JP5999971B2 - スクロール圧縮機 - Google Patents

Description

本発明は、冷凍・空調用途に用いられるスクロール圧縮機に関するもので、特に限られたスペース内での行程容積を増大させるために渦巻をいわゆる非対称形状としたスクロール圧縮機に関するものである。

スクロール圧縮機は、形成された渦巻が互いに噛み合うように組み合わされた固定スクロール及び揺動スクロールを備えている。そして、揺動スクロールが揺動することにより、それぞれの渦巻で形成される圧縮室の容積が減少し、流体を圧縮していくようになっている。

このようなスクロール型の圧縮機においては、揺動スクロールに作用するガス荷重が中心からずれて作用するために揺動スクロールを自転させようとする自転モーメントが発生し、これに抗して揺動スクロールの姿勢を規正し、揺動運動を行なわせるための自転防止手段としてオルダムリングが用いられることが多い。

オルダムリングの爪部には、自転モーメントに抗するための反力が作用するが、その大小は自転モーメントの大小に依存する。揺動スクロールの最外周外向面の最大半周分を圧縮室形成に関与させて行程容積増大を図った非対称形状の渦巻（以下、非対称渦巻と称する）の場合、自転モーメントの変動が増大し、向きが逆転する場合もある。自転モーメントの反転は、オルダムリングの爪に作用する反力向きの逆転となる。

このような自転モーメントの変動に対処する方法として、往復動するオルダムリングの自重分の慣性力を利用して揺動スクロールとオルダムリング間のキー部反力の変動を抑制するようにしたスクロール圧縮機が開示されている（例えば、特許文献１参照）。

また、揺動スクロール外向面側の圧縮室或いは内向面側の圧縮室の少なくとも一方に吸入完了位置を調節する吸入容積調整機構を備えることにより容量制御を行ない、過圧縮、転覆、自転トルクの変動による振動の影響を抑制するようにしたスクロール圧縮機が開示されている（例えば、特許文献２参照）。

特開２００４−０１９５４５号公報（第８−１０頁等） 特開２００７−１５４７６１号公報（第１５−１８頁等）

特許文献１のスクロール圧縮機においては、変動する自転モーメントとオルダムリングの自重による慣性力を重ね合わせたものが、元々の自転モーメントよりも変動が小さくなるようにオルダムリングの往復動方向が決められている。しかしながら、オルダムリングの慣性力を利用する方法は、オルダムリング〜揺動スクロール間の爪部分の反力には有効であるが、固定スクロール等の固定部材〜オルダムリング間の爪部分については、オルダムリングが爪方向に往復動するので効果は期待できない。

非対称渦巻の場合、元々の自転モーメントの変動が増大し、一回転中に正負の逆転が発生する場合があり、オルダムリングの慣性力利用によりオルダムリング〜揺動スクロール間の爪反力の逆転を回避することができたとしても、固定部材〜オルダムリング間の爪反力逆転を回避することはできない。その場合、爪の反力を支持する面が入れ替わり、爪／溝のクリアランス分だけ固定部材に対してオルダムリングが自転するので、騒音、振動源となるだけでなく、揺動スクロールの姿勢規正が甘くなり、半径方向すきまからの流体漏れの原因にもなる。

また、特許文献２のスクロール圧縮機においては、吸入容積調整機構で容量制御するようになっているが、揺動スクロール外向面側の最外周の最大１／２巻き分による非対称吸入で増大させた分の行程容積をリリーフして逃がすことになるので、有効な行程容積が対称の渦巻（以下、対称渦巻と称する）と同じになり非対称渦巻を採用することによる利点が失われている。

本発明は、上述のような課題を解決するためになされたもので、元々の自転モーメントが一回転中に反転しないような非対称渦巻を備えたスクロール圧縮機を提供することを目的としている。

本発明に係るスクロール圧縮機は、固定スクロールの渦巻及び揺動スクロールの渦巻が非対称形状に形成され、前記固定スクロールの渦巻と前記揺動スクロールの渦巻とを組合わせて形成される圧縮室で流体を圧縮するものであり、自転モーメントのガス圧縮トルクに対する比の最大値が常に負であるスクロール圧縮機であって、前記固定スクロールを支持するとともに、前記揺動スクロールを回転可能に支持するフレームと、前記フレーム及び前記揺動スクロールに形成されているオルダム溝に摺動可能に嵌入される爪が形成され、前記揺動スクロールの自転運動を阻止するとともに、前記揺動スクロールの揺動運動を可能とするオルダムリングと、を備え、前記揺動スクロールの歯厚ｔ１＞前記固定スクロールの歯厚ｔ２であって、前記オルダムリングの爪が前記揺動スクロール外向面側シール点が開く方向の自転を規正する対角２面に当接した時に、逆向きの自転規正時よりも前記揺動スクロールの姿勢精度が高くなるように、前記オルダム溝の側面の位置精度を規定したものである。

本発明に係るスクロール圧縮機によれば、元々の自転モーメントが一回転中に反転しないような非対称渦巻を備えたので、自転モーメントによる振動・騒音の増大を抑制し、角度規正精度を向上し、低振動・低騒音、高効率なものとなる。

本発明の実施の形態に係るスクロール圧縮機の全体の構造を概略的に示す概略断面図である。 本発明の実施の形態に係るスクロール圧縮機の固定スクロール及び揺動スクロールの渦巻形状と圧縮過程を説明するための説明図である。 対称渦巻と非対称渦巻について圧力Ｐの変化を圧縮室の容積Ｖに対してプロットしたＰＶ線図である。 一般的な非対称渦巻における揺動スクロールに作用するガス荷重の計算を説明するための説明図である。 対称渦巻と非対称渦巻について自転モーメントＴｒの変化を回転角に対してプロットしたグラフである。 ある組込容積比ρ＝２．１９の非対称渦巻を冷媒Ｒ４１０ＡのＣＴ／ＥＴ（凝縮温度／蒸発温度）＝５２／５［℃］で運転したときの自転モーメントのガス圧縮トルクに対する比の最大値と最小値を、パラメータ（ｔ１＋ｔ２）／ｐをふって、歯厚差に対してプロットしたグラフである。 異なるスペックの渦巻の自転モーメント反転限界を与える（ｔ１＋ｔ２）／ｐ＋νを各運転条件での理想容積比ρｉｄに対してプロットしたグラフである。

以下、図面に基づいて本発明の実施の形態について説明する。
図１は、本発明の実施の形態に係るスクロール圧縮機１の全体の構造を概略的に示す概略断面図である。図１に基づいて、スクロール圧縮機１の構成及び動作について説明する。なお、図１を含め、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、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、同一又はこれに相当するものであり、このことは明細書の全文において共通することとする。さらに、明細書全文に表わされている構成要素の形態は、あくまでも例示であって、これらの記載に限定されるものではない。

スクロール圧縮機１は、たとえば冷蔵庫や冷凍庫、自動販売機、空気調和機、冷凍装置、給湯器等の冷凍サイクル装置に適用されるものである。このスクロール圧縮機１は、冷凍サイクルを循環する冷媒等の流体を吸入し、圧縮して高温・高圧の状態として吐出させるものである。

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

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

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

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

オルダムリング１３は、揺動スクロール１２のスラスト面（渦巻形成面とは反対側の面）に配設され、揺動スクロール１２の自転運動を阻止するために機能する。すなわち、オルダムリング１３は、揺動スクロール１２の自転運動を阻止するとともに、揺動スクロール１２の揺動運動を可能とする機能を果たすようになっている。オルダムリング１３の上下面には、互いに直交するように突設された爪（図示省略）が形成されている。オルダムリング１３の爪は、揺動スクロール１２、フレーム１４に形成されたオルダム溝（図示省略）に嵌入されるようになっている。

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

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

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

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

密閉容器２１の内周面には、外周面が焼き嵌めや溶接等によって固着され、固定スクロール１１を支持するとともに、中心部に形成された貫通孔を介して軸１５を回転可能に支持するフレーム１４が設置されている。このフレーム１４は、揺動スクロール１２を回転可能に支持する機能も有している。フレーム１４の貫通穴には、軸１５を回転自在に支持する図示省略の主軸受部が設けられている。また、フレーム１４には、モーター（ローター１８、ステーター１９）の上部空間に存在する冷媒ガスを圧縮室４に導く吸入口１４ａが形成されている。

また、密閉容器２１の内周面には、外周面が焼き嵌めや溶接等によって固着され、中心部に形成された貫通孔を介して軸１５を回転可能に支持するサブフレーム１４Ａが設置されている。サブフレーム１４Ａの貫通穴には、軸１５を回転自在に支持する副軸受部２０が設けられている。サブフレーム１４Ａは、軸１５の下方部分を支持するように、密閉容器２１内の下方に設置されるようになっている。

スクロール圧縮機１の動作を説明する。
ステーター１９に電力が供給されると、ローター１８がトルクを発生し、フレーム１４の主軸受部と副軸受部２０とで支持された軸１５が回転する。軸１５の偏心部１５１によりボス部１２１が駆動される揺動スクロール１２は、オルダムリング１３により自転を規制されて揺動運動する。つまり、フレーム１４のオルダム溝方向に往復動するオルダムリング１３により自転を規制された状態で揺動スクロール１２のボス部１２１が軸１５の偏心部１５１により駆動されることにより、揺動スクロール１２が揺動運動する。これにより、固定スクロール１１の渦巻１１ｂとの組み合わせで形成された圧縮室４の容積を変化させる。

揺動スクロール１２の揺動運動に伴い吸入管２３から密閉容器２１内に吸入されたガス状態の流体が、固定スクロール１１と揺動スクロール１２の両渦巻間の圧縮室４に取り込まれ、圧縮されていく。そして、圧縮された流体は、固定スクロール１１に設けた吐出ポート１１１から吐出弁２５に抗して吐出され、吐出管２４からスクロール圧縮機１の外部、すなわち冷媒回路へ排出される。

なお、揺動スクロール１２とオルダムリング１３の運動に伴うアンバランスを軸１５に取り付けられた第１バランサー１６とローター１８に取り付けられた第２バランサー１７によって釣り合わせるようになっている。密閉容器２１下部に貯留した潤滑油２２は、軸１５内に設けられた給油路から各摺動部（主軸受部、副軸受部２０、スラスト面など）に供給される。

図２は、スクロール圧縮機１の固定スクロール１１及び揺動スクロール１２の渦巻形状と圧縮過程を説明するための説明図である。図２に基づいて、スクロール圧縮機１の固定スクロール１１及び揺動スクロール１２の渦巻形状と圧縮過程について説明する。図２では、細線が固定スクロール１１を、太線が固定スクロール１１に組み合わされた揺動スクロール１２を、それぞれ表している。

（ａ）は、固定スクロール１１に組み合わされた揺動スクロール１２の外向面側の最外室が形成された吸入完了の状態を示している。（ｂ）は、（ａ）の状態から揺動スクロール１２が９０ｄｅｇ公転した位置にあるときの状態を示している。（ｃ）は、（ａ）の状態から揺動スクロール１２が１８０ｄｅｇ公転した位置にあるときの状態を示している。（ｄ）は、（ａ）の状態から揺動スクロール１２が２７０ｄｅｇ公転した位置にあるときの状態を示している。すなわち、揺動スクロール１２は、（ａ）→（ｂ）→（ｃ）→（ｄ）→（ａ）と揺動運動、すなわち自転を伴わない公転運動を行う。

これにより、各圧縮室４は容積を減じていく。それに伴い、吸入されたガス状態の流体は、圧縮されるとともに順次中央へ送られ、最内室（第０室）から固定スクロール１１に設けられた吐出ポート１１１（図２では図示せず）を経てスクロール圧縮機１の外部へ吐出される。

揺動スクロール１２の外向面と固定スクロール１１の内向面で形成される圧縮室４のうち最外周の第２室は、０ｄｅｇの時点で吸入完了＝圧縮開始となり、その圧力はＰ２ｏである。第２室は、回転後には一周内側の第１室となり圧力はＰ１ｏとなる。そして、第１室は、更に１回転後には揺動内向面／固定外向面側の第１室と連通して圧力Ｐ０となっている。

揺動内向面／固定外向面側の最外（第２）室は１８０ｄｅｇが吸入完了＝圧縮開始で、この時点で対となる揺動外向面／固定内向面側の第２室は既に１／２回転分圧縮過程が進んでいるので、Ｐ２ｏはＰ２ｉよりも高くなっている。一周内側の第１室のＰ１ｏとＰ１ｉについても同様で、この状況は揺動内向面側と揺動外向面側の圧縮室が連通して圧力Ｐ０の最内室となるまで続く。通常の対称渦巻の場合、揺動外向面側の吸入完了は揺動内向面側の吸入完了と同じタイミングとなり、対応する双方の圧縮室４の圧力は原理的には常に等しい。

図３は、対称渦巻と非対称渦巻について圧力Ｐの変化を圧縮室の容積Ｖに対してプロットしたＰＶ線図である。図３に基づいて、図２で示した状況を詳しく説明する。図３（ａ）は対称渦巻の場合のＰＶ線図を示している。図３（ｂ）は非対称渦巻の場合のＰＶ線図を示している。なお、図３では、横軸が圧縮室容積を、縦軸が圧縮室内圧を、それぞれ示している。

図３（ａ）に示すように対称渦巻の場合、揺動外向面／固定内向面側と揺動内向面／固定外向面側の圧縮室４は同時に同じ容積で吸入完了となるので、それ以降の圧縮過程も同じ圧力上昇をたどり、ある回転角での容積Ｖに対する揺動外向面側の圧力Ｐｏｕｔと揺動内向面側の圧力Ｐｉｎは等しい。

これに対して非対称渦巻の場合、図３（ｂ）に示すように揺動外向面／固定内向面側の圧縮室が揺動内向面／固定外向面側の圧縮室よりも大きな行程容積Ｖｓｔｏで先行して吸入完了となり、揺動内向面側の圧縮室では揺動外向面側に遅れて行程容積Ｖｓｔｉから圧縮過程が進行する。そのため、非対称渦巻の場合では、最内室と連通するまでの間は、ある容積Ｖに対する揺動外向面側の圧力Ｐｏｕｔが揺動内向面側の圧力Ｐｉｎよりも高い状況が続くことになる。

このように非対称渦巻では、揺動外向面側のシール点形成開始タイミングが早く、揺動外向面側と揺動内向面側の対応する圧縮室の圧力が異なることによる揺動スクロールに作用するガス荷重への影響が、揺動スクロールの自転モーメントの変動の拡大として現れる。例えば、図２（ｃ）において、等歯厚で対称渦巻の場合にはＰ２ｏ＝Ｐ２ｉ、Ｐ１ｏ＝Ｐ１ｉとしてガス荷重計算を行なう必要のなかったＰ２ｏとＰ２ｉの間の半周分、Ｐ１ｏとＰ１ｉの間の半周分の揺動スクロール渦巻部分についても差圧を計算に入れなくてはならない。

また、１８０ｄｅｇで揺動内向面側圧縮室は内向面側の行程容積Ｖｓｔｉとなっており、対称形状の場合は外向面側の行程容積Ｖｓｔｏも等しいので、圧縮機としての行程容積Ｖｓｔ＝Ｖｓｔｉ＋Ｖｓｔｏ＝２×Ｖｓｔｉ（＝２×Ｖｓｔｏ）であったのが、非対称形状としたことにより、Ｖｓｔｏ＞ＶｓｔｉでＶｓｔ＝Ｖｓｔｉ＋Ｖｓｔｏ＞２×Ｖｓｔｉとなる。圧力Ｐ０の最内室とその一周外側の圧力Ｐ１ｏ、Ｐ１ｉの第１室とが連通する時点での第１室の容積Ｖ１（外向面側Ｖ１ｏと内向面側Ｖ１ｉの合計）は最外周が対称でも非対称でも変わらないので、組込容積比（Ｖｓｔｏ＋Ｖｓｔｉ）／Ｖ１は対称形状の時よりも上がる。そのため、非対称化により行程容積及び組込容積比を大きくすることができる。

図４は、一般的な非対称渦巻における揺動スクロールに作用するガス荷重の計算を説明するための説明図である。図４に基づいて、一般的な非対称渦巻における揺動スクロールに作用するガス荷重の計算について説明する。図４では、（ａ）が揺動内向面側圧縮室〜揺動外向面側圧縮室間の渦巻に作用するガス荷重の計算の説明を、（ｂ）が揺動外向面側圧縮室〜揺動内向面側圧縮室間の渦巻に作用するガス荷重の計算の説明を、それぞれ示している。

図４（ａ）において、実線で示した揺動スクロール１２の渦巻１２ｂの斜線部には、内向面側第ｎ室の圧力Ｐｎｉと外向面側第ｎ＋１室の圧力Ｐ（ｎ＋１）ｏの差圧（但し最内室はＰ０、最外周は吸入圧Ｐｓ）が作用している。そして、シール点間距離はＬｎｉ（ｎ＋１）ｏとなっているので、ｈ（歯高）×Ｌｎｉ（ｎ＋１）ｏ×（Ｐｎｉ−Ｐ（ｎ＋１）ｏ）の合計に相当する力Ｆｉｏに抗して揺動スクロール１２を駆動しなければならない。更に図４（ｂ）のシール点間距離Ｌｎｏｉの斜線部に作用する差圧（Ｐｎｏ−Ｐｎｉ）について、対称渦巻ではＰｎｏ＝Ｐｎｉとみなして計算の必要がなかったｈ×Ｌｎｉｏ×（Ｐｎｏ−Ｐｎｉ）を合計した力Ｆｏｉを加えて、Ｒｒ（揺動半径）×（Ｆｉｏ＋Ｆｏｉ）がガス圧縮に要するトルクＴθとなる。

このとき、Ｆｉｏ、Ｆｏｉの作用点と揺動スクロール１２の中心が一致しないため、ＦｉｏとＦｏｉはそれぞれ揺動スクロール１２を中心周りに回転（自転）させるように作用する。これが自転モーメントＴｒと言われるもので、その大きさは図４の揺動スクロール中心〜作用点間の距離を参照して、内向面側→外向面側がＦｉｏ×Ｒｒ／２、ｐを渦巻ピッチとして外向面側→内向面側は向きが逆になるので−Ｆｏｉ×（ｐ−Ｒｒ）／２である。

前述の如く、等歯厚の対称渦巻の場合には、外向面側→内向面側の差圧が０とみなせたので、内向面側→外向面側について合計すればよく、ガス圧縮トルクはＴθ＝Ｒｒ×Ｆｉｏで自転モーメントはＴｒ＝Ｒｒ／２×Ｆｉｏ＝Ｔθ／２となる。そして、自転の向きは揺動外向面側シール点が閉じる方向、揺動内向面側シール点が開く方向で一定していた。これに対して、非対称渦巻では、自転モーメントがＴｒ＝Ｆｉｏ×Ｒｒ／２−Ｆｏｉ×（ｐ−Ｒｒ）／２＝（Ｆｉｏ＋Ｆｏｉ）×Ｒｒ／２−Ｆｏｉ×ｐとなるので、向きが逆転する場合もあり得ることになる。

揺動スクロール１２の自転を規正するためのオルダムリング１３は、本来一方向の自転モーメントに対して姿勢を規正するためのものなので、フレーム側、揺動スクロール側それぞれ２個の爪について、前述の揺動外向面側シール点が閉じる方向の自転を規正する対角２面を用い、残りの対角２面は使用しない。このため、フレーム１４または揺動スクロール１２に形成されオルダムリング１３の爪が嵌入されるオルダム溝については、姿勢規正に用いられる爪の対角２面に対応する２面の位置精度を規定することで揺動スクロールの姿勢規正精度を確保するのが一般的である。

したがって、オルダム爪の姿勢規正に用いられない側の対角２面については、溝幅寸法−爪幅寸法の比較的大きなクリアランスが存在するため、自転モーメントが反転するとオルダムリングの爪部分の摺動面が反転して、爪／溝部のクリアランス分の自転による振動・騒音の発生、渦巻側面すきまからの漏れの増大を招くので、このような使い方は避けるべきである。

自転モーメントが反転するかどうかは、上記の計算式よりＦｏｉの大きさに依存しており、Ｆｏｉは元々揺動スクロール外向面側の圧縮室の吸入完了を早めて、外向面側の圧縮室での圧縮過程が内向面側の圧縮室に対して先行することにより生じた差圧が作用した力である。そのため、一般に揺動スクロール外向面側を内向面側の吸入完了＝圧縮開始角度の差（延長伸開角φｅｘ≦１８０ｄｅｇ）が大きいほど、また揺動スクロール外向面側と内向面側の行程容積の差（Ｖｓｔｏ−Ｖｓｔｉ）が大きいほど、自転モーメントの変動が大きくなるといえる。

図５は、対称渦巻と非対称渦巻について自転モーメントＴｒの変化を回転角に対してプロットしたグラフである。図５に基づいて、図３で示したＰＶ線図から計算した自転モーメントＴｒの変化について説明する。図５（ａ）は対称渦巻の場合の自転モーメントＴｒの変化を回転角に対してプロットしたグラフを示している。図５（ｂ）は非対称渦巻の場合の自転モーメントＴｒの変化を回転角に対してプロットしたグラフを示している。なお、図５では、横軸が回転角ψを、縦軸が回転角に対しての自転モーメントＴｒを、それぞれ示している。

図５の横軸は回転角であるが、図２のように揺動外向面側の吸入完了時を０ｄｅｇとするのではなく、吸入完了タイミングの異なる渦巻同士を対照比較するため、最内室とその外側の第１室（揺動外向面側、揺動内向面側）とが連通するタイミングを１８０ｄｅｇとしている。

図５において、（ａ）の対称渦巻は常にＴｒ＞０となっており、姿勢規正のためのオルダムリング爪反力が一方向のみであるのに対して、（ｂ）の非対称渦巻では対称渦巻に較べてＴｒの平均値が下がるとともに変動が大きくなる。そのため、一回転中にＴｒ＞０の範囲とＴｒ＜０の範囲の両方があることがわかる。このように一回転中に自転モーメントの正負が逆転すると、オルダムリングは爪の片側の対角２面だけで姿勢規正することが出来なくなる。

自転モーメントＴｒの変動拡大要因は、対称渦巻で差圧が無いために無視できた揺動スクロールの外向面側から内向面側に向かって作用するガス力Ｆｏｉとその作用点位置であり、Ｆｏｉは揺動スクロール外向面側の行程容積Ｖｓｔｏと内向面側の行程容積Ｖｓｔｉｉの差に依存している。

揺動スクロールと固定スクロールの歯厚が異なる“異歯厚”の渦巻では、対称渦巻であってもＶｓｔｏとＶｓｔｉが異なってくる。揺動スクロールの歯厚をｔ１、固定スクロールの歯厚をｔ２、揺動／固定で共通の渦巻ピッチをｐとすると、ｔ１＞ｔ２のときＶｓｔｏ／Ｖｓｔｉが大きくなって容積差が拡大するとともに、Ｆｉｏの作用点がＲｒ／２＝（ｐ−ｔ１−ｔ２）／４の点、Ｆｏｉの作用点が−（ｐ−Ｒｒ）／２＝（ｐ−ｔ１−ｔ２）／４−ｐ／２＝−（ｐ＋ｔ１＋ｔ２）／４の点、すなわち揺動スクロール中心に対して±ｐ／４−（ｔ１＋ｔ２）／４の点となる。

このような非対称渦巻について、等歯厚／異歯厚の制約無く自転モーメントの変動に対する渦巻スペックの影響を整理するために、（ｔ１＋ｔ２）／ｐとＶｓｔｏ／Ｖｓｔｉを無次元のパラメータとして選び、自転モーメントＴｒをガス圧縮トルクＴθで無次元化して表わす（図６参照）。

図６は、ある組込容積比ρ＝２．１９の非対称渦巻を冷媒Ｒ４１０ＡのＣＴ／ＥＴ（凝縮温度／蒸発温度）＝５２／５［℃］で運転したときの自転モーメントのガス圧縮トルクに対する比の最大値と最小値を、パラメータ（ｔ１＋ｔ２）／ｐをふって、歯厚差に対してプロットしたグラフである。図６に基づいて、自転モーメント及びガス圧縮トルクについて説明する。図６（ａ）は、最大値／最小値を揺動／固定の歯厚差に対してプロットしたグラフを、図６（ｂ）は、図６（ａ）の最大値側を拡大して、揺動外向面側と内向面側の行程容積比Ｖｓｔｏ／Ｖｓｔｉを等歯厚の場合の（Ｖｓｔｏ／Ｖｓｔｉ）_等歯厚 で無次元化して横軸にとり直したものである。

図６（ａ）に示されているように最大値側が０近傍にあることから、図５（ｂ）のように一回転中の大部分はＴｒ＜０となっていることが推察される。図６（ａ）は、図５（ｂ）の最大値と最小値をガス圧縮トルクＴθに対する比Ｔｒ／Ｔθとしてまとめたものなので、最大値と最小値が０をまたぐことなく、共に＜０または共に＞０であれば自転モーメントが一回転中に反転しないことになる。

すなわち、図６（ｂ）でパラメータ（ｔ１＋ｔ２）／ｐの各値に対してＭＡＸ（Ｔｒ／Ｔθ）が０とクロスする点が、自転モーメントの反転限界となり、それよりもν＝（Ｖｓｔｏ／Ｖｓｔｉ）／（Ｖｓｔｏ／Ｖｓｔｉ）_等歯厚 が大であれば、一回転を通じてＴｒは常にマイナス側で、等歯厚対称渦巻に対する通常の場合とは逆になるが、オルダムリングの爪の両面が姿勢規正に用いられることはなくなる。このような自転モーメント反転限界点の（ｔ１＋ｔ２）／ｐ＋νはほぼ一定となる。これは、反転限界に対する無次元パラメータ（ｔ１＋ｔ２）／ｐとνの影響度がほぼ等しいことを示している。

図７は、異なるスペックの渦巻の自転モーメント反転限界を与える（ｔ１＋ｔ２）／ｐ＋νを各運転条件での理想容積比ρｉｄに対してプロットしたグラフである。つまり、図７は、図６を、更に異なる組込容積比ρの渦巻で高低圧を変えたときの反転限界の（ｔ１＋ｔ２）／ｐ＋νを各高低圧におけるρｉｄ＝（吸入状態での比容積）／（吐出状態での比容積）に対してプロットしたものである。図７に基づいて、自転モーメント及びガス圧縮トルクについて更に説明する。

図７には、“自転モーメント反転限界線”を示しており、Ｒ４１０Ａのある運転条件における吸入／吐出の比容積の比ρｉｄの関数（以下に示す式（１））が渦巻の（ｔ１＋ｔ２）／ｐ＋ν以下であれば、自転モーメントの反転が生じないことを示している。
式（１）：
Ｌ（ρｉｄ）＝−０．００９・ρｉｄ⁴ ＋０．１４２７・ρｉｄ³ −０．８５８９・ρｉｄ² ＋２．３８６８・ρｉｄ−０．８９３４

したがって、渦巻設計にあたっては低振動・低騒音、高効率を特に要求される運転条件のうち、もっとも理想容積比ρｉｄが高くなる条件に対するＬ（ρｉｄ）よりも（ｔ１＋ｔ２）／ｐ＋νが大きくなるような渦巻スペックを選択することにより、通常の運転では自転モーメント反転が発生しない渦巻を得ることが可能となる。また、フレーム及び揺動スクロールのオルダム溝の揺動スクロール外向面側シール点が開く方向の自転を規正する対角２面の位置精度を規定することで、低振動・低騒音かつ角度規正精度確保により高効率の、スクロール圧縮機が得られる。

そこで、本実施の形態に係るスクロール圧縮機１では、揺動スクロール１２と固定スクロール１１の歯厚が異なる非対称渦巻を、揺動スクロールの歯厚をｔ１、固定スクロールの歯厚をｔ２、渦巻ピッチ（揺動／固定で共通）をｐとしたときの（ｔ１＋ｔ２）／ｐと、非対称化により異なっている揺動スクロール外向面側の行程容積Ｖｓｔｏと内向面側の行程容積Ｖｓｔｉについて、比Ｖｓｔｏ／Ｖｓｔｉ（≠１）の等歯厚の場合に対する比（Ｖｓｔｏ／Ｖｓｔｉ）／（Ｖｓｔｏ／Ｖｓｔｉ）_等歯厚 ＝νとをパラメータとし、所定の運転条件におけるρｉｄ＝（吸入状態での比容積）／（吐出状態での比容積）の関数（式（１））を満たす形状としている。

これにより、本実施の形態に係るスクロール圧縮機１は、非対称渦巻を上記式（１）を満たす“異歯厚”渦巻で構成したことにより、揺動スクロール１２に作用する自転モーメントの一回転中での反転が起こらないようになっている。つまり、スクロール圧縮機１は、元々の自転モーメントが一回転中に反転しないような非対称渦巻を採用し、非対称渦巻による行程容積増大を無効化することなく、オルダムリング１３の自転を回避し、振動・騒音の低減とともに対称渦巻と同等の角度規正精度を確保して流体の漏れ低減による性能向上を図るようにしている。これにより、限られたスペースでの行程容積増大という、非対称渦巻によるメリットを損なうことなく、自転モーメントの反転を回避することが可能となり、低振動・低騒音とともに、角度規正精度確保により高効率のものとなる。

１ スクロール圧縮機、４ 圧縮室、１１ 固定スクロール、１１ａ 鏡板、１１ｂ 渦巻、１２ 揺動スクロール、１２ａ 鏡板、１２ｂ 渦巻、１３ オルダムリング、１４ フレーム、１４Ａ サブフレーム、１４ａ 吸入口、１５ 軸、１６ 第１バランサー、１７ 第２バランサー、１８ ローター、１９ ステーター、２０ 副軸受部、２１ 密閉容器、２２ 潤滑油、２３ 吸入管、２４ 吐出管、２５ 吐出弁、１１１ 吐出ポート、１２１ ボス部、１５１ 偏心部。

Claims (2)

1. 固定スクロールの渦巻及び揺動スクロールの渦巻が非対称形状に形成され、前記固定スクロールの渦巻と前記揺動スクロールの渦巻とを組合わせて形成される圧縮室で流体を圧縮するものであり、自転モーメントのガス圧縮トルクに対する比の最大値が常に負であるスクロール圧縮機であって、
   前記固定スクロールを支持するとともに、前記揺動スクロールを回転可能に支持するフレームと、
   前記フレーム及び前記揺動スクロールに形成されているオルダム溝に摺動可能に嵌入される爪が形成され、前記揺動スクロールの自転運動を阻止するとともに、前記揺動スクロールの揺動運動を可能とするオルダムリングと、を備え、
   前記揺動スクロールの歯厚ｔ１＞前記固定スクロールの歯厚ｔ２であって、
   前記オルダムリングの爪が前記揺動スクロール外向面側シール点が開く方向の自転を規正する対角２面に当接した時に、逆向きの自転規正時よりも前記揺動スクロールの姿勢精度が高くなるように、前記オルダム溝の側面の位置精度を規定した
   ことを特徴とするスクロール圧縮機。
2. 冷媒としてＲ４１０Ａを使用するものにおいて、
   各スクロールの渦巻ピッチをｐとし、所定の運転条件における吸入／吐出の比容積の比ρｉｄの関数である下記式（１）に対して、
   （ｔ１＋ｔ２）／ｐと、
   揺動スクロール外向面側の行程容積Ｖｓｔｏと内向面側の行程容積Ｖｓｔｉの比Ｖｓｔｏ／Ｖｓｔｉの等歯厚の場合に対する比（Ｖｓｔｏ／Ｖｓｔｉ）／（Ｖｓｔｏ／Ｖｓｔｉ）_等歯厚＝νと、
   による（ｔ１＋ｔ２）／ｐ＋νがＬ（ρｉｄ）以上となる形状の渦巻で構成した
   ことを特徴とする請求項１記載のスクロール圧縮機。
   
   （式１）
   Ｌ（ρｉｄ）＝−０．００９・ρｉｄ^４＋０．１４２７・ρｉｄ^３−０．８５８９・ρｉｄ^２＋２．３８６８・ρｉｄ−０．８９３４