WO2023100271A1 - スクロール圧縮機および冷凍サイクル装置 - Google Patents

スクロール圧縮機および冷凍サイクル装置 Download PDF

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WO2023100271A1
WO2023100271A1 PCT/JP2021/044009 JP2021044009W WO2023100271A1 WO 2023100271 A1 WO2023100271 A1 WO 2023100271A1 JP 2021044009 W JP2021044009 W JP 2021044009W WO 2023100271 A1 WO2023100271 A1 WO 2023100271A1
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WO
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scroll
spiral body
scroll compressor
spiral
refrigerant
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Application number
PCT/JP2021/044009
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English (en)
French (fr)
Inventor
俊貴 今西
浩平 達脇
Original Assignee
三菱電機株式会社
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Publication date
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C18/00—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C18/02—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of arcuate-engagement type, i.e. with circular translatory movement of co-operating members, each member having the same number of teeth or tooth-equivalents

Definitions

  • the present disclosure relates to a scroll compressor and a refrigeration cycle device that are intended to suppress repeated stop and start of the compressor during operation in a low load state.
  • An object of the present invention is to provide a scroll compressor and a refrigeration cycle device that can reduce stoppages.
  • a scroll compressor includes a shell that forms an outer shell, a fixed scroll housed in the shell and provided with a spiral body on a fixed bed plate, and an oscillating scroll with a spiral body provided on an oscillating bed plate. a compression mechanism section in which a compression chamber is formed in a space where the spiral body of the fixed scroll and the spiral body of the orbiting scroll mesh with each other; and a shaft portion for transmitting rotational force to the orbiting scroll.
  • the scroll compressor has a driven crank mechanism
  • one of the fixed scroll and the orbiting scroll has a circumferential length of It has an asymmetric spiral structure longer than the circumferential length of the other spiral body, and the tooth height of the extended portion, which is the portion of the one spiral body that is longer than the other spiral body, is It is lower than the tooth height of the other portion of one of the spiral bodies.
  • a refrigeration cycle device includes the scroll compressor described above.
  • the scroll compressor according to the present disclosure even when the asymmetric spiral structure is provided, it is possible to maintain a lower limit rotation speed equivalent to that of the symmetric spiral structure under conditions where the operating rotation speed is low, and to reduce the start/stop operation. , it is possible to suppress performance deterioration due to start/stop loss.
  • FIG. 1 is a schematic longitudinal sectional view showing a scroll compressor according to Embodiment 1;
  • FIG. 3 is a cross-sectional view showing a fixed scroll of the scroll compressor according to Embodiment 1;
  • FIG. 3 is a cross-sectional view showing an orbiting scroll of the scroll compressor according to Embodiment 1;
  • FIG. 2 is a plan view of the fixed scroll of the scroll compressor according to Embodiment 1 as viewed from the spiral body side;
  • FIG. 3 is a plan view of the orbiting scroll of the scroll compressor according to Embodiment 1 as viewed from the spiral body side;
  • 4 is a diagram showing the relationship between the tooth height and extension angle of the fixed scroll of the scroll compressor according to Embodiment 1.
  • FIG. 1 is a schematic longitudinal sectional view showing a scroll compressor according to Embodiment 1;
  • FIG. 3 is a cross-sectional view showing a fixed scroll of the scroll compressor according to Embodiment 1;
  • FIG. 3 is a cross-sectional view
  • FIG. 1 is a refrigerant circuit diagram of a refrigeration cycle device including a scroll compressor according to Embodiment 1.
  • FIG. 8 is a plan view of the fixed scroll of the scroll compressor according to Embodiment 2, viewed from the spiral body side;
  • FIG. 9 is a diagram showing the relationship between the tooth height and extension angle of the fixed scroll of the scroll compressor according to Embodiment 2;
  • FIG. 11 is a plan view of a fixed scroll of a scroll compressor according to Embodiment 3 as viewed from the spiral body side;
  • FIG. 10 is a diagram showing the relationship between the tooth height and extension angle of the fixed scroll of the scroll compressor according to Embodiment 3;
  • FIG. 11 is a plan view of an orbiting scroll of a scroll compressor according to Embodiment 4 as viewed from the spiral body side;
  • FIG. 11 is a plan view of a fixed scroll of a scroll compressor according to Embodiment 4 as viewed from the spiral body side;
  • FIG. 10 is a diagram showing the relationship between the tooth height and extension angle of the orbiting scroll of the scroll compressor according to Embodiment 4;
  • FIG. 1 is a schematic longitudinal sectional view showing a scroll compressor 100 according to Embodiment 1.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view showing fixed scroll 30 of scroll compressor 100 according to Embodiment 1.
  • FIG. 3 is a cross-sectional view showing orbiting scroll 40 of scroll compressor 100 according to Embodiment 1.
  • FIG. 1 is a schematic longitudinal sectional view showing a scroll compressor 100 according to Embodiment 1.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view showing fixed scroll 30 of scroll compressor 100 according to Embodiment 1.
  • FIG. 3 is a cross-sectional view showing orbiting scroll 40 of scroll compressor 100 according to Embodiment 1.
  • FIG. 1 is a schematic longitudinal sectional view showing a scroll compressor 100 according to Embodiment 1.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view showing fixed scroll 30 of scroll compressor 100 according to Embodiment 1.
  • FIG. 3 is a cross-sectional view showing orbiting scroll 40 of scroll compressor 100 according to Embodiment 1.
  • FIG. 1 is
  • Scroll compressor 100 is applied to, for example, refrigerators, freezers, vending machines, air conditioners, refrigeration systems, and refrigeration cycle devices 200 used for refrigeration or air conditioning applications such as water heaters. .
  • the scroll compressor 100 sucks the refrigerant circulating in the refrigerant circuit of the refrigeration cycle device 200, compresses it, and discharges it in a high-temperature, high-pressure state. Note that the refrigeration cycle device 200 will be described later.
  • the scroll compressor 100 includes a shell 2, an oil pump 3, a motor 4, a compression mechanism section 5, a frame 6, and a shaft section 7. Furthermore, the scroll compressor 100 includes a suction pipe 11, a discharge pipe 12, a discharge chamber 13, an Oldham ring 15, a slider 16, a sleeve 17, a first balancer 18, a second balancer 19, and a subframe. 20 and an oil drain pipe 21. Further, the scroll compressor 100 has bearing portions such as the main bearing 8a and the swing bearing 8c.
  • the shell 2 constitutes the outer shell of the scroll compressor 100 and has an oil reservoir 3a at its bottom. Further, the shell 2 is in the shape of a cylinder with a bottom, and is closed at the top by a dome-shaped upper shell 2a. Further, the lower shell 2b closes the lower shell 2. As shown in FIG.
  • the oil pump 3 is housed in the shell 2 and sucks up oil from the oil reservoir 3a.
  • An oil pump 3 is provided below the shell 2 . Then, the oil pump 3 supplies the oil sucked up from the oil reservoir 3a so as to lubricate the parts to be lubricated such as the bearing parts inside the scroll compressor 100 .
  • the oil is stored in the internal space 6d of the frame 6, passes through the radial oil supply groove 6c provided in the thrust bearing 6b, and enters the Oldham ring space. 15b to lubricate the Oldham ring 15.
  • An oil drain pipe 21 is provided in the Oldham ring space 15b, and the oil is returned to the oil reservoir 3a through the oil drain pipe 21.
  • the motor 4 is installed between the frame 6 and the subframe 20 inside the shell 2 and rotates the shaft portion 7 .
  • the motor 4 has a rotor 4a and a stator 4b.
  • the rotor 4 a is provided on the inner peripheral side of the stator 4 b and attached to the shaft portion 7 .
  • the rotor 4a rotates the shaft portion 7 by rotating.
  • the stator 4b rotates the rotor 4a with electric power supplied from an inverter (not shown).
  • the compression mechanism section 5 includes a fixed scroll 30 and an orbiting scroll 40 .
  • the frame 6 is fixed to the shell 2 and accommodates the compression mechanism section 5 .
  • the frame 6 rotatably supports the shaft portion 7 via the main bearing 8a.
  • the frame 6 is formed with an intake port 6a. The gaseous refrigerant flows into the compression mechanism section 5 through the suction port 6a.
  • the shaft portion 7 is supported by the frame 6.
  • the shaft portion 7 is formed therein with an oil passage 7a through which the oil sucked up by the oil pump 3 is circulated upward.
  • the shaft portion 7 is connected to the motor 4 and the orbiting scroll 40 respectively, and transmits the rotational force of the motor 4 to the orbiting scroll 40 .
  • An eccentric portion 7b is provided at the upper end portion of the shaft portion 7 and fitted with the swing bearing 8c so that the swing scroll 40 can be rotated eccentrically.
  • the suction pipe 11 is provided on the side wall of the shell 2.
  • the intake pipe 11 is a pipe for sucking gaseous refrigerant into the shell 2 .
  • the discharge pipe 12 is provided on the upper part of the shell 2.
  • the discharge pipe 12 is a pipe that discharges the compressed refrigerant to the outside of the shell 2 .
  • the discharge chamber 13 is provided above the compression mechanism section 5 .
  • the discharge chamber 13 accommodates the refrigerant compressed by the compression mechanism 5 and discharged.
  • the slider 16 is a tubular member attached to the outer peripheral surface of the upper portion of the shaft portion 7 .
  • the slider 16 is located on the inner surface side (see FIG. 3) of the cylindrical portion provided on the lower surface of the rocking base plate 40a of the rocking scroll 40.
  • the orbiting scroll 40 is attached to the shaft portion 7 via the slider 16 .
  • the orbiting scroll 40 rotates as the shaft portion 7 rotates.
  • a swing bearing 8 c is provided between the swing scroll 40 and the slider 16 .
  • the sleeve 17 is a tubular member provided between the frame 6 and the main bearing 8a.
  • the sleeve 17 absorbs the inclination between the frame 6 and the shaft portion 7 .
  • the first balancer 18 is attached to the shaft portion 7 .
  • the first balancer 18 is positioned between the frame 6 and the rotor 4a.
  • the first balancer 18 offsets the imbalance caused by the orbiting scroll 40 and slider 16 .
  • the first balancer 18 is housed in a balancer cover 18a.
  • the second balancer 19 is attached to the shaft portion 7.
  • the second balancer 19 is positioned between the rotor 4a and the subframe 20 and attached to the lower surface of the rotor 4a.
  • the second balancer 19 offsets the imbalance caused by the orbiting scroll 40 and slider 16 .
  • the sub-frame 20 is provided below the motor 4 inside the shell 2, and rotatably supports the shaft portion 7 via the sub-bearing 8b.
  • the oil drain pipe 21 is a pipe that connects the space between the frame 6 and the orbiting scroll 40 and the space between the frame 6 and the subframe 20 .
  • the oil drain pipe 21 drains excessive oil out of the oil flowing in the space between the frame 6 and the orbiting scroll 40 to the space between the frame 6 and the subframe 20 .
  • the oil that has flowed out into the space between the frame 6 and the subframe 20 passes through the subframe 20 and returns to the oil reservoir 3a.
  • the Oldham ring 15 is arranged on the thrust surface, which is the surface opposite to the upper surface of the orbiting scroll 40 on which the spiral body 41 is formed, and prevents the orbiting scroll 40 from rotating. That is, the Oldham's ring 15 functions to prevent the orbiting scroll 40 from rotating and to allow the orbiting scroll 40 to pivot.
  • the upper and lower surfaces of the Oldham ring 15 are provided with claws (not shown) projecting perpendicularly to each other. The claws of the Oldham ring 15 are fitted into Oldham grooves (not shown) formed in the orbiting scroll 40 and the frame 6, respectively.
  • the fixed scroll 30 is fixed to the frame 6 that is fixedly supported within the shell 2 by bolts (not shown).
  • the fixed scroll 30, as shown in FIGS. 1 and 2 has a fixed base plate 30a and a spiral body 31 extending downward from the lower surface of the fixed base plate 30a.
  • the spiral body 31 has a tooth height H from a tooth bottom 31a1 to a tooth tip 31a2.
  • a discharge port 32 for discharging compressed fluid is formed through the central portion of the fixed scroll 30 .
  • a recess (not shown) in which the discharge valve mechanism 50 is installed is formed at the outlet of the discharge port 32 of the fixed scroll 30 .
  • the discharge valve mechanism 50 is installed so as to cover the discharge port 32 and prevents backflow of fluid.
  • the orbiting scroll 40 performs a revolving motion, in other words, an oscillating motion with respect to the fixed scroll 30 , and the rotation is restricted by the Oldham ring 15 .
  • the orbiting scroll 40 as shown in FIGS. 1 and 3, has an orbiting base plate 40a and a spiral body 41 extending upward on the upper surface of the orbiting base plate 40a.
  • the fixed scroll 30 and the orbiting scroll 40 have the spiral bodies 31 and 41 facing each other, and the spiral bodies 31 and 41 mesh with each other.
  • a compression chamber 5a is formed in a space where the spiral body 31 of the fixed scroll 30 and the spiral body 41 of the orbiting scroll 40 are engaged with each other.
  • FIG. 4 is a plan view of the fixed scroll 30 of the scroll compressor 100 according to Embodiment 1 as viewed from the spiral body 31 side.
  • FIG. 5 is a plan view of the orbiting scroll 40 of the scroll compressor 100 according to Embodiment 1 as viewed from the spiral body 41 side.
  • FIG. 6 is a diagram showing the relationship between the tooth height H of the fixed scroll 30 of the scroll compressor 100 according to Embodiment 1 and the expansion angle ⁇ f .
  • a spiral body 31 of the fixed scroll 30 is configured by an involute curve.
  • the spiral body 41 of the orbiting scroll 40 is composed of an involute curve.
  • a base circle radius
  • ⁇ i inward surface expansion angle
  • ⁇ o outward surface expansion angle
  • ⁇ phase angle
  • x i , y i inward surface coordinates
  • x o , y o outward direction
  • the involute curves of the spiral bodies 31 and 41 are represented by the following equations (1) to (4).
  • x i a ⁇ cos( ⁇ i + ⁇ )+ ⁇ i sin( ⁇ i + ⁇ ) ⁇ (1)
  • y i a ⁇ sin( ⁇ i + ⁇ ) ⁇ i cos( ⁇ i + ⁇ ) ⁇ (2)
  • x o a ⁇ cos( ⁇ o ⁇ )+ ⁇ i sin( ⁇ i ⁇ ) ⁇ (3)
  • y o a ⁇ sin( ⁇ o ⁇ ) ⁇ i cos( ⁇ i ⁇ ) ⁇ (4)
  • the material of the orbiting scroll 40 is a metal with a low specific gravity, such as aluminum. Further, the material of the fixed scroll 30 is a metal, such as cast iron, which has a higher specific gravity than the material forming the orbiting scroll 40 .
  • the reason why the material of the orbiting scroll 40 is a metal with a small specific gravity is that the centrifugal force of the orbiting scroll 40 can be reduced during high-rotation speed operation, compared with the case where the material is made of a metal with a large specific gravity. This is because the loss caused by the contact load between 41 can be reduced.
  • the scroll compressor 100 can change the rotation speed by changing the operating frequency in a drive circuit (not shown) that drives it.
  • the extension end point angle of the winding end of the spiral body 31 of the fixed scroll 30 is ⁇ fe2
  • the larger portion is an extension portion of the orbiting scroll 40 that is longer than the spiral body 41 .
  • the spiral bodies 31 having the expansion and opening angles ⁇ f from ⁇ fe1 to ⁇ fe2 form the compression chambers 5a, and the spiral bodies 31 having the expansion and opening angles ⁇ f less than or equal to ⁇ fe1
  • a compression chamber 5a is formed, and two compression chambers 5a are formed.
  • the two compression chambers 5a have different pressures.
  • FIG. 6 shows the relationship between the tooth height H of the spiral body 31 of the fixed scroll 30 and the expansion angle ⁇ f .
  • the tooth height H of the spiral body 31 is The height H1 is such that the distance between 31a2 and the bottom 41a1 of the orbiting scroll 40 (hereinafter referred to as the tip clearance) is several tens of ⁇ m.
  • ⁇ fe0 is the extension starting point angle of the winding start of the spiral body 31 of the fixed scroll 30 .
  • the tooth height H of the spiral body 31 is H 2 which is smaller than H 1 . That is, the spiral body 31 of the fixed scroll 30 has two different tooth heights H, and there is a step 31a (FIG. 4) between the tooth height H1 and the tooth height H2 . ) are provided.
  • Refrigerant in a gaseous state sucked into the shell 2 from the intake pipe 11 with the oscillating motion of the orbiting scroll 40 passes through the compression chamber formed between the spiral bodies 31 and 41 of the fixed scroll 30 and the orbiting scroll 40. It is taken in by 5a and compressed toward the center.
  • the compressed refrigerant is discharged from the discharge port 32 provided in the fixed scroll 30 by opening the discharge valve mechanism 50, and discharged from the discharge pipe 12 to the outside of the scroll compressor 100, that is, to the refrigerant circuit.
  • FIG. 7 is a schematic cross-sectional view of the upper end portion of the shaft portion 7 of the scroll compressor 100 according to Embodiment 1 and its surroundings.
  • a gap 60 (for example, 1 to 2 mm) is formed between the slider 16 and the eccentric portion 7b of the shaft portion 7 in one direction. Due to the centrifugal force, the orbiting scroll 40 moves by the gap 60 between the slider 16 and the eccentric portion 7b of the shaft portion 7, and performs an orbiting motion at the point of contact with the fixed scroll 30.
  • FIG. 7 is a schematic cross-sectional view of the upper end portion of the shaft portion 7 of the scroll compressor 100 according to Embodiment 1 and its surroundings.
  • a gap 60 for example, 1 to 2 mm
  • the orbiting scroll 40 is fixed to the slider 16, the slider 16 is loosely fitted to the shaft portion 7, and the slider 16 and the shaft portion 7 are in contact with each other during operation. It has a driven crank mechanism in which the spiral body 41 of the orbiting scroll 40 is pressed against the spiral body 31 of the fixed scroll 30 by the centrifugal force of the orbiting scroll 40 by moving the distance of the gap 60 .
  • the compression chamber 5a can be formed in the portion of the spiral body 31 of the fixed scroll 30 where the expansion angle ⁇ f is from ⁇ fe1 to ⁇ fe2 , and the required refrigerant circulation amount can be secured. Since the pressure in the compression chamber 5a differs from that in the compression chamber 5a formed by a portion with an expansion angle of ⁇ fe1 or less, the load due to refrigerant compression acting in the direction in which the spiral bodies 31 and 41 move away from each other is increased. growing. Since the metal has a low specific gravity, the mass of the orbiting scroll 40 is small and the centrifugal force of the orbiting scroll 40 is small. The side surfaces of the spiral body 41 of the scroll 40 and the spiral body 31 of the fixed scroll 30 are in contact with each other. Therefore, the refrigerant can be compressed during high-speed operation.
  • the paired compression chambers 5a are formed on the inner peripheral surface side and the outer peripheral surface side of the spiral body 31 with the expansion angle ⁇ f from ⁇ fe0 to ⁇ fe1 .
  • the pressures in the paired compression chambers 5a are the same, and the load on the orbiting scroll 40 due to refrigerant compression becomes smaller than during high-speed rotation.
  • the side surfaces of the spiral body 41 of the orbiting scroll 40 and the spiral body 31 of the fixed scroll 30 can be kept in contact with each other, the refrigerant can be compressed during low-speed operation.
  • whether or not the spiral bodies 31, 41 are separated from each other is determined depending on the magnitude of the "centrifugal force of the orbiting scroll 40" and the "gas load” in the compression chamber 5a.
  • the spiral bodies 31, 41 are not separated from each other. , 41 are separated from each other. Therefore, when the specific gravity of the orbiting scroll 40 becomes smaller, the "centrifugal force of the orbiting scroll 40" becomes smaller with respect to the "gas load", and as a result, the number of revolutions at which the two are separated increases.
  • the angle also called the slider angle
  • the spiral body 41 of the orbiting scroll 40 and the spiral body 31 of the fixed scroll 30 can be brought into contact with each other.
  • the spiral body 41 of the orbiting scroll 40 is pressed against the spiral body 31 of the fixed scroll 30 during high-speed operation, increasing sliding loss. Therefore, if the slider angle is increased so that the orbiting scroll 40 and the fixed scroll 30 are brought into close contact with each other, the efficiency of the compressor during high-speed operation decreases.
  • the unbalance caused by the motion of the orbiting scroll 40 and the Oldham ring 15 is balanced by the first balancer 18 attached to the shaft portion 7 and the second balancer 19 attached to the rotor 4a.
  • Lubricating oil stored in the lower portion of the shell 2 is supplied from an oil passage 7a provided in the shaft portion 7 to each sliding portion such as the main bearing 8a, the sub-bearing 8b, and the thrust surface.
  • FIG. 8 is a refrigerant circuit diagram of refrigeration cycle apparatus 200 including scroll compressor 100 according to Embodiment 1. As shown in FIG.
  • the refrigeration cycle device 200 includes a refrigerant circuit in which a scroll compressor 100, a condenser 101, an expansion valve 102, and an evaporator 103 are connected by a refrigerant pipe 201 and refrigerant circulates.
  • refrigerants circulating in the refrigerant circuit include low-GWP refrigerants, and low-GWP refrigerants include, for example, R1234yf (GWP: 4) and R290 (GWP: 3), all of which have a GWP of 5 or less. be.
  • the scroll compressor 100 sucks a low-pressure gaseous refrigerant, compresses it into a high-temperature and high-pressure gaseous refrigerant, and discharges it.
  • the condenser 101 condenses the high-temperature and high-pressure gaseous refrigerant discharged from the scroll compressor 100 into a high-pressure liquid refrigerant.
  • the expansion valve 102 expands the high-pressure liquid refrigerant flowing out of the condenser 101 into a low-temperature, low-pressure gas-liquid two-phase refrigerant.
  • the evaporator 103 evaporates the low-temperature, low-pressure gas-liquid two-phase refrigerant flowing out of the expansion valve 102 into a low-pressure gaseous refrigerant.
  • FIG. In the following, among the compression chambers 5a, the one formed on the inward surface side of the fixed scroll 30 is referred to as an inward surface compression chamber 5a1, and the one formed on the outward surface side of the fixed scroll 30 is referred to as an outward surface compression chamber 5a2. called.
  • the inward surface of the spiral body 31 of the fixed scroll 30 on the winding end side and the outward surface of the spiral body 41 of the orbiting scroll 40 on the winding end side There is no gap between Therefore, the inward surface compression chamber 5a1 is formed, and the refrigerant is compressed there.
  • the step 31a of the spiral body 31 of the fixed scroll 30 decreases from the portion forming the inward surface compression chamber 5a1.
  • the step 31a disappears from the portion of the spiral body 31 of the fixed scroll 30 that forms the inward surface compression chamber 5a1. Therefore, the refrigerant does not leak, and compression of the refrigerant is started in the inward surface compression chamber 5a1. Also in the outward surface compression chamber 5a2, compression of the refrigerant is started in the same manner as during the high rotation speed operation.
  • the length of the spiral body 31 capable of forming the compression chamber 5a is the same during low-rotation speed operation and high-rotation speed operation. Therefore, during low rotational speed operation, the load of the compressed refrigerant on the orbiting scroll 40 is the same as during high rotational speed operation, so that during low rotational speed operation when the centrifugal force of the orbiting scroll 40 is reduced, the compressed refrigerant is The lower limit number of rotations at which the orbiting scroll 40 and the fixed scroll 30 do not come into close contact with each other due to the load from larger in comparison.
  • a scroll compressor 100 according to Embodiment 1 has a driven crank mechanism and an asymmetric spiral structure.
  • the tooth height of the extended portion which is the portion where the fixed scroll 30 extends, is lower than the tooth height of the other portion of the spiral body 31 of the fixed scroll 30 .
  • the tooth height of the extended portion of the spiral body 31 of the fixed scroll 30 is such that the refrigerant does not leak during high rotation speed operation (hereinafter also referred to as first rotation speed operation), 2), the height is set at which the refrigerant leaks.
  • the amount of refrigerant leaking from the gap between the tooth tips increases, so the load on the orbiting scroll 40 due to refrigerant compression acting in the direction in which the spiral bodies 31 and 41 move away from each other is reduced during high-speed operation. time and equal to the load on the orbiting scroll 40 due to refrigerant compression in a symmetrical spiral configuration.
  • the asymmetric spiral structure prevents the spiral bodies 31 and 41 from coming into close contact with each other, thereby preventing an increase in the lower limit rotation speed.
  • the upper limit of rotation speed can be lowered.
  • the amount of refrigerant that can be taken into the compression chamber 5a per revolution is smaller than during high-rotation speed operation, so the refrigerant circulation amount is reduced, and starting and stopping during low-load operation. It is possible to cope with continuous operation instead of driving. Therefore, it is possible to reduce the number of times the compressor is started and stopped, and it is possible to suppress deterioration in performance due to loss in starting and stopping.
  • the spiral body 31 of the fixed scroll 30 is provided with a step 31a at the same position as the extension end point angle ⁇ oe at which the winding end of the spiral body 41 of the orbiting scroll 40 ends.
  • the adjustment is made within the range of ⁇ fe1 +20°, and if a smaller refrigerating capacity is required, the adjustment is made within the range of ⁇ fe1 ⁇ 20°.
  • “+” indicates the direction in which the step position is extended to the winding end of the spiral body 31
  • "-" indicates the direction in which the step position is brought closer to the center of the spiral body 31.
  • FIG. 31 In this way, of the spiral bodies 31 and 41, the longer spiral body 31 has an extension end angle or a A step 31a is provided in the vicinity, that is, within the range of ⁇ fe1 ⁇ 20°.
  • Embodiment 2 will be described below, but descriptions of parts that overlap with those of Embodiment 1 will be omitted, and parts that are the same as or correspond to those of Embodiment 1 will be given the same reference numerals.
  • FIG. 17 is a plan view of the fixed scroll 30 of the scroll compressor 100 according to Embodiment 2 as viewed from the spiral body 31 side.
  • FIG. 18 is a diagram showing the relationship between the tooth height H of the fixed scroll 30 of the scroll compressor 100 according to Embodiment 2 and the expansion angle ⁇ f .
  • Embodiment 2 the relationship between the tooth height H of the spiral body 31 of the fixed scroll 30 and the expansion angle ⁇ f is as shown in FIGS. 17 and 18.
  • FIG. Regarding the expansion angle ⁇ f of the fixed scroll 30, ⁇ fe1 ( ⁇ oe ), ⁇ fe2a , and ⁇ fe2 have a relationship of ⁇ fe1 ⁇ fe2a ⁇ fe2 , and ⁇ fe2 is the expansion end point angle.
  • the tooth height H of the spiral body 31 is H 1 .
  • the tooth height H of the spiral body 31 is H 2 .
  • the tooth height H of the spiral body 31 is H3 . Note that there is a relationship of H 1 >H 2 >H 3 .
  • the scroll compressor 100 at the rated rotation speed N 0 is being operated, the refrigerant can be taken into the compression chamber 5a with a displacement amount up to ⁇ fe2 .
  • the scroll compressor 100 is operated at the number of revolutions N2 , the refrigerant can be taken into the compression chamber 5a by a displacement amount up to the expansion angle ⁇ f of ⁇ fe2a .
  • the scroll compressor 100 is operated at the rotational speed N1 , the refrigerant can be taken into the compression chamber 5a by a displacement amount up to the expansion angle ⁇ f of ⁇ fe1 .
  • the extended portion (opening angle ⁇ f >
  • H 2 , H 3 the tooth height H of ⁇ fe1
  • steps 31a the amount of refrigerant leaking from the tooth gap gradually increases even if the rotational speed is low. Therefore, the refrigerating capacity does not drop suddenly, but gradually drops. Therefore, hunting of the rotation speed of the scroll compressor 100 does not occur, and a more reliable refrigerator can be provided.
  • two types of tooth heights H are provided for the extended portion of the spiral body 31 of the fixed scroll 30 that is longer than the spiral body 41 of the orbiting scroll 40.
  • the configuration is not limited to this, and three or more types may be provided.
  • the tooth height of the extended portion of the spiral body 31 of the fixed scroll 30 it is desirable that the optimum height per step is 3% to 10% of the total tooth height.
  • Embodiment 3 will be described below, but the description of the parts that overlap with Embodiments 1 and 2 will be omitted, and the same or corresponding parts as those in Embodiments 1 and 2 will be given the same reference numerals.
  • FIG. 19 is a plan view of the fixed scroll 30 of the scroll compressor 100 according to Embodiment 3 as viewed from the spiral body 31 side.
  • FIG. 20 is a diagram showing the relationship between the tooth height H of the fixed scroll 30 of the scroll compressor 100 according to Embodiment 3 and the expansion angle ⁇ f .
  • Embodiment 3 the relationship between the tooth height H of the spiral body 31 of the fixed scroll 30 and the extension angle ⁇ f is as shown in FIGS. 19 and 20.
  • FIG. Regarding the expansion angle ⁇ f of the fixed scroll 30, ⁇ fe1 ( ⁇ oe ) and ⁇ fe2 have a relationship of ⁇ fe1 ⁇ fe2 , and ⁇ fe2 is the extension end point angle.
  • the tooth height H of the spiral body 31 is H 1 .
  • the tooth height H of the spiral body 31 is expressed by the following formula 1, from H 1 to H 2 Decrease linearly.
  • the above-mentioned "linear” is not strictly linear, and includes approximately linear cases.
  • the scroll compressor 100 is operated at 0 , the refrigerant can be taken into the compression chamber 5a with a displacement amount up to ⁇ fe2 for the expansion angle ⁇ f .
  • the scroll compressor 100 is operated at a rotational speed of less than N3, as the rotational speed decreases, the expansion angle ⁇ f that can be used for taking in the refrigerant gradually decreases from ⁇ fe2 to ⁇ fe1 . go.
  • the tooth height H of the spiral body 31 of the fixed scroll 30 changes stepwise as shown in FIG. H changes linearly as shown in FIG.
  • the amount of decrease in refrigerating capacity due to a decrease in the rotational speed of scroll compressor 100 is smaller than in the second embodiment, so that scroll compressor 100 in which the unit refrigerating capacity can be more easily managed can be provided.
  • Embodiment 4 will be described below, but descriptions of the same parts as those in Embodiments 1 to 3 will be omitted, and parts that are the same as or correspond to those in Embodiments 1 to 3 will be given the same reference numerals.
  • FIG. 21 is a plan view of the orbiting scroll 40 of the scroll compressor 100 according to Embodiment 4 as viewed from the spiral body 41 side.
  • FIG. 22 is a plan view of the fixed scroll 30 of the scroll compressor 100 according to Embodiment 4 as viewed from the spiral body 31 side.
  • FIG. 23 is a diagram showing the relationship between the tooth height H and the expansion angle ⁇ o of the orbiting scroll 40 of the scroll compressor 100 according to the fourth embodiment.
  • the extension end point angle of the winding end of the spiral body 41 of the orbiting scroll 40 is ⁇ oe2
  • the spiral bodies 41 of the orbiting scroll 40 the spiral bodies 41 whose expansion and opening angles ⁇ o range from ⁇ oe1 to ⁇ oe2 form the compression chamber 5a, and the spiral bodies 41 whose expansion and opening angles ⁇ o are ⁇ oe1 or less.
  • a compression chamber 5a is formed, and two compression chambers 5a are formed.
  • the two compression chambers 5a have different pressures. 23 shows the relationship between the tooth height H of the spiral body 41 of the orbiting scroll 40 and the expansion angle ⁇ o .
  • the tooth height H of the orbiting scroll 40 is The height H1 is such that the distance between the tooth tip 41a2 and the tooth bottom 31a1 of the fixed scroll 30 is several tens of ⁇ m.
  • ⁇ oe0 is the extension starting point angle at which the spiral body 41 of the orbiting scroll 40 starts winding.
  • the tooth height H of the spiral body 41 is H 2 which is smaller than H 1 . That is, the spiral body 41 of the orbiting scroll 40 has two different tooth heights H , and there is a step 41a (Fig. 21) are provided.
  • the same effect as in the first embodiment can be obtained. That is, during low rotation speed operation, the amount of refrigerant leaking from the gap between the tooth tips increases, so the load on the orbiting scroll 40 due to the refrigerant compression acting in the direction in which the spiral bodies 31 and 41 move away from each other is reduced during high rotation speed operation. time and equal to the load on the orbiting scroll 40 due to refrigerant compression in a symmetrical spiral configuration. As a result, during low-speed operation, the asymmetric spiral structure prevents the spiral bodies 31 and 41 from coming into close contact with each other, thereby preventing an increase in the lower limit rotation speed.
  • the upper limit of rotation speed can be lowered.
  • the amount of refrigerant that can be taken into the compression chamber 5a per rotation is smaller than during high-rotation speed operation, so the refrigerant circulation amount is reduced, and starting and stopping during low-load operation. It is possible to cope with continuous operation instead of driving. Therefore, it is possible to reduce the number of times the compressor is started and stopped, and it is possible to suppress deterioration in performance due to loss in starting and stopping.
  • one of the fixed scroll 30 and the orbiting scroll 40 has an asymmetric spiral structure in which the circumferential length of one spiral is longer than the circumferential length of the other spiral.
  • the tooth height of the extended portion which is the portion longer than the spiral body, is lower than the tooth height of the other portion of one of the spiral bodies. Similar effects as described are obtained.
  • the length of spiral body 41 of orbiting scroll 40 in the circumferential direction is extended and spiral body 41 of orbiting scroll 40 is provided with step 41a.
  • the length of the spiral body 41 is extended, the mass of the orbiting scroll 40 increases, and the mass of the first balancer 18 needs to be increased. Therefore, it is preferable to extend the length of the spiral body 31 of the fixed scroll 30 and provide the spiral body 31 of the fixed scroll 30 with a step 31a as in the first embodiment.
  • Embodiments 1 to 4 the low-pressure shell-type scroll compressor 100 in which the low-pressure refrigerant acts on the shell 2 has been described as an example. It is also applicable to scroll compressors.
  • High-pressure shell-type scroll compressors employ an asymmetric spiral structure in order to have a single suction location. Theoretically, there is no problem in adopting a driven crank mechanism that is pressed against the spiral body.

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Abstract

スクロール圧縮機は、外郭を構成するシェルと、シェルに収容され、固定台板に渦巻体が設けられた固定スクロールと、揺動台板に渦巻体が設けられた揺動スクロールとを有し、固定スクロールの渦巻体と揺動スクロールの渦巻体とが噛み合った空間に圧縮室が形成される圧縮機構部と、揺動スクロールに回転力を伝達する軸部と、を備えたスクロール圧縮機であって、スクロール圧縮機は、従動クランク機構を有しており、固定スクロールおよび揺動スクロールのうち、一方の渦巻体の周方向の長さが他方の渦巻体の周方向の長さよりも長い非対称渦巻構造を備え、一方の渦巻体のうち他方の渦巻体よりも長くなっている部分である延長部分の歯高は、一方の渦巻体のその他の部分の歯高よりも低くなっているものである。

Description

スクロール圧縮機および冷凍サイクル装置
　本開示は、低負荷状態での運転時に圧縮機の停止および起動の繰り返しの抑制を図ったスクロール圧縮機および冷凍サイクル装置に関するものである。
　近年はモントリオール議定書のキガリ改正により、低ＧＷＰ冷媒対応の圧縮機が必要とされている。Ｒ１２３４ｙｆ（ＧＷＰ：４）あるいはＲ２９０（ＧＷＰ：３）などの低ＧＷＰ冷媒は冷媒密度および蒸発潜熱が小さく、現行のＲ４１０Ａ冷媒（ＧＷＰ：２０００）よりも冷凍能力および暖房能力が小さくなるため、大容量の圧縮機が必要となる。スクロール圧縮機の大容量化の技術として、圧縮室を構成する固定スクロールの渦巻体の巻き角を揺動スクロールの渦巻体の巻き角よりも大きくした非対称渦巻構造がある（例えば、特許文献１参照）。
特許第３５１６０１５号公報
　特許文献１に係るスクロール圧縮機において、非対称渦巻構造とすることによって、冷媒を圧縮することで発生するガス荷重と呼ばれる、冷媒が揺動スクロールを押し戻す荷重が大きくなるため、揺動スクロールと固定スクロールとが離れやすくなる。そして、対称渦巻構造とした場合と比べて上記の渦巻体同士が密着しなくなるので、運転が不安定になる下限回転数が、対称渦巻構造とした場合の下限回転数と比較して大きくなる。そのため、低負荷運転時には対称渦巻構造とした場合よりも早い段階、すなわち負荷が高い段階で発停運転となり、発停ロスにより性能低下が生じるという課題があった。
　本開示は、以上のような課題を解決するためになされたもので、非対称渦巻構造を備えた場合でも、運転回転数が低い条件において、対称渦巻構造と同等の下限回転数を維持し、発停運転を減少させることができるスクロール圧縮機および冷凍サイクル装置を提供することを目的としている。
　本開示に係るスクロール圧縮機は、外郭を構成するシェルと、前記シェルに収容され、固定台板に渦巻体が設けられた固定スクロールと、揺動台板に渦巻体が設けられた揺動スクロールとを有し、前記固定スクロールの前記渦巻体と前記揺動スクロールの前記渦巻体とが噛み合った空間に圧縮室が形成される圧縮機構部と、前記揺動スクロールに回転力を伝達する軸部と、を備えたスクロール圧縮機であって、前記スクロール圧縮機は、従動クランク機構を有しており、前記固定スクロールおよび前記揺動スクロールのうち、一方の前記渦巻体の周方向の長さが他方の前記渦巻体の周方向の長さよりも長い非対称渦巻構造を備え、前記一方の前記渦巻体のうち前記他方の前記渦巻体よりも長くなっている部分である延長部分の歯高は、前記一方の前記渦巻体のその他の部分の歯高よりも低くなっているものである。
　また、本開示に係る冷凍サイクル装置は、上記のスクロール圧縮機を備えたものである。
　本開示に係るスクロール圧縮機によれば、非対称渦巻構造を備えた場合でも、運転回転数が低い条件において、対称渦巻構造と同等の下限回転数を維持し、発停運転を減少させることができ、発停ロスによる性能低下を抑制することができる。
実施の形態１に係るスクロール圧縮機を示す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固定スクロールを示す断面図である。 実施の形態１に係るスクロール圧縮機の揺動スクロールを示す断面図である。 実施の形態１に係るスクロール圧縮機の固定スクロールを渦巻体側から見た平面図である。 実施の形態１に係るスクロール圧縮機の揺動スクロールを渦巻体側から見た平面図である。 実施の形態１に係るスクロール圧縮機の固定スクロールの歯高と伸開角との関係を示す図である。 実施の形態１に係るスクロール圧縮機の軸部の上端部およびその周辺の概略横断面図である。 実施の形態１に係るスクロール圧縮機を備えた冷凍サイクル装置の冷媒回路図である。 実施の形態１に係るスクロール圧縮機の高回転数運転時に冷媒が圧縮室に取り込まれる様子（クランク角θ＝０°）を示す図である。 実施の形態１に係るスクロール圧縮機の高回転数運転時に冷媒が圧縮室に取り込まれる様子（クランク角θ＝９０°）を示す図である。 実施の形態１に係るスクロール圧縮機の高回転数運転時に冷媒が圧縮室に取り込まれる様子（クランク角θ＝１８０°）を示す図である。 実施の形態１に係るスクロール圧縮機の高回転数運転時に冷媒が圧縮室に取り込まれる様子（クランク角θ＝２７０°）を示す図である。 実施の形態１に係るスクロール圧縮機の低回転数運転時に冷媒が圧縮室に取り込まれる様子（クランク角θ＝０°）を示す図である。 実施の形態１に係るスクロール圧縮機の低回転数運転時に冷媒が圧縮室に取り込まれる様子（クランク角θ＝９０°）を示す図である。 実施の形態１に係るスクロール圧縮機の低回転数運転時に冷媒が圧縮室に取り込まれる様子（クランク角θ＝１８０°）を示す図である。 実施の形態１に係るスクロール圧縮機の低回転数運転時に冷媒が圧縮室に取り込まれる様子（クランク角θ＝２７０°）を示す図である。 実施の形態２に係るスクロール圧縮機の固定スクロールを渦巻体側から見た平面図である。 実施の形態２に係るスクロール圧縮機の固定スクロールの歯高と伸開角との関係を示す図である。 実施の形態３に係るスクロール圧縮機の固定スクロールを渦巻体側から見た平面図である。 実施の形態３に係るスクロール圧縮機の固定スクロールの歯高と伸開角との関係を示す図である。 実施の形態４に係るスクロール圧縮機の揺動スクロールを渦巻体側から見た平面図である。 実施の形態４に係るスクロール圧縮機の固定スクロールを渦巻体側から見た平面図である。 実施の形態４に係るスクロール圧縮機の揺動スクロールの歯高と伸開角との関係を示す図である。
　以下、実施の形態に係るスクロール圧縮機１００および冷凍サイクル装置２００について図面を参照しながら説明する。なお、以下に説明する実施の形態によって本開示が限定されるものではない。また、以下の図面では各構成部材の大きさの関係が実際のものとは異なる場合がある。また、以下の説明において、理解を容易にするために方向を表す用語（例えば「上」、「下」、「右」、「左」、「前」、「後」など）を適宜用いるが、これは説明のためのものであって、これらの用語は本開示を限定するものではない。これらの方向を示す用語は、特に明示しない限り、スクロール圧縮機１００を前面側（正面側）から見た場合の方向を意味している。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。
　実施の形態１．
＜スクロール圧縮機１００の構成＞
　図１は、実施の形態１に係るスクロール圧縮機１００を示す概略縦断面図である。図２は、実施の形態１に係るスクロール圧縮機１００の固定スクロール３０を示す断面図である。図３は、実施の形態１に係るスクロール圧縮機１００の揺動スクロール４０を示す断面図である。
　実施の形態１に係るスクロール圧縮機１００は、たとえば、冷蔵庫、冷凍庫、自動販売機、空気調和装置、冷凍装置、および、給湯器などの冷凍または空調用途に用いられる冷凍サイクル装置２００に適用される。スクロール圧縮機１００は、冷凍サイクル装置２００の冷媒回路を循環する冷媒を吸入し、圧縮して高温高圧の状態にして吐出させる。なお、冷凍サイクル装置２００については後述する。
　図１に示すように、スクロール圧縮機１００は、シェル２と、油ポンプ３と、モータ４と、圧縮機構部５と、フレーム６と、軸部７と、を備える。さらに、スクロール圧縮機１００は、吸入管１１と、吐出管１２と、吐出チャンバ１３と、オルダムリング１５と、スライダ１６と、スリーブ１７と、第１バランサ１８と、第２バランサ１９と、サブフレーム２０と、排油パイプ２１と、を備える。また、スクロール圧縮機１００は、主軸受８ａおよび揺動軸受８ｃなどの軸受部を有する。
　シェル２は、スクロール圧縮機１００の外殻を構成し、下部に油溜り３ａを有する。また、シェル２は、有底円筒状であり、ドーム状のアッパーシェル２ａによって上部が塞がれる。また、シェル２は、ロアーシェル２ｂによって下部が塞がれる。
　油ポンプ３は、シェル２に収容され、油溜り３ａから油を吸い上げる。油ポンプ３は、シェル２の下部に設けられる。そして、油ポンプ３は、油溜り３ａから吸い上げた油をスクロール圧縮機１００の内部の軸受部などの被潤滑部を潤滑させるように供給する。油ポンプ３に吸い上げられて揺動軸受８ｃを潤滑した後の油は、フレーム６の内部空間６ｄに蓄えられた後、スラスト軸受６ｂに設けられた放射状の給油溝６ｃを通過し、オルダムリング空間１５ｂに流れてオルダムリング１５を潤滑する。オルダムリング空間１５ｂには、排油パイプ２１が設けられ、排油パイプ２１を通って油が油溜り３ａに戻される。
　モータ４は、シェル２の内部にて、フレーム６とサブフレーム２０との間に設置され、軸部７を回転させる。モータ４は、ロータ４ａとステータ４ｂとを有する。ロータ４ａは、ステータ４ｂの内周側に設けられ、軸部７に取り付けられる。ロータ４ａは、自転することにより、軸部７を回転させる。ステータ４ｂは、図示しないインバータから供給された電力によって、ロータ４ａを回転させる。
　圧縮機構部５は、固定スクロール３０と、揺動スクロール４０と、を備える。
　フレーム６は、シェル２に固定され、圧縮機構部５を収容する。フレーム６は、主軸受８ａを介して軸部７を回転自在に支持する。フレーム６には、吸入ポート６ａが形成される。ガス状態の冷媒は、吸入ポート６ａを通って圧縮機構部５に流入する。
　軸部７は、フレーム６に支持される。軸部７には、油ポンプ３に吸い上げられる油を上方に流通させる油通路７ａが内部に形成される。軸部７は、モータ４と揺動スクロール４０とにそれぞれ接続され、モータ４の回転力を揺動スクロール４０に伝達する。また、軸部７の上端部には、揺動スクロール４０を偏心しつつ回転できるように揺動軸受８ｃと嵌め合う偏心部７ｂが設けられている。
　吸入管１１は、シェル２の側壁部に設けられる。吸入管１１は、ガス状態の冷媒をシェル２の内部に吸入する管である。
　吐出管１２は、シェル２の上部に設けられる。吐出管１２は、圧縮された冷媒をシェル２の外部に吐出する管である。
　吐出チャンバ１３は、圧縮機構部５の上方に設けられる。吐出チャンバ１３は、圧縮機構部５にて圧縮されて吐出される冷媒を収容する。
　スライダ１６は、軸部７の上部の外周面に取り付けられる筒状の部材である。スライダ１６は、揺動スクロール４０の揺動台板４０ａの下面に設けられた筒状部分の内面側（図３参照）に位置する。すなわち、揺動スクロール４０は、このスライダ１６を介して軸部７に取り付けられる。これにより、軸部７の回転に伴って揺動スクロール４０が回転する。なお、揺動スクロール４０とスライダ１６との間には、揺動軸受８ｃが設けられる。
　スリーブ１７は、フレーム６と主軸受８ａとの間に設けられる筒状の部材である。スリーブ１７は、フレーム６と軸部７との傾斜を吸収する。
　第１バランサ１８は、軸部７に取り付けられる。第１バランサ１８は、フレーム６とロータ４ａとの間に位置する。第１バランサ１８は、揺動スクロール４０およびスライダ１６によって生じるアンバランスを相殺する。なお、第１バランサ１８は、バランサカバー１８ａに収容される。
　第２バランサ１９は、軸部７に取り付けられる。第２バランサ１９は、ロータ４ａとサブフレーム２０との間に位置し、ロータ４ａの下面に取り付けられる。第２バランサ１９は、揺動スクロール４０およびスライダ１６によって生じるアンバランスを相殺する。
　サブフレーム２０は、シェル２の内部におけるモータ４の下方に設けられ、副軸受８ｂを介して軸部７を回転自在に支持する。
　排油パイプ２１は、フレーム６と揺動スクロール４０との間の空間と、フレーム６とサブフレーム２０との間の空間と、を接続する管である。排油パイプ２１は、フレーム６と揺動スクロール４０との間の空間に流通する油のうち、過剰な油を、フレーム６とサブフレーム２０との間の空間に流出させる。フレーム６とサブフレーム２０との間の空間に流出した油は、サブフレーム２０を通過して油溜り３ａに戻る。
　オルダムリング１５は、揺動スクロール４０の渦巻体４１が形成される上面とは反対側の面であるスラスト面に配置され、揺動スクロール４０の自転運動を阻止する。すなわち、オルダムリング１５は、揺動スクロール４０の自転運動を阻止するとともに、揺動スクロール４０の揺動運動を可能とする機能を果たす。オルダムリング１５の上下面には、互いに直交するように突設された図示しない爪が形成される。オルダムリング１５の爪は、揺動スクロール４０およびフレーム６に形成される図示しないオルダム溝にそれぞれ嵌入される。
　固定スクロール３０は、シェル２内に固定支持されるフレーム６に図示しないボルトなどによって固定される。固定スクロール３０は、図１および図２に示すように、固定台板３０ａと、固定台板３０ａの下面にて下方向に延びる渦巻体３１とを有する。この渦巻体３１は、歯底３１ａ１から歯先３１ａ２までの歯高Ｈを有する。また、固定スクロール３０の中央部には、圧縮された流体を吐出するための吐出口３２が貫通して形成される。さらに、固定スクロール３０の吐出口３２の出口部には、吐出弁機構５０が設置される凹部（図示せず）が形成される。吐出弁機構５０は、吐出口３２を覆うように設置され、流体の逆流を防止する。
　揺動スクロール４０は、固定スクロール３０に対して公転旋回運動、言い換えれば揺動運動を行い、オルダムリング１５によって自転運動が規制される。揺動スクロール４０は、図１および図３に示すように、揺動台板４０ａと、揺動台板４０ａの上面に上方向に延びる渦巻体４１とを有する。
　固定スクロール３０と揺動スクロール４０とは、互いに向き合った面に渦巻体３１、４１を対向させ、互いの渦巻体３１、４１を噛み合わせる。固定スクロール３０の渦巻体３１と揺動スクロール４０の渦巻体４１とが噛み合った空間には、圧縮室５ａが形成される。揺動スクロール４０が軸部７によって揺動運動すると、圧縮室５ａにてガス状態の冷媒が圧縮される。
＜固定スクロール３０の渦巻体３１および揺動スクロール４０の渦巻体４１＞
　図４は、実施の形態１に係るスクロール圧縮機１００の固定スクロール３０を渦巻体３１側から見た平面図である。図５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４０を渦巻体４１側から見た平面図である。図６は、実施の形態１に係るスクロール圧縮機１００の固定スクロール３０の歯高Ｈと伸開角φｆとの関係を示す図である。
　固定スクロール３０の渦巻体３１は、インボリュート曲線で構成されている。同様に、揺動スクロール４０の渦巻体４１は、インボリュート曲線で構成されている。ここで、ａ：基礎円半径、φｉ：内向面伸開角、φｏ：外向面伸開角、α：位相角、ｘｉ,ｙｉ：内向面の座標、ｘｏ,ｙｏ：外向面の座標とすると、渦巻体３１、４１のインボリュート曲線は、以下の式（１）～（４）で表される。
ｘｉ＝ａ｛cos(φｉ+α)＋φｉsin(φｉ+α)｝・・・・・（１）
ｙｉ＝ａ｛sin(φｉ+α)－φｉcos(φｉ+α)｝・・・・・（２）
ｘｏ＝ａ｛cos(φｏ-α)＋φｉsin(φｉ-α)｝・・・・・（３）
ｙｏ＝ａ｛sin(φｏ-α)－φｉcos(φｉ-α)｝・・・・・（４）
　揺動スクロール４０の材質は、例えばアルミニウムなどの比重が小さい金属である。また、固定スクロール３０の材質は、例えば鋳鉄などの揺動スクロール４０を形成している材質よりも比重が大きい金属である。なお、揺動スクロール４０の材質を比重が小さい金属としているのは、比重が大きい金属で構成した場合に比べて、高回転数運転時に揺動スクロール４０の遠心力を小さくでき、渦巻体３１、４１同士の接触荷重により発生する損失を小さくできるためである。ここで、スクロール圧縮機１００は、それを駆動する駆動回路（図示せず）において運転周波数を変更することで、回転数を変更することが可能である。
　図４に示すように、固定スクロール３０の渦巻体３１の巻き終わりの伸開終点角をφｆｅ２とすると、固定スクロール３０の渦巻体３１の伸開終点角φｆｅ２は、図５に示す揺動スクロール４０の渦巻体４１の巻き終りの伸開終点角φｏｅよりも大きい（φｆｅ２＞φｏｅ）。そのため、固定スクロール３０の渦巻体３１は、揺動スクロール４０の渦巻体４１よりも長くなっており、固定スクロール３０の渦巻体３１のうち、伸開角φｆがφｆｅ１（＝φｏｅ）よりも大きくなっている部分が、揺動スクロール４０の渦巻体４１よりも長くなっている部分である延長部分である。また、固定スクロール３０の渦巻体３１のうち、伸開角φｆがφｆｅ１からφｆｅ２までの渦巻体３１で圧縮室５ａが形成され、伸開角φｆがφｆｅ１以下の渦巻体３１でも圧縮室５ａが形成され、２つの圧縮室５ａが形成される。そして、その２つの圧縮室５ａの圧力はそれぞれ異なる。また、固定スクロール３０の渦巻体３１の歯高Ｈと伸開角φｆとの関係は図６に示すようになっている。具体的には、固定スクロール３０の渦巻体３１の伸開角φｆが、φｆｅ０≦φｆ≦φｆｅ１（＝φｏｅ）では、渦巻体３１の歯高Ｈは、固定スクロール３０の歯先３１ａ２と揺動スクロール４０の歯底４１ａ１との距離（以下、歯先隙間と称する）が数十μｍとなる高さＨ１である。ここで、φｆｅ０は、固定スクロール３０の渦巻体３１の巻き始めの伸開始点角である。また、固定スクロール３０の渦巻体３１の伸開角φｆが、φｆｅ１＜φｆ≦φｆｅ２では、渦巻体３１の歯高Ｈは、Ｈ１より小さいＨ２である。つまり、固定スクロール３０の渦巻体３１は、２つの異なる歯高Ｈを有しており、歯高がＨ１である部分と歯高がＨ２である部分との間には段差３１ａ（図４参照）が設けられている。なお、固定スクロール３０の渦巻体３１の延長部分の歯高に関して、最適高さを歯高全長に対して３％～１０％とすることが望ましい。図６においては、Ｈ２＝Ｈ１×９０％～９７％である。
＜スクロール圧縮機１００の動作＞
　ステータ４ｂに電力が供給されると、ロータ４ａにトルクが発生し、フレーム６の主軸受８ａと副軸受８ｂとで支持された軸部７が回転する。軸部７の偏心部７ｂによりボス部（図示せず）を駆動される揺動スクロール４０は、オルダムリング１５により自転が規制され、公転運動する。つまり、フレーム６のオルダム溝方向に往復動するオルダムリング１５により自転を規制される状態で揺動スクロール４０のボス部が軸部７の偏心部７ｂにより駆動されることにより、揺動スクロール４０が揺動運動する。これにより、固定スクロール３０の渦巻体３１と揺動スクロール４０の渦巻体４１との組み合せで形成される圧縮室５ａの容積が変化する。
　揺動スクロール４０の揺動運動に伴い吸入管１１からシェル２内に吸入されるガス状態の冷媒は、固定スクロール３０と揺動スクロール４０との両渦巻体３１、４１間に形成される圧縮室５ａに取り込まれ、中心に向かいつつ圧縮されていく。そして、圧縮された冷媒は、固定スクロール３０に設けられた吐出口３２から吐出弁機構５０を開弁させて吐出され、吐出管１２からスクロール圧縮機１００の外部、すなわち冷媒回路へ排出される。
＜従動クランク機構について＞
　図７は、実施の形態１に係るスクロール圧縮機１００の軸部７の上端部およびその周辺の概略横断面図である。
　図７に示すように、スライダ１６と軸部７の偏心部７ｂとの間には一方向に隙間６０（例えば１～２ｍｍ）が形成されている。そして、揺動スクロール４０はその遠心力により、スライダ１６と軸部７の偏心部７ｂとの隙間６０の分だけ移動し、固定スクロール３０と接触する箇所で揺動運動を行う。つまり、実施の形態１に係るスクロール圧縮機１００は、揺動スクロール４０がスライダ１６に固定され、スライダ１６が軸部７に隙間ばめとなっており、運転時にはスライダ１６が軸部７との隙間６０の距離を移動することで、揺動スクロール４０の遠心力により、揺動スクロール４０の渦巻体４１が固定スクロール３０の渦巻体３１に押し付けられる従動クランク機構を有している。
＜揺動スクロールの運動について（高回転数運転時）＞
　高回転数（８０ｒｐｓ以上）運転時は、歯先隙間が大きくなる位置（つまり、渦巻体３１の歯高ＨがＨ２となる位置）から冷媒が漏れる量が少なくなる。これは、固定スクロール３０の渦巻体３１のうち、圧縮室５ａを構成する部分に、歯先隙間が大きくなる位置が存在したとしても、その位置が高速に移動し、歯先隙間が大きくなる位置から圧縮室５ａに取り込まれた冷媒が漏れてもすぐに、圧縮室５ａを構成する部分から歯先隙間が大きくなる位置がなくなるためである。そのため、固定スクロール３０の渦巻体３１のうち、伸開角φｆがφｆｅ１からφｆｅ２までの部分で圧縮室５ａを形成でき、必要とされる冷媒循環量を確保できる。そして、その圧縮室５ａと、伸開角がφｆｅ１以下の部分で形成される圧縮室５ａとでは圧力がそれぞれ異なるため、渦巻体３１、４１同士が離れる方向に作用する、冷媒圧縮による荷重が大きくなる。比重が小さい金属であるため揺動スクロール４０の質量は小さく、揺動スクロール４０の遠心力は小さくなるが、回転数が大きいため、その分だけ揺動スクロール４０の遠心力を大きくでき、揺動スクロール４０の渦巻体４１と固定スクロール３０の渦巻体３１との側面は接触する。そのため、高回転運転時では、冷媒の圧縮が可能となる。
＜揺動スクロールの運動について（低回転数運転時）＞
　低回転数（３０ｒｐｓ以下）運転時は、歯先隙間が大きくなる位置（つまり、渦巻体３１の歯高ＨがＨ２となる位置）から冷媒が漏れる量が多くなる。これは、固定スクロール３０の渦巻体３１のうち、圧縮室５ａを構成する部分に、歯先隙間が大きくなる位置が存在した場合、その位置が低速に移動するため、歯先隙間が大きくなる位置から圧縮室５ａに取り込まれた冷媒が漏れ、すぐには、圧縮室５ａを構成する部分から歯先隙間が大きくなる位置がなくならないためである。すなわち、渦巻体３１に対して渦巻体４１が１回転する間に、歯先隙間が大きくなっている箇所から冷媒が漏れる時間は、低回転数運転時は高速回転数運転時よりも長いためである。そのため、固定スクロール３０の渦巻体３１のうち、伸開角φｆがφｆｅ０からφｆｅ１までの渦巻体３１の内周面側および外周面側で対となる圧縮室５ａをそれぞれ形成し、その対となる圧縮室５ａ同士の圧力は同一となり、冷媒圧縮による揺動スクロール４０への荷重は、高速回転時よりも小さくなる。よって、揺動スクロール４０の渦巻体４１と固定スクロール３０の渦巻体３１との側面が接触した状態を維持できるため、低回転数運転時では、冷媒の圧縮が可能となる。ここで、「揺動スクロール４０の遠心力」と圧縮室５ａ内の「ガス荷重」との大小により、渦巻体３１、４１同士が離間するかどうかが決まる。そして、「揺動スクロール４０の遠心力」≧「ガス荷重」のときは渦巻体３１、４１同士が離間せず、「揺動スクロール４０の遠心力」＜「ガス荷重」のときは渦巻体３１、４１同士が離間する。そのため、揺動スクロール４０の比重が小さくなると、「ガス荷重」に対して「揺動スクロール４０の遠心力」が小さくなり、結果として離間する回転数が高くなる。
　軸部７の傾きを変更し、スライダ１６の内周面（スライダ面とも称する）と、主軸受８ａの中心と揺動軸受８ｃの中心とを結んだ直線との角度（スライダ角とも称する）を変更することで、揺動スクロール４０の渦巻体４１と固定スクロール３０の渦巻体３１とを接触させることができる。ただし、このスライダ角を大きくすることで、高回転数運転時に揺動スクロール４０の渦巻体４１が固定スクロール３０の渦巻体３１に押し付けられ、摺動損失が大きくなる。そのため、このスライダ角を大きくして揺動スクロール４０と固定スクロール３０とを密着させると、高回転数運転時の圧縮機効率は低下する。
　なお、揺動スクロール４０とオルダムリング１５との運動に伴うアンバランスは、軸部７に取り付けられた第１バランサ１８と、ロータ４ａに取り付けられる第２バランサ１９とによって釣り合わせている。また、シェル２の下部に貯留する潤滑油は、軸部７内に設けられる油通路７ａから主軸受８ａ、副軸受８ｂおよびスラスト面などの各摺動部に供給される。
＜冷凍サイクル装置２００の構成＞
　図８は、実施の形態１に係るスクロール圧縮機１００を備えた冷凍サイクル装置２００の冷媒回路図である。
　図８に示すように、冷凍サイクル装置２００は、スクロール圧縮機１００、凝縮器１０１、膨張弁１０２、および、蒸発器１０３が冷媒配管２０１で接続され、冷媒が循環する冷媒回路を備えている。冷媒回路を循環する冷媒としては低ＧＷＰ冷媒が挙げられ、低ＧＷＰ冷媒は、例えば、Ｒ１２３４ｙｆ（ＧＷＰ：４）、および、Ｒ２９０（ＧＷＰ：３）などであり、いずれの冷媒もＧＷＰが５以下である。
＜冷凍サイクル装置２００の動作＞
　スクロール圧縮機１００は、低圧のガス状冷媒を吸入し、高温高圧のガス状冷媒に圧縮して吐出するものである。凝縮器１０１は、スクロール圧縮機１００から吐出された高温高圧のガス状冷媒を凝縮させ、高圧の液状冷媒にするものである。膨張弁１０２は、凝縮器１０１から流出した高圧の液状冷媒を膨張させ、低温低圧の気液二相冷媒にするものである。蒸発器１０３は、膨張弁１０２から流出した低温低圧の気液二相冷媒を蒸発させ、低圧のガス状冷媒にするものである。
＜高回転数運転時の揺動スクロール４０の動作＞
　図９は、実施の形態１に係るスクロール圧縮機１００の高回転数運転時に冷媒が圧縮室５ａに取り込まれる様子（クランク角θ＝０°）を示す図である。図１０は、実施の形態１に係るスクロール圧縮機１００の高回転数運転時に冷媒が圧縮室５ａに取り込まれる様子（クランク角θ＝９０°）を示す図である。図１１は、実施の形態１に係るスクロール圧縮機１００の高回転数運転時に冷媒が圧縮室５ａに取り込まれる様子（クランク角θ＝１８０°）を示す図である。図１２は、実施の形態１に係るスクロール圧縮機１００の高回転数運転時に冷媒が圧縮室５ａに取り込まれる様子（クランク角θ＝２７０°）を示す図である。なお、以下において、圧縮室５ａのうち、固定スクロール３０の内向面側に形成されたものを内向面圧縮室５ａ１と称し、固定スクロール３０の外向面側に形成されたものを外向面圧縮室５ａ２と称する。
　図９に示すクランク角θ＝０°（閉じ込み完了角度）の時には、高回転数運転であるため、固定スクロール３０の渦巻体３１の伸開角φｆ＝φｆｅ１となる位置（Ａ矢視部参照）に設けられた段差３１ａに関係なく、内向面圧縮室５ａ１に冷媒が取り込まれる。これは、高回転数運転であるため、固定スクロール３０の渦巻体３１のうち、内向面圧縮室５ａ１を構成する部分に段差３１ａが位置したとしても、段差３１ａの位置が高速に移動し、段差３１ａから巻き終わりにかけて形成された歯先隙間が大きくなる位置（つまり、渦巻体３１の歯高ＨがＨ２となる位置）から内向面圧縮室５ａ１に取り込まれた冷媒が漏れてもすぐに、内向面圧縮室５ａ１を構成する部分から段差３１ａがなくなるためである。このとき、外向面圧縮室５ａ２（後述する図１１参照）には、冷媒は取り込まれない。また、実施の形態１に係るスクロール圧縮機１００のように従動クランク機構では、固定スクロール３０の渦巻体３１の巻き終り側の内向面と揺動スクロール４０の渦巻体４１の巻き終り側の外向面との間に隙間は生じない。そのため、内向面圧縮室５ａ１が形成され、そこで冷媒が圧縮される。
　ここで、実施の形態１に係るスクロール圧縮機１００とは異なる固定クランク機構では、固定スクロールの渦巻体の巻き終り側の内向面と揺動スクロールの渦巻体の巻き終り側の外向面との間に、部品の公差分だけ微少な隙間が生じる。
　スクロール圧縮機１００の回転が進み、図１０に示すクランク角θ＝９０°の時には、揺動スクロール４０の巻き終り内向面と固定スクロール３０の外向面とが近づく。スクロール圧縮機１００の回転が進み、図１１に示すクランク角θ＝１８０°の時には、Ｂ矢視部で揺動スクロール４０の巻き終り内向面と固定スクロール３０の外向面とが接し、外向面圧縮室５ａ２で冷媒の圧縮が開始される。このとき、内向面圧縮室５ａ１の圧力の方が、外向面圧縮室５ａ２の圧力よりも大きい。スクロール圧縮機１００の回転が進み、図１２に示すクランク角θ＝２７０°の時には、揺動スクロール４０の巻き終り内向面と固定スクロール３０の外向面とが離れる。
＜低回転数運転時の揺動スクロール４０の動作＞
　図１３は、実施の形態１に係るスクロール圧縮機１００の低回転数運転時に冷媒が圧縮室５ａに取り込まれる様子（クランク角θ＝０°）を示す図である。図１４は、実施の形態１に係るスクロール圧縮機１００の低回転数運転時に冷媒が圧縮室５ａに取り込まれる様子（クランク角θ＝９０°）を示す図である。図１５は、実施の形態１に係るスクロール圧縮機１００の低回転数運転時に冷媒が圧縮室５ａに取り込まれる様子（クランク角θ＝１８０°）を示す図である。図１６は、実施の形態１に係るスクロール圧縮機１００の低回転数運転時に冷媒が圧縮室５ａに取り込まれる様子（クランク角θ＝２７０°）を示す図である。
　図１３に示すクランク角θ＝０°（閉じ込み完了角度）の時には、固定スクロール３０の渦巻体３１の伸開角φｆ＝φｆｅ１となる位置（Ａ矢視部参照）に設けられた段差３１ａから巻き終わりにかけて形成された歯先隙間が大きく、その歯先隙間が大きくなる位置（つまり、渦巻体３１の歯高ＨがＨ２となる位置）から内向面圧縮室５ａ１に取り込まれた冷媒が漏れる。
　スクロール圧縮機１００の回転が進み、図１４に示すクランク角θ＝９０°の時には、固定スクロール３０の渦巻体３１のうち、内向面圧縮室５ａ１を構成する部分から段差３１ａが少なくなる。スクロール圧縮機１００の回転が進み、図１５および図１６に示すクランク角θ＝１８０°以降の時には、固定スクロール３０の渦巻体３１のうち、内向面圧縮室５ａ１を構成する部分から段差３１ａがなくなるため、冷媒が漏れなくなり、内向面圧縮室５ａ１で冷媒の圧縮が開始される。また、外向面圧縮室５ａ２でも、高回転数運転時と同様に、冷媒の圧縮が開始される。
＜実施の形態１の効果＞
　従来の固定スクロール３０では、低回転数運転時と高回転数運転時とで圧縮室５ａを形成可能な渦巻体３１の長さが同一である。そのため、低回転数運転時において、揺動スクロール４０への圧縮冷媒による荷重が高回転数運転時と同等であるため、揺動スクロール４０の遠心力が小さくなる低回転数運転時では、圧縮冷媒による荷重により揺動スクロール４０と固定スクロール３０とが密着しなくなる下限回転数が、固定スクロール３０と揺動スクロール４０との伸開終点角が同じである対称渦巻構造とした場合の下限回転数と比較すると、大きくなる。
　実施の形態１に係るスクロール圧縮機１００は、従動クランク機構を有し、非対称渦巻構造を備えたものであり、固定スクロール３０の渦巻体３１のうち揺動スクロール４０の渦巻体４１よりも長くなっている部分である延長部分の歯高は、固定スクロール３０の渦巻体３１のその他の部分の歯高よりも低くなっている。さらに、固定スクロール３０の渦巻体３１の延長部分の歯高は、高回転数運転（以下、第１の回転数の運転とも称する）時では冷媒が漏れず、低回転数運転時（以下、第２の回転数の運転とも称する）では、冷媒が漏れる高さに設定されている。そのため、低回転数運転時では、歯先隙間から冷媒が漏れる量が多くなるので、渦巻体３１、４１同士が離れる方向に作用する冷媒圧縮による揺動スクロール４０への荷重は、高速回転数運転時よりも小さくなり、また、対称渦巻構造での冷媒圧縮による揺動スクロール４０への荷重と同等になる。その結果、低回転数運転時において、非対称渦巻構造化により渦巻体３１、４１同士が密着せずに離れることによる下限回転数増大を防ぐことができ、従来の非対称渦巻構造と比較して、下限回転数上限を低くすることができる。また、低回転数運転時では、高回転数運転時と比較して１回転当たりに圧縮室５ａに取り込むことができる冷媒量が小さくなるため、冷媒循環量が小さくなり、低負荷運転時に発停運転でなく連続運転で対応可能となる。そのため、圧縮機の発停運転を減少させることができ、発停ロスによる性能低下を抑制することができる。
＜固定スクロール３０の渦巻体３１の段差位置＞
　固定スクロール３０の渦巻体３１の伸開角φｆが、φｆｅ０≦φｆ≦φｆｅ１（＝φｏｅ）では、渦巻体３１の歯高Ｈは、固定スクロール３０の歯先３１ａ２と揺動スクロール４０の歯底４１ａ１との距離が高さＨ１であり、φｆｅ１＜φｆ≦φｆｅ２では、渦巻体３１の歯高Ｈは、Ｈ１より小さいＨ２である。つまり、固定スクロール３０の渦巻体３１は、揺動スクロール４０の渦巻体４１の巻き終りの伸開終点角φｏｅと同じ位置に、段差３１ａが設けられている。この固定スクロール３０の渦巻体３１の段差位置については、固定スクロール３０の渦巻体３１の伸開角φｆ＝φｆｅ１となる位置を基準として、伸開終点角またはその近傍、つまり、φｆｅ１±２０°の範囲内となるように調整する。そして、基準よりも低速での押しのけ量が必要な場合は、φｆｅ１＋２０°の範囲で調整し、より小さい冷凍能力が必要な場合は、φｆｅ１－２０°の範囲で調整する。ここで、「＋」は段差位置を渦巻体３１の巻き終りへ延長する方向、「－」は段差位置を渦巻体３１の中心部へ近づける方向とする。このように、渦巻体３１、４１のうち、長い方の渦巻体３１には、短い方の渦巻体４１の巻き終りの伸開終点角φｏｅと略同じ位置である、伸開終点角またはその近傍、つまり、φｆｅ１±２０°の範囲内に段差３１ａが設けられている。この固定スクロール３０の渦巻体３１の段差３１ａの位置は、ある回転数Ａ（例えば、３０ｒｐｓの低回転数）の運転時に、固定スクロール３０の渦巻体３１のうち、伸開角φｆがφｆｅ１（＝φｏｅ）以下の部分で形成される圧縮室５ａに作用する冷媒の圧力と、伸開角φｆがφｆｅ１からφｆｅ２までの部分で形成される圧縮室５ａに作用する冷媒の圧力とが、同等となる位置である。
　ここで、２つの圧縮室５ａに作用する冷媒の圧力が同等となるときの回転数を高く設定しすぎると、渦巻体３１、４１同士の接触荷重を低減させたい回転数に低減できずに損失が増えるリスクが発生してしまう。また、２つの圧縮室５ａに作用する冷媒の圧力が同等となるときの回転数を低く設定しすぎると、渦巻体３１、４１同士が離間する回転数が高くなり、下限回転数を低くできなくなるリスクが発生する。以上より、要求に応じて、適切な回転数にて２つの圧縮室５ａに作用する冷媒の圧力が同等となるように、回転数を設定する必要がある。
　実施の形態２．
　以下、実施の形態２について説明するが、実施の形態１と重複するものについては説明を省略し、実施の形態１と同じ部分または相当する部分には同じ符号を付す。
　図１７は、実施の形態２に係るスクロール圧縮機１００の固定スクロール３０を渦巻体３１側から見た平面図である。図１８は、実施の形態２に係るスクロール圧縮機１００の固定スクロール３０の歯高Ｈと伸開角φｆとの関係を示す図である。
　実施の形態２では、固定スクロール３０の渦巻体３１の歯高Ｈと伸開角φｆとの関係は図１７および図１８に示すようになっている。固定スクロール３０の伸開角φｆに関して、φｆｅ１（＝φｏｅ）、φｆｅ２ａ、φｆｅ２は、それぞれφｆｅ１＜φｆｅ２ａ＜φｆｅ２の関係にあり、φｆｅ２は伸開終点角である。固定スクロール３０の渦巻体３１の伸開角φｆが、φｆｅ０≦φｆ≦φｆｅ１（＝φｏｅ）では、渦巻体３１の歯高Ｈは、高さＨ１である。固定スクロール３０の渦巻体３１の伸開角φｆが、φｆｅ１＜φｆ≦φｆｅ２ａでは、渦巻体３１の歯高Ｈは、高さＨ２である。固定スクロール３０の渦巻体３１の伸開角φｆが、φｆｅ２ａ＜φｆ≦φｆｅ２では、渦巻体３１の歯高Ｈは、高さＨ３である。なお、Ｈ１＞Ｈ２＞Ｈ３の関係にある。
　ここで、回転数Ｎ１、Ｎ２、定格回転数Ｎ０、下限回転数Ｎｍｉｎとし、Ｎｍｉｎ＜Ｎ１＜Ｎ２＜Ｎ０という関係とすると、定格回転数Ｎ０でスクロール圧縮機１００が運転されているときは、伸開角φｆがφｆｅ２までの押しのけ量で冷媒を圧縮室５ａに取り込むことができる。また、回転数Ｎ２でスクロール圧縮機１００が運転されているときは、伸開角φｆがφｆｅ２ａまでの押しのけ量で冷媒を圧縮室５ａに取り込むことができる。また、回転数Ｎ１でスクロール圧縮機１００が運転されているときは、伸開角φｆがφｆｅ１までの押しのけ量で冷媒を圧縮室５ａに取り込むことができる。
＜実施の形態２の効果＞
　実施の形態１では、図６に示すように、固定スクロール３０の渦巻体３１のうち揺動スクロール４０の渦巻体４１よりも長くなっている部分である延長部分（伸開角φｆ＞φｆｅ１）の歯高Ｈが１種類（Ｈ２）であり、段差３１ａが１つのみであったため、回転数が低くなると、歯先隙間から冷媒が漏れる量が急激に多くなり、冷凍能力が急激に下がる回転数が発生する。そして、高い冷凍能力が必要となる条件では、スクロール圧縮機１００の回転数が一定にならず、回転数がハンチングする条件がある。しかし、実施の形態２では、図１８に示すように、固定スクロール３０の渦巻体３１のうち揺動スクロール４０の渦巻体４１よりも長くなっている部分である延長部分（伸開角φｆ＞φｆｅ１）の歯高Ｈの種類を２種類（Ｈ２、Ｈ３）設け、段差３１ａを複数とすることで、回転数が低くなっても、歯先隙間から冷媒が漏れる量が徐々に多くなるため、急減に冷凍能力が下がることがなく、徐々に低下する。そのため、スクロール圧縮機１００の回転数がハンチングすることがなく、より信頼性の高い冷凍機を提供することができる。
　なお、実施の形態２では、固定スクロール３０の渦巻体３１のうち揺動スクロール４０の渦巻体４１よりも長くなっている部分である延長部分の歯高Ｈの種類を、２種類設けた構成としたが、それに限定されず、３種類以上設けた構成としてもよい。また、固定スクロール３０の渦巻体３１の延長部分の歯高に関して、段差１段当たりの最適高さを歯高全長に対して３％～１０％とすることが望ましい。
　実施の形態３．
　以下、実施の形態３について説明するが、実施の形態１および２と重複するものについては説明を省略し、実施の形態１および２と同じ部分または相当する部分には同じ符号を付す。
　図１９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３０を渦巻体３１側から見た平面図である。図２０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３０の歯高Ｈと伸開角φｆとの関係を示す図である。
　実施の形態３では、固定スクロール３０の渦巻体３１の歯高Ｈと伸開角φｆとの関係は図１９および図２０に示すようになっている。固定スクロール３０の伸開角φｆに関して、φｆｅ１（＝φｏｅ）、φｆｅ２は、それぞれφｆｅ１＜φｆｅ２の関係にあり、φｆｅ２は伸開終点角である。固定スクロール３０の渦巻体３１の伸開角φｆが、φｆｅ０≦φｆ≦φｆｅ１（＝φｏｅ）では、渦巻体３１の歯高Ｈは、高さＨ１である。固定スクロール３０の渦巻体３１の伸開角φｆが、φｆｅ１＜φｆ≦φｆｅ２では、渦巻体３１の歯高Ｈは、以下の数１の式で表され、Ｈ１からＨ２まで直線的に減少する。なお、前記の直線的とは、厳密に直線的ではなく、おおよそ直線的な場合も含むものとする。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000001
　ここで、回転数Ｎ１、Ｎ２、Ｎ３、定格回転数Ｎ０、下限回転数Ｎｍｉｎとし、Ｎｍｉｎ＜Ｎ１＜Ｎ２＜Ｎ３＜Ｎ０という関係とすると、定格回転数Ｎ０でスクロール圧縮機１００が運転されているときは、伸開角φｆがφｆｅ２までの押しのけ量で冷媒を圧縮室５ａに取り込むことができる。また、回転数Ｎ３未満でスクロール圧縮機１００が運転されているときは、回転数が減少するにつれて、冷媒の取り込みに使用できる伸開角φｆがφｆｅ２からφｆｅ１まで、徐々に少なくなっていく。
＜実施の形態３の効果＞
　実施の形態２では、固定スクロール３０の渦巻体３１の歯高Ｈが、図１８に示すように段階的に変化していたが、実施の形態３では、固定スクロール３０の渦巻体３１の歯高Ｈが、図１９に示すように直線的に変化している。それにより、スクロール圧縮機１００の回転数低下に伴う冷凍能力の減少幅が、実施の形態２よりも小さくなることで、よりユニットでの冷凍能力の管理をしやすいスクロール圧縮機１００を提供できる。
　実施の形態４．
　以下、実施の形態４について説明するが、実施の形態１～３と重複するものについては説明を省略し、実施の形態１～３と同じ部分または相当する部分には同じ符号を付す。
＜固定スクロール３０の渦巻体３１および揺動スクロール４０の渦巻体４１＞
　図２１は、実施の形態４に係るスクロール圧縮機１００の揺動スクロール４０を渦巻体４１側から見た平面図である。図２２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３０を渦巻体３１側から見た平面図である。図２３は、実施の形態４に係るスクロール圧縮機１００の揺動スクロール４０の歯高Ｈと伸開角φｏとの関係を示す図である。
　図２１に示すように、揺動スクロール４０の渦巻体４１の巻き終わりの伸開終点角をφｏｅ２とすると、揺動スクロール４０の渦巻体４１の伸開終点角φｏｅ２は固定スクロール３０の渦巻体３１の伸開終点角φｆｅよりも大きい（φｏｅ２＞φｆｆｅ）。そのため、揺動スクロール４０の渦巻体４１は、固定スクロール３０の渦巻体３１よりも長くなっており、揺動スクロール４０の渦巻体４１のうち、伸開角φｏがφｏｅ１（＝φｆｅ）よりも大きくなっている部分が、固定スクロール３０の渦巻体３１よりも長くなっている部分である延長部分である。また、揺動スクロール４０の渦巻体４１のうち、伸開角φｏがφｏｅ１からφｏｅ２までの渦巻体４１で圧縮室５ａが形成され、伸開角φｏがφｏｅ１以下の渦巻体４１でも圧縮室５ａが形成され、２つの圧縮室５ａが形成される。そして、その２つの圧縮室５ａの圧力はそれぞれ異なる。また、揺動スクロール４０の渦巻体４１の歯高Ｈと伸開角φｏとの関係は図２３に示すようになっている。具体的には、揺動スクロール４０の渦巻体４１の伸開角φｏが、φｏｅ０≦φｏ≦φｏｅ１（＝φｆｅ）では、渦巻体４１の歯高Ｈは、揺動スクロール４０の歯先４１ａ２と固定スクロール３０の歯底３１ａ１との距離が数十μｍとなる高さＨ１である。ここで、φｏｅ０は、揺動スクロール４０の渦巻体４１の巻き始めの伸開始点角である。また、揺動スクロール４０の渦巻体４１の伸開角φｏが、φｏｅ１＜φｏ≦φｏｅ２では、渦巻体４１の歯高Ｈは、Ｈ１より小さいＨ２である。つまり、揺動スクロール４０の渦巻体４１は、２つの異なる歯高Ｈを有しており、歯高がＨ１である部分と歯高がＨ２である部分との間には段差４１ａ（図２１参照）が設けられている。
　以上のように、揺動スクロール４０の渦巻体４１が、固定スクロール３０の渦巻体３１よりも長くなっている構成としても、実施の形態１と同様の効果が得られる。つまり、低回転数運転時では、歯先隙間から冷媒が漏れる量が多くなるので、渦巻体３１、４１同士が離れる方向に作用する冷媒圧縮による揺動スクロール４０への荷重は、高速回転数運転時よりも小さくなり、また、対称渦巻構造での冷媒圧縮による揺動スクロール４０への荷重と同等になる。その結果、低回転数運転時において、非対称渦巻構造化により渦巻体３１、４１同士が密着せずに離れることによる下限回転数増大を防ぐことができ、従来の非対称渦巻構造と比較して、下限回転数上限を低くすることができる。また、低回転数運転時では、高回転数運転時と比較して１回転当たりに圧縮室５ａに取り込むことができる冷媒量が小さくなるため、冷媒循環量が小さくなり、低負荷運転時に発停運転でなく連続運転で対応可能となる。そのため、圧縮機の発停運転を減少させることができ、発停ロスによる性能低下を抑制することができる。
　つまり、固定スクロール３０および揺動スクロール４０のうち、一方の渦巻体の周方向の長さが他方の渦巻体の周方向の長さよりも長い非対称渦巻構造を備え、一方の渦巻体のうち他方の渦巻体よりも長くなっている部分である延長部分の歯高は、一方の渦巻体のその他の部分の歯高よりも低くなっている構成とすることで、上記の効果および実施の形態１に記載の同様の効果が得られる。
　なお、実施の形態４では、揺動スクロール４０の渦巻体４１の周方向の長さを延長し、揺動スクロール４０の渦巻体４１に段差４１ａを設けた構成としたが、揺動スクロール４０の渦巻体４１の長さを延長すると、揺動スクロール４０の質量が増加し、第１バランサ１８の質量を増加させる必要がある。そのため、実施の形態１のように、固定スクロール３０の渦巻体３１の長さを延長し、固定スクロール３０の渦巻体３１に段差３１ａを設けた構成とする方が望ましい。
　なお、実施の形態１～４では、シェル２に低圧冷媒が作用する低圧シェルタイプのスクロール圧縮機１００を例に説明したが、それに限定されず、シェル２に高圧冷媒が作用する高圧シェルタイプのスクロール圧縮機にも適用可能である。高圧シェルタイプのスクロール圧縮機では、吸入場所を１か所にするために非対称渦巻構造を採用しているが、高圧シェルタイプに、揺動スクロールの遠心力により揺動スクロールの渦巻体が固定スクロールの渦巻体に押し付けられる従動クランク機構を採用することは、理論上問題ない。
　２　シェル、２ａ　アッパーシェル、２ｂ　ロアーシェル、３　油ポンプ、３ａ　油溜り、４　モータ、４ａ　ロータ、４ｂ　ステータ、５　圧縮機構部、５ａ　圧縮室、５ａ１　内向面圧縮室、５ａ２　外向面圧縮室、６　フレーム、６ａ　吸入ポート、６ｂ　スラスト軸受、６ｃ　給油溝、６ｄ　内部空間、７　軸部、７ａ　油通路、７ｂ　偏心部、８ａ　主軸受、８ｂ　副軸受、８ｃ　揺動軸受、１１　吸入管、１２　吐出管、１３　吐出チャンバ、１５　オルダムリング、１５ｂ　オルダムリング空間、１６　スライダ、１７　スリーブ、１８　第１バランサ、１８ａ　バランサカバー、１９　第２バランサ、２０　サブフレーム、２１　排油パイプ、３０　固定スクロール、３０ａ　固定台板、３１　渦巻体、３１ａ　段差、３１ａ１　歯底、３１ａ２　歯先、３２　吐出口、４０　揺動スクロール、４０ａ　揺動台板、４１　渦巻体、４１ａ　段差、４１ａ１　歯底、４１ａ２　歯先、５０　吐出弁機構、６０　隙間、１００　スクロール圧縮機、１０１　凝縮器、１０２　膨張弁、１０３　蒸発器、２００　冷凍サイクル装置、２０１　冷媒配管。

Claims (10)

  1. 　外郭を構成するシェルと、
    　前記シェルに収容され、固定台板に渦巻体が設けられた固定スクロールと、揺動台板に渦巻体が設けられた揺動スクロールとを有し、前記固定スクロールの前記渦巻体と前記揺動スクロールの前記渦巻体とが噛み合った空間に圧縮室が形成される圧縮機構部と、
    　前記揺動スクロールに回転力を伝達する軸部と、を備えたスクロール圧縮機であって、
    　前記スクロール圧縮機は、従動クランク機構を有しており、
    　前記固定スクロールおよび前記揺動スクロールのうち、一方の前記渦巻体の周方向の長さが他方の前記渦巻体の周方向の長さよりも長い非対称渦巻構造を備え、
    　前記一方の前記渦巻体のうち前記他方の前記渦巻体よりも長くなっている部分である延長部分の歯高は、前記一方の前記渦巻体のその他の部分の歯高よりも低くなっている
    　スクロール圧縮機。
  2. 　前記延長部分の歯高は、第１の回転数の運転では冷媒が漏れず、前記第１の回転数よりも低回転数の第２の回転数の運転では、冷媒が漏れる高さに設定されている
    　請求項１に記載のスクロール圧縮機。
  3. 　前記一方の前記渦巻体には、歯高が異なる位置に段差が形成されており、
    　前記段差の位置は、前記他方の前記渦巻体の巻き終りの伸開終点角またはその近傍である
    　請求項１または２に記載のスクロール圧縮機。
  4. 　前記延長部分の歯高は、１種類である
    　請求項１～３のいずれか一項に記載のスクロール圧縮機。
  5. 　前記延長部分の歯高は、２種類以上である
    　請求項１～３のいずれか一項に記載のスクロール圧縮機。
  6. 　前記延長部分の歯高は、巻き終わりにかけて直線的に減少している
    　請求項１～３のいずれか一項に記載のスクロール圧縮機。
  7. 　前記軸部の上部に設けられた偏心部の外周面に取り付けられる筒状のスライダを備え、
    　前記スライダと前記偏心部との間には一方向に隙間が形成されており、
    　前記揺動スクロールはその遠心力により、前記隙間の分だけ移動し、前記固定スクロールと接触する箇所で揺動運動を行う
    　請求項１～６のいずれか一項に記載のスクロール圧縮機。
  8. 　前記揺動スクロールの材質は、前記固定スクロールを形成している材質よりも比重が小さい金属である
    　請求項１～７のいずれか一項に記載のスクロール圧縮機。
  9. 　請求項１～８のいずれか１項に記載のスクロール圧縮機を備えた
    　冷凍サイクル装置。
  10. 　ＧＷＰが５以下である冷媒が用いられた
    　請求項９に記載の冷凍サイクル装置。
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Citations (9)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS59141785A (ja) * 1984-01-26 1984-08-14 Mitsubishi Electric Corp スクロ−ル圧縮機
JPH08261170A (ja) * 1995-03-28 1996-10-08 Mitsubishi Electric Corp スクロール圧縮機
JP2000073971A (ja) * 1998-08-27 2000-03-07 Fujitsu General Ltd スクロール圧縮機
JP2000179476A (ja) * 1998-12-18 2000-06-27 Fujitsu General Ltd スクロール型圧縮機
JP2001329972A (ja) * 2000-05-19 2001-11-30 Fujitsu General Ltd スクロール圧縮機
JP2005120941A (ja) * 2003-10-17 2005-05-12 Matsushita Electric Ind Co Ltd スクロール圧縮機
JP2006022657A (ja) * 2004-07-06 2006-01-26 Matsushita Electric Ind Co Ltd スクロール圧縮機
JP2006299986A (ja) * 2005-04-22 2006-11-02 Mitsubishi Heavy Ind Ltd スクロール圧縮機
WO2015140869A1 (ja) * 2014-03-17 2015-09-24 三菱電機株式会社 スクロール圧縮機

Patent Citations (9)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS59141785A (ja) * 1984-01-26 1984-08-14 Mitsubishi Electric Corp スクロ−ル圧縮機
JPH08261170A (ja) * 1995-03-28 1996-10-08 Mitsubishi Electric Corp スクロール圧縮機
JP2000073971A (ja) * 1998-08-27 2000-03-07 Fujitsu General Ltd スクロール圧縮機
JP2000179476A (ja) * 1998-12-18 2000-06-27 Fujitsu General Ltd スクロール型圧縮機
JP2001329972A (ja) * 2000-05-19 2001-11-30 Fujitsu General Ltd スクロール圧縮機
JP2005120941A (ja) * 2003-10-17 2005-05-12 Matsushita Electric Ind Co Ltd スクロール圧縮機
JP2006022657A (ja) * 2004-07-06 2006-01-26 Matsushita Electric Ind Co Ltd スクロール圧縮機
JP2006299986A (ja) * 2005-04-22 2006-11-02 Mitsubishi Heavy Ind Ltd スクロール圧縮機
WO2015140869A1 (ja) * 2014-03-17 2015-09-24 三菱電機株式会社 スクロール圧縮機

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