WO2022097299A1

WO2022097299A1 - スクロール圧縮機

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Publication number: WO2022097299A1
Application number: PCT/JP2020/041730
Authority: WO
Inventors: 浩平達脇
Original assignee: 三菱電機株式会社
Priority date: 2020-11-09
Filing date: 2020-11-09
Publication date: 2022-05-12
Also published as: JPWO2022097299A1; EP4242460A1; EP4242460A4

Abstract

スクロール圧縮機は、固定スクロール渦巻を有する固定スクロールと、揺動スクロール渦巻を有する揺動スクロールと、第１端に、揺動スクロールが装着される偏心軸部を有する主軸と、主軸を回転させて、揺動スクロールを公転させる回転駆動部と、主軸の偏心軸部と揺動スクロールとの間に配置され、揺動スクロールの公転半径を調整する可変クランク機構を構成するスライダと、固定スクロールに固定され、固定スクロール及び揺動スクロールを支持するフレームと、フレームと揺動スクロールとの間に配置され、揺動スクロールの自転を防止し、主軸の回転運動を揺動スクロールの公転運動に変換するオルダムリングとを備え、揺動スクロールの公転運動により発生する揺動スクロール遠心力は、固定スクロール渦巻の側面部で支持され、揺動スクロールが公転しているときに、オルダムリングは単振動し、揺動スクロールの公転軌道は、短径と長径とを有する楕円形状を有し、揺動スクロールの公転軌道の短径の方向とオルダムリングの単振動の方向とが一致している。

Description

スクロール圧縮機

　本開示は、スクロール圧縮機に関し、特に、例えば空気調和装置又は冷凍装置に採用される冷凍サイクルの１つの構成要素として使用されるスクロール圧縮機に関する。

　スクロール圧縮機には、揺動スクロールの公転半径を調整する可変クランク機構を備えたものがある。従来、可変クランク機構を備えたスクロール圧縮機では、揺動スクロールの自転防止のためにオルダムリングが配置されている。また、揺動スクロールと固定スクロールとの組合せが決定すれば、揺動スクロール１回転中の公転半径はおおよそ一定となる（例えば、特許文献１参照）。

特開２０１５－１０５６３２号公報（第１１頁、第１図）

　特許文献１に記載のスクロール圧縮機では、上述したように、揺動スクロールと固定スクロールの組合せが決定すれば、揺動スクロール１回転中の公転半径が、位相（円周角）にかかわらず、おおよそ一定である。一方、オルダムリングの単振動は、或る一定の径方向にのみ行われる。そのため、オルダムリングの単振動の影響が、振動を測定する位相（以下、振動測定位相と呼ぶ）ごとに大きく異なる。その結果、オルダムリングの単振動により生じるアンバランスを抑制できず、アンバランス発生によるスクロール圧縮機の振動が課題となっていた。

　本開示は、かかる課題を解決するためになされたものであり、振動の発生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。

　本開示に係るスクロール圧縮機は、板状の固定スクロール台板と、前記固定スクロール台板の第１面に突設された壁体状の固定スクロール渦巻とを有する固定スクロールと、板状の揺動スクロール台板と、前記揺動スクロール台板の第１面に突設された壁体状の揺動スクロール渦巻とを有し、前記固定スクロール渦巻と前記揺動スクロール渦巻とを組み合わせて形成される圧縮室で流体を圧縮する揺動スクロールと、前記揺動スクロール台板の前記第１面の反対側の第２面側に配置され、第１端に、前記揺動スクロールが装着される偏心軸部を有する主軸と、前記主軸の前記偏心軸部と前記揺動スクロールとの間に配置され、前記揺動スクロールの公転半径を調整する可変クランク機構を構成するスライダと、前記主軸を回転させて、前記揺動スクロールを公転させる回転駆動部と、前記固定スクロールに固定され、前記固定スクロール及び前記揺動スクロールを支持するフレームと、前記フレームと前記揺動スクロールとの間に配置され、前記揺動スクロールの自転を防止し、前記主軸の回転運動を前記揺動スクロールの公転運動に変換するオルダムリングとを備え、前記揺動スクロールの公転運動により発生する揺動スクロール遠心力は、前記壁体状の前記固定スクロール渦巻の側面部で支持され、前記揺動スクロールが公転しているときに、前記オルダムリングは単振動し、前記揺動スクロールの公転軌道は、短径と長径とを有する楕円形状を有し、前記揺動スクロールの前記公転軌道の前記短径の方向と前記オルダムリングの前記単振動の方向とが一致しているものである。

　本開示に係るスクロール圧縮機によれば、揺動スクロールの公転軌道を楕円形状とし、揺動スクロールの公転軌道の短径方向とオルダムリングの単振動の方向とが一致するように構成したので、オルダムリング単振動により生じるアンバランスを抑制でき、スクロール圧縮機の振動の低下を図ることができる。

実施の形態１に係るスクロール圧縮機１００の構成の一例を示す縦断面図である。実施の形態１に係るスクロール圧縮機１００の揺動スクロールの公転軌道及びオルダムリングの単振動方向を説明する説明図である。実施の形態２に係るスクロール圧縮機１００のスライダ３２と主軸８の偏心軸部８ａとを示す説明図である。実施の形態３に係るスクロール圧縮機１００の固定スクロール渦巻１ａ及び揺動スクロール渦巻２ａの渦巻歯形状を示す平面図である。実施の形態３に係るスクロール圧縮機１００のアンバランス低減効果を示す説明図である。実施の形態４に係るスクロール圧縮機１００の固定スクロール渦巻１ａ及び揺動スクロール渦巻２ａの渦巻歯形状を示す平面図である。実施の形態４に係るスクロール圧縮機１００のアンバランス低減効果を示す説明図である。実施の形態５に係るスクロール圧縮機１００の固定スクロール渦巻１ａ及び揺動スクロール渦巻２ａの渦巻歯形状を示す平面図である。実施の形態５に係るスクロール圧縮機１００のアンバランス低減効果を示す説明図である。実施の形態１に係るオルダムリング６の構成の一例を示す上面図である。実施の形態１に係るフレーム１９の構成の一例を示す上面図である。実施の形態１に係る揺動スクロール２の構成の一例を示す下面図である。従来のスクロール圧縮機における公転軌道５０Ｐを示す図である。実施の形態３に係るスクロール圧縮機１００のパラメータを示す説明図である。実施の形態３に係るスクロール圧縮機１００のパラメータを示す説明図である。

　以下、本開示に係るスクロール圧縮機の実施の形態について図面を参照して説明する。本開示は、以下の実施の形態に限定されるものではなく、本開示の主旨を逸脱しない範囲で種々に変形することが可能である。また、本開示は、以下の実施の形態及びその変形例に示す構成のうち、組み合わせ可能な構成のあらゆる組み合わせを含むものである。また、各図において、同一の符号を付したものは、同一の又はこれに相当するものであり、これは明細書の全文において共通している。なお、各図面では、各構成部材の相対的な寸法関係又は形状等が実際のものとは異なる場合がある。

　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１００の構成の一例を示す縦断面図である。図２は、実施の形態１に係るスクロール圧縮機１００の揺動スクロールの公転軌道及びオルダムリングの単振動方向を説明する説明図である。なお、図１においては、図の簡略化のため、一部の構成要素のハッチングを省略している。

　図１に基づいて、実施の形態１に係るスクロール圧縮機１００の構成について説明する。スクロール圧縮機１００は、例えば冷蔵庫、冷凍庫、自動販売機、空気調和装置、冷凍装置、給湯器等の各種産業機械に用いられる冷凍サイクルの構成要素の一つとして使用されるものである。

　スクロール圧縮機１００は、冷凍サイクルを循環する冷媒を吸入し、圧縮して高温高圧の状態として吐出させる。図１に示すように、スクロール圧縮機１００は、センターシェル７、アッパーシェル２１、及び、ロアシェル２２により構成される密閉容器２３を備えている。また、スクロール圧縮機１００は、密閉容器２３内に、固定スクロール１と、固定スクロール１に対して揺動する揺動スクロール２とを組み合わせた、圧縮機構部４０を備えている。さらに、スクロール圧縮機１００は、密閉容器２３内に、電動回転機械等からなる回転駆動部４１を備えている。回転駆動部４１は、回転子１１、固定子１０、及び主軸８を備えている。図１に示すように、密閉容器２３内において、圧縮機構部４０が上側に配置され、回転駆動部４１が下側に配置されている。

　密閉容器２３は、上端及び下端が閉塞された縦長円筒状の密閉容器である。密閉容器２３は、円筒状のセンターシェル７と、センターシェル７の上端に固定されたアッパーシェル２１と、センターシェル７の下端に固定されたロアシェル２２とを備えている。ロアシェル２２は、スクロール圧縮機１００の摺動部分を潤滑する潤滑油が貯留される油溜め部となっている。また、センターシェル７には、冷媒ガスを吸入するための吸入パイプ１４が接続されている。アッパーシェル２１には、冷媒ガスを吐出するための吐出パイプ１６が接続されている。なお、センターシェル７内部は低圧室１７になっており、アッパーシェル２１内部は高圧室１８になっている。

　固定スクロール１は、固定スクロール台板１ｂと、固定スクロール渦巻１ａと、で構成されている。固定スクロール台板１ｂは、円板状又は略円板状の形状を有している。固定スクロール渦巻１ａは、固定スクロール台板１ｂの一方の面（第１面）に突設された渦巻状突起である。なお、当該第１面は、固定スクロール台板１ｂの下面である。固定スクロール渦巻１ａは、平面視で、固定スクロール台板１ｂの中心付近から径方向外側に向かって渦巻状に延びる壁体である（例えば、図４参照）。固定スクロール渦巻１ａは、壁体状に形成されているため、固定スクロール台板１ｂの第１面に平行になるように配置された先端面（すなわち、下端面）と、当該先端面と固定スクロール台板１ｂの第１面との間に配置された側面部とを有する。図４を例に挙げて説明すると、側面部は、内向面１ａａと外向面１ａｂとから構成される。固定スクロール渦巻１ａの側面部の高さはおおよそ一定である。

　揺動スクロール２は、揺動スクロール台板２ｂと、揺動スクロール渦巻２ａと、で構成されている。揺動スクロール台板２ｂは、円板状又は略円板状の形状を有している。揺動スクロール渦巻２ａは、揺動スクロール台板２ｂの一方の面（第１面）に突設された渦巻状突起である。なお、当該第１面は、揺動スクロール台板２ｂの上面である。揺動スクロール渦巻２ａは、平面視で、揺動スクロール台板２ｂの中心付近から径方向外側に向かって渦巻状に延び、且つ、固定スクロール１の固定スクロール渦巻１ａと噛み合うように配置された壁体である（例えば、図４参照）。揺動スクロール渦巻２ａは、壁体状に構成されているため、揺動スクロール台板２ｂの第１面に平行になるように配置された先端面（すなわち、上端面）と、当該先端面と揺動スクロール台板２ｂの第１面との間に配置された側面部とを有する。図４を例に挙げて説明すると、側面部は、内向面２ａａと外向面２ａｂとから構成される。揺動スクロール渦巻２ａの側面部の高さはおおよそ一定である。なお、揺動スクロール台板２ｂの他方の面、すなわち、揺動スクロール渦巻２ａが形成された第１面とは反対側の第２面は、揺動スクロールスラスト軸受面２ｃとして作用する。

　揺動スクロール２と固定スクロール１とは、フレーム１９内に収納されている。フレーム１９は、図１に示すように、側面視で略Ｔ字型の形状を有しており、上部の外径が下部の外径より大きい。フレーム１９の上端部及び下端部は開口しており、フレーム１９の内部は中空である。フレーム１９は、固定スクロール１を固定している。フレーム１９は、吸入パイプ１４から吸入された冷媒（流体）を圧縮機構部４０内に導く冷媒吸入口を有している。

　また、フレーム１９は、スクロール圧縮機１００の運転中に生じるスラスト軸受荷重を軸方向に支持するスラスト面を有している。スラスト軸受荷重は、揺動スクロール２に作用する。揺動スクロール２は、揺動スクロールスラスト軸受面２ｃを介して、フレーム１９のスラスト面によって支持されている。フレーム１９のスラスト面と揺動スクロールスラスト軸受面２ｃとの間には、摺動性改善を目的としてスラストプレート３が配置されている。

　揺動スクロール２及び固定スクロール１は、揺動スクロール渦巻２ａと固定スクロール渦巻１ａとを互いに組み合わせ、密閉容器２３内に装着されている。揺動スクロール渦巻２ａは、固定スクロール渦巻１ａに対して偏心して組み合わされる。揺動スクロール２及び固定スクロール１が組み合わされた状態では、固定スクロール渦巻１ａと揺動スクロール渦巻２ａの巻方向が互いに逆となる。揺動スクロール渦巻２ａと固定スクロール渦巻１ａとの間には、相対的に容積が変化する圧縮室２４が形成される。揺動スクロール２は、揺動して外方の吸入側から圧縮室２４を形成し、当該圧縮室２４を中心側に移動させ、当該圧縮室２４で圧縮された冷媒を吐出口１５から吐出させる。なお、固定スクロール１においては、固定スクロール渦巻１ａの先端面からの冷媒漏れを低減するため、固定スクロール渦巻１ａの先端面（すなわち、下端面）にシール２５が配設されている。同様に、揺動スクロール２においては、揺動スクロール渦巻２ａの先端面からの冷媒漏れを低減するため、揺動スクロール渦巻２ａの先端面（すなわち、上端面）にシール２６が配設されている。なお、固定スクロール渦巻１ａと揺動スクロール渦巻２ａとは基本的には同じ形状を有しているが、細部が互いに異なっていてもよい。

　固定スクロール１は、フレーム１９にボルト等によって固定されている。固定スクロール１の固定スクロール台板１ｂの中央部には、圧縮されて高圧となった冷媒ガスを吐出する吐出口１５が形成されている。そして、圧縮されて高圧となった冷媒ガスは、固定スクロール１の上部に設けられている高圧室１８に排出されるようになっている。高圧室１８に排出された冷媒ガスは、吐出パイプ１６を介して冷凍サイクルに吐出されることになる。なお、吐出口１５には、高圧室１８から吐出口１５側への冷媒の逆流を防止する吐出弁２７が設けられている。

　揺動スクロール２は、揺動スクロール２の自転運動を阻止して、揺動スクロール２を公転させるオルダムリング６を備えている。揺動スクロール２は、オルダムリング６の働きにより、固定スクロール１に対して自転運動することなく公転運動を行う。また、揺動スクロール２の第２面の略中心部には、中空円筒形状のボス部２ｄが形成されている。ボス部２ｄには、主軸８の上端（第１端）に設けられた偏心軸部８ａが、スライダ３２を介して挿入されている。

　オルダムリング６は、フレーム１９と揺動スクロール２との間に配置されている。図１０は、実施の形態１に係るオルダムリング６の構成の一例を示す上面図である。また、図１１は、実施の形態１に係るフレーム１９の構成の一例を示す上面図である。図１２は、実施の形態１に係る揺動スクロール２の構成の一例を示す下面図である。オルダムリング６は、図１０に示すように、円環状のリング部６ｂを有している。オルダムリング６のリング部６ｂの下面には、図１及び図１０に示すように、１対のオルダムキー６ａｃが形成されている。オルダムキー６ａｃは、リング部６ｂの下面から突起した突起部である。それらのオルダムキー６ａｃは、リング部６ｂの中心部に対して対称になるように配置されている。オルダムキー６ａｃは、フレーム１９に形成されたオルダムキー溝５に挿入される。また、オルダムリング６のリング部６ｂの上面には、図１及び図１０に示すように、１対のオルダムキー６ａｂが形成されている。オルダムキー６ａｂは、リング部６ｂの上面から突起した突起部である。それらのオルダムキー６ａｂは、リング部６ｂの中心部に対して対称になるように配置されている。オルダムキー６ａｂは、揺動スクロール２に形成されたオルダムキー溝４に挿入される。なお、オルダムキー６ａｃは、隣接するオルダムキー６ａｂに対して、例えば、９０°位相がずれている。

　フレーム１９には、図１１に示すように、径方向に延びる一対のオルダムキー溝５が形成されている。それらのオルダムキー溝５は、フレーム１９の中心部に対して対称になるように配置されている。フレーム１９には、オルダムリング空間１９ｃが形成されている。オルダムリング空間１９ｃには、オルダムリング空間１９ｃ内で往復運動するオルダムリング６が収納される。

　また、揺動スクロール２の下面である揺動スクロールスラスト軸受面２ｃには、図１２に示すように、径方向に延びる一対のオルダムキー溝４が形成されている。それらのオルダムキー溝４は、揺動スクロール２の中心部に対して対称になるように配置されている。

　オルダムリング６のオルダムキー６ａｃ及び６ａｂは、フレーム１９のオルダムキー溝５及び揺動スクロール２のオルダムキー溝４に、それぞれ、嵌め合わされる。その状態で、オルダムリング６のオルダムキー６ａｃ及び６ａｂは、潤滑材で満たされた各オルダムキー溝５及び４内に形成される摺動面上を進退しながら、回転駆動部４１の回転力を、公転する揺動スクロール２に伝えている。このように、オルダムリング６は、主軸８の回転運動を、揺動スクロール２の公転運動に変換している。なお、スクロール圧縮機１００の運転中は、オルダムリング６は、フレーム１９のオルダムキー溝５の方向、すなわち、図１１の矢印Ａの方向に単振動運転を行う。以下では、矢印Ａの方向を、オルダムリング６の単振動方向と呼ぶ。

　図１の説明に戻る。回転駆動部４１は、回転軸である主軸８と、主軸８に固定された回転子１１と、回転子１１の周方向の外側に配置された円筒状の固定子１０とを備えている。主軸８の軸方向は、例えば鉛直方向である。回転子１１は、主軸８に焼き嵌め固定されている。回転子１１は、固定子１０への通電が開始されることにより回転駆動して、主軸８を回転させる。すなわち、固定子１０及び回転子１１で電動回転機械（モータ）を構成している。また、固定子１０は、センターシェル７に焼き嵌め固定されている。主軸８には、第１バランスウェイト１２が固定されている。回転子１１及び固定子１０は、主軸８に固定されている第１バランスウェイト１２の下部に配置されている。なお、固定子１０には、センターシェル７に設けられた電源端子９を介して電力が供給される。

　主軸８は、回転子１１の回転に伴って回転し、揺動スクロール２を公転させるように構成されている。主軸８の偏心軸部８ａ近傍の部分は、すなわち、主軸８の上部は、フレーム１９に設けられた主軸受２０によって支持されている。一方、主軸８の下部は、副軸受２９によって回転自在に支持されている。副軸受２９は、密閉容器２３の下部に設けられたサブフレーム２８の中央部に形成された軸受収納部に圧入固定されている。また、サブフレーム２８には、容積型のオイルポンプ３０が設けられている。オイルポンプ３０で吸引された潤滑油は、主軸８の内部形成された油供給穴３１を介して各摺動部に送られる。

　主軸８の上端には、偏心軸部８ａが設けられている。また、偏心軸部８ａには、偏心軸部８ａに対して自在にスライド可能なスライダ３２が装着されている。上述したように、揺動スクロール２の第２面の略中心部には、中空円筒形状のボス部２ｄが形成されている。ボス部２ｄには、主軸８の偏心軸部８ａが、スライダ３２を介して挿入される。従って、ボス部２ｄの内壁は、揺動スクロール軸受として機能する。また、ボス部２ｄがスライダ３２に篏合されることで、可変クランク機構が構成される。揺動スクロール２の公転運動により発生する揺動スクロール遠心力は、固定スクロール１の固定スクロール渦巻１ａの側面部で支持され、可変クランク機構により、揺動スクロール２の公転半径は自在に調整される。このように、揺動スクロール２は、主軸８の上部に偏心支持されている。

　また、主軸８の上部には、第１バランスウェイト１２が設けられている。第１バランスウェイト１２は、例えば、図１に示すように、主軸８の軸方向の中央部分よりも上側の部分に配置されている。第１バランスウェイト１２は、揺動スクロール２の公転運動により生じるアンバランスを相殺するために主軸８に設けられている。また、回転子１１の下部には、揺動スクロール２の公転運動により生じるアンバランスを相殺するために、第２バランスウェイト１３が設けられている。第１バランスウェイト１２は、主軸８の上部に焼き嵌めによって固定されている。第２バランスウェイト１３は、回転子１１の下部に、回転子１１と一体になるように固定されている。

　次に、スクロール圧縮機１００の動作について説明する。
　電源端子９に通電すると、固定子１０の電線部に電流が流れ、磁界が発生する。この磁界は、回転子１１を回転させるように働く。つまり、固定子１０と回転子１１にトルクが発生し、回転子１１が回転する。回転子１１が回転すると、それに伴い主軸８が回転駆動される。主軸８が回転駆動されると、オルダムリング６の働きにより自転を抑制された揺動スクロール２が公転運動を行う。

　上述したように、主軸８の上部には、第１バランスウェイト１２が固定され、回転子１１の下部には、第２バランスウェイト１３が固定されている。回転子１１が回転するとき、第１バランスウェイト１２と第２バランスウェイト１３とで、揺動スクロール２、スライダ３２及び主軸８の偏心軸部８ａの公転運動と、オルダムリング６の単振動運動とのバランスを保っている。これにより、主軸８の上部に偏心支持され、且つ、オルダムリング６により自転を抑制された揺動スクロール２が、公転運動を始め、公知の圧縮原理により冷媒を圧縮する。

　これにより、冷媒ガスの一部はフレーム１９のフレーム冷媒吸入口を介して圧縮室２４内へ流れ、吸入過程が開始される。また、冷媒ガスの残りの一部は、固定子１０の鋼板の切り欠き（図示せず）を通って、電動回転機械（モータ）と潤滑油とを冷却する。圧縮室２４は、揺動スクロール２の公転運動により揺動スクロール２の中心へ移動し、さらに体積が縮小される。この工程により、圧縮室２４に吸入された冷媒ガスは圧縮されていく。圧縮された冷媒は、固定スクロール１の吐出口１５を通り、吐出弁２７を押し開けて高圧室１８に流入する。そして、吐出パイプ１６を介して密閉容器２３から吐出される。

　圧縮室２４内の冷媒ガスの圧力により発生するスラスト軸受荷重は、図１の下向きの方向にかかる力であるため、揺動スクロールスラスト軸受面２ｃを支持するフレーム１９で受けている。また、主軸８が回転することで第１バランスウェイト１２と第２バランスウェイト１３とに生じる遠心力及び冷媒ガス荷重は、主軸受２０及び副軸受２９で受けている。なお、低圧室１７と高圧室１８とは、固定スクロール１及びフレーム１９により仕切られて、それぞれ気密性が保たれている。そのため、低圧室１７内の低圧冷媒ガスと高圧室１８内の高圧冷媒ガスとは、固定スクロール１及びフレーム１９により、それぞれ、低圧室１７及び高圧室１８に密閉されており、互いの流通が妨げられている。固定子１０への通電を止めると、スクロール圧縮機１００が運転を停止する。

　図２は、実施の形態１に係るスクロール圧縮機１００の揺動スクロール２の公転軌道とオルダムリング単振動方向とを示す説明図である。図２に基づいて、実施の形態１の作用効果を説明する。

　実施の形態１に係るスクロール圧縮機１００においては、図２に示すように、揺動スクロール２の公転軌道５０を楕円軌道とする。従って、公転軌道５０は、符号５１で示す短径Ｒｍｉｎと符号５２で示す長径Ｒｍａｘとを有している。短径Ｒｍｉｎ５１は、長径Ｒｍａｘ５２よりも短い。短径Ｒｍｉｎ５１と長径Ｒｍａｘ５２とは、図２に示すように、公転軌道５０の中心５３で直交している。実施の形態１では、揺動スクロール２が、楕円軌道の公転軌道５０に沿って公転運動を行う（例えば、図４参照）。

　また、図２において、短径Ｒｍｉｎが延びる方向をＹ軸方向とし、長径Ｒｍａｘ５２が延びる方向をＸ軸方向とする。実施の形態１では、図２に示すように、矢印Ａで示されるオルダムリング６の単振動方向を、Ｙ軸の方向に一致させている。このように、実施の形態１では、揺動スクロール２の公転軌道５０の短径Ｒｍｉｎの方向と、オルダムリング６の単振動方向とを一致させている。

　実施の形態１に係るスクロール圧縮機１００においては、このような構成としたので、振動測定位相で影響が異なるオルダムリング単振動により生じるアンバランスを抑制でき、スクロール圧縮機１００の振動の低下を図ることができる。

　一方、例えば、特許文献１等に記載の従来のスクロール圧縮機においては、図１３に示すように、揺動スクロールの公転軌道が、楕円形では無く、おおよそ円形である。図１３は、従来のスクロール圧縮機における公転軌道５０Ｐを示す図である。図１３に示すように、公転軌道５０Ｐがおおよそ円形であるため、公転軌道５０Ｐの半径Ｒｐはおおよそ一定である。図１３において、矢印Ａは、オルダムリングの単振動方向である。このように、揺動スクロールの公転軌道５０Ｐが円形軌道であるにもかかわらず、オルダムリングの単振動方向はＹ軸方向に一定である。そのため、オルダムリングの単振動の影響が、振動測定位相によって異なってしまう。すなわち、オルダムリングの単振動の影響がＹ軸方向で最も大きく、Ｘ軸方向で最も小さくなる。その結果として、公転軌道５０Ｐ全体で見ると、振動影響位相によってはオルダムリングの単振動の影響で必ずアンバランスが発生する。その結果、当該アンバランスによるスクロール圧縮機の振動が課題となっていた。

　実施の形態１では、そのようなアンバランスを抑制するように、揺動スクロール２の公転軌道５０を楕円軌道にし、且つ、揺動スクロール２の公転軌道５０の短径Ｒｍｉｎ５１の方向とオルダムリング６の単振動方向とを一致させている。このように、オルダムリング６の単振動方向を公転軌道５０の短径方向に合わせることで、振動測定位相ごとのオルダムリング６の単振動の影響の差を低減することができる。これにより、振動測定位相で影響が異なるオルダムリング６の単振動によって生じるアンバランスを抑制することができ、スクロール圧縮機１００の振動の低下を図ることができる。

　実施の形態２．
　実施の形態２において、スクロール圧縮機１００の全体の構成は、上記の実施の形態１で説明した図１の構成と基本的に同じである。従って、実施の形態２では、図１を参照することとし、実施の形態１と同じ構成については、説明を省略する。図１を用いて上述したように、主軸８の上部には偏心軸部８ａが設けられ、偏心軸部８ａには、偏心軸部８ａに対して自在にスライド可能なスライダ３２が装着されている。

　図３は、実施の形態２に係るスクロール圧縮機１００のスライダ３２と主軸８の偏心軸部８ａとを示す説明図である。実施の形態２に係るスライダ３２と主軸８の偏心軸部８ａとの構成は、実施の形態１と基本的に同じである。図３は、偏心軸部８ａとスライダ３２との嵌合部分を示している。スライダ３２は、図１で説明したように、ボス部２ｄと偏心軸部８ａとの間に配置され、揺動スクロール２の公転運動時の公転半径を調整する可変クランク機構を構成している。スライダ３２は、偏心軸部８ａに対してスライド可能に遊嵌されるとともに、ボス部２ｄに嵌合されている。

　図３に示すように、スライダ３２は、平面視で、円形形状を有している。また、主軸８の偏心軸部８ａは、平面視で、長手方向の両端が丸みを有した長方形形状、又は、楕円形状を有している。スライダ３２の中央部分には、主軸８の偏心軸部８ａが挿入される偏心軸受部３２ａが形成されている。偏心軸受部３２ａは、平面視で、長手方向の両端が丸みを有した長方形形状、又は、楕円形状を有している。偏心軸受部３２ａの長手方向の長さは、図３に示すように、主軸８の偏心軸部８ａの長手方向の長さよりも長い。そのため、スライダ３２は、当該長手方向、すなわち、図３の矢印Ｂの方向に、偏心軸部８ａに対して自在にスライド可能である。以下では、矢印Ｂの方向を、スライダ３２のスライド方向と呼ぶ。

　実施の形態２において、実施の形態１と異なる点は、図３に示すように、スライダ３２のスライド方向を、揺動スクロール２の遠心力方向と一致させた点である。他の構成については、実施の形態１と同じである。すなわち、実施の形態２においては、オルダムリング６の単振動方向を揺動スクロール２の公転軌道５０の短径方向に一致させ、且つ、スライダ３２のスライド方向を、揺動スクロール２の遠心力方向と一致させている。

　図３において、揺動スクロール２の遠心力方向をＺ軸方向とし、Ｚ軸方向に直交する方向をＷ軸方向とする。揺動スクロール２の公転運動時には、Ｚ軸の方向に、揺動スクロール２の遠心力が発生する。実施の形態２では、図３に示すように、矢印Ｂで示されるスライダ３２のスライド方向を、Ｚ軸の方向に一致させている。このように、実施の形態２では、スライダ３２のスライド方向を揺動スクロール２の遠心力方向と一致させている。従って、揺動スクロール２の公転運動時に、Ｚ軸方向に遠心力が発生した場合においても、Ｚ軸に直交するＷ軸方向へのスライダ３２の移動が抑制される。これにより、実施の形態２においては、揺動スクロール２の１回転中における、Ｗ軸方向のアンバランスを抑制することができる。

　以上のように、実施の形態２においては、実施の形態１と同様に、図２に示すように、オルダムリング６の単振動方向（矢印Ａの方向）を、揺動スクロール２の公転軌道５０の短径Ｒｍｉｎの方向に一致させているため、実施の形態１と同様の効果が得られる。

　さらに、実施の形態２においては、図３に示すように、スライダ３２のスライド方向（矢印Ｂの方向）を、揺動スクロール２の遠心力方向と一致させている。そのため、実施の形態２においては、揺動スクロール２の１回転中における、揺動スクロール２の遠心力方向に対して直交するＷ軸方向のアンバランスを抑制することができる。これにより、実施の形態１に比べて、スクロール圧縮機１００の振動の低下をより図ることができる。

　実施の形態３．
　図４は、実施の形態３に係るスクロール圧縮機１００の固定スクロール渦巻１ａ及び揺動スクロール渦巻２ａの渦巻歯形状を示す平面図である。

　実施の形態３においては、上記の実施の形態１又は実施の形態２の構成において、下記の限定を追加している。すなわち、固定スクロール１及び揺動スクロール２のスクロールの渦巻歯形状を下記の（１）式及び（２）式で表す。スクロールの歯厚角αを下記の（３）式で表す。スクロールの歯厚ｔを下記の（４）式で表す。スクロールの公転軌道５０の半径Ｒ、短径Ｒｍｉｎ、及び、長径Ｒｍａｘを、それぞれ、下記の（５）～（７）式で表す。このとき、実施の形態３に係るスクロール圧縮機１００は、オルダムリング６の単振動方向をＹ軸方向とし、短径Ｒｍｉｎ、長径Ｒｍａｘ、及び、定数（Ｗ１、Ｗ２）とが、下記の（８）式で示す関係を満たす構成を有している。ここで、Ｗ１は揺動スクロール２とスライダ３２の合計質量であり、Ｗ２はオルダムリング６の質量である。

　ｘ＝ａ×｛ｃｏｓφ＋（φ±α）ｓｉｎφ｝　　・・・（１）
　ｙ＝ａ×｛ｓｉｎφ－（φ±α）ｃｏｓφ｝　　・・・（２）
　α＝α１＋ｂ×ｃｏｓ^２φ　　　　　　　　　　　・・・（３）
　ｔ＝２ａα　　　　　　　　　　　　　　　　　・・・（４）
　Ｒ＝ａ×（π－２α）　　　　　　　　　　　　・・・（５）
　Ｒｍｉｎ＝ａ×｛π－２（α１＋ｂ）｝　　　　・・・（６）
　Ｒｍａｘ＝ａ×（π－２α１）　　　　　　　　・・・（７）
　Ｒｍａｘ×Ｗ１＝Ｒｍｉｎ×（Ｗ１＋Ｗ２）　　・・・（８）

　ここで、（１）～（８）式における各パラメータの定義は、以下の通りである。
　ａ　　：スクロールの基礎円半径（定数）
　ｂ　　：定数（ｂ＞０）
　α１　：スクロールの基準歯厚角（定数）
　φ　　：スクロールの伸開角（パラメータ変数）
　α　　：スクロールの歯厚角（φをパラメータとした変数、α＜０．５π）
　ｔ　　：スクロールの歯厚（φをパラメータとした変数）
　Ｒ　　：揺動スクロールの公転軌道の半径（φをパラメータとした変数）
　Ｒｍｉｎ：揺動スクロール公転軌道の短径（定数）
　Ｒｍａｘ：揺動スクロール公転軌道の長径（定数）
　Ｗ１　：揺動スクロールとスライダとの合計質量（定数）
　Ｗ２　：オルダムリングの質量（定数）

　なお、（８）式を変形させると、下記の関係が得られる。

　　Ｒｍｉｎ：Ｒｍａｘ＝Ｗ１：（Ｗ１＋Ｗ２）

　すなわち、実施の形態３では、短径Ｒｍｉｎと長径Ｒｍａｘとの比が、揺動スクロール２とスライダ３２との合計質量Ｗ１と、揺動スクロール２とスライダ３２とオルダムリング６との合計質量（＝Ｗ１＋Ｗ２）との比と等しい。

　他の構成及び動作については、実施の形態１又は実施の形態２と同じであるため、ここでは、その説明を省略する。

　このような構成としたので、振動測定位相で影響が異なるオルダムリング６の単振動により生じるアンバランスを抑制でき、振動の低下を図ることができる。

　図５は、実施の形態３に係るスクロール圧縮機１００のアンバランス低減効果を示す説明図である。図５において、横軸は振動測定位相θを示し、縦軸はバランス量を示す。また、図５において、破線で示すＵｐは、特許文献１等に示される従来技術におけるバランス量のグラフを示し、実線で示すＵａは、実施の形態３におけるバランス量のグラフを示す。図５に示すように、バランス量Ｕｐ及びＵａは、振動測定位相θごとにバランス量が異なる。具体的には、例えば、バランス量Ｕｐは、振動測定位相θが０°、１８０°及び３６０°のときに最大値（ピーク）になり、振動測定位相θが９０°及び２７０°のときに最小値になっている。実施の形態３におけるバランス量Ｕａにおいても、振動測定位相θの変化に応じてバランス量が増減している。しかしながら、ピーク値同士で比較すると、実施の形態３の効果は顕著である。すなわち、図５に示すように、実施の形態３におけるバランス量Ｕａのピーク値は、従来技術におけるバランス量Ｕｐのピーク値の１／４程度になっている。このように、実施の形態３においては、振動測定位相により異なるバランス量の変動幅、すなわちアンバランス量が大幅に低減されていることが分かる。

　ここで、上記（１）～（８）式における各パラメータについて簡単に説明する。図１４及び図１５は、実施の形態３に係るスクロール圧縮機１００のパラメータを示す説明図である。一般に、スクロール圧縮機の渦巻を形成する曲線については、正多角形又は円のインボリュート（伸開線）を用いることが知られている。実施の形態３では、図１４に示すように、円のインボリュート６０をベースとして、スクロール圧縮機１００の固定スクロール渦巻１ａ及び揺動スクロール渦巻２ａを形成する曲線を設計している。円のインボリュート６０は、複数の円弧を接続して構成され、曲率が連続的に変化していく曲線である。円のインボリュート６０は、図１４に示す伸開角φをパラメータとするＸＹ座標系で定義される。また、図１４に示される半径ａの円を、インボリュート６０の基礎円６２、又は、スクロールの基礎円６２と呼ぶ。また、半径ａは、基礎円半径と呼ばれる。

　図１５の説明図は、伸開線座標の導出方法を説明している。図１５（ａ）は、図１４に示したインボリュート６０及び基礎円６２とを示している。図１５（ｂ）は、インボリュート６０を中心線とする内向面６３と外向面６４とを示している。一般的に、スクロールの歯厚角αは図１５（ｂ）のように表現され、スクロールの歯厚を定義するパラメータである。すなわち、図１５（ｂ）に示すように、基礎円６２と内向面６３との交点と基礎円６２の中心とを結ぶ直線とＸ軸とが成す角度、あるいは、基礎円６２と外向面６４との交点と基礎円６２の中心とを結ぶ直線とＸ軸とが成す角度を、歯厚角αと呼ぶ。実施の形態３における歯厚角αは、図１５（ｂ）に示す一般的な歯厚角αの考え方をベースに、伸開角φをパラメータとした変数で、上記（３）式で定義される。

　また、上述した図４及び図１５に示すように、揺動スクロール２の揺動スクロール渦巻２ａには厚みがあり、当該厚みを、揺動スクロール２の歯厚ｔと呼ぶ。歯厚ｔは、一定値でなく、伸開角φをパラメータとする変数で、上記（４）式で表される。また、実施の形態３の揺動スクロール２の公転軌道５０の短径Ｒｍｉｎ５１（図２参照）及び長径Ｒｍａｘ５２（図２参照）は、それぞれ、上記（６）式及び（７）式で表される。また、公転軌道５０の半径Ｒ（図２参照）は、伸開角φをパラメータとする変数で、上記（５）式で表される。また、揺動スクロール２の質量とスライダ３２の質量とを加算した合計質量を、合計質量Ｗ１と呼ぶ。また、オルダムリング６の質量を、質量Ｗ２と呼ぶ。なお、ここでは、主に、揺動スクロール渦巻２ａの部位を挙げて、各パラメータについて説明したが、各パラメータは、固定スクロール渦巻１ａの対応する部位に対して設定されたものでもよい。

　以上のように、実施の形態３においては、実施の形態１と同様に、揺動スクロール２の公転軌道５０を楕円軌道にし、且つ、揺動スクロール２の公転軌道５０の短径Ｒｍｉｎ５１の方向とオルダムリング６の単振動方向とを一致させている。そのため、実施の形態１と同様の効果が得られる。

　また、実施の形態３においては、実施の形態２と同様に、スライダ３２のスライド方向（矢印Ｂの方向）を、揺動スクロール２の遠心力方向と一致させてもよい。その場合には、さらに、実施の形態２と同様の効果も得られる。

　さらに、実施の形態３に係るスクロール圧縮機１００は、上記の（１）～（８）式を満たす構成を有している。実施の形態３では、そのような構成としたので、図５に示されるように、振動測定位相で影響が異なるオルダムリング６の単振動により生じるアンバランスを従来技術と比較して大きく抑制でき、振動の大幅低下を図ることができる。

　実施の形態４．
　図６は、実施の形態４に係るスクロール圧縮機１００の固定スクロール渦巻１ａ及び揺動スクロール渦巻２ａの渦巻歯形状を示す平面図である。

　実施の形態４においては、上記の実施の形態１又は実施の形態２の構成において、下記の限定を追加している。すなわち、固定スクロール１及び揺動スクロール２のスクロールの渦巻歯形状を下記の（９）式及び（１０）式で表す。スクロールの基礎円半径ａを下記の（１１）式で表す。スクロールの歯厚ｔを下記の（１２）式で表す。揺動スクロール２の公転軌道５０の半径Ｒ、短径Ｒｍｉｎ、及び、長径Ｒｍａｘを、それぞれ、下記の（１３）～（１５）式で表す。このとき、実施の形態４に係るスクロール圧縮機１００は、オルダムリング６の単振動方向をＹ軸方向とし、短径Ｒｍｉｎ、長径Ｒｍａｘ、及び、定数（Ｗ１、Ｗ２）とが、下記の（１６）式で示す関係を満たす構成を有している。ここで、実施の形態３と同様に、Ｗ１は揺動スクロール２とスライダ３２の合計質量であり、Ｗ２はオルダムリング６の質量である。

　ｘ＝ａ×｛ｃｏｓφ＋（φ±α）ｓｉｎφ｝　　・・・（９）
　ｙ＝ａ×｛ｓｉｎφ－（φ±α）ｃｏｓφ｝　　・・・（１０）
　ａ＝ａ１＋ｂ×ｓｉｎ^２φ　　　　　　　　　　　・・・（１１）
　ｔ＝２ａα　　　　　　　　　　　　　　　　　・・・（１２）
　Ｒ＝ａ×（π－２α）　　　　　　　　　　　　・・・（１３）
　Ｒｍｉｎ＝ａ１×（π－２α）　　　　　　　　・・・（１４）
　Ｒｍａｘ＝（ａ１＋ｂ）×（π－２α）　　　　・・・（１５）
　Ｒｍａｘ×Ｗ１＝Ｒｍｉｎ×（Ｗ１＋Ｗ２）　　・・・（１６）

　ここで、（９）～（１６）式における各パラメータの定義は、以下の通りである。
　ａ１　：スクロールの基準基礎円半径（定数）
　ｂ　　：定数（ｂ＞０）
　ａ　　：スクロールの基礎円半径（φをパラメータとした変数）
　φ　　：スクロールの伸開角（パラメータ変数）
　α　　：スクロールの歯厚角（定数、α＜０．５π）
　ｔ　　：スクロールの歯厚（φをパラメータとした変数）
　Ｒ　　：揺動スクロール公転軌道の半径（φをパラメータとした変数）
　Ｒｍｉｎ：揺動スクロール公転軌道の短径（定数）
　Ｒｍａｘ：揺動スクロール公転軌道の長径（定数）
　Ｗ１　：揺動スクロールとスライダの合計質量（定数）
　Ｗ２　：オルダムリングの質量（定数）

　なお、（１６）式を変形させると、下記の関係が得られる。

　　Ｒｍｉｎ：Ｒｍａｘ＝Ｗ１：（Ｗ１＋Ｗ２）

　すなわち、実施の形態４では、実施の形態３と同様に、短径Ｒｍｉｎと長径Ｒｍａｘとの比が、揺動スクロール２とスライダ３２との合計質量Ｗ１と、揺動スクロール２とスライダ３２とオルダムリング６との合計質量（＝Ｗ１＋Ｗ２）との比と等しい。

　実施の形態４と上記の実施の形態３との違いは、実施の形態３ではスクロールの基礎円半径ａが定数であったのに対し、実施の形態４ではスクロールの基礎円半径ａが伸開角φをパラメータとした変数となっている。そのため、図４と図６とを比較すると、固定スクロール１及び揺動スクロール２の全体の外形形状が、図４では円形に近い形状であるのに対し、図６では横長の楕円に近い形状となっている。また、（１４）式及び（１５）式に示すように、揺動スクロール２の公転軌道５０の短径Ｒｍｉｎ５１（図２参照）及び長径Ｒｍａｘ５２（図２参照）の定義式が、それぞれ、上記（６）式及び（７）式と異なる。

　図７は、実施の形態４に係るスクロール圧縮機１００のアンバランス量の低減効果を示す説明図である。図７において、横軸は振動測定位相θを示し、縦軸はバランス量を示す。また、図７において、破線で示すＵｐは、特許文献１等に示される従来技術におけるバランス量のグラフを示し、実線で示すＵｂは、実施の形態４におけるバランス量のグラフを示す。図７に示すように、実施の形態４におけるバランス量Ｕｂのピーク値は、従来技術におけるバランス量Ｕｐのピーク値の１／４程度になっており、実施の形態４においては、振動測定位相により異なるバランス量の変動幅、すなわちアンバランス量が大幅に低減されていることが分かる。

　以上のように、実施の形態４においては、実施の形態１と同様に、揺動スクロール２の公転軌道５０を楕円軌道にし、且つ、揺動スクロール２の公転軌道５０の短径Ｒｍｉｎ５１の方向とオルダムリング６の単振動方向とを一致させている。そのため、実施の形態１と同様の効果が得られる。

　また、実施の形態４においては、実施の形態２と同様に、スライダ３２のスライド方向（矢印Ｂの方向）を、揺動スクロール２の遠心力方向と一致させてもよい。その場合には、さらに、実施の形態２と同様の効果も得られる。

　さらに、実施の形態４に係るスクロール圧縮機１００は、上記の（９）～（１６）式を満たす構成を有している。実施の形態４では、そのような構成としたので、図７に示されるように、振動測定位相で影響が異なるオルダムリング６の単振動により生じるアンバランスを従来技術と比較して大きく抑制でき、振動の大幅低下を図ることができる。

　実施の形態５．
　図８は、実施の形態５に係るスクロール圧縮機１００の固定スクロール渦巻１ａ及び揺動スクロール渦巻２ａの渦巻歯形状を示す平面図である。

　実施の形態５においては、上記の実施の形態１又は実施の形態２の構成において、下記の限定を追加している。すなわち、固定スクロール１及び揺動スクロール２のスクロールの渦巻歯形状を下記の（１７）式及び（１８）式で表す。スクロールの基礎円半径ａを下記の（１９）式で表す。スクロールの歯厚角αを下記の（２０）式で表す。揺動スクロール２の公転軌道５０の半径Ｒ、短径Ｒｍｉｎ、及び、長径Ｒｍａｘを、それぞれ、下記の（２１）～（２３）式で表す。このとき、実施の形態５に係るスクロール圧縮機１００は、オルダムリング６の単振動方向をＹ軸方向とし、短径Ｒｍｉｎ、長径Ｒｍａｘ、及び、定数（Ｗ１、Ｗ２）とが、下記の（２４）式で示す関係を満たす構成を有している。ここで、実施の形態３及び４と同様に、Ｗ１は揺動スクロール２とスライダ３２の合計質量であり、Ｗ２はオルダムリング６の質量である。

　ｘ＝ａ×｛ｃｏｓφ＋（φ±α）ｓｉｎφ｝　・・・（１７）
　ｙ＝ａ×｛ｓｉｎφ－（φ±α）ｃｏｓφ｝　・・・（１８）
　ａ＝ａ１＋ｂ×ｓｉｎ^２φ　　　　　　　　　　・・・（１９）
　α＝ｔ÷２ａ　　　　　　　　　　　　　　　・・・（２０）
　Ｒ＝ａπ－ｔ　　　　　　　　　　　　　　　・・・（２１）
　Ｒｍｉｎ＝ａ１×π－ｔ　　　　　　　　　　・・・（２２）
　Ｒｍａｘ＝（ａ１＋ｂ）×π－ｔ　　　　　　・・・（２３）
　Ｒｍａｘ×Ｗ１＝Ｒｍｉｎ×（Ｗ１＋Ｗ２）　・・・（２４）

　ここで、（１７）～（２４）式における各パラメータの定義は、以下の通りである。
　ａ１　：スクロールの基準基礎円半径（定数）
　ｂ　　：定数（ｂ＞０）
　ａ　　：スクロールの基礎円半径（φをパラメータとした変数）
　φ　　：スクロールの伸開角（パラメータ変数）
　α　　：スクロールの歯厚角（φをパラメータとした変数、α＜０．５π）
　ｔ　　：　スクロールの歯厚（定数）
　Ｒ　　：揺動スクロール公転軌道の半径（φをパラメータとした変数）
　Ｒｍｉｎ：揺動スクロール公転軌道の短径（定数）
　Ｒｍａｘ：揺動スクロール公転軌道の長径（定数）
　Ｗ１　：揺動スクロールとスライダの合計質量（定数）
　Ｗ２　：オルダムリングの質量（定数）

　なお、（２４）式を変形させると、下記の関係が得られる。

　　Ｒｍｉｎ：Ｒｍａｘ＝Ｗ１：（Ｗ１＋Ｗ２）

　すなわち、実施の形態５では、実施の形態３及び４と同様に、短径Ｒｍｉｎと長径Ｒｍａｘとの比が、揺動スクロール２とスライダ３２との合計質量Ｗ１と、揺動スクロール２とスライダ３２とオルダムリング６との合計質量（＝Ｗ１＋Ｗ２）との比と等しい。

　実施の形態５と上記の実施の形態３との違いは、スクロールの基礎円半径ａが、実施の形態３では定数であったのに対し、実施の形態５では伸開角φをパラメータとした変数となっている。そのため、図４と図８とを比較すると、固定スクロール１及び揺動スクロール２の全体の外形形状が、図４では円形に近い形状であるのに対し、図８では横長の楕円に近い形状となっている。また、（２１）～（２３）式に示すように、揺動スクロール２の公転軌道５０の半径Ｒ、短径Ｒｍｉｎ５１（図２参照）及び長径Ｒｍａｘ５２（図２参照）の定義式が、それぞれ、上記（５）～（７）式と異なる。

　実施の形態５では、このような構成にしたので、振動測定位相で影響が異なるオルダムリング６の単振動により生じるアンバランスを抑制でき、振動の低下を図ることができる。

　また、実施の形態５と、実施の形態３及び４との違いは、固定スクロール渦巻１ａ及び揺動スクロール渦巻２ａのスクロールの歯厚ｔが、実施の形態３及び４では伸開角φをパラメータとする変数であったのに対し、実施の形態５では定数となっている。このように、実施の形態５では、スクロールの歯厚ｔを一定としたことで、スクロールの歯厚強度が安定し、実施の形態３及び４に比べて、さらに信頼性の向上が図れる。

　図９は、実施の形態５に係るスクロール圧縮機１００のアンバランス低減効果を示す説明図である。図９において、横軸は振動測定位相θを示し、縦軸はバランス量を示す。また、図９において、破線で示すＵｐは、特許文献１等に示される従来技術におけるバランス量のグラフを示し、実線で示すＵｃは、実施の形態５におけるバランス量のグラフを示す。図９に示すように、実施の形態５におけるバランス量Ｕｃのピーク値は、従来技術におけるバランス量Ｕｐピーク値の１／４程度になっており、実施の形態５においては、振動測定位相により異なるバランス量の変動幅、すなわちアンバランス量が大幅に低減されていることが分かる。

　以上のように、実施の形態５においては、実施の形態１と同様に、揺動スクロール２の公転軌道５０を楕円軌道にし、且つ、揺動スクロール２の公転軌道５０の短径Ｒｍｉｎ５１の方向とオルダムリング６の単振動方向とを一致させている。そのため、実施の形態１と同様の効果が得られる。

　また、実施の形態５においては、実施の形態２と同様に、スライダ３２のスライド方向（矢印Ｂの方向）を、揺動スクロール２の遠心力方向と一致させてもよい。その場合には、さらに、実施の形態２と同様の効果も得られる。

　さらに、実施の形態５に係るスクロール圧縮機１００は、上記の（１７）～（２４）式を満たす構成を有している。実施の形態５では、そのような構成としたので、図９に示されるように、振動測定位相で影響が異なるオルダムリング６の単振動により生じるアンバランスを従来技術と比較して大きく抑制でき、振動の大幅低下を図ることができる。

　また、実施の形態５では、上記の実施の形態３及び実施の形態４と異なり、スクロールの歯厚ｔを一定としたことで、スクロールの歯厚強度が安定し、信頼性向上が図れる。

　１　固定スクロール、１ａ　固定スクロール渦巻、１ｂ　固定スクロール台板、１ａａ　内向面、１ａｂ　外向面、２　揺動スクロール、２ａ　揺動スクロール渦巻、２ａａ　内向面、２ａｂ　外向面、２ｂ　揺動スクロール台板、２ｃ　揺動スクロールスラスト軸受面、２ｄ　ボス部、３　スラストプレート、４　オルダムキー溝、５　オルダムキー溝、６　オルダムリング、６ａｂ　オルダムキー、６ａｃ　オルダムキー、６ｂ　リング部、７　センターシェル、８　主軸、８ａ　偏心軸部、９　電源端子、１０　固定子、１１　回転子、１２　第１バランスウェイト、１３　第２バランスウェイト、１４　吸入パイプ、１５　吐出口、１６　吐出パイプ、１７　低圧室、１８　高圧室、１９　フレーム、１９ｃ　オルダムリング空間、２０　主軸受、２１　アッパーシェル、２２　ロアシェル、２３　密閉容器、２４　圧縮室、２５　シール、２６　シール、２７　吐出弁、２８　サブフレーム、２９　副軸受、３０　オイルポンプ、３１　油供給穴、３２　スライダ、３２ａ　偏心軸受部、４０　圧縮機構部、４１　回転駆動部、５０　公転軌道、５０Ｐ　公転軌道、５１　短径（Ｒｍｉｎ）、５２　長径（Ｒｍａｘ）、５３　中心、６０　インボリュート、６２　基礎円、６３　内向面、６４　外向面、１００　スクロール圧縮機。

Claims

　板状の固定スクロール台板と、前記固定スクロール台板の第１面に突設された壁体状の固定スクロール渦巻とを有する固定スクロールと、
　板状の揺動スクロール台板と、前記揺動スクロール台板の第１面に突設された壁体状の揺動スクロール渦巻とを有し、前記固定スクロール渦巻と前記揺動スクロール渦巻とを組み合わせて形成される圧縮室で流体を圧縮する揺動スクロールと、
　前記揺動スクロール台板の前記第１面の反対側の第２面側に配置され、第１端に、前記揺動スクロールが装着される偏心軸部を有する主軸と、
　前記主軸の前記偏心軸部と前記揺動スクロールとの間に配置され、前記揺動スクロールの公転半径を調整する可変クランク機構を構成するスライダと、
　前記主軸を回転させて、前記揺動スクロールを公転させる回転駆動部と、
　前記固定スクロールに固定され、前記固定スクロール及び前記揺動スクロールを支持するフレームと、
　前記フレームと前記揺動スクロールとの間に配置され、前記揺動スクロールの自転を防止し、前記主軸の回転運動を前記揺動スクロールの公転運動に変換するオルダムリングと
　を備え、
　前記揺動スクロールの公転運動により発生する揺動スクロール遠心力は、前記壁体状の前記固定スクロール渦巻の側面部で支持され、
　前記揺動スクロールが公転しているときに、前記オルダムリングは単振動し、
　前記揺動スクロールの公転軌道は、短径と長径とを有する楕円形状を有し、
　前記揺動スクロールの前記公転軌道の前記短径の方向と前記オルダムリングの前記単振動の方向とが一致している、
　スクロール圧縮機。
　前記スライダは、前記主軸の前記偏心軸部に対してスライド可能に設けられ、
　前記揺動スクロールの前記公転運動により発生する前記揺動スクロール遠心力の方向と前記スライダのスライド方向とが一致している、
　請求項１に記載のスクロール圧縮機。
　前記揺動スクロールの公転軌道の前記短径と前記長径との比は、前記揺動スクロールと前記スライダとの合計質量と、前記揺動スクロールと前記スライダと前記オルダムリングとの合計質量との比に等しい、
　請求項１又は２に記載のスクロール圧縮機。
　前記固定スクロール渦巻及び前記揺動スクロール渦巻の渦巻歯形状が、伸開角φをパラメータとするＸＹ座標系において、（１）式及び（２）式で表され、
　前記固定スクロール渦巻及び前記揺動スクロール渦巻のスクロールの歯厚角αが（３）式で表され、
　前記固定スクロール渦巻及び前記揺動スクロール渦巻のスクロールの歯厚ｔが（４）式で表され、
　前記揺動スクロールの前記公転軌道の半径Ｒ、前記短径Ｒｍｉｎ、及び、前記長径Ｒｍａｘが、それぞれ、（５）式、（６）式、及び、（７）式で表され、
　前記オルダムリングの前記単振動の方向をＹ軸方向とし、
　前記揺動スクロールの前記公転軌道の前記短径Ｒｍｉｎ及び前記長径Ｒｍａｘと、前記揺動スクロールと前記スライダとの合計質量Ｗ１と、前記揺動スクロールと前記スライダと前記オルダムリングとの合計質量Ｗ１＋Ｗ２とが、（８）式の関係を満たす、
　ｘ＝ａ×｛ｃｏｓφ＋（φ±α）ｓｉｎφ｝　　・・・（１）
　ｙ＝ａ×｛ｓｉｎφ－（φ±α）ｃｏｓφ｝　　・・・（２）
　α＝α１＋ｂ×ｃｏｓ^２φ　　　　　　　　　　　・・・（３）
　ｔ＝２ａα　　　　　　　　　　　　　　　　　・・・（４）
　Ｒ＝ａ×（π－２α）　　　　　　　　　　　　・・・（５）
　Ｒｍｉｎ＝ａ×｛π－２（α１＋ｂ）｝　　　　・・・（６）
　Ｒｍａｘ＝ａ×（π－２α１）　　　　　　　　・・・（７）
　Ｒｍａｘ×Ｗ１＝Ｒｍｉｎ×（Ｗ１＋Ｗ２）　　・・・（８）
　ここで、
　ａ　　：スクロールの基礎円半径（定数）、
　ｂ　　：定数（ｂ＞０）、
　α１　：スクロールの基準歯厚角（定数）、
　φ　　：スクロールの伸開角（パラメータ変数）、
　α　　：スクロールの歯厚角（φをパラメータとした変数、α＜０．５π）、
　ｔ　　：スクロールの歯厚（φをパラメータとした変数）、
　Ｒ　　：揺動スクロールの公転軌道の半径（φをパラメータとした変数）、
　Ｒｍｉｎ：揺動スクロール公転軌道の短径（定数）、
　Ｒｍａｘ：揺動スクロール公転軌道の長径（定数）、
　Ｗ１　：揺動スクロールとスライダとの合計質量（定数）、
　Ｗ２　：オルダムリングの質量（定数）、
　請求項１～３のいずれか１項に記載のスクロール圧縮機。
　前記固定スクロール渦巻及び前記揺動スクロール渦巻の渦巻歯形状が、伸開角φをパラメータとするＸＹ座標系において、（９）式及び（１０）式で表され、
　前記固定スクロール渦巻及び前記揺動スクロール渦巻の基礎円半径が（１１）式で表され、
　前記固定スクロール渦巻及び前記揺動スクロール渦巻のスクロールの歯厚ｔが（１２）式で表され、
　前記揺動スクロールの前記公転軌道の半径Ｒ、前記短径Ｒｍｉｎ、及び、前記長径Ｒｍａｘが、それぞれ、（１３）式、（１４）式、及び、（１５）式で表され、
　前記オルダムリングの前記単振動の方向をＹ軸方向とし、
　前記揺動スクロールの前記公転軌道の前記短径Ｒｍｉｎ及び前記長径Ｒｍａｘと、前記揺動スクロールと前記スライダとの合計質量Ｗ１と、前記揺動スクロールと前記スライダと前記オルダムリングとの合計質量Ｗ１＋Ｗ２とが、（１６）式の関係を満たす、
　ｘ＝ａ×｛ｃｏｓφ＋（φ±α）ｓｉｎφ｝　　・・・（９）
　ｙ＝ａ×｛ｓｉｎφ－（φ±α）ｃｏｓφ｝　　・・・（１０）
　ａ＝ａ１＋ｂ×ｓｉｎ^２φ　　　　　　　　　　　・・・（１１）
　ｔ＝２ａα　　　　　　　　　　　　　　　　　・・・（１２）
　Ｒ＝ａ×（π－２α）　　　　　　　　　　　　・・・（１３）
　Ｒｍｉｎ＝ａ１×（π－２α）　　　　　　　　・・・（１４）
　Ｒｍａｘ＝（ａ１＋ｂ）×（π－２α）　　　　・・・（１５）
　Ｒｍａｘ×Ｗ１＝Ｒｍｉｎ×（Ｗ１＋Ｗ２）　　・・・（１６）
　ここで、
　ａ１　：スクロールの基準基礎円半径（定数）、
　ｂ　　：定数（ｂ＞０）、
　ａ　　：スクロールの基礎円半径（φをパラメータとした変数）、
　φ　　：スクロールの伸開角（パラメータ変数）、
　α　　：スクロールの歯厚角（定数、α＜０．５π）、
　ｔ　　：スクロールの歯厚（φをパラメータとした変数）、
　Ｒ　　：揺動スクロール公転軌道の半径（φをパラメータとした変数）、
　Ｒｍｉｎ：揺動スクロール公転軌道の短径（定数）、
　Ｒｍａｘ：揺動スクロール公転軌道の長径（定数）、
　Ｗ１　：揺動スクロールとスライダの合計質量（定数）、
　Ｗ２　：オルダムリングの質量（定数）、
　請求項１～３のいずれか１項に記載のスクロール圧縮機。
　前記固定スクロール渦巻及び前記揺動スクロール渦巻の渦巻歯形状が、伸開角φをパラメータとするＸＹ座標系において、（１７）式及び（１８）式で表され、
　前記固定スクロール渦巻及び前記揺動スクロール渦巻の基礎円半径ａが（１９）式で表され、
　前記固定スクロール渦巻及び前記揺動スクロール渦巻のスクロールの歯厚角αが（２０）式で表され、
　前記揺動スクロールの前記公転軌道の半径Ｒ、前記短径Ｒｍｉｎ、及び、前記長径Ｒｍａｘが、それぞれ、（２１）式、（２２）式、及び、（２３）式で表され、
　前記オルダムリングの前記単振動の方向をＹ軸方向とし、
　前記揺動スクロールの前記公転軌道の前記短径Ｒｍｉｎ及び前記長径Ｒｍａｘと、前記揺動スクロールと前記スライダとの合計質量Ｗ１と、前記揺動スクロールと前記スライダと前記オルダムリングとの合計質量Ｗ１＋Ｗ２とが、（２４）式の関係を満たす、
　ｘ＝ａ×｛ｃｏｓφ＋（φ±α）ｓｉｎφ｝　・・・（１７）
　ｙ＝ａ×｛ｓｉｎφ－（φ±α）ｃｏｓφ｝　・・・（１８）
　ａ＝ａ１＋ｂ×ｓｉｎ^２φ　　　　　　　　　　・・・（１９）
　α＝ｔ÷２ａ　　　　　　　　　　　　　　　・・・（２０）
　Ｒ＝ａπ－ｔ　　　　　　　　　　　　　　　・・・（２１）
　Ｒｍｉｎ＝ａ１×π－ｔ　　　　　　　　　　・・・（２２）
　Ｒｍａｘ＝（ａ１＋ｂ）×π－ｔ　　　　　　・・・（２３）
　Ｒｍａｘ×Ｗ１＝Ｒｍｉｎ×（Ｗ１＋Ｗ２）　・・・（２４）
　ここで、
　ａ１　：スクロールの基準基礎円半径（定数）
　ｂ　　：定数（ｂ＞０）
　ａ　　：スクロールの基礎円半径（φをパラメータとした変数）
　φ　　：スクロールの伸開角（パラメータ変数）
　α　　：スクロールの歯厚角（φをパラメータとした変数、α＜０．５π）
　ｔ　　：　スクロールの歯厚（定数）
　Ｒ　　：揺動スクロール公転軌道の半径（φをパラメータとした変数）
　Ｒｍｉｎ：揺動スクロール公転軌道の短径（定数）
　Ｒｍａｘ：揺動スクロール公転軌道の長径（定数）
　Ｗ１　：揺動スクロールとスライダの合計質量（定数）
　Ｗ２　：オルダムリングの質量（定数）、
　請求項１～３のいずれか１項に記載のスクロール圧縮機。