）
　ｙ＝ａ（ｓｉｎθ－ｗ（θ）ｃоｓθ)　・・・（２）

　本発明によれば、式（１）および式（２）で定義した基礎曲線と、基礎曲線を基礎円の中心を基準としてπ［ｒａｄ］回転させた反転曲線と、半径がｅλの円群と、半径がｅ（１－λ）の円群とを用いることで、輪郭を扁平形状とした渦巻体の渦巻形状を式で定義でき、かつ揺動スクロールおよび固定スクロールのそれぞれの渦巻体の肉厚を個別に設計することができる。これにより、結果として吸入容積の低下を抑制することができる。
　ｘ＝ａ（ｃоｓθ＋ｗ（θ）ｓｉｎθ)　・・・（１）
　ｙ＝ａ（ｓｉｎθ－ｗ（θ）ｃоｓθ)　・・・（２）

実施の形態１に係るスクロール圧縮機の全体構成の概略縦断面図である。実施の形態１に係るスクロール圧縮機の圧縮機構部の横断面図である。実施の形態１に係るスクロール圧縮機の圧縮機構部の固定渦巻体と揺動渦巻体とを示した平面図である。実施の形態１に係るスクロール圧縮機における揺動スクロールの１回転中の動作を示す圧縮工程図である。実施の形態１に係るスクロール圧縮機の圧縮機構部を構成する渦巻形状の製図方法の説明図である。実施の形態２に係るスクロール圧縮機における渦巻体の渦巻形状を特定するｗ（θ）の特性を示す図である。実施の形態２に係るスクロール圧縮機における渦巻体の渦巻形状を示す図である。実施の形態３に係るスクロール圧縮機における渦巻体の渦巻形状を特定するｗ（θ）の特性を示す図である。実施の形態３に係るスクロール圧縮機における渦巻体の渦巻形状を示す図である。実施の形態４に係るスクロール圧縮機における渦巻体の渦巻形状を特定するｗ（θ）の特性を示す図である。実施の形態４に係るスクロール圧縮機における渦巻体の渦巻形状を示す図である。実施の形態５に係るスクロール圧縮機における渦巻体の渦巻形状を特定するｗ（θ）の特性を示す図である。実施の形態５に係るスクロール圧縮機における渦巻体の渦巻形状を示す図である。

　以下、実施の形態に係るスクロール圧縮機について図面等を参照しながら説明する。ここで、図１を含め、以下の図面において、同一の符号を付したものは、同一またはこれに相当するものであり、以下に記載する実施の形態の全文において共通することとする。そして、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、明細書に記載された形態に限定するものではない。

実施の形態１．
　図１は、実施の形態１に係るスクロール圧縮機の全体構成の概略縦断面図である。
　実施の形態１のスクロール圧縮機は、圧縮機構部８と、回転軸６を介して圧縮機構部８を駆動する電動機構部１１０と、その他の構成部品とを有し、これらが外郭を構成する密閉容器１００の内部に収納された構成を有している。密閉容器１００内において、圧縮機構部８は上方に配置されており、電動機構部１１０は圧縮機構部８よりも下方に配置されている。

　密閉容器１００内には更に、電動機構部１１０を挟んで対向するようにフレーム７とサブフレーム９とが収納されている。フレーム７は、電動機構部１１０の上側に配置されて電動機構部１１０と圧縮機構部８との間に位置しており、サブフレーム９は、電動機構部１１０の下側に位置している。フレーム７は、焼嵌めまたは溶接等によって密閉容器１００の内周面に固着されている。また、サブフレーム９はサブフレームホルダ９ａを介して焼嵌めまたは溶接等によって密閉容器１００の内周面に固着されている。

　サブフレーム９の下方には容積型ポンプを含むポンプ要素１１２が取り付けられている。ポンプ要素１１２は、密閉容器１００の底部の油溜め部１００ａに溜められた冷凍機油を圧縮機構部８の後述の主軸受７ａ等の摺動部に供給する。ポンプ要素１１２は、上端面で回転軸６を軸方向に支承している。

　密閉容器１００には、冷媒を吸入するための吸入管１０１と、冷媒を吐出するための吐出管１０２とが設けられている。

　圧縮機構部８は、吸入管１０１から吸入した冷媒を圧縮し、圧縮した冷媒を密閉容器１００内の上方に形成されている高圧部に排出する機能を有している。圧縮機構部８は、固定スクロール１と揺動スクロール２とを備えている。

　固定スクロール１はフレーム７を介して密閉容器１００に固定されている。揺動スクロール２は固定スクロール１の下側に配置されて回転軸６の後述の偏心軸部６ａに揺動自在に支持されている。

　固定スクロール１は、固定台板１ａと、固定台板１ａの一方の面に立設された渦巻状突起である固定渦巻体１ｂとを備えている。揺動スクロール２は、揺動台板２ａと、揺動台板２ａの一方の面に立設された渦巻状突起である揺動渦巻体２ｂとを備えている。固定スクロール１および揺動スクロール２は、固定渦巻体１ｂと揺動渦巻体２ｂとを逆位相で噛み合わせた対称渦巻形状の状態で密閉容器１００内に配置されている。そして、固定渦巻体１ｂと揺動渦巻体２ｂとの間には、回転軸６の回転に伴い、半径方向外側から内側へ向かうにしたがって容積が縮小する圧縮室７１が形成されている。なお、ここでは固定渦巻体１ｂと揺動渦巻体２ｂとが対称渦巻形状の状態で密閉容器１００内に配置されているとしたが、同位相で噛み合わせた非対称渦巻形状の状態で密閉容器１００内に配置されていてもよい。

　固定スクロール１の固定台板１ａにおいて揺動スクロール２とは反対側の面には、バッフル４が固定されている。バッフル４には、固定スクロール１の吐出口１ｃに連通する貫通孔４ａが形成され、その貫通孔４ａには吐出バルブ１１が設けられている。また、バッフル４には、吐出口１ｃを覆うように吐出マフラ１２が取り付けられている。

　フレーム７は固定スクロール１を固定配置し、揺動スクロール２に作用するスラスト力を軸方向に支持するスラスト面を有する。また、フレーム７には、吸入管１０１から吸入された冷媒を圧縮機構部８内に導く２つの導入流路７ｃが貫通形成されている。

　また、フレーム７上には、揺動スクロール２の旋回運動中の自転を防止するためのオルダムリング１４が配置されている。オルダムリング１４のキー部１４ａは、揺動スクロール２の揺動台板２ａの外周側に配置されている。

　電動機構部１１０は回転軸６に回転駆動力を供給するものであり、電動機固定子１１０ａと電動機回転子１１０ｂとを備えている。電動機固定子１１０ａは、外部から電力を得るために、フレーム７と電動機固定子１１０ａとの間に存在するガラス端子（図示せず）にリード線（図示せず）で接続されている。また、電動機固定子１１０ａは回転軸６に焼嵌め等によって固定されている。また、スクロール圧縮機の回転系全体のバランシングを行うため、回転軸６には第１バランスウェイト６０が固定され、電動機固定子１１０ａには第２バランスウェイト６１が固定されている。

　回転軸６は、上部の偏心軸部６ａと、中間部の主軸部６ｂと、下部の副軸部６ｃとで構成されている。偏心軸部６ａは、回転軸６の軸心に対して偏心している。偏心軸部６ａは、バランスウェイト付スライダー５と揺動軸受２ｃとを介して揺動スクロール２に嵌合しており、回転軸６の回転により揺動スクロール２が揺動運動するようになっている。主軸部６ｂは、フレーム７に設けられた円筒状のボス部７ｂの内周に配置された主軸受７ａにスリーブ１３を介して嵌合しており、冷凍機油による油膜を介して主軸受７ａと摺動する。主軸受７ａは、銅鉛合金等の滑り軸受に使用される軸受材料を圧入する等してボス部７ｂ内に固定されている。

　サブフレーム９の上部には玉軸受からなる副軸受１０を備え、副軸受１０は、電動機構部１１０の下部で回転軸６を半径方向に軸支する。なお、副軸受１０は玉軸受以外の別の軸受構成によって軸支しても良い。副軸部６ｃは副軸受１０と嵌合され、冷凍機油による油膜を介して副軸受１０と摺動する。主軸部６ｂおよび副軸部６ｃの軸心は、回転軸６の軸心と一致している。

　ここで、密閉容器１００内の空間を以下の様に定義する。密閉容器１００の内部空間のうち、フレーム７より電動機回転子１１０ｂ側の空間を第１空間７２とする。また、フレーム７の内壁と固定台板１ａとにより囲まれた空間を第２空間７３とする。また、固定台板１ａより吐出管１０２側の空間を第３空間７４とする。第２空間７３のうち、固定渦巻体１ｂと揺動渦巻体２ｂと組み合わされた構造体部分の外側を、吸入空間７３ａという。

　次に、密閉容器１００の内部における圧縮機構部８の部品配置について説明する。
　図２は、実施の形態１に係るスクロール圧縮機の圧縮機構部の横断面図である。図３は、実施の形態１に係るスクロール圧縮機の圧縮機構部の固定渦巻体と揺動渦巻体とを示した平面図である。なお、図２および図３では、固定スクロール１の固定渦巻体１ｂと揺動スクロール２の揺動渦巻体２ｂとの区別を容易にするため、揺動スクロール２の揺動渦巻体２ｂにドットを施してある。後述の図においても同様である。

　密閉容器１００は、平面的に見て真円形状であり、密閉容器１００の内部に、フレーム７の外周面が密閉容器１００の内周面に接触した状態で固着されている。よって、フレーム７の外周面も真円形状となっている。また、第２空間７３にはオルダムリング１４のキー部１４ａが配置されている。図２における符号２１および符号２２については後述する。

　このように、第２空間７３にオルダムリング１４のキー部１４ａが配置されている仕様では、キー部１４ａの可動範囲を避けて揺動台板２ａを配置する必要がある。このため、揺動台板２ａの外形形状は扁平形状となっている。なお、扁平形状とは、オーバル型であって、長円形状および楕円形状も含むものであり、要するに真円よりも平べったい形状全般を指すものとする。

　このように揺動台板２ａの外形形状は扁平形状であることから、揺動台板２ａ上に立設される揺動渦巻体２ｂの渦巻形状もまた扁平形状とすることで、揺動台板２ａ上のスペースを有効に使用でき、スペース効率を高めることができる。固定台板１ａについても同様であり、固定台板１ａの外形形状と固定渦巻体１ｂの渦巻形状とを扁平形状とする。このようにスペース効率を高めることで、密閉容器１００の大きさを同じとしたままで圧縮室７１の容積の拡大を図ることができ、圧縮機能力を向上することが可能となる。逆に見れば、同じ圧縮機能力を確保するにあたり、密閉容器１００の小型化が可能となる。なお、以下において、固定渦巻体１ｂと揺動渦巻体２ｂとを区別せず、両方を指すときは、「渦巻体」と総称する。台板についても同様で、固定台板１ａと揺動台板２ａとを区別せず、両方を指すときは、「台板」と総称する。

　ところで、固定スクロール１の材質は例えば鋳物材である。また、揺動スクロール２の材質には、遠心力の抑制を目的として、鋳物材などに比べて比重の小さい例えばアルミ合金材が用いられている。以上の材質構成の場合、揺動渦巻体２ｂの降伏応力が固定渦巻体１ｂに対して相対的に小さくなる。よって、揺動渦巻体２ｂの強度を確保するため、図２および図３に示すように揺動渦巻体２ｂの歯厚を固定渦巻体１ｂの歯厚よりも厚く設定している。本実施の形態１は、揺動渦巻体２ｂおよび固定渦巻体１ｂのそれぞれの歯厚を個別に設定できることを特徴の１つとしており、この点については改めて説明する。

　次に、スクロール圧縮機の動作について説明する。

　図４は、実施の形態１に係るスクロール圧縮機における揺動スクロールの１回転中の動作を示す圧縮工程図である。図４（ａ）は回転位相が０［ｒａｄ］（２π［ｒａｄ］）の場合の渦巻体の位置を示している。図４（ｂ）は回転位相がπ／２［ｒａｄ］の場合の渦巻体の位置を示している。図４（ｃ）は回転位相がπ［ｒａｄ］の場合の渦巻体の位置を示している。図４（ｄ）は回転位相が３π／２［ｒａｄ］の場合の渦巻体の位置を示している。

　電動機構部１１０の電動機固定子１１０ａに通電されると、電動機回転子１１０ｂが回転力を受けて回転する。それに伴い、電動機回転子１１０ｂに固定された回転軸６が回転駆動される。回転軸６の回転運動は、偏心軸部６ａを介して揺動スクロール２に伝達される。揺動スクロール２の揺動渦巻体２ｂは、オルダムリング１４によって自転が規制されながら揺動半径で揺動運動する。なお、揺動半径とは、主軸部６ｂに対する偏心軸部６ａの偏心量を意味している。

　電動機構部１１０の駆動に伴い、冷媒が外部の冷凍サイクルから吸入管１０１を介して密閉容器１００内の第１空間７２に流入する。第１空間７２に流入した低圧冷媒は、フレーム７内に設置された２つの導入流路７ｃを通って吸入空間７３ａに流入する。吸入空間７３ａに流入した低圧冷媒は、圧縮機構部８の揺動渦巻体２ｂおよび固定渦巻体１ｂの相対的な揺動動作に伴って圧縮室７１へと吸い込まれる。圧縮室７１に吸い込まれた冷媒は、図４に示すように揺動渦巻体２ｂおよび固定渦巻体１ｂの相対的な動作に伴う圧縮室７１の幾何学的な容積変化によって低圧から高圧へと昇圧される。そして、高圧となった冷媒は、固定スクロール１の吐出口１ｃおよびバッフル４の貫通孔４ａを通過し、吐出バルブ１１を押し開けて吐出マフラ１２内に吐出される。吐出マフラ１２内に吐出された冷媒は、第３空間７４に吐出され、吐出管１０２から高圧冷媒として圧縮機外部へと吐出される。図１の矢印がこの冷媒の流れを示している。

　本実施の形態１では、上述したように揺動渦巻体２ｂおよび固定渦巻体１ｂの輪郭を扁平形状としており、渦巻形状も扁平形状としている。また、揺動渦巻体２ｂと固定渦巻体１ｂとでは歯厚が異なっている。このような渦巻体を有する圧縮機構部８において、図４に示すように一定の揺動半径で揺動渦巻体２ｂを動作させた場合においても、揺動渦巻体２ｂの外向面と内向面が、互いに相対する固定渦巻体１ｂの内向面と外向面に接触しながら動作する。

　そして、本実施の形態１は、輪郭が扁平形状である揺動渦巻体２ｂおよび固定渦巻体１ｂのそれぞれの渦巻形状を、式を用いて定義することを特徴とする。この定義には、揺動渦巻体２ｂおよび固定渦巻体１ｂのそれぞれの歯厚を個別に設定できることも含まれる。以下ではまず、渦巻形状を特定するための式について説明し、その後、この式を用いた歯厚が異なる渦巻体の製図方法について説明する。

　渦巻形状は、渦巻体の外向面を特定する外側曲線と渦巻体の内向面を特定する内側曲線とによって決まる。渦巻体の渦巻形状を式を用いて定義するにあたり、まず、渦巻体の外側曲線および内側曲線の一方を特定するための基礎曲線と、他方を特定するための反転曲線とを定義する。基礎曲線は、基礎円の伸開線である曲線であって、ｘ、ｙ座標系において伸開角θを用いて、以下の式（１）および式（２）で定義される曲線とする。反転曲線は、基礎曲線を基礎円の中心を基準としてπ［ｒａｄ］回転させた曲線である。

　式（１）および（２）において、ｗ（θ）は伸開角θに対してπ［ｒａｄ］を１周期とした正弦波状または余弦波状に変化する関数で与えられる。これにより、輪郭を扁平形状とした渦巻体の渦巻形状を式で定義できる。なお、ｗ（θ）は、上述したように正弦波状または余弦波状に変化するものであるが、本実施の形態１では、一例として、以下の式（３）の通り正弦波状に変化させたものとする。なお、式（３）において、ａは基礎円半径である。αは扁平の度合いを示す係数である。Ｎは１以上の自然数である。ξは扁平方向の角度を表す定数［ｒａｄ］である。

　図５は、実施の形態１に係るスクロール圧縮機の圧縮機構部を構成する渦巻形状の製図方法の説明図である。図５において、（ａ）～（ｆ）の手順で製図する。

　まず、図５（ａ）に示す通り、基礎円の伸開線である基礎曲線３０を描く。ここで、ｗ（θ）は、上述したように伸開角θに応じて、π［ｒａｄ］を１周期とした正弦波状に変化する。

　次に、図５（ｂ）に示す通り、手順（ａ）で描いた基礎曲線３０を基礎円中心Ｏに対してπ［ｒａｄ］回転させた反転曲線３１を描く。

　次に、図５（ｃ）に示す通り、手順（ａ）および手順（ｂ）で描いた基礎曲線３０および反転曲線３１のそれぞれ上に中心を有する、半径がｅλの円３２を複数描く。ここで、ｅは揺動渦巻体２ｂの揺動半径である。λは、固定渦巻体１ｂの歯厚ｔ_ｆと揺動渦巻体２ｂの歯厚ｔ_Ｏとの異歯厚率であり、λ＝ｔ_ｆ／（ｔ_ｆ＋ｔ_Ｏ）で定義される。λの範囲は、０＜λ＜１である。なお、λが０．５の場合は、固定渦巻体１ｂの歯厚ｔｆと揺動渦巻体２ｂの歯厚ｔｏとは等しくなる。

　次に、図５（ｄ）に示す通り、手順（ｃ）で描いた円群の包絡線を描く。このとき、基礎曲線３０上の円群に対する内側包絡線３３が揺動渦巻体２ｂの外側曲線となる。また、反転曲線３１上の円群に対する外側包絡線３４が揺動渦巻体２ｂの内側曲線となる。そして、手順（ｄ）のドット領域が揺動渦巻体２ｂの断面となる。

　次に、図５（ｅ）に示す通り、基礎曲線３０および反転曲線３１上に中心を有し、かつ、半径がｅ（１－λ）の円３５を複数描く。

　そして、図５（ｆ）に示す通り、手順（ｅ）で描いた円群の包絡線を描く。このとき、基礎曲線３０上の円群に対する外側包絡線３６が固定渦巻体１ｂの内側曲線となる。また、反転曲線３１上の円群に対する内側包絡線３７が固定渦巻体１ｂの外側曲線となる。そして、手順（ｆ）のハッチング領域が固定渦巻体１ｂの断面となる。

　ここで、λは、０＜λ＜１の範囲であるとしたが、λの値を変更することで、固定渦巻体１ｂと揺動渦巻体２ｂとの歯厚の差異を任意に設定することが可能となる。λ＝０．５の場合は、上述したように固定渦巻体１ｂと揺動渦巻体２ｂとの歯厚は同じとなる。λを０．５より小さくするに連れ、揺動渦巻体２ｂの歯厚が厚くなる一方で、固定渦巻体１ｂの歯厚が薄くなる。また、λを０．５より大きくするに連れ、歯厚が逆転し、揺動渦巻体２ｂの歯厚が薄くなる一方で、固定渦巻体１ｂの歯厚が厚くなる。

　ところで、スクロール圧縮機を大型化することなく、空調能力を拡大する手段として、スクロール圧縮機を増速する方策がある。スクロール圧縮機を増速した場合、電動機構部１１０の回転動作に付随して揺動回転する揺動スクロールの遠心力が増大し、圧縮機内部の部材を損傷する課題があった。対策として、揺動スクロールの材質を、比重の高い鋳物材などから比重の小さいアルミ合金材などに変更し、遠心力を低減する対策がある。この対策をとる場合、スクロール同士の焼き付き耐力を向上するために、揺動スクロールに対向して摺動する固定スクロールを、揺動スクロールとは別の異種材で構成することがある。

　揺動スクロール２と固定スクロール１とを異種材で構成する場合、上述したように、それぞれの渦巻体の材料物性の差異に起因して、強度設計の観点からそれぞれの渦巻体の歯厚は互いに異なったものとなる。具体的には、強度的に脆弱な材料で構成した渦巻体の歯厚を、強度的に強固な材料で構成した渦巻体の歯厚よりも厚く構成することになる。よって、固定スクロール１を鋳物材、揺動スクロール２を鋳物材よりも脆弱なアルミ合金材とした場合、渦巻体の変形および強度の観点から、固定渦巻体１ｂの歯厚ｔｆと揺動渦巻体２ｂの歯厚ｔｏとの関係はｔ_ｆ＜ｔ_ｏとなる。この場合、λは、０＜λ＜０．５の範囲で設定することになる。

　以上のようにして歯厚が異なる固定渦巻体１ｂおよび揺動渦巻体２ｂのそれぞれの渦巻形状を作成できる。なお、図３には、式（３）においてαの値を０．３、λの値を０．４、Ｎの値を１、ξの値を０とした場合の固定渦巻体１ｂおよび揺動渦巻体２ｂの形状を示している。

　ここで、αは、上述したように扁平の度合いを示す係数であって、αの値を変更することで、渦巻体の輪郭の扁平率を任意に設定することが可能になる。具体的には、αの値が大きくなるに連れ、渦巻体の輪郭の扁平率が大きくなり平べったい形状となる。扁平率とは、渦巻体の輪郭の長軸と短軸との比である。

　また、ξは、上述したように扁平方向の角度を表す定数であって、ξの値を変更することで、扁平方向の角度を任意に設定することが可能になる。図３は上述したようにξが０の場合であり、渦巻体は、その扁平方向、言い換えれば長軸の方向が基礎円中心Ｏを中心とした角度で０［ｒａｄ］の方向を通る水平向きの形状となっている。ξを例えばπ／２とした場合には、渦巻体は、長軸の方向が基礎円中心Ｏを中心とした角度でπ／２の方向を通る傾いた形状となる。

　以上説明したように、本実施の形態１では、渦巻体の渦巻形状を基礎曲線３０と反転曲線３１とを用いて定義した。基礎曲線３０は、伸開角θと基礎円半径ａとを用いて上記式（１）および式（２）で定義される。反転曲線３１は基礎曲線３０を基礎円中心Ｏに対してπ［ｒａｄ］回転させた曲線である。式（１）および式（２）におけるｗ（θ）は、伸開角θに対してπ［ｒａｄ］を１周期とした正弦波状または余弦波状に変化する関数である。

　そして、固定渦巻体１ｂの歯厚をｔ_ｆ、揺動渦巻体２ｂの歯厚をｔ_Ｏとしたときの異歯厚率をλ＝ｔ_ｆ／（ｔ_ｆ＋ｔ_Ｏ）とし、また、揺動半径をｅと定義する。この定義を用いると共に、基礎曲線３０および反転曲線３１のそれぞれの式を用いて、揺動渦巻体２ｂおよび固定渦巻体１ｂのそれぞれの外側曲線および内側曲線を特定する。つまり、揺動渦巻体２ｂは、基礎曲線３０上に中心点を有し、かつ、半径がｅλの円群に対する内側包絡線を外側曲線とする。また揺動渦巻体２ｂは、反転曲線３１上に中心点を有し、かつ、半径がｅλの円群に対する外側包絡線を内側曲線とする。固定渦巻体１ｂは、基礎曲線３０上に中心点を有し、かつ、半径がｅ（１－λ）の円群に対する外側包絡線を内側曲線とする。また、固定渦巻体１ｂは、反転曲線３１上に中心点を有し、かつ、半径がｅ（１－λ）の円群に対する内側包絡線を外側曲線とする。λの範囲は０＜λ＜１である。なお、ここでは、揺動渦巻体２ｂを、半径がｅλの円群を用いて作成し、固定渦巻体１ｂを、半径がｅ（λ－１）の円群を用いて作成するとしたが、円群を逆としてもよい。

　以上により、輪郭が扁平形状である揺動渦巻体２ｂおよび固定渦巻体１ｂのそれぞれの渦巻形状を、式を用いて定義できる。この定義には、揺動渦巻体２ｂおよび固定渦巻体１ｂのそれぞれの歯厚を個別に設定できることも含まれる。これにより、固定渦巻体１ｂと揺動渦巻体２ｂそれぞれの歯厚を独立して強度設計することが可能となる。したがって、強度的な過剰設計を回避でき、結果として吸入容積を拡大できる。よって、圧縮機を大型化することなく圧縮機能力を向上することが可能となる。あるいは、同等圧縮機能力での小型化が可能となる。

　本実施の形態１において、λの範囲を０＜λ＜０．５とした場合、揺動渦巻体２ｂの歯厚を固定渦巻体１ｂの歯厚よりも厚くできる。

　本実施の形態１において、ｗ（θ）が上記（３）式で与えられる。ｗ（θ）の関数式において、αおよびλの値を変更することで、台板の形状に合わせて渦巻体の輪郭の扁平率および異歯厚率を設定できる。したがって、渦巻体の輪郭の最適化による渦巻体の実装密度の向上を図りつつ、吸入容積の拡大も図ることができる。その結果、圧縮機を大型化することなく圧縮機能力を向上することが可能となる。あるいは、同等の圧縮機能力での圧縮機の小型化が可能となる。また、ｗ（θ）の関数式において、ξの値を変更することで、渦巻体の扁平方向を設定できる。

　ところで、図２において、点線円は、固定台板１ａに設けられた過圧縮リリーフポート２１および過圧縮リリーフポート２２を示している。過圧縮リリーフポート２１および過圧縮リリーフポート２２は、圧縮比の小さい部分負荷運転において、圧縮室内部のガス冷媒を圧縮過程の途中で軸方向に排出するために設けられている。このようにガス冷媒を圧縮過程の途中で排出することで、圧縮室７１内部での過剰圧縮による損失を低減できる。

　これらの過圧縮リリーフポート２１および過圧縮リリーフポート２２は、圧縮室７１間の漏れを抑制するために、隣り合う圧縮室７１の両方に同時に連通しないように形成する必要がある。このため、過圧縮リリーフポート２１および過圧縮リリーフポート２２のポート径は、渦巻体の歯厚よりも小さく設定する必要がある。一方で、圧縮過程のガス冷媒を効率良く排出するためには、ポート径を大きく設定することが効果的である。このため、過圧縮リリーフポート２１および過圧縮リリーフポート２２のポート径の設計制約が部分負荷運転の性能改善における課題となる。

　実施の形態１に記載の渦巻体の渦巻形状では、伸開角が、０［ｒａｄ］、π［ｒａｄ］のときの歯厚に比べ、π／２［ｒａｄ］、３π／２［ｒａｄ］のときの歯厚が厚い。このように実施の形態１に記載の渦巻体は、歯厚が増減する渦巻形状を有する。このため、揺動渦巻体２ｂの歯厚が大きくなる部分の、揺動スクロール２の揺動運動に伴う移動軌跡領域内に過圧縮リリーフポート２１および過圧縮リリーフポート２２を設置することで、以下の効果が得られる。すなわち、ポート径を揺動渦巻体２ｂの歯厚の範囲内で大きく設定しつつ、隣り合う圧縮室７１間が、過圧縮リリーフポート２１および過圧縮リリーフポート２２によって連通することを防止できる。これにより、部分負荷運転においてガス冷媒を効率的に排出でき、冷媒の過剰圧縮を抑制できる。その結果、冷媒の過剰圧縮による無駄な電力消費を低減できる。

実施の形態２．
　実施の形態２では、ｗ（θ）の特性に応じた渦巻形状の変化について説明する。以下、実施の形態２が実施の形態１と異なる構成を中心に説明するものとし、実施の形態２で説明されない構成は実施の形態１と同様である。

　図６は、実施の形態２に係るスクロール圧縮機における渦巻体の渦巻形状を特定するｗ（θ）の特性を示す図である。図６（ａ）、図６（ｂ）、図６（ｃ）、図６（ｄ）は、順に上記実施の形態１で示した式（３）と、以下の式（４）～式（６）に対応している。図６の横軸は、伸開角θ［ｒａｄ］を示している。図６の縦軸は、ｗ（θ）を示している。図７は、実施の形態２に係るスクロール圧縮機における渦巻体の渦巻形状を示す図である。図７（ａ）～図７（ｄ）は、ｗ（θ）を図６（ａ）～図６（ｄ）とした場合の渦巻形状を示している。なお、図７（ａ）および図７（ｂ）は、αの値を０．３、λの値を０．４、Ｎの値を１、ξの値を０とした場合の渦巻形状を示している。図７（ｃ）および図７（ｄ）は、αの値を０．１５、λの値を０．４、Ｎの値を１、ξの値を０とした場合の渦巻形状を示している。

　実施の形態２によれば、ｗ（θ）を式（４）～式（６）のように変更することで、固定渦巻体１ｂおよび揺動渦巻体２ｂの輪郭を任意に設定することが可能となる。よって、揺動台板２ａの形状が実施の形態１と異なる場合であっても、実施の形態１と同等の効果を得ることができる。

実施の形態３．
　実施の形態１および実施の形態２は、巻き始めから巻き終わりにかけて渦巻体の歯厚が増減する渦巻形状であった。実施の形態３は、巻き始めから巻き終わりにかけて渦巻体の歯厚の変化が比較的小さい渦巻形状に関する。以下、実施の形態３が実施の形態１と異なる構成を中心に説明するものとし、実施の形態３で説明されない構成は実施の形態１と同様である。

　図８は、実施の形態３に係るスクロール圧縮機における渦巻体の渦巻形状を特定するｗ（θ）の特性を示す図である。図８（ａ）、図８（ｂ）、図８（ｃ）、図８（ｄ）は、順に以下の式（７）～式（１０）に対応している。図８の横軸は、伸開角θ［ｒａｄ］を示している。図８の縦軸は、ｗ（θ）を示している。図９は、実施の形態３に係るスクロール圧縮機における渦巻体の渦巻形状を示す図である。図９（ａ）～図９（ｄ）は、ｗ（θ）を図８（ａ）～図８（ｄ）とした場合の渦巻形状を示している。なお、図９（ａ）および図９（ｂ）は、αの値を１．４、λの値を０．４、Ｎの値を１、ξの値を０とした場合の渦巻形状を示している。図９（ｃ）および図９（ｄ）は、αの値を０．７、λの値を０．４、Ｎの値を１、ξの値を０とした場合の渦巻形状を示している。

　上記式（７）～式（１０）は、αにθが乗算されていない点で、上記の式（３）、式（４）～式（６）と異なっている。実施の形態３によれば、実施の形態１と同様に、ｗ（θ）の関数式を変更することで、固定渦巻体１ｂおよび揺動渦巻体２ｂの輪郭を任意に設定することが可能となる。また、実施の形態３では、ｗ（θ）を、式（７）～式（１０）のいずれかに設定することで、巻き始めから巻き終わりにかけての渦巻体の歯厚の変化が比較的小さいオーバル型の渦巻体を得ることができる。また、実施の形態３では、渦巻体の形状の設計にあたり、大きな歯厚変化を許容できない場合でも、渦巻体をオーバル型にして実施の形態１と同様に吸入容積を増加させることができる。

実施の形態４．
　実施の形態４は、上記の式（３）～式（６）に示したｗ（θ）の関数において、渦巻体の歯厚の減少度合いを示すβの項を持たせた形態である。以下、実施の形態４が実施の形態１と異なる構成を中心に説明するものとし、実施の形態４で説明されない構成は実施の形態１と同様である。

　図１０は、実施の形態４に係るスクロール圧縮機における渦巻体の渦巻形状を特定するｗ（θ）の特性を示す図である。図１０の横軸は、伸開角θ［ｒａｄ］を示している。図１０の縦軸は、ｗ（θ）を示している。図１０において、点線は以下の式（１１）のｗ（θ）を示している。実線は、比較のため実施の形態１の式（３）のｗ（θ）を示している。図１１は、実施の形態４に係るスクロール圧縮機における渦巻体の渦巻形状を示す図である。図１１は、αの値を０．３、βの値を０．００７、λの値を０．４、Ｎの値を１、ξの値を０とし、ｗ（θ）の関数式が以下の式（１１）の場合の渦巻形状を示している。以下の式（１１）～式（１４）において、βは０以上の正の値である。

　実施の形態４では、ｗ（θ）を、式（３）～式（６）に示したｗ（θ）の関数に対して（１－βθ）を乗算した関数となっている。

　実施の形態４のｗ（θ）が式（１１）～式（１４）のいずれかを用いて特定される渦巻体の形状は、以下のようになる。すなわち、巻き始めから巻き終わりに向かって、伸開角２π周期の平均歯厚が順に小さくなる形状となる。ここで、式（１１）～式（１４）においてβは正の値であり、βの値が大きくなるに連れ、歯厚の減少度合いが大きくなる。渦巻体を、このように巻き始めから巻き終わりに向かって、伸開角２π周期の平均歯厚が順に小さくなる形状とすることにより得られる効果について以下に説明する。

　圧縮機構部８内に形成される圧縮室７１間の圧力差は、冷媒が圧縮されて圧力の高くなる中心部、つまり渦巻体の中心部ほど大きくなる。つまり渦巻体の巻き始め部分の方が巻き終わり部分に比べて圧縮室７１間の圧力差が大きくなる。したがって、渦巻体の歯厚を設計する際には、渦巻体の中心部で生じる圧力差に耐えられる歯厚に設計する必要がある。ここで、仮に、渦巻体の歯厚を、巻き始めから巻き終わりまで、渦巻体の中心部で生じる圧力差に耐えられる歯厚で一定とした場合、圧縮室７１間の圧力差の小さい巻き終わり部近傍では、強度的に過剰設計となる。つまり、渦巻体の歯厚を必要以上に厚く形成することになるため、吸入完了時の圧縮室７１の容積、つまり吸入容積を不必要に減少させることになる。

　これに対し、本実施の形態４では、βを適宜設定することで、巻き始めから巻き終わりに向かって、伸開角２π周期の平均歯厚が順に小さくなる構造において、その平均歯厚の減少度合いを任意に設定することができる。このため、圧縮機の仕様および運転条件などに応じてβを設定することで、巻き始め部で必要とされる強度の歯厚を持ちつつ、巻き終わりでは歯厚を薄くし、限られたスペース内で吸入容積を大きく確保することが可能な渦巻体を得ることができる。具体的には、βを０以上の値で大きくするに連れ、巻き始めから巻き終わりに向かって歯厚の減少度合いが大きくなる。このため、渦巻体の中心部における圧縮室７１間の圧力差が大きい場合にはβの値を大きくし、渦巻体の中心部における圧縮室７１間の圧力差が小さい場合にはβの値を小さくすればよい。

　実施の形態４によれば、実施の形態１と同様に、ｗ（θ）の関数式を変更することで、固定渦巻体１ｂおよび揺動渦巻体２ｂの輪郭を任意に設定することが可能となる。また、実施の形態４では、ｗ（θ）を式（１１）～式（１４）のいずれかに設定することで、巻き始めから巻き終わりに向かって、伸開角２π周期の平均歯厚が順に小さくなる渦巻体を得ることができる。そして、βを適宜設定することで、歯厚の減少度合いを変更できる。したがって、作用する圧力差が小さい巻き終わり部付近の渦巻体の歯厚を縮小することが可能となる。よって、巻き終わり部付近の歯厚の過剰設計を回避し、吸入容積を大きく設定することができる。

実施の形態５．
　実施の形態５は、上記実施の形態３の式（７）～式（１０）に示したｗ（θ）の関数において、渦巻体の歯厚の減少度合いを示すβの項を持たせた形態である。以下、実施の形態５が実施の形態３と異なる構成を中心に説明するものとし、実施の形態５で説明されない構成は実施の形態３と同様である。

　図１２は、実施の形態５に係るスクロール圧縮機における渦巻体の渦巻形状を特定するｗ（θ）の特性を示す図である。図１２の横軸は、伸開角θ［ｒａｄ］を示している。図１２の縦軸は、ｗ（θ）を示している。図１２において、点線は以下の式（１５）のｗ（θ）を示している。実線は、比較のため実施の形態３の式（７）のｗ（θ）を示している。図１３は、実施の形態５に係るスクロール圧縮機における渦巻体の渦巻形状を示す図である。図１３は、αの値を１．４、βの値を０．００７、λの値を０．４、Ｎの値を１、ξの値を０とし、ｗ（θ）の関数式が式（１５）の場合について記載している。以下の式（１５）～式（１８）においてβは正の値である。

　実施の形態５は、ｗ（θ）を、式（７）～式（１０）に示したｗ（θ）の関数に対して（１－βθ）を乗算した関数となっている。

　実施の形態５のｗ（θ）は、式（１５）～式（１８）のいずれかを用いて特定される渦巻体の形状は、以下のようになる。すなわち、巻き始めから巻き終わりに向かって、伸開角２π周期の平均歯厚が順に小さくなる形状となる。ここで、式（１５）～式（１８）においてβは正の値であり、βの値が大きくなるに連れ、歯厚の減少度合いが大きくなる。渦巻体をこのように、巻き始めから巻き終わりに向かって、伸開角２π周期の平均歯厚が順に小さくなる形状とすることにより得られる効果は、上述の通りである。

　本実施の形態５では、βを適宜設定することで、巻き始めから巻き終わりに向かって、伸開角２π周期の平均歯厚が順に小さくなる構造において、その平均歯厚の減少度合いを任意に設定することができる。このため、圧縮機の仕様および運転条件などに応じてβを設定することで、巻き始め部で必要とされる強度の歯厚を持ちつつ巻き終わりでは歯厚を薄くし、限られたスペース内で吸入容積を大きく確保することが可能な渦巻体を得ることができる。具体的には、βを０以上の値で大きくするに連れ、歯厚の減少度合いが大きくなるため、渦巻体の中心部における圧縮室７１間の圧力差が大きい場合にはβの値を大きくし、渦巻体の中心部における圧縮室７１間の圧力差が小さい場合にはβの値を小さくすればよい。

　実施の形態５によれば、実施の形態３と同様に、ｗ（θ）の関数式を変更することで、固定渦巻体１ｂおよび揺動渦巻体２ｂの輪郭を任意に設定することが可能となる。また、実施の形態５では、ｗ（θ）を式（１５）～式（１８）のいずれかに設定することで、巻き始めから巻き終わりに向かって、伸開角２π周期の平均歯厚が順に小さくなる渦巻体を得ることができる。そして、βを適宜設定することで、歯厚の減少度合いを変更できる。したがって、作用する圧力差が小さい巻き終わり部付近の渦巻体の歯厚を縮小することが可能となる。よって、巻き終わり部付近の歯厚の過剰設計を回避し、吸入容積を大きく設定することができる。

　以上、実施の形態１～実施の形態５においては、スクロール圧縮機の密閉容器１００の内部が低圧冷媒である低圧シェル型の場合について示したが、密閉容器１００の内部が高圧冷媒である高圧シェル型の構成とした場合でも、同様の効果が得られる。

　１　固定スクロール、１ａ　固定台板、１ｂ　固定渦巻体、１ｃ　吐出口、２　揺動スクロール、２ａ　揺動台板、２ｂ　揺動渦巻体、２ｃ　揺動軸受、４　バッフル、４ａ　貫通孔、５　バランスウェイト付スライダー、６　回転軸、６ａ　偏心軸部、６ｂ　主軸部、６ｃ　副軸部、７　フレーム、７ａ　主軸受、７ｂ　ボス部、７ｃ　導入流路、８　圧縮機構部、９　サブフレーム、９ａ　サブフレームホルダ、１０　副軸受、１１　吐出バルブ、１２　吐出マフラ、１３　スリーブ、１４　オルダムリング、１４ａ　キー部、２１　過圧縮リリーフポート、２２　過圧縮リリーフポート、３０　基礎曲線、３１　反転曲線、３２　円、３３　内側包絡線、３４　外側包絡線、３５　円、３６　外側包絡線、３７　内側包絡線、６０　第１バランスウェイト、６１　第２バランスウェイト、７１　圧縮室、７２　第１空間、７３　第２空間、７３ａ　吸入空間、７４　第３空間、１００　密閉容器、１００ａ　油溜め部、１０１　吸入管、１０２　吐出管、１１０　電動機構部、１１０ａ　電動機固定子、１１０ｂ　電動機回転子、１１２　ポンプ要素。

Claims

　固定台板に固定渦巻体が立設された固定スクロールと、揺動台板に揺動渦巻体が立設された揺動スクロールとを備え、前記固定渦巻体と前記揺動渦巻体とが噛み合うことで形成される圧縮室内で冷媒を圧縮するスクロール圧縮機において、
　前記固定渦巻体および前記揺動渦巻体のうちの一方の渦巻体の外側曲線と他方の渦巻体の内側曲線との特定に用いる基礎曲線を、ｘ、ｙ座標系において伸開角θと、基礎円半径ａとを用いて式（１）および式（２）で定義される曲線とし、前記一方の渦巻体の内側曲線と前記他方の渦巻体の外側曲線との特定に用いる反転曲線を、前記基礎曲線を基礎円の中心を基準としてπ［ｒａｄ］回転させた曲線とし、前記式（１）および前記式（２）におけるｗ（θ）は、伸開角θに対してπ［ｒａｄ］を１周期とした正弦波状または余弦波状に変化する関数であり、
　前記固定渦巻体の歯厚をｔ_ｆ、前記揺動渦巻体の歯厚をｔ_Ｏとしたときの異歯厚率をλ＝ｔ_ｆ／（ｔ_ｆ＋ｔ_Ｏ）とし、また、前記揺動スクロールの揺動半径をｅと定義すると、
　前記一方の渦巻体の外側曲線は、前記基礎曲線上に中心点を有し、かつ、半径がｅλの円群に対する内側包絡線であり、前記一方の渦巻体の内側曲線は、前記反転曲線上に中心点を有し、かつ、半径がｅλの円群に対する外側包絡線であり、
　前記他方の渦巻体の内側曲線は、前記基礎曲線上に中心点を有し、かつ、半径がｅ（１－λ）の円群に対する外側包絡線であり、前記他方の渦巻体の外側曲線は、前記反転曲線上に中心点を有し、かつ、半径がｅ（１－λ）の円群に対する内側包絡線であり、
　前記λの範囲を０＜λ＜１としたスクロール圧縮機。
　前記λの範囲が０＜λ＜０．５である請求項１に記載のスクロール圧縮機。
　前記ｗ（θ）が、式（３）で与えられる請求項１に記載のスクロール圧縮機。
　ここで、αおよびβは係数、Ｎは１以上の自然数、ξは定数［ｒａｄ］である。
　前記ｗ（θ）が、式（４）で与えられる請求項１に記載のスクロール圧縮機。
　ここで、αおよびβは係数、Ｎは１以上の自然数、ξは定数［ｒａｄ］である。
　前記ｗ（θ）が、式（５）で与えられる請求項１に記載のスクロール圧縮機。
　ここで、αおよびβは係数、Ｎは１以上の自然数、ξは定数［ｒａｄ］である。
　前記ｗ（θ）が、式（６）で与えられる請求項１に記載のスクロール圧縮機。
　ここで、αおよびβは係数、Ｎは１以上の自然数、ξは定数［ｒａｄ］である。
　前記ｗ（θ）が、式（７）で与えられる請求項１に記載のスクロール圧縮機。
　ここで、αおよびβは係数、Ｎは１以上の自然数、ξは定数［ｒａｄ］である。
　前記ｗ（θ）が、式（８）で与えられる請求項１に記載のスクロール圧縮機。
　ここで、αおよびβは係数、Ｎは１以上の自然数、ξは定数［ｒａｄ］である。
　前記ｗ（θ）が、式（９）で与えられる請求項１に記載のスクロール圧縮機。
　ここで、αおよびβは係数、Ｎは１以上の自然数、ξは定数［ｒａｄ］である。
　前記ｗ（θ）が、式（１０）で与えられる請求項１に記載のスクロール圧縮機。
　ここで、αおよびβは係数、Ｎは１以上の自然数、ξは定数［ｒａｄ］である。
　係数βを０以上に設定した請求項３～請求項１０のいずれか一項に記載のスクロール圧縮機。
　前記揺動台板は、外形形状が扁平形状である請求項１～請求項１１のいずれか一項に記載のスクロール圧縮機。