(57)【要約】【課題】旋回スクロールと固定スクロールによって形成される圧縮室のシール隙間を小さくして圧縮ガスの漏れをおさえたスクロール圧縮機を提供する。【解決手段】ガスを圧縮する固定スクロールおよび旋回スクロールと、上記旋回スクロールを駆動するクランク軸と、上記クランク軸にこの軸心から旋回半径だけ偏心して設けられ、上記旋回スクロールの旋回軸受に挿入されたピン部と、フレームに設けられ上記クランク軸を支持する主軸受と、上記クランク軸を駆動するモータを備えたスクロール圧縮機において、上記ピン部と旋回軸受の隙間をc1とし、上記クランク軸と主軸受の隙間をc2とし、上記クランク軸とピン部の偏心量をrとし、上記旋回スクロールと固定スクロールによって定まる理論旋回半径εthとしたとき、上記偏心量rがεth＜r＜εth＋(c1+c2)/10に設定された。【選択図】図２
2010116828.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
ガスを圧縮する固定スクロールおよび旋回スクロールと、上記旋回スクロールを駆動するクランク軸と、上記クランク軸にこの軸心から旋回半径だけ偏心して設けられ、上記旋回スクロールの旋回軸受に挿入されたピン部と、フレームに設けられ上記クランク軸を支持する主軸受と、上記クランク軸を駆動するモータを備えたスクロール圧縮機において、
上記ピン部と旋回軸受の隙間をc1とし、上記クランク軸と主軸受の隙間をc2とし、上記クランク軸とピン部の偏心量をrとし、上記旋回スクロールと固定スクロールによって定まる理論旋回半径εthとしたとき、上記偏心量rがεth＜r＜εth＋(c1+c2)/10に設定されたことを特徴とするスクロール圧縮機。
【請求項２】
上記主軸受は滑り軸受で構成されたことを特徴とする請求項１に記載のスクロール圧縮機。
【請求項３】
上記主軸受は転がり軸受で構成され、上記偏心量rがεth＜r＜εth＋c1/10に設定されたことを特徴とする請求項１に記載のスクロール圧縮機。
【請求項４】
インバータと、このインバータにより駆動される請求項１〜３のいずれかに記載のスクロール圧縮機と、上記圧縮機で圧縮された冷媒ガスを凝縮する凝縮器と、膨張弁にて減圧された冷媒ガスを受ける蒸発器を備えたことを特徴とする冷凍空調機。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明はインバータにより駆動される回転速度可変形スクロール圧縮機に係り、特に旋回スクロールと固定スクロールの半径方向隙間を小さくするための旋回半径設定に関するものである。また、このスクロール圧縮機は、主に冷凍空調機に搭載される。
【背景技術】
【０００２】
スクロール圧縮機の圧縮効率を高めるためには、旋回スクロールと固定スクロールによって形成される圧縮室のシール隙間を小さくして圧縮ガスの漏れを押えることが重要であり、従来からスクロールラップ側面の半径方向シール隙間を小さくする手段が考案されている。ラップ側面の半径方向シール隙間は、基本的には旋回スクロールと固定スクロールから定まる理論旋回半径とクランク軸の偏心量によって決まり、理論旋回半径とクランク軸の偏心量が等しいときに半径方向シール隙間はゼロとなる。しかし、実際には軸受に隙間（あそび）が存在するので運転状態における実際の旋回半径は、この軸受の隙間の影響を受ける。
【０００３】
旋回スクロールと固定スクロールの半径方向隙間を小さくするための旋回半径設定に関する従来技術としては、特許文献１がある。
【０００４】
【特許文献１】特開2002-250285号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
特許文献１には、軸受の隙間を考慮してクランク軸の偏心量を理論旋回半径よりも大きくすることが開示されている。理論旋回半径よりも大きくする範囲として、旋回軸受の隙間をc1とし、主軸受の隙間をc2とした場合、（c1+c2）/8〜（c1+c2）/3の範囲を定めている。
【０００６】
近年、インバータによって駆動されるスクロール圧縮機では回転速度の変更が容易で、低速回転から高速回転まで広い範囲で運転される。その際、旋回半径を特許文献１に示されるように理論旋回半径よりも（c1+c2）/8〜（c1+c2）/3の範囲で大きく設定すると、スクロールラップの側面同士が接触し易くなる。この接触が生じると旋回スクロールの旋回に負荷がかかって効率が低下すると共に、スクロールラップ側面同士の損傷や、接触による反作用で軸受負荷面が移動し、軸受が損傷すると言った問題が発生する。
【０００７】
これは、旋回スクロールの遠心力によって旋回スクロールのラップが接触する方向に移動するため、特に高速回転（5000rpm以上）において旋回スクロールと固定スクロールのラップ側面が強く接触する傾向にある。このため、旋回スクロールの遠心力が大きくなると、主軸に半径方向のたわみが生じてスクロールラップの側面同士が一層強く接触する傾向となる。
【０００８】
本発明は、上記従来技術の問題点に鑑み、旋回スクロールの遠心力、クランク軸の傾斜、およびクランク軸の半径方向たわみを考慮し、低速回転から高速回転の広い範囲で効率が高く、信頼性の高いスクロール圧縮機および冷凍空調機を提供するものである。
【課題を解決するための手段】
【０００９】
上記課題を解決するため、本発明は、ガスを圧縮する固定スクロールおよび旋回スクロールと、上記旋回スクロールを駆動するクランク軸と、上記クランク軸にこの軸心から旋回半径だけ偏心して設けられ、上記旋回スクロールの旋回軸受に挿入されたピン部と、フレームに設けられ上記クランク軸を支持する主軸受と、上記クランク軸を駆動するモータを備えたスクロール圧縮機において、
上記ピン部と旋回軸受の隙間をc1とし、上記クランク軸と主軸受の隙間をc2とし、上記クランク軸とピン部の偏心量をrとし、上記旋回スクロールと固定スクロールによって定まる理論旋回半径εthとしたとき、上記偏心量rがεth＜r＜εth＋(c1+c2)/10に設定されたことを特徴とする。
【００１０】
また、上記スクロール圧縮機において、主軸受は滑り軸受で構成されたことを特徴とする。
【００１１】
また、上記スクロール圧縮機において、上記主軸受は転がり軸受で構成され、上記偏心量rがεth＜r＜εth＋c1/10に設定されたことを特徴とする。
【００１２】
また、本発明は、インバータによって駆動される上記のスクロール圧縮機と、圧縮機で圧縮された冷媒ガスを凝縮する凝縮器と、膨張弁5にて減圧された冷媒ガスを受ける蒸発器を備えたことを特徴とする。
【００１３】
また、スクロール圧縮機の動作原理と本発明の特徴を要約すると次のようになる。スクロール圧縮機において、旋回スクロールを駆動するクランク軸のピン部には滑り軸受が用いられている。滑り軸受では、軸受に作用する荷重の方向に対して軸の移動方向は偏心角をもち、スクロール圧縮機の場合には、半径方向隙間を拡大する特性を持つ。低速回転における軸受荷重は、遠心力が小さくガス荷重が支配的になる。ガス荷重の方向に対して、軸は反遠心力方向にδだけ移動し、ラップ側面のシール隙間が拡大する。そこで、クランク軸の偏心量を理論旋回半径よりもδだけ大きく設定する。これによりラップ側面のシール隙間の拡大を抑制できる。スクロール圧縮機では、主軸受にも滑り軸受を採用する場合があるが、この場合にも滑り軸受における軸の移動はラップ側面隙間を拡大させる。主軸受に転がり軸受を採用すると、この場合には逆にラップ隙間を縮小する方向に移動するので、主軸受として転がり軸受を採用する場合と滑り軸受を採用する場合では、クランク軸の偏心量の設定が異なる。
【００１４】
一方、高速回転においては、ガス荷重による軸の移動に加えて、旋回スクロールの遠心力によって、旋回スクロールと固定スクロールのラップが接触するので、クランク軸の半径方向たわみを考慮してクランク軸の偏心量設定を小さくする必要がある。具体的には、旋回軸受の隙間をc1、主軸受（滑り軸受）の隙間をc2とした場合、クランク軸の偏心量を理論旋回半径よりも大きくし、(c1+c2)/10より小さくする。主軸受として転がり軸受を採用する場合には、偏心角が生じないので、隙間c2を考慮する必要がない。このことから、主軸受として転がり軸受を採用した場合のクランク軸の偏心量は、理論旋回半径よりも大きくし、c1/10より小さくする。
【発明の効果】
【００１５】
本発明によれば、低速回転から高速回転における固定スクロールのラップ側面と旋回スクロールのラップ側面のよる半径方向シール隙間を縮小し、ラップ側面の接触を小さくできるので、ラップ側面の損傷を防止できると共に圧縮機効率を向上させることができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１６】
図１は、スクロール圧縮機を用いた空調機のフロー図である。スクロール圧縮機１は、インバータ２によって駆動される。スクロール圧縮機１で圧縮された冷媒ガスは、四方弁3を介して凝縮器4に流れ、膨張弁5にて減圧されて蒸発器6に流れ、再び四方弁3を介してスクロール圧縮機1に戻る。空調負荷が少ない場合にはインバータによってスクロール圧縮機は低速回転で駆動され、空調負荷が大きい場合には、高速回転で駆動される。
【００１７】
図２にスクロール圧縮機の断面図を示す。吸入パイプ7からガスが吸入され、旋回スクロール8及び固定スクロール９によって形成される渦巻き状の圧縮室（旋回スクロールのラップ１０と固定スクロールのラップ１１で形成される室）にて圧縮され、吐出ポート１２から吐出される。吐出ポート１２から吐出されたガスはチャンバの下部空間１３に流れ、モータのステータ１４を冷却するとともに圧縮ガス中の油を分離し、吐出パイプ１５より吐出される。
【００１８】
１６は上部フレーム１８と下部フレーム１９に設けられた主軸受２０及び副軸受２１によって支持されるクランク軸で、両軸受２０、２１間でモータのロータ１７に取付けられる。上記両軸受２０、２１は滑り軸受で構成され、クランク軸１６と主軸受２０との隙間はc2に、クランク軸１６と副軸受２１との隙間はc3に設定されている。クランク軸１６の上端には、クランク軸１６の軸心と偏心量rだけ偏心した軸心を持つピン部２２が一体的に形成されている。偏心量rは、スクロールラップの側面の隙間を決めるのに重要である。
【００１９】
旋回スクロール８の背面には旋回軸受２７が凹状に形成され、この旋回軸受２７に上記ピン部２２が挿入されている。この旋回軸受２７は滑り軸受で構成され、上記ピン部２２との隙間はc1に設定されている。上記ロータ１７の駆動でクランク軸１６が回転すると、ピン部２２が偏心量rの半径で旋回し、旋回スクロール８が同半径rで旋回する。
【００２０】
ここで、上記各隙間を図１１で説明する。ｄ１は上記ピン部２２の直径、Ｄ１は旋回軸受２７の直径（内径）を示し、ピン部２２と旋回軸受２７との隙間は、ｃ１＝Ｄ１−ｄ１で表される。また、ｄ２は上記クランク軸１６の直径、Ｄ２は上記主軸受２０の直径（内径）を示し、クランク軸１６と主軸受２０との隙間は、ｃ２＝Ｄ２−ｄ２で表される。更に、Ｄ３は上記副軸受２１の直径（内径）を示し、クランク軸１６と副軸受２１との隙間は、ｃ３＝Ｄ３−ｄ２で表される。
【００２１】
また、クランク軸１６には、バランスウェイト２３とカウンタウェイト２４が取付けられており、この両者により旋回スクロール８の遠心力を釣り合わせているので、主軸受２０と副軸受２１には旋回スクロールの遠心力は作用しない。クランク軸１６の下部には給油ポンプ２５が設けられており、この給油ポンプにより給油孔２６（破線で示す）を介して各々の軸受に給油をおこなっている。旋回スクロール８の背面とフレーム１８の間には、オルダムリング２８が介在しており、このオルダムリングにより旋回スクロール８の自転を防止している。固定スクロール９は、ボルトによりフレーム１８に固定されている。
【００２２】
図３は、固定スクロールと旋回スクロールが組み合った状態を示している。固定スクロール９のラップ１２と旋回スクロール８のラップ11によって形成される圧縮室の半径方向シールは、シール点２９となっている。固定スクロール９のラップ１１の溝幅ｗに対して旋回スクロール１０のラップ厚さｔを差し引いた寸法（w−t）が理論旋回半径εthの２倍となる。よって、固定スクロール９の中心と旋回スクロール８の中心間との距離を旋回半径εとした場合、この旋回半径εと理論旋回半径εthが等しい時に半径方向シール隙間（シール点２９の隙間）がゼロとなる。図３ではこの隙間がゼロなので、ε=εthとなっている。旋回半径εは、クランク軸とピン部の偏心量ｒと各軸受の隙間範囲内での動き、そして圧縮されるガスの荷重や旋回に伴う遠心力で決まる。この関係を次に説明する。
【００２３】
図４は、内部に潤滑油が満たされた滑り軸受に、回転荷重が作用した場合の軸心の移動を説明したものである。図３の旋回スクロール８のラップ11が、矢印に示すように右回転旋回するときを想定すると、クランク軸のピン部に、圧縮室でのガス荷重Fx及びFyが作用し、この荷重はクランク軸の回転角度とともに回る回転荷重となっている。そして、ガス荷重FyはFxに比べて小さいので、ガス荷重Fx方向のみについて検討すれば良い。
【００２４】
図４に示したようにクランク軸が右回転する場合には、反対方向である左側方向にガス荷重Fxが作用する。クランク軸に作用するこの荷重は、クランク軸の回転とともに回る回転荷重となっている。
【００２５】
このような回転荷重の場合、ガス荷重Fxによってクランク軸は、反遠心力方向にＯ1からＯ2の位置にδだけ変位し、軸受における最小油膜厚さhminの位置が図示したような位置になる。つまり、ガス荷重Fxに対して偏心角βが生じる。ガス荷重Fxが作用することにより、クランク軸は反遠心力方向に移動するので、運転中の旋回半径εは、クランク軸の偏心量ｒよりもδだけ小さくなる。この軸心の反遠心力方向移動量δは、運転条件によって多少差異が生じるものの、概ね軸受隙間の半分程度である。
【００２６】
以上の説明は、クランク軸に回転荷重が作用する場合の軸心の移動に関する一例である。実際のスクロール圧縮機では前述のように３つの軸受から構成されており、このような場合の軸心の移動と、実働時の旋回半径を図５〜図８を用いて説明する。
【００２７】
図５は旋回スクロールの半径方向移動を説明する図、図６は旋回軸受の偏心角を説明する図、図７は主軸受の偏心角を説明する図である。図６に示す旋回軸受に作用する荷重F1は、ガス荷重と旋回スクロールの遠心力の合力である。旋回スクロールに作用する荷重の影響により、主軸受及び副軸受に作用する荷重F2、F3はそれぞれ図７、図８のようになる。旋回スクロールによる遠心力は、旋回軸受には作用するが、主軸受及び副軸受にはバランスウェイトとカウンタウェイトにより遠心力が作用しないようにしている。したがって、図６に示した荷重は遠心力方向成分をもつが、図７及び図８に示した主軸受と副軸受では遠心力の影響はなくなり、ガス荷重の影響のみが現れる。
【００２８】
図５において、一点鎖線は荷重が作用していない場合のクランク軸の軸心であり、荷重Fが作用すると実線のように軸心が移動する。ここで、旋回スクロールに作用する荷重Fは図6に示す荷重F1と反作用の関係にあり、F=−F1である。主軸受では図７に示すように軸受荷重に対して偏心角β２が生じ、副軸受では偏心角β3が生じる。これにより、主軸受では反遠心力方向にδ２移動する。これによって、ピン部はクランク軸と共にA点からB点に移動する。（ここで、クランク軸の傾斜は小さいので、この傾斜の影響については無視している）。ここで、δ2は主軸受の隙間の半分程度である。旋回軸受では、クランク軸のピン部の軸心に対して旋回軸受はδ1移動する。これによって、C点からD点に合計でδs移動する。したがって、荷重が作用することによって、旋回半径はクランク軸の偏心量よりもδsだけ小さくなる。
【００２９】
図９は、回転速度と旋回軸受の心ずれδsの関係を示したものである。回転速度が大きくなるにつれてδsは小さくなり、低速回転では大きくなっている。クランク軸にはバランスウェイトとカウンタウェイトが設けられており、旋回スクロールの遠心力をバランスさせているので、主軸受と副軸受に遠心力方向の荷重は作用せず、δsは回転速度の影響を受けにくくなるが、実際にはクランク軸が撓むこと、並びに旋回軸受には遠心力が作用するので、回転速度が上昇するにつれてδsは小さくなる。高速回転（5000rpm以上）では、軸受の偏心角の影響よりもクランク軸の撓みの方が大きくなり、スクロールラップの半径方向隙間が縮小され、ラップ同士が接触する。
【００３０】
図１０は、クランク軸の偏心量ｒと圧縮機効率の関係を示したものである。横軸のａは理論旋回半径（εth）である。ｂは理論旋回半径（εth）+軸受隙間（c1+c2）/10であり、本発明実施例が示すクランク軸偏心量ｒの最大値としている。ｃは理論旋回半径（εth）+軸受隙間（c1+c2）/8であり、従来技術におけるクランク軸偏心量の最小値である。
【００３１】
図10で低速回転においては、クランク軸偏心量がｃよりも大きいところで効率が最大値となるが、高速回転ではクランク軸の偏心量がｂよりも小さいところで効率が最大となる。しかし、特にインバータで駆動されるスクロール圧縮機では5000rpmを超えるような高速回転であり、単純にクランク軸の偏心量を大きくすると図９に示したようにスクロールラップ側面同士が強く接触するので効率が低下するとともに、ラップ側面の損傷や軸受負荷面の移動により軸受が損傷すると言った問題が発生する。そこで、本発明者らは圧縮機効率が高くなると共に軸受の損傷を防止するようなクランク軸の偏心量ｒを、理論旋回半径（εth）以上とし、ｂ（理論旋回半径（εth）+軸受隙間（c1+c2）/10）より小さく設定することにより、低速回転から高速回転まで、スクロールラップ側面の強い接触を回避でき、高効率な状態で運転が可能で、ラップや軸受が損傷を受けることがないことを実験により見出した。
【００３２】
以上の説明は、主軸受として滑り軸受を採用した場合の実施例であるが、主軸受として転がり軸受を採用した場合には、主軸受において偏心角βが生じないので、クランク軸１６と主軸受２０との隙間（c2）がない。したがって、この場合におけるクランク軸の偏心量ｒは、理論旋回半径（εth）以上とし、ｂ（旋回半径（εth）+軸受隙間（c1）/10）より小さく設定することにより、先の実施例と同様に低速回転から高速回転まで、スクロールラップ側面の強い接触を回避でき、高効率な状態で運転が可能となる。
【図面の簡単な説明】
【００３３】
【図１】スクロール圧縮機が搭載された空調機のフロー図である。
【図２】スクロール圧縮機の断面図である。
【図３】スクロールラップが組み合わされた状態を示す図である。
【図４】滑り軸受での偏心角を説明する図である。
【図５】旋回スクロールの半径方向移動を説明する図である。
【図６】旋回軸受の偏心角を説明する図である。
【図７】主軸受の偏心角を説明する図である。
【図８】副軸受の偏心角を説明する図である。
【図９】回転速度に対する旋回スクロールの半径方向移動量を説明する図である。
【図１０】クランク軸の偏心量に対する圧縮機効率を説明する図である。
【図１１】スクロール圧縮機の各隙間の説明図である。
【符号の説明】
【００３４】
ε…実旋回半径、εth…理論旋回半径、ｒ…クランク軸の偏心量、δ1…旋回軸受の移動量、δ２…主軸受の移動量、β1…旋回軸受の偏心角、β２…主軸受の偏心角、１…スクロール圧縮機、２…インバータ、３…四方弁、４…凝縮器、５…膨張弁、６…蒸発器、８…旋回スクロール、９…固定スクロール、１０…旋回スクロールのラップ、１１…固定スクロールのラップ、１６…クランク軸、２０…主軸受、２１…副軸受、２２…クランク軸のピン部、２３…バランスウェイト、２４…カウンタウェイト、２７…旋回軸受。
【図１】
2010116828.tif 000003
【図２】
2010116828.tif 000004
【図３】
2010116828.tif 000005
【図４】
2010116828.tif 000006
【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
2010116828.tif 000011
【図１０】
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【図１１】
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