(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
それぞれ端板に同一の基円半径ｂにて規定されるインボリュート曲面で形成された同一歯厚Ｔｒのうず巻状ラップを立設してなる固定スクロールと旋回スクロールを相互に旋回半径ρだけ偏心させ、かつ、１８０°だけ位相をずらせて各ラップを向い合せた状態で噛み合せ、上記旋回スクロールを自転阻止機構により自転を阻止しながら上記旋回半径ρを半径とする円軌道上を公転旋回運動させることによりガスを圧縮し、上記旋回スクロールはこれに作用するガス圧力によって上記自転阻止機構の隙間分だけ旋回方向に捩られるスクロール型圧縮機において、
上記固定スクロールのうず巻状固定ラップの腹側インボリュート曲面を所定の深さΔｔｒだけ削り込むことによってその歯厚をうず巻きの巻き始めから巻き終わりに亘ってＴｒーΔｔｒに減少させ、上記固定スクロールと上記旋回スクロールとの組立基準位置を反旋回方向にずらしたことを特徴とするスクロール型圧縮機。
【請求項２】
それぞれ端板に同一の基円半径ｂにて規定されるインボリュート曲面で形成された同一歯厚Ｔｒのうず巻状ラップを立設してなる固定スクロールと旋回スクロールを相互に旋回半径ρだけ偏心させ、かつ、１８０°だけ位相をずらせて各ラップを向い合せた状態で噛み合せ、上記旋回スクロールを自転阻止機構により自転を阻止しながら上記旋回半径ρを半径とする円軌道上を公転旋回運動させることによりガスを圧縮し、上記旋回スクロールはこれに作用するガス圧力によって上記自転阻止機構の隙間分だけ旋回方向に捩られるスクロール型圧縮機において、
上記旋回スクロールのうず巻状旋回ラップの背側インボリュート曲面を所定の深さΔｔｒだけ削り込むことによってその歯厚をうず巻きの巻き始めから巻き終わりに亘ってＴｒーΔｔｒに減少させ、上記固定スクロールと上記旋回スクロールとの組立基準位置を反旋回方向にずらしたことを特徴とするスクロール型圧縮機。
【請求項３】
それぞれ端板に同一の基円半径ｂにて規定されるインボリュート曲面で形成された同一歯厚Ｔｒのうず巻状ラップを立設してなる固定スクロールと旋回スクロールを相互に旋回半径ρだけ偏心させ、かつ、１８０°だけ位相をずらせて各ラップを向い合せた状態で噛み合せ、上記旋回スクロールを自転阻止機構により自転を阻止しながら上記旋回半径ρを半径とする円軌道上を公転旋回運動させることによりガスを圧縮し、上記旋回スクロールはこれに作用するガス圧力によって上記自転阻止機構の隙間分だけ旋回方向に捩られるスクロール型圧縮機において、
上記固定スクロールのうず巻状固定ラップの腹側インボリュート曲面及び上記旋回スクロールのうず巻状旋回ラップの背側インボリュート曲面の両者をそれぞれ削り込み量の和がΔｔｒとなるように削り込むことによってこれらラップの歯厚をうず巻きの巻き始めから巻き終わりに亘って減少させ、上記固定スクロールと上記旋回スクロールとの組立基準位置を反旋回方向にずらしたことを特徴とするスクロール型圧縮機。
【請求項４】
上記Δｔｒを下記式
Δｔｒ＝ｂ×θ／２
但し、  Δｔｒ；（ｍｍ）
ｂ；インボリュート曲面の基円半径（ｍｍ）
θ；捩り組立交差（ｒａｄ）
で算出したことを特徴とする請求項１ないし３記載のスクロール型圧縮機。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【産業上の利用分野】
本発明はスクロール型圧縮機に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来のスクロール型圧縮機の１例を図３ないし図９を参照しながら説明する。図３に示すように、固定スクロール１は端板11に高さ及び歯厚が一定のうず巻状の固定ラップ12が直立するように立設されている。
図４に示すように、旋回スクロール２は円盤形の端板21に高さ及び歯厚が一定のうず巻状の旋回ラップ22が直立するように立設されている。
【０００３】
図５及び図６には固定スクロール１と旋回スクロール２との噛み合い状態が示され、図５は旋回スクロール側から見た水平断面図、図６は図５の中心部の拡大図である。
固定ラップ12及び旋回ラップ22はそれぞれ同一の歯厚Trを有し、その腹側及び背側曲面はそれぞれ同一の半径ｂを有する基円12w 、22w にて規定されるインボリュート曲面で形成されており、従って、固定ラップ12及び旋回ラップ22は実質的に同一の形状及び寸法を有している。
【０００４】
旋回ラップ22と固定ラップ12は相互に旋回半径ρだけ偏心させ、かつ、180 °だけ位相をずらせて各ラップ22と12が向い合う状態で相互に噛み合わされている。
【０００５】
すると、旋回ラップ22の先端面は固定スクロール１の端板11の内面に直接又は図示しないチップシールを介して密接し、固定ラップ12の先端面は旋回スクロール２の端板21の内面に直接又は図示しないチップシールを介して密接し、固定ラップ12の背側インボリュート曲面と旋回ラップ22の腹側インボリュート曲面がＡ、Ｂ、Ｃの３点で線接触し、固定ラップ12の腹側インボリュート曲面と旋回ラップ22の背側インボリュート曲面がＸ、Ｙ、Ｚの３点で線接触する。
このようにして、うず巻の中心に対してほぼ点対称をなす複数の密閉小室3b、3c、3y、3zが限界され、うず巻の中心部には小室４が限界される。
【０００６】
しかして、旋回スクロール２を図示しない自転阻止機構によって自転を阻止しながら旋回半径ρを半径とする円軌道上を時計回りに公転旋回運動させると、固定ラップ12と旋回ラップ22の線接触点Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｘ、Ｙ、Ｚが次第にうず巻の中心に向かって移動する。
【０００７】
この結果、密閉小室3b、3c、3y、3zが容量を減少しながらうず巻の中心に向かって移動し、先ず、3cと3z、次いで、3bと3yが中心部で連通合体することによって小室４を形成し、小室４を介して固定スクロール１の端板11の中心部に設けられた吐出口５と連通する。
このようにして、各密閉小室3b、3c、3y、3z内のガスは次第に圧縮され吐出口５から吐出される。
【０００８】
一方、図示しない圧縮機の吸入口を通って吸入室６に入ったガスが両ラップ12、22の外終端開口部7a、7bから小室3a、3x内に取り込まれる。これら２つの外終端開口部7a、7bは旋回スクロール２の旋回に伴って次第に縮小し、図示の噛み合い位置から約270 °旋回すると、旋回ラップ22の腹側インボリュート曲面の終点のＭ点が固定ラップ12の背側インボリュート曲面に線接触し、( 以下、この線接触点を吸入締切り点という）外終端開口部7aが締め切られ、新たな密閉小室3aが限界される。
【０００９】
同時に固定ラップ12の腹側インボリュート曲面の終点Ｎ点が旋回ラップ22の背側インボリュート曲面に線接触して新たな密閉小室3xが限界される。
上記を繰り返すことによってガスが圧縮され、吐出口５から連続して吐出される。
【００１０】
【発明が解決しようとする課題】
上記従来のスクロール型圧縮機においては、固定スクロール１と旋回スクロール２とを組み立てる際、両スクロール１、２の位置決めを左右する関連部品の寸法誤差、形状誤差が集積され、両スクロール１、２の位相づれ角には180 °を基準値として時計回り及び反時計回りに捩れが生じる。( 以下、これを捩り組立誤差という)
【００１１】
図７（Ａ）は旋回方向（図では時計回り）に捩り組立誤差が生じた場合を示し、両ラップ１２、２２の線接触点Ａ、Ｂ、Ｃ点は離れ、Ｘ、Ｙ、Ｚ点では接触圧力が大きくなる。
図７（Ｂ）は反旋回方向（図では反時計回り）に捩り組立誤差が生じた場合を示し、両ラップ１２、２２の線接触点Ａ、Ｂ、Ｃ点では接触圧力が大きくなり、Ｘ、Ｙ、Ｚ点では離れる。
【００１２】
なお、図７(A) 、(B) では明示のため捩り角は相当に拡大して表示してある。また、θR は組立上許容される時計回り捩り角、θL は組立上許容される反時計回り捩り角であり、θR ＋θL を捩り組立公差θという。
【００１３】
スクロール型圧縮機の騒音問題の１つが吸入締切り点（図５のＭ点及びＮ点）で、両ラップ12、22が接触し始めるときに発生する衝撃音であり、上記のように捩り組立誤差が存在すると、この点の接触圧力が大きくなり、この結果、衝撃音、即ち、騒音が高くなる。
【００１４】
また、捩り組立誤差により両ラップ１２、２２の線接触すべき点（図７（Ａ）のＡ、Ｂ、Ｃ点、図７（Ｂ）のＸ、Ｙ、Ｚ点）が離れると、この隙間から密閉小室３ｂ、３ｃ、３ｙ、３ｚに取り込まれたガスが漏れ、この結果、スクロール型圧縮機の能力は低下する。
【００１５】
図８は上記をグラフ化したものである。
図８に示すように、捩り組立誤差が大きくなるのに伴い、騒音ＬWAは上昇し、能力Ｑは低下する。
なお、捩り組立公差θは各許容捩り角θR 、θL における騒音値ＬWA2 が騒音許容値ＬWA1 以下になるよう設定されている。
【００１６】
しかし、圧縮機の運転中、旋回スクロール２はこれに作用するガス圧力によってその旋回方向（時計回り）に自転阻止機構のキーの隙間分だけ捩られる。
この結果、ガス圧力による旋回方向の捩り角をαとすると、圧縮機の運転中の旋回方向最大捩り角は組立上の許容時計回り捩り角θR より拡大してθR ＋αとなり、反旋回方向最大捩り角は組立上の許容反時計回り捩り角θL より縮小してθL −αとなる。
【００１７】
従って、旋回方向の捩り組立誤差に対しては吸入締切り点( 図５のＮ点）における衝撃が増大し、騒音の上昇、能力の低下が加速されるが、反旋回方向の捩り組立誤差に対しては騒音の上昇、能力の低下は緩和される。
【００１８】
図９は上記をグラフ化したものである。
図９に示すように、騒音ＬWA及び能力Ｑの変化は図８の騒音、能力曲線を左へ( 反旋回方向へ) ガス力による旋回方向捩り角αだけ平行移行した形となる。
【００１９】
この結果、組立上許容される反時計回り捩り角θL における騒音値ＬWA3 はＬWA2 より低下するが、同じく時計回り捩り角θR における騒音値ＬWA4 はＬWA2 より上昇し、騒音許容値ＬWA1 を越えるという問題が発生する。能力Ｑについても同じ傾向を示して悪化する。
【００２０】
これを解決するには基本的には捩り組立公差をθからθ1 に小さくすればよいが、これには関連部品の加工精度の向上が必要であり、大巾なコストアップとなる。
【００２１】
【課題を解決するための手段】
本発明は圧縮機の運転中、ガス力によって生じる旋回スクロールの旋回方向の捩れによる悪影響を解消するために発明されたものであって、第１の発明の要旨とするところは、それぞれ端板に同一の基円半径ｂにて規定されるインボリュート曲面で形成された同一歯厚Ｔｒのうず巻状ラップを立設してなる固定スクロールと旋回スクロールを相互に旋回半径ρだけ偏心させ、かつ、１８０°だけ位相をずらせて各ラップを向い合せた状態で噛み合せ、上記旋回スクロールを自転阻止機構により自転を阻止しながら上記旋回半径ρを半径とする円軌道上を公転旋回運動させることによりガスを圧縮し、上記旋回スクロールはこれに作用するガス圧力によって上記自転阻止機構の隙間分だけ旋回方向に捩られるスクロール型圧縮機において、上記固定スクロールのうず巻状固定ラップの腹側インボリュート曲面を所定の深さΔｔｒだけ削り込むことによってその歯厚をうず巻きの巻き始めから巻き終わりに亘ってＴｒーΔｔｒに減少させ、上記固定スクロールと上記旋回スクロールとの組立基準位置を反旋回方向にずらしたことを特徴とするスクロール型圧縮機にある。
【００２２】
第２の発明の要旨とするところは、それぞれ端板に同一の基円半径ｂにて規定されるインボリュート曲面で形成された同一歯厚Ｔｒのうず巻状ラップを立設してなる固定スクロールと旋回スクロールを相互に旋回半径ρだけ偏心させ、かつ、１８０°だけ位相をずらせて各ラップを向い合せた状態で噛み合せ、上記旋回スクロールを自転阻止機構により自転を阻止しながら上記旋回半径ρを半径とする円軌道上を公転旋回運動させることによりガスを圧縮し、上記旋回スクロールはこれに作用するガス圧力によって上記自転阻止機構の隙間分だけ旋回方向に捩られるスクロール型圧縮機において、上記旋回スクロールのうず巻状旋回ラップの背側インボリュート曲面を所定の深さΔｔｒだけ削り込むことによってその歯厚をうず巻きの巻き始めから巻き終わりに亘ってＴｒーΔｔｒに減少させ、上記固定スクロールと上記旋回スクロールとの組立基準位置を反旋回方向にずらしたことを特徴とするスクロール型圧縮機にある。
【００２３】
第３の発明の要旨とするところは、それぞれ端板に同一の基円半径ｂにて規定されるインボリュート曲面で形成された同一歯厚Ｔｒのうず巻状ラップを立設してなる固定スクロールと旋回スクロールを相互に旋回半径ρだけ偏心させ、かつ、１８０°だけ位相をずらせて各ラップを向い合せた状態で噛み合せ、上記旋回スクロールを自転阻止機構により自転を阻止しながら上記旋回半径ρを半径とする円軌道上を公転旋回運動させることによりガスを圧縮し、上記旋回スクロールはこれに作用するガス圧力によって上記自転阻止機構の隙間分だけ旋回方向に捩られるスクロール型圧縮機において、上記固定スクロールのうず巻状固定ラップの腹側インボリュート曲面及び上記旋回スクロールのうず巻状旋回ラップの背側インボリュート曲面の両者をそれぞれ削り込み量の和がΔｔｒとなるように削り込むことによってこれらラップの歯厚をうず巻きの巻き始めから巻き終わりに亘って減少させ、上記固定スクロールと上記旋回スクロールとの組立基準位置を反旋回方向にずらしたことを特徴とするスクロール型圧縮機にある。
【００２４】
本発明の他の特徴とするところは、上記Δｔｒを下記式で算出したことにある。
Δｔｒ＝ｂ×θ／２
但し、  Δｔｒ；（ｍｍ）
ｂ；インボリュート曲面の基円半径（ｍｍ）
θ；捩り組立交差（ｒａｄ）
【００２５】
【作用】
本発明においては、固定スクロールと旋回スクロールとの組立基準位置を実質的に正規組立基準位置（両スクロールの位相づれ180 °の位置) から反旋回方向に適当な角度だけ捩った位置にずらせたことになり、捩り組立誤差を実質的に反旋回方向に移行させ、旋回方向の捩り誤差を縮小することができる。
【００２６】
【実施例】
本発明の１実施例が図１に示されている。
固定ラップ12の腹側インボリュート曲面12A が下記式によって算出される量Δtrだけ削られ、歯厚がTr−Δtrに減少されている。
Δtr＝ｂ×θ／2   ───────(1)
但し、Δtr；（mm)
ｂ；インボリュート曲面の基円半径（mm)
θ；捩り組立公差（rad)
なお、図１における２点鎖線は歯厚trの固定ラップ12の腹側インボリュート曲面の原型を示している。
【００２７】
これは組立上許容される時計回りの捩り角θR （≒θ/2) における騒音値ＬWA4(図９参照) の低下を意図するもので、固定ラップ12の腹側インボリュート曲面12A の削り込み量Δtrは旋回スクロール２が反旋回方向にθR （≒θ/2) だけ捩られたときのＸ、Ｙ、Ｚ点における隙間( 図７(B) 参照) と同一であり、これは実質的に組立基準位置が反旋回方向にθR だけ捩られたことになる。
従って、捩り組立誤差はこの位置から発生することになり、旋回方向にθR の組立誤差が発生したとき、丁度捩り組立誤差が零の場合（図５参照）における両ラップの接触状態と同等となる。
【００２８】
この結果、図９において、組立上許容される時計回りの捩り角θR （≒θ/2) における従来の騒音値ＬWA4 は捩り組立誤差が零の場合における騒音値ＬWA２まで低下するので、騒音許容値ＬWA1 以下になる。
なお、反旋回方向の捩り組立誤差に対しては両ラップの線接触点Ｘ、Ｙ、Ｚ点での隙間を増大させ、能力が低下する方向に作用するので、本発明の実施に当たってはこの点の試験確認が必要である。
【００２９】
また、本発明は固定ラップ12の背側インボリュート曲面と旋回ラップ22の腹側インボリュート曲面の接触状態には影響しないので、組立上許容される反時計回り捩り角θL における従来の騒音値ＬWA２は変化しない。
他の構成、作用については、図３ないし図６に示す従来のものと同様であり、対応する部材には同じ符号が付されている。
【００３０】
なお、圧縮機の運転中のガス力による旋回方向の捩れ角αは一般に捩り組立公差θの1/2 より小さく、本発明はα≦θ/2において成立する。また、歯面削り込み量Δtrを捩り組立公差θに基づいて決めたが、ガス力による旋回方向の捩れ角αに基づき歯面削り込み量を決めることもできる。
【００３１】
本発明の第２の実施例が図２に示されている。
この第２の実施例においては、旋回ラップ22の背側インボリュート曲面22B が上記式で算出されたΔtrに対応する深さだけ削られて旋回ラップ22の歯厚がTt−Δtrに減少されている。
この第２の実施例は第１の実施例と同様の作用、効果を奏する。
【００３２】
なお、図示しないが、固定ラップ12の腹側インボリュート曲面12A と旋回ラップ22の背側インボリュート曲面22B の両者を削り込み、その削り込み量の合計を上記式で算出される量Δtrとしても上記第１及び第２の実施例と同様の作用、効果を奏することができる。
【００３３】
【発明の効果】
請求項１ないし３記載の発明においては、固定スクロールと旋回スクロールとの組立基準位置を実質的に正規組立基準位置から反旋回方向に適当な角度だけ捩った位置にずらせたことになるので、捩り組立誤差を実質的に反旋回方向に移行させ、旋回方向の捩り組立誤差を縮小することができる。
【００３４】
従って、運転中の旋回方向の捩り角度誤差が減少し、吸入締切り点Ｎ点での衝撃が低減し、騒音が低下する。この結果、捩り組立公差を縮小することなく、従って、コストをあまりかけずに騒音を低減することができる。
しかも、固定スクロールの背側インボリュート曲面と旋回スクロールの腹側インボリュート曲面の接触状態には影響がないので、能力の悪化は起こらない。
【００３５】
Δtrを請求項４記載の式によって算出すれば、実質的な組立基準位置を正規組立基準位置から反旋回方向にθ/2だけ捩った位置に移行させることができるので、旋回方向にθ/2の組立誤差が発生したとき、丁度、実質的には組立誤差零となる。
この結果、実質的には正規組立基準位置から旋回方向には捩り組立誤差は発生しないことになり、運転中の旋回方向最大捩り角はガス力による旋回方向捩り角となり、従って、一層確実に騒音を低下させることが可能となる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の１実施例に係る両スクロールの噛み合状態を示す図５に対応する水平断面図である。
【図２】本発明の第２の実施例に係る両スクロールの噛み合状態を示す図５に対応する水平断面図である。
【図３】従来の固定スクロールの斜視図である。
【図４】従来の旋回スクロールの斜視図である。
【図５】従来の両スクロールの噛み合いを示す旋回スクロール側から見た水平断面図である。
【図６】図５の中心部の部分的拡大図である。
【図７】従来の組立上許容される捩り誤差存在時の両スクロールの噛み合い状態を示し、(A) は時計回りの捩り誤差がある場合、(B) は反時計回りの捩り誤差がある場合を示す。
【図８】運転中のガス圧による捩りを考慮しない場合の捩り誤差による騒音及び能力の変化を示す線図である。
【図９】運転中のガス圧による捩りを考慮した場合の捩り誤差による騒音及び能力の変化を示す線図である。
【符号の説明】
１  固定スクロール
11  端板
12  固定ラップ
12A 腹側インボリュート曲面
２  旋回スクロール
21  端板
22  旋回ラップ
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
0003540380.tif 000008
【図８】
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【図９】
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