(57)【要約】【課題】コンプライアントフレームの微小な揺動公転運動があっても両スクロールの板状渦巻歯の半径方向隙間を極力小さくし、洩れのない高効率なスクロール圧縮機を得ることを目的とする。【解決手段】両フレームの上嵌合円筒面が係合する上嵌合部における両上嵌合円筒面間の直径隙間をｄｕ、両フレームの下嵌合円筒面が係合する下嵌合部における両下嵌合円筒面間の直径隙間をｄｓ、主軸の偏心軸部の主軸軸線に対する偏心量をＲｈ、板状渦巻歯より幾何学的に決定される揺動スクロールの理論公転半径をＲｃとした場合、０＜Ｒｈ−Ｒｃ≦（ｄｕ／２またはｄｓ／２の小さい方）の関係を満たすことを特徴とする。【選択図】図８
2006342809.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
密閉容器内に設けられ、それぞれ台板上の板状渦巻歯が圧縮室を形成するように互いに組み合わされた固定スクロール及び揺動スクロールと、
この揺動スクロールの台板の板状渦巻歯とは反対側の面に突出した中空円筒状ボス部内周に形成される揺動軸受に嵌合される偏心軸部を有し、前記揺動スクロールを駆動する主軸と、
前記揺動スクロールを軸線方向に支持するスラスト軸受及び前記主軸を半径方向に支持する主軸受を有し、外周に互いに独立した上嵌合円筒面及び下嵌合円筒面の２つの嵌合円筒面を有するコンプライアントフレームと、
このコンプライアントフレームの２つの嵌合円筒面をそれぞれ係合する互いに独立した上嵌合円筒面及び下嵌合円筒面を内周に有し、前記コンプライアントフレームをこれら２つの嵌合円筒面により半径方向に支持するガイドフレームとを備え、
両フレームの上嵌合円筒面が係合する上嵌合部における両上嵌合円筒面間の直径隙間をｄｕ、両フレームの下嵌合円筒面が係合する下嵌合部における両下嵌合円筒面間の直径隙間をｄｓ、前記主軸の偏心軸部の主軸軸線に対する偏心量をＲｈ、前記板状渦巻歯より幾何学的に決定される揺動スクロールの理論公転半径をＲｃとした場合、０＜Ｒｈ−Ｒｃ≦（ｄｕ／２またはｄｓ／２の小さい方）の関係を満たすことを特徴とするスクロール圧縮機。
【請求項２】
請求項１記載のスクロール圧縮機の組立方法であって、
前記ガイドフレームの嵌合円筒面と前記コンプライアントフレームの嵌合円筒面が係合される嵌合部における両嵌合円筒面間の直径隙間に応じて前記偏心軸の偏心量Ｒｈの大きさを変化させるとともに、前記直径隙間に応じてその直径隙間に対応した偏心量の偏心軸部を有する主軸を選択して組み立てることを特徴とするスクロール圧縮機の組立方法。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
この発明は空気調和機、冷凍機等に用いられるスクロール圧縮機に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
コンプライアントフレームがそれ自身のモーメントバランスを採りながら軸線方向に可動であるスクロール圧縮機、いわゆるフレームコンプライアントスクロール圧縮機は、例えば出願人が出願した特願平９−２６８５７９号に示されている。
【０００３】
図１０〜１２は従来のスクロール圧縮機を示す図で、図１０はスクロール圧縮機の要部断面図、図１１は同じくスクロール圧縮機の要部断面図、図１２は主軸受負荷方向についての説明図である。
図１０に示すように、コンプライアントフレーム３の上嵌合円筒面３ｄと下嵌合円筒面３ｅは、それぞれ係合されるガイドフレーム１５の上嵌合円筒面１５ａと下嵌合円筒面１５ｂに対して、半径方向に小さな隙間を持ってインローされている。
【０００４】
運転中のコンプライアントフレーム３は、半径方向には主軸受が主軸より受ける負荷方向にその隙間分だけ移動し、その主軸受負荷方向で上下両嵌合円筒面３ｄ，３ｅがそれぞれ係合するガイドフレーム１５の上下嵌合円筒面１５ａ，１５ｂと接している。主軸受負荷方向は１回転中３６０°連続的に変化するので、コンプライアントフレーム３はガイドフレーム１５内で微小な揺動公転運動をしていることになる。
【０００５】
また、上嵌合円筒面３ｄと下嵌合円筒面３ｅは圧縮機としての構成上からも、そして部品単体の剛性や加工性といった点からも同径ではなく、下嵌合円筒面３ｅの径より上嵌合円筒面３ｄの径を大きくしている。
【０００６】
一般的に円筒面の寸法公差は同一の公差等級では径が大きい方が公差幅（寸法許容差）が大きいため、両フレームの上嵌合円筒面と下嵌合円筒面のそれぞれの嵌合部の半径方向の隙間に差が生ずる。このように上嵌合円筒面と下嵌合円筒面のそれぞれの係合部の半径方向の隙間に差が生じた場合、主軸受負荷方向に移動したコンプライアントフレーム３は、隙間の小さい方の嵌合円筒面が先に対応するガイドフレーム１５の嵌合円筒面に接し、その接触部の端部を支点に、残った隙間の大きい方の嵌合円筒面が対応するガイドフレーム１５の嵌合円筒面に接するまで傾斜することなる。
【０００７】
図１０はその様子を図示したものであり、各部隙間や傾きについて説明のために誇張して描いており、またそのために固定スクロールの板状渦巻歯や主軸等の一部部品の図示を省略している。
図１０は両上嵌合円筒面３ｄ，１５ａ間の隙間が両下嵌合円筒面間３ｅ，１５ｂの隙間より大きい場合であり、コンプライアントフレーム３は隙間の小さい下嵌合面円筒面３ｅの接触部の軸線方向上端を支点として、上嵌合円筒面３ｄが主軸受負荷方向に向かって傾斜する。そしてコンプライアントフレーム３にスラスト軸受３ａを介して圧接している揺動スクロール２も同じ方向に同傾斜量傾く。
【０００８】
なお，両下嵌合円筒面３ｅ，１５ｂ間の隙間の方が両上嵌合円筒面３ｄ，１５ａ間の隙間より大きい場合には、コンプライアントフレーム３の傾斜方向は図１０とは逆向きになる。
【０００９】
上記の通り、主軸受負荷方向は１回転中３６０°常に変化するので、コンプライアントフレーム３は主軸受負荷方向に傾斜した歳差運動を行うことになり、コンプライアントフレーム３にスラスト軸受を介して圧接している揺動スクロール２も同様な歳差運動を行う。
【特許文献１】国際公開第９５／１２７５９号パンフレット（１９９５）
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【００１０】
上記のように、両スクロールの板状渦巻歯の歯先には歳差運動により反傾斜方向の外周側一点が接触し、その１８０°反対側の傾斜した方向の外周で最大歯先隙間ｄｍとなる歯先隙間が１回転中３６０°その方向を常に変化させながら生じるので、洩れによる体積効率の低下や損失の増加という性能面での不具合と、コンプライアントフレーム３と揺動スクロール２が傾斜することで揺動軸受２ｃが主軸の偏心軸部と、主軸受が主軸の主軸部と片当たりを起こして焼き付くという信頼性面での不具合が発生する第１の問題点があった。
【００１１】
また、起動時などの圧力不安定状態では、コンプライアントフレーム３は半径方向には両嵌合円筒面の隙間の間で、また軸線方向にはリリーフ移動量の間でばたつき、そのときに図１１に示すように上嵌合円筒面３ｄと下嵌合円筒面３ｅの２つの係合面が、円筒面であるが故に傾斜した状態でそれぞれを係合するガイドフレーム１５の両嵌合円筒面との間でこじてしまう。
【００１２】
詳細に言うと、両上嵌合円筒面間３ｄ，１５ａの係合部の上端と１８０°反対側での両下嵌合円筒面３ｅ，１５ｂ間の係合部の下端との接触状態でこじてしまい、コンプライアントフレーム３がそのまま全く動かなくなってしまう状態が起こり得る。こうなると両スクロールの板状渦巻歯の歯先にはこじて傾斜した方向で最大となる歯先隙間が生じてしまい、洩れによる体積効率の低下や損失の増加といった性能面での不具合と、コンプライアントフレーム３と揺動スクロール２が傾斜していることで揺動軸受が主軸の偏心軸部と、主軸受が主軸の主軸部と片当たりを起こして焼き付くといった信頼性面での不具合が発生する第２の問題点があった。
【００１３】
なお、ここで述べた傾斜方向は上記第１の問題点において述べた傾斜方向とは異なりその方向は１回転中変化しない。また、図１０と同様に、図１１も各部隙間や傾きについて説明のために誇張して描いており、またそのために固定スクロールの板状渦巻歯や主軸等の一部部品の図示を省略している。
【００１４】
また、運転中のコンプライアントフレーム３は、上記した通り微小な揺動公転運動を行っており、主軸受負荷方向に両嵌合円筒面の隙間分だけ半径方向への移動をするが、この主軸受負荷方向を図１２に示すように揺動スクロール２に作用する遠心力方向（揺動スクロール２の偏心方向）とその方向から主軸の反回転方向に９０°ずれた揺動スクロール２に作用するガス負荷方向からなる座標で分解すると、ガス負荷方向には揺動スクロール２に作用するガス負荷方向と同一向きに、遠心力方向には３個のバランサの存在により揺動スクロール２に作用する遠心力方向とは逆向きに作用していることになる。
【００１５】
よって、コンプライアントフレーム３の主軸受負荷方向への移動を、揺動スクロール２の偏心方向についてだけで見た場合、コンプライアントフレーム３は反偏心方向に移動していることになる。そしてコンプライアントフレーム３にスラスト軸受を介して圧接している揺動スクロール２も同様に反偏心方向に移動するため、両スクロールの板状渦巻歯側面の半径方向隙間がその反偏心方向への移動量分拡大することになり、洩れによる体積効率の低下や損失の増加といった性能面での不具合が生じる第３の問題点があった。
【００１６】
この発明は、かかる問題点を解消するためになされたもので、定常運転中のコンプライアントフレームの歳差運動を極力小さくし、洩れのない高効率でかつ揺動軸受や主軸受に片当たりが生じない高信頼性のスクロール圧縮機を得ることを目的とする。
【００１７】
また、コンプライアントフレームがばたついた後でも、コンプライアントフレームの確実な動作安定性を保証し、洩れのない高効率でかつ揺動軸受や主軸受に片当たりが生じない高信頼性のスクロール圧縮機を得ることを目的とする。
【００１８】
さらに、コンプライアントフレームの微小な揺動公転運動があっても両スクロールの板状渦巻歯の半径方向隙間を極力小さくし、洩れのない高効率なスクロール圧縮機を得ることを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【００１９】
この発明に係るスクロール圧縮機は、密閉容器内に設けられ、それぞれ台板上の板状渦巻歯が圧縮室を形成するように互いに組み合わされた固定スクロール及び揺動スクロールと、この揺動スクロールの台板の板状渦巻歯とは反対側の面に突出した中空円筒状ボス部内周に形成される揺動軸受に嵌合される偏心軸部を有し、前記揺動スクロールを駆動する主軸と、揺動スクロールを軸線方向に支持するスラスト軸受及び主軸を半径方向に支持する主軸受を有し、外周に互いに独立した上嵌合円筒面及び下嵌合円筒面の２つの嵌合円筒面を有するコンプライアントフレームと、このコンプライアントフレームの２つの嵌合円筒面をそれぞれ係合する互いに独立した上嵌合円筒面及び下嵌合円筒面を内周に有し、コンプライアントフレームをこれら２つの嵌合円筒面により半径方向に支持するガイドフレームとを備え、両フレームの上嵌合円筒面が係合する上嵌合部における両上嵌合円筒面間の直径隙間をｄｕ、両フレームの下嵌合円筒面が係合する下嵌合部における両下嵌合円筒面間の直径隙間をｄｓ、主軸の偏心軸部の主軸軸線に対する偏心量をＲｈ、板状渦巻歯より幾何学的に決定される揺動スクロールの理論公転半径をＲｃとした場合、０＜Ｒｈ−Ｒｃ≦（ｄｕ／２またはｄｓ／２の小さい方）の関係を満たすことを特徴とする。
【発明の効果】
【００２０】
この発明に係るスクロール圧縮機は、上記構成により、コンプライアントフレームの微小な揺動公転運動によって、コンプライアントフレームが揺動スクロールの反偏心方向に移動したとしても、両スクロールの板状渦巻歯側面の半径方向隙間を極力小さくでき、渦巻側面から洩れのない高効率なスクロール圧縮機が得られる効果がある。
【発明を実施するための最良の形態】
【００２１】
実施の形態１．
以下、この発明の実施の形態を図面を参照して説明する。
図１〜４は実施の形態１を示す図で、スクロール圧縮機の縦断面図、図２は図１の要部断面図、図３は図２のコンプライアントフレームが主軸受負荷方向に移動し、ガイドフレームに接触した時の説明図、図４は揺動スクロールの板状渦巻歯の各寸法を示す説明図である。尚、図２及び図３において、各部隙間は説明のために誇張して描いており、また、固定スクロールの板状渦巻歯や主軸等の一部部品の図示を省略している。
【００２２】
先ず、スクロール圧縮機の全体の構成と動作を説明する。
図１において、１は固定スクロールであり、その外周部がガイドフレーム１５にボルト（図示せず）締結により固定されている。また、台板部１ａの一方の面（図１０において下側）には板状渦巻歯１ｂが形成されていると共に、渦巻歯１ｂの外側には２個１対のオルダム案内溝１ｃがほぼ一直線上に形成され、オルダムリング９の固定スクロール側爪９ａが往復摺動自在に係合されている。さらに固定スクロール１の側面方向（図１において右側）からは吸入管１８が、密閉容器１０を貫通して固定スクロール１の外周部に圧入されている。
【００２３】
２は揺動スクロールであり、台板部２ａの一方の面（図１において上側）には固定スクロール１の板状渦巻歯１ｂと組み合わされ圧縮室１ｄを形成する板状渦巻歯２ｂが形成されている。また台板部２ａの板状渦巻歯２ｂと反対側の面（図１において下側）の中央部には中空円筒形状のボス部２ｆが形成されており、そのボス部２ｆの内周面には揺動軸受２ｃが形成されている。そしてボス部２ｆの外周には、コンプライアントフレーム３に一体的に、あるいは別体で形成されコンプライアントフレーム３に固定されるスラスト軸受３ａと圧接摺動可能なスラスト面２ｄが形成されている。さらに揺動スクロール２の台板部２ａの外周側には、前記固定スクロール１のオルダム案内溝１ｃとほぼ９０度の位相差を持つ２個１対のオルダム案内溝２ｅがほぼ一直線上に形成されており、オルダムリング９の揺動スクロール爪９ｂが往復摺動自在に係合されている。
【００２４】
コンプライアントフレーム３の中央部には、電動機によって回転駆動される主軸４を半径方向に支持する主軸受３ｃ及び補助主軸受３ｈが形成されている。
ガイドフレーム１５はその外周面１５ｇが焼嵌めや溶接等によって密閉容器１０に固着されているものの、その外周面には部分的に切欠き部１５ｃが設けられており、固定スクロール１の外周面に設けられた切欠き部１ｈとともに、吐出ポート１ｆから吐出される高圧の冷媒ガスを、ガイドフレーム１５より電動機側（図１０において下側）に設けられた吐出管１７に導く流路を形成している。またガイドフレーム１５の内周の複数の円筒面のなかにあって、固定スクロール側（図１０において上側）には、上嵌合円筒面１５ａが形成され、コンプライアントフレーム３の外周の複数の円筒面のなかで、最も径の大きい円筒面に形成された上嵌合円筒面３ｄと係合されている。
【００２５】
さらに、ガイドフレーム１５の内周の複数の円筒面の中にあって、上嵌合円筒面１５ａより電動機側（図１において下側）には、下嵌合円筒面１５ｂが形成されており、コンプライアントフレーム３の外周の下嵌合円筒面３ｅと係合され、主軸受３ｃを挟んで上下の２つの嵌合円筒面間の係合により、コンプライアントフレーム３はガイドフレーム１５に半径方向に支持される。またコンプライアントフレーム３は主軸４に連動して自転しないように、ガイドフレーム１５あるいは固定スクロール１に直接あるいは間接的にピン（図示せず）等で連結され、自転運動を拘束される。
【００２６】
ガイドフレーム１５の複数の内周面には、シール材を収納するシール溝が形成された円筒面が上下に２ヶ所あり、これらシール溝には上シール材１６ａ及び下シール材１６ｂが収納され、それぞれ対向するコンプライアントフレーム３の外周面に接している。そしてこれら２つのシール材１６ａ，１６ｂとガイドフレーム１５内周面とコンプライアントフレーム３外周面とによって空間１５ｆが形成され、この空間１５ｆを以降フレーム空間１５ｆと呼ぶ。フレーム空間１５ｆは、コンプライアントフレーム３に形成された均圧孔３ｉを介して、スラスト軸受３ａの内側にあって主軸バランサ４ｅが回転運動するボス部外側空間２ｈと連通している。なお上シール材１６ａ及び下シール材１６ｂを収納するシール溝をコンプライアントフレーム３の外周面に設ける場合もある。またオルダムリング９が設置されるスラスト軸受３ａの外周側の空間２ｉ（以下台板外周部空間２ｉと呼ぶ）は、両スクロールの板状渦巻歯の外周巻終わり近傍である吸入空間１ｇと連通しているので、吸入圧力（低圧）雰囲気となっている。
【００２７】
主軸４の揺動スクロール側（図１において上側）端部には、揺動スクロール２の揺動軸受２ｃと回転自在に係合する、主軸４の軸心とは偏心量Ｒｈだけ偏心した軸心を有する円筒状の偏心軸部４ｂが形成されている。この偏心量Ｒｈは両スクロールの板状渦巻歯の側面接触を避けるために、通常両スクロールの板状渦巻歯の形状から幾何学的に決定される揺動スクロールの理論公転半径Ｒｃよりもわずかに小さく設定されている。また主軸４には主軸バランサ４ｅが焼嵌められており、さらにコンプライアントフレーム３の主軸受３ｃ及び補助主軸受３ｈと回転自在に係合する主軸部４ｃが形成されている。
【００２８】
そして主軸４の他方の端部には、副フレーム６に形成される副軸受６ａと回転自在に係合する副軸部４ｄが形成されており、この副軸部４ｄと前述した主軸部４ｃとの間にバランサ８ａ，８ｂを有する電動機回転子８が焼嵌められている。前述した主軸バランサ４ｅと合わせて３個のバランサによって静的及び動的な釣り合いが図られている。さらに、主軸４の下端面にオイルパイプ４ｆが圧入されており、オイルパイプ４ｆの反主軸４側の開口部は密閉容器１０の底部に溜まった冷凍機油１０ｅ内に浸かっている。密閉容器１０の側面にはガラス端子１０ｆが取り付けれており、電動機固定子７からのリード線が接合されている。
【００２９】
次に動作について説明する。
低圧の吸入冷媒ガスは吸入管１８から固定スクロール１及び揺動スクロール２の板状渦巻歯１ｂ、２ｂで形成される圧縮室１ｄに入り、よく知られたスクロールの圧縮行程によって、吸入冷媒ガスは高圧となり、固定スクロール１の吐出ポート１ｆより密閉容器１０内に吐出される。吐出された高圧な冷媒ガスは密閉容器内空間１０ｄを吐出圧（高圧）雰囲気とし、吐出管１７から圧縮機外に放出される。
【００３０】
密閉容器内空間１０ｄは吐出圧（高圧）となるので、密閉容器１０底部の冷凍機油１０ｅは、後述するように給油経路の終端が吸入圧力雰囲気とつながるため、圧力差によりオイルパイプ４ｆ、主軸４に軸方向に貫通して設けられた給油穴４ｇを経由して、偏心軸部４ｂ上端と揺動スクロール２のボス部２ｆ内側に囲まれた中空空間２ｇに導かれる。そしてここまで導かれた高圧な冷凍機油は揺動軸受２ｃに供給され、そこでの絞り作用により減圧され中間圧となり、ボス部外側空間２ｈに流出する。中間圧となった冷凍機油は、均圧孔３ｉを通ってフレーム空間１５ｆを満たし、図示されない中間圧調整弁を経由して吸入圧力雰囲気である台板外周部空間２ｉに開放され、吸入空間１ｇを経て、低圧の吸入冷媒ガスとともに圧縮室１ｄに入る。そして冷媒ガスとともに吐出ポート１ｆから吐出され、密閉容器１０内で冷媒ガスと分離されて再び密閉容器１０の底部に戻る。
【００３１】
上記の通りボス部外側空間２ｈ及びフレーム空間１５ｆは運転時、中間圧雰囲気となっている。さてコンプライアントフレーム３には、揺動スクロール２及びスラスト軸受３ａを介して、圧縮作用によるスラストガス力と、ボス部外側空間２ｈの中間圧力に起因する力の合計が、図１において下向きの力として作用する。また一方でコンプライアントフレーム３にはフレーム空間１５ｆの中間圧に起因する力と、吐出圧（高圧）雰囲気である密閉容器内空間１０ｄに臨んでいる下端面１５ｄに作用する吐出圧に起因する力の合計が上向きの力として作用する。
【００３２】
定常運転時においては、この上向きの力が下向きの力より大きくなるように設定されており、このためコンプライアントフレーム３は上嵌合円筒面３ｄをガイドフレーム１５の上嵌合円筒面１５ａに、下嵌合円筒面３ｅをガイドフレーム１５の下嵌合円筒面１５ｂに案内されて、固定スクロール１側（図１において上側）に浮上する。そしてスラスト軸受３ａを介してコンプライアントフレーム３に圧接している揺動スクロール２も、コンプライアントフレーム３の浮上に伴い浮上し、その板状渦巻歯２ｂの歯先と歯底は、対向する固定スクロール１の板状渦巻歯１ｂの歯先と歯底に接触し、定常運転時には洩れの極めて少ない圧縮が実現される。
【００３３】
また、液圧縮等が生じるとスラストガス力が大きくなるため、前記した下向きの力の方が上向きの力より大きくなり、浮上していたコンプライアントフレーム３は反固定スクロール側（図１において下側）にリリーフ移動し、両スクロールの板状渦巻歯１ｂ、２ｂの歯先には、対向する歯底との間に比較的に大きな隙間が生じ、圧縮室１ｄの異常昇圧は回避される。なおこのときのリリーフ移動量δはコンプライアントフレーム３のリリーフ管理面３ｆとガイドフレーム１５のリリーフ管理１５ｈ間の定常運転時（コンプライアントフレーム３の浮上状態時）の軸線方向距離で規定される。停止時にはこの両リリーフ管理面３ｆ、１５ｈが接触していて、両スクロールの板状渦巻歯１ｂ、２ｂ間には前記のリリーフ移動量δ分の隙間が生じている。そして定常運転時にはコンプライアントフレーム３はリリーフ移動量δ分だけ浮上し、このときの両リリーフ管理面３ｆ、１５ｈ間の軸線方向距離はリリーフ移動量δだけ離れている。
【００３４】
コンプライアントフレーム３には揺動スクロール２に発生する転覆モーメントの一部または全部がスラスト軸受３ａを介して伝達されるが、主軸４から主軸受３ｃに作用する軸受負荷と、その軸受負荷の反作用である２つの反力の合力、すなわち上嵌合円筒面３ｄに作用するガイドフレーム１５から受ける反力と、下嵌合円筒面３ｅに作用するガイドフレーム１５から受ける反力との合力、とによって生じる偶力が前記伝達された転覆モーメントを打ち消すように作用するので、コンプライアントフレーム３は、非常に良好な定常運転時追随動作安定性、そしてリリーフ動作安定性を有する。
【００３５】
以下、この実施の形態１の特徴部分を図面を参考にしながら説明する。
図２に示すφＧｕはガイドフレーム１５の上嵌合円筒面１５ａの内径、φＧｓはガイドフレーム１５の下嵌合円筒面１５ｂの内径であり、またφＣｕはガイドフレーム上嵌合円筒面１５ａと係合されるコンプライアントフレーム３の上嵌合円筒面３ｄの外径、φＣｓはガイドフレーム下嵌合円筒面１５ｂと係合されるコンプライアントフレーム３の下嵌合円筒面３ｅの外径である。これより上嵌合部における両上嵌合円筒面１５ａ、３ｄ間の直径隙間ｄｕはφＧｕからφＣｕを引いた値であり、同様に下嵌合部における両上嵌合円筒面１５ｂ、３ｅ間の直径隙間ｄｓはφＧｓからφＣｓを引いた値である。
【００３６】
図２に示すように実施の形態１のスクロール圧縮機においては、これら上下２つの嵌合部の直径隙間ｄｕとｄｓを等しくしている。このため図３に示すように、コンプライアントフレーム３が主軸受負荷方向に移動した場合、コンプライアントフレーム３の上嵌合円筒面３ｄがガイドフレーム１５の上嵌合円筒面１５ａに、そしてコンプライアントフレーム３の下嵌合円筒面３ｅがガイドフレーム１５の下嵌合円筒面１５ｂに同時に接触できるので、従来のスクロール圧縮機のようにコンプライアントフレーム３の傾斜は発生しない。
【００３７】
主軸受負荷方向が１回転中３６０°変化しても常にコンプライアントフレーム３の傾斜は発生せず、すなわちコンプライアントフレーム３の歳差運動は行われることがないため、コンプライアントフレーム３にスラスト軸受３ａを介して圧接している揺動スクロール２も歳差運動のない常に安定した姿勢で公転される。そのため揺動スクロール２の板状渦巻歯２ｂの歯先と歯底は、対向する固定スクロール１の板状渦巻歯１ｂと平行状態となり、コンプライアントフレーム３の浮上に伴い、揺動スクロール２の板状渦巻歯２ｂの歯先と歯底は、対向する固定スクロール１の板状渦巻歯１ｂ歯先と歯底に全面が接触でき、定常運転時には洩れの極めて少ない圧縮が実現できる。
【００３８】
尚、上記の２つの直径隙間ｄｕ、ｄｓは、完全に等しいことが理想であるが、実際の量産性を考慮すると僅かながらの差が生じてしまうことは否めない。コンプライアントフレーム３とそれに伴う揺動スクロール２の歳差運動も傾きがある程度小さければ、圧縮室１ｄに冷媒ガスとともに流入する冷凍機油１０ｅによるオイルシールによって、両スクロールの板状渦巻歯１ｂ、２ｂの歯先隙間からの冷媒ガスの洩れを防止できる。１〜１．５ＨＰクラスのルームエアコン対象の圧縮機であれば、図１０に示す反傾斜方向で接触している外周側とその１８０°反対側の傾斜した方向の外周との距離である最大歯先隙間ｄｍが６μｍ程度までは、オイルシールの効果により、２つの直径隙間ｄｕ、ｄｓが等しい圧縮機、すなわち最大歯先隙間ｄｍがほとんどゼロの圧縮機に対して、体積効率や成績係数の低下はほとんどない。
【００３９】
そして最大歯先隙間ｄｍが６μｍを越え、１０μｍ程度までは体積効率や成績係数は低下するものの、オイルシール効果がまだ現れており、許容できる範囲である。しかし最大歯先隙間ｄｍが１０μｍを越えてくると、オイルシールの効果がほとんどなくなり、体積効率や成績係数の低下は著しい。このため１〜１．５ＨＰクラスのルームエアコン対象の圧縮機であれば、上嵌合部の直径隙間ｄｕと下嵌合部の直径隙間ｄｓの差は、図１０に示す最大歯先隙間ｄｍが理想的には６μｍ以下、最大で１０μｍとなる傾きが発生する差まで許容される。
【００４０】
パッケージエアコン対象のように容量の大きい圧縮機では、容量が大きくなるにつれ洩れの感度、すなわち同一隙間での洩れが体積効率や成績係数に与える影響が小さいため、上記の許容される直径隙間の差は容量が大きくなるほど大きくなる。
【００４１】
尚、図２及び図３に示すように、上嵌合部の係合部の上端と下嵌合部の係合部の上端との軸線方向距離をＬｋ、図４に示すように揺動スクロール２の板状渦巻歯２ｂの最大外周距離、すなわち巻き終わり外向面と巻き終わりより１８０°中心側に戻った位置での外向面とを結ぶ距離をＬｙとした場合、
(｜ｄｕ−ｄｓ｜／２）／Ｌｋ  ＝  ｄｍ／Ｌｙ        （１）
の関係が成立する。
【００４２】
また、上記両直径隙間ｄｕとｄｓをできる限り等しくするためには、コンプライアントフレーム３の上嵌合円筒面３ｄと下嵌合円筒面３ｅの外径φＣｕとφＣｓ、そしてガイドフレーム１５の上嵌合円筒面１５ａと下嵌合円筒面１５ｂの内径φＧｕとφＧｓの各々の寸法公差を厳しくすなわち公差幅を小さく設定して加工すればよいが、加工の高精度を要求することになって加工コストが上昇してしまうし、あるいは寸法誤差による加工不良品の増大を招く恐れがある。
【００４３】
そこで、図１及び図２に示す実施の形態１の圧縮機では、上嵌合円筒面３ｄ及び下嵌合円筒面３ｅの外径を寸法測定された複数のコンプライアントフレーム３と、同じく上嵌合円筒面１５ａ及び下嵌合円筒面１５ｂの内径を寸法測定された複数のガイドフレーム１５の中から、上下嵌合部のそれぞれの直径隙間ｄｕとｄｓが等しくなる両フレームの組み合わせを選択し、そのコンプライアントフレーム３とガイドフレーム１５を用いて組み立てている。
【００４４】
このように上下嵌合部の直径隙間の差が許容範囲内になるように、両フレームの組み合わせを、それぞれの嵌合円筒面の寸法測定結果から選択嵌合して組み立てることで、上記のように該当する嵌合円筒面の寸法公差を厳しくすることなく、生産性の向上が図れる。
【００４５】
この発明の実施の形態に係るスクロール圧縮機は、密閉容器内に設けられ、それぞれ台板上の板状渦巻歯が圧縮室を形成するように互いに組み合わされた固定スクロール及び揺動スクロールと、この揺動スクロールを軸線方向に支持するスラスト軸受及び前記揺動スクロールを駆動する主軸を半径方向に支持する主軸受を有し、外周に互いに独立した上嵌合円筒面及び下嵌合円筒面の２つの係合円筒面を有するコンプライアントフレームと、このコンプライアントフレームの２つの係合円筒面のそれぞれと係合する互いに独立した上嵌合円筒面及び下嵌合円筒面を内周に有し、コンプライアントフレームをこれら２つの係合円筒面により半径方向に支持するガイドフレームと、を備え、ガイドフレームの上嵌合円筒面とコンプライアントフレームの上嵌合面円筒面が係合される上嵌合部における両上嵌合円筒面間の直径隙間と、ガイドフレームの下嵌合円筒面とコンプライアントフレームの下嵌合面円筒面が係合される下嵌合部における両下嵌合円筒面間の直径隙間とを、コンプライアントフレームの傾斜による渦巻歯先隙間からの洩れが少なくなるようにほぼ等しく設定したものである。
【００４６】
この発明の実施の形態に係るスクロール圧縮機は、上記構成により、定常運転中のコンプライアントフレームの歳差運動を極力小さくし、渦巻歯先からの洩れのない高効率でかつ揺動軸受や主軸受に片当たりが生じない高信頼性のスクロール圧縮機が得られる効果がある。
【００４７】
この発明の実施の形態に係るスクロール圧縮機の組立方法は、ガイドフレームの上嵌合円筒面及び下嵌合円筒面のそれぞれの内径を寸法測定し、同様にコンプライアントフレームの上嵌合円筒面及び下嵌合円筒面のそれぞれの外径を寸法測定し、その寸法測定結果から上嵌合部と下嵌合部の直径隙間がコンプライアントフレームの傾斜による板状渦巻歯の歯先隙間洩れが少なくなるようにほぼ等しくなるようなガイドフレーム及びコンプライアントフレームの組み合わせを選択して組み立てるものである。
【００４８】
この発明の実施の形態に係るスクロール圧縮機の組立方法は、上記構成により、組み立てる圧縮機のすべての上嵌合部と下嵌合部の直径隙間がコンプライアントフレームの傾斜による渦巻歯先隙間からの洩れが少なくなるようにほぼ等しくなっていることで、高効率で高信頼性を有するスクロール圧縮機を安定して供給できるとともに、ガイドフレームの上嵌合円筒面及び下嵌合円筒面のそれぞれの内径及びコンプライアントフレームの上嵌合円筒面及び下嵌合円筒面のそれぞれの外径の寸法公差を厳しくすることなく、生産性の向上が図れる効果がある。
【００４９】
実施の形態２．
図５〜７は実施の形態２を示す図で、図５はスクロール圧縮機の要部縦断面図、図６は図５のコンプライアントフレームが起動時などの圧力不安定時にばたついた状態を示す動作説明図、図７は主軸の偏心軸部の偏心量についての説明図である。尚、全体的な構成は図１と同様であり、ここでは全体図は省略するが、図５及び図６の図示されない部分は図１と同じである。
【００５０】
図５において、φＤｃはコンプライアントフレーム３のリリーフ管理面３ｆの外周径を表し、またＬａは両フレームの上嵌合部の係合部の上端と下嵌合部の係合部の下端との軸線方向距離である。また、δはコンプライアントフレーム３のリリーフ移動量であるが、停止時は揺動スクロール２の板状渦巻歯２ｂの歯先隙間と同値である。
【００５１】
ここでコンプライアントフレーム３及び揺動スクロール２が傾斜した場合、傾斜した方向のコンプライアントフレーム３のリリーフ管理面３ｆの外端とその１８０°反対方向での揺動スクロール２の板状渦巻歯２ｂの外向面との法線距離をＭとした場合、Ｍが最大となるのは、揺動スクロール２の板状渦巻歯２ｂの巻き終わり方向に揺動スクロール２が偏心していて（揺動スクロール２の公転角が吸入閉じ込み完了公転角を０°としたとき１８０°の状態）、コンプライアントフレーム３及び揺動スクロール２が反偏心方向に傾斜している、すなわち板状渦巻歯２ｂの巻き終わりが最も早く固定スクロールに近づく方向の傾斜の時で、図７に示すように主軸４の偏心軸部４ｂの偏心量をＲｈで表し、また図４に示すように、揺動スクロール２の揺動軸受２ｃの中心と板状渦巻歯２ｂの巻き終わり外向面との水平方向距離をＬｃで表した場合、最大Ｍは、
最大Ｍ＝Ｄｃ／２＋Ｒｈ＋Ｌｃ        （２）
となる。
【００５２】
一方その逆でＭが最小となるのは、揺動スクロール２の板状渦巻歯２ｂの巻き終わり方向のわずか手前に揺動スクロール２が偏心している時（揺動スクロール２の公転角が、吸入閉じ込み完了公転角を０°としたとき１８０°直前の時）に、コンプライアントフレーム３及び揺動スクロール２が最大時とは逆に偏心方向に傾斜している、すなわち板状渦巻歯２ｂの巻き終わりが固定スクロールから離れる方向の傾斜の時で、図４に示すように、揺動スクロール２の揺動軸受２ｃの中心と板状渦巻歯２ｂの巻き終わりから１８０°中心側に戻った点での外向面との水平方向をＬｂで表した場合、最小Ｍは、
最小Ｍ＝Ｄｃ／２−Ｒｈ＋Ｌｂ        （３）
となる。
【００５３】
図５に示す実施の形態２の圧縮機は、上嵌合部における両上嵌合円筒面３ｄ、１５ａ間の直径隙間をｄｕ、下嵌合部における両下嵌合円筒面３ｅ、１５ｂ間の直径隙間をｄｓで表すとき（直径隙間ｄｕ、ｄｓの定義は実施の形態１と同じ）、
（（ｄｕ＋ｄｓ）／２）／Ｌａ  ＞  δ／（Ｄｃ／２−Ｒｈ＋Ｌｂ）
（４）
となっている。
【００５４】
従って、コンプライアントフレーム３が起動時などの圧力不安定時に大きくばたついた場合でも、図６に示すようにコンプライアントフレーム３のリリーフ管理面３ｆの外周端がガイドフレーム１５のリリーフ管理面１５ｈと、揺動スクロール２の板状渦巻歯２ｂの歯先が固定スクロール１の歯底と（傾斜方向や偏心方向によっては固定スクロール１の板状渦巻歯１ｂの歯先が揺動スクロール２の歯底と）が接触することで、ばたつきに規制がかけられる。これらは平面同士の接触であるため、両者がこじてしまうことはない。
【００５５】
そして、これらの接触が起こるコンプライアントフレーム３の傾斜角より大きな傾斜角を必要とする両上嵌合面３ｄ、１５ａ間の係合部の上端と両下嵌合円筒面３ｅ、１５ｂ間の係合部の下端とが同時に接触してしまう状態は決して起こらず、円筒面同士の接触で発生し得るこじれは発生しない。尚、数式（４）は上記最小Ｍ時において満足しているものであるから、いかなる偏心方向に揺動スクロール２が位置していようとも、またどの方向にコンプライアントフレーム３及び揺動スクロール２が傾斜していようとも、リリーフ管理面と板状渦巻歯によってばたつきに規制がかけられ、コンプライアントフレーム３の上下嵌合円筒面３ｄ、３ｅがガイドフレーム１５の上下嵌合円筒面１５ａ、１５ｂに対してこじてしまうことはない。そのため起動時等の圧力不安定時にコンプライアントフレーム３がばたついてた後でもコンプライアントフレーム３の確実な動作安定性が保証される。
【００５６】
尚、（４）式を満足させるために、直径隙間ｄｕ，ｄｓの値が決定されてからリリーフ移動量δを決定してもよい。そのとき両リリーフ管理面３ｆ、１５ｈの間に調整板を入れるようにしておけば、上記関係式を満足するような厚さの調整板を選択して組み込むことで、リリーフ量の調整が容易となり、また確実に（４）式の関係を満足することができ生産性が向上する。
【００５７】
この発明の実施の形態に係るスクロール圧縮機は、密閉容器内に設けられ、それぞれ台板上の板状渦巻歯が圧縮室を形成するように互いに組み合わされた固定スクロール及び揺動スクロールと、この揺動スクロールの台板の板状渦巻歯とは反対側の面に突出した中空円筒状ボス部内周に形成される揺動軸受に嵌合される偏心軸部を有し、前記揺動スクロールを駆動する主軸と、揺動スクロールを軸線方向に支持するスラスト軸受及び主軸を半径方向に支持する主軸受を有し、外周に互いに独立した上嵌合円筒面及び下嵌合円筒面の２つの係合円筒面を有するコンプライアントフレームと、このコンプライアントフレームの２つの係合円筒面をそれぞれ係合する互いに独立した上嵌合円筒面及び下嵌合円筒面を内周に有し、前記コンプライアントフレームをこれら２つの係合円筒面により半径方向に支持するガイドフレームと、コンプライアントフレームに設けられ、上嵌合円筒面及び下嵌合円筒面の軸線方向と直交し、スラスト軸受とは反対側の面に形成されたコンプライアントフレーム側リリーフ管理面と、ガイドフレームに設けられ、コンプライアントフレームのリリーフ管理面と対向するように同じく軸線方向と直交するように形成されたガイドフレーム側リリーフ管理面と、を備え、コンプライアントフレームがいかなる方向に傾斜した場合でも、コンプライアントフレームのリリーフ管理面が前記ガイドフレームのリリーフ管理面と、揺動スクロールまたは固定スクロールの板状渦巻歯の歯先が対向する相手スクロールの板状渦巻歯の歯底と接触することで、コンプライアントフレームの傾斜が規制されるものである。
【００５８】
この発明の実施の形態に係るスクロール圧縮機は、圧縮機停止時にはコンプライアントフレームのリリーフ管理面とガイドフレームのリリーフ管理面が接触し、定常運転時にはコンプライアントフレームが浮上し、固定スクロール及び揺動スクロールの板状渦巻歯の対向する歯先と歯底が接触し、その時に両リリーフ管理面間にはリリーフ量δなる間隙が形成され、両フレームの上嵌合円筒面が係合する上嵌合部の係合端部のうち固定スクロール側の端部と、下嵌合円筒面が係合する下嵌合部の係合端部のうち固定スクロールからは遠い側の端部との間の軸線方向距離をＬａ、上嵌合部における両上嵌合円筒面間の直径隙間をｄｕ、下嵌合部における両下嵌合円筒面間の直径隙間をｄｓ、揺動スクロールの揺動軸受中心と揺動スクロール板状渦巻歯の巻き終わりから１８０°中心側に戻った点の外向面との間の水平方向距離をＬｂ、主軸の偏心軸部の主軸軸線に対する偏心量をＲｈ、コンプライアントフレームのリリーフ管理面の外周径をＤｃとした場合、
（（ｄｕ＋ｄｓ）／２）／Ｌａ  ＞  δ／（Ｄｃ／２−Ｒｈ＋Ｌｂ）
の関係を満たすものである。
【００５９】
この発明の実施の形態に係るスクロール圧縮機は、上記構成により、揺動スクロールがいかなる偏心方向に位置していようとも、またどの方向にコンプライアントフレームが傾斜していようとも、リリーフ管理面と板状渦巻歯のそれぞれの接触によって、コンプライアントフレームのばたつきに規制がかけられるので、コンプライアントフレームがガイドフレームに対してこじることがなく、コンプライアントフレームがばたついた後でも、コンプライアントフレームの確実な動作安定性を保証し、渦巻歯先からの洩れのない高効率でかつ揺動軸受や主軸受に片当たりが生じない高信頼性のスクロール圧縮機が得られる効果がある。
【００６０】
実施の形態３．
図８，９は実施の形態３を示す図で、図８はスクロール圧縮機の要部断面図であり、図９はインボリュート曲線で形成されている板状渦巻歯を有する揺動スクロールの渦巻歯形状から幾何学的に決定される理論公転半径Ｒｃを説明する図である。尚、全体的な構成は図１と同様であり、図８に図示されない部分は図１と同じである。
【００６１】
図９に示すように渦巻間の距離（ピッチ）をＰ、歯厚をＴとしたとき、揺動スクロール２の幾何学的に決定される理論公転半径Ｒｃは、
Ｒｃ＝（Ｐ−２Ｔ）／２      （５）
である。図８に示す実施の形態３の圧縮機では、主軸４の偏心軸部４ｂの偏心量Ｒｈ（図７の定義と同じ）が上記理論公転半径Ｒｃより大きく設定されている。そのためガイドフレーム１５の上嵌合円筒面１５ａとコンプライアントフレーム３の上嵌合面円筒面３ｄが係合される上嵌合部の直径隙間ｄｕと、ガイドフレーム３の下嵌合円筒面１５ｂとコンプライアントフレーム３の下嵌合面円筒面３ｅが係合される下嵌合部の直径隙間ｄｓのうち（直径隙間ｄｕ、ｄｓの定義は実施の形態１と同じ）、小さい方の隙間の範囲でコンプライアントフレーム３が主軸受負荷方向に移動する微小な揺動公転運動をする。
【００６２】
従って、揺動スクロール２の反偏心方向に、コンプライアントフレーム３が移動しても、その反偏心方向への移動量に見合う分だけ、予め偏心軸部４ｂの偏心量Ｒｈを理論公転半径Ｒｃより大きく設定してあるので、従来のスクロール圧縮機のように両スクロールの板状渦巻歯１ｂ、２ｂ側面間の半径方向隙間が拡大されることはなく、接触するかしないかの極微小な側面半径方向隙間を維持しながら運転でき、洩れのない高効率な運転が実現される。
【００６３】
尚、コンプライアントフレーム３の反偏心方向への移動は、主軸受負荷のガス負荷方向成分と反偏心方向成分の比で決定されるもので、コンプライアントフレーム３が反偏心方向にだけ移動するものではない。ガス負荷方向への移動量と反偏心方向への移動量のベクトル和がコンプライアントフレーム３の移動量で、それは両フレームの嵌合円筒面間の直径隙間の半分である。
【００６４】
嵌合部の直径隙間ｄｕまたはｄｓが小さければ、上記のように偏心軸部４ｂの偏心量Ｒｈを理論公転半径Ｒｃよりも大きくせず、Ｒｃと等しくすればよい。また、固定スクロール１をガイドフレーム１５に装着する時に偏心軸部４ｂの偏心量Ｒｈが理論公転半径Ｒｃより大きいと、両スクロールの板状渦巻歯１ｂ、２ｂが干渉しそうだが、コンプライアントフレーム３が嵌合円筒面間の直径隙間ｄｕまたはｄｓの範囲で半径方向に移動可能であるため、不具合は生じない。
【００６５】
両フレームの嵌合部の直径隙間ｄｕ、ｄｓが大きいとコンプライアントフレーム３の反偏心方向への移動量も大きくなるため、偏心軸部４ｅの偏心量Ｒｈも大きくする必要がある。このように直径隙間ｄｕまたはｄｓに適した偏心軸４ｂの偏心量Ｒｈが存在するわけであり、偏心軸部の偏心量Ｒｈが寸法測定された複数の主軸の中から、その圧縮機の両フレームの嵌合部の直径隙間ｄｕまたはｄｓに適した主軸４を選択し組み立てれば、確実に板状渦巻歯１ｂ、２ｂ間の側面半径方向隙間を極小化が図れると共に、コンプライアントフレーム３の上嵌合円筒面３ｄ及び下嵌合円筒面３ｅの外径、ガイドフレーム１５の上嵌合円筒面１５ａ及び下嵌合円筒面１５ｂの内径、そして偏心軸部４ｅの偏心量Ｒｈの寸法公差を厳しくすなわち公差幅を小さく設定することなく、生産性の向上が図れる。
【００６６】
尚、実施の形態１、２、３の何れも縦型のスクロール圧縮機について述べたが、横置き型のスクロール圧縮機においても適用でき、同様な効果を得られる。
また、完全密閉型でなく、自動車空調機用等の主軸の駆動要素が容器の外に出ている半密閉型のスクロール圧縮機においても適用でき、同様な効果が得られる。
【００６７】
この発明の実施の形態に係るスクロール圧縮機の組立方法は、ガイドフレームの嵌合円筒面とコンプライアントフレームの嵌合円筒面が係合される嵌合部における両嵌合円筒面間の直径隙間に応じて前記偏心軸の偏心量Ｒｈの大きさを変化させるとともに、直径隙間に応じてその直径隙間に対応した偏心量の偏心軸部を有する主軸を選択して組み立てるものである。
【００６８】
この発明の実施の形態に係るスクロール圧縮機の組立方法は、上記構成により、偏心軸部は組み立てる圧縮機のすべてが上嵌合部または下嵌合部の直径隙間に適した偏心量となっていることで、高効率で高信頼性を有するスクロール圧縮機を安定して供給できるとともに、ガイドフレームの上嵌合円筒面及び下嵌合円筒面のそれぞれの内径及びコンプライアントフレームの上嵌合円筒面及び下嵌合円筒面のそれぞれの外径、そして偏心軸部の偏心量の寸法公差を厳しくすることなく、生産性の向上が図れる効果がある。
【図面の簡単な説明】
【００６９】
【図１】実施の形態１を示す図で、スクロール圧縮機の縦断面図である。
【図２】実施の形態１を示す図で、図１の要部縦断面図である。
【図３】実施の形態１を示す図で、図２の動作説明図である。
【図４】実施の形態１を示す図で、揺動スクロールの板状渦巻歯の各寸法を示す説明図である。
【図５】実施の形態２を示す図で、スクロール圧縮機の要部縦断面図である。
【図６】実施の形態２を示す図で、図５の動作説明図である。
【図７】実施の形態２を示す図で、主軸の偏心軸部の偏心量についての説明図である。
【図８】実施の形態３を示す図で、スクロール圧縮機の要部縦断面図である。
【図９】実施の形態３を示す図で、理論公転半径についての説明図である。
【図１０】従来のスクロール圧縮機の要部縦断面図である。
【図１１】従来のスクロール圧縮機の要部縦断面図である。
【図１２】従来のスクロール圧縮機の主軸受負荷方向についての説明図である。
【符号の説明】
【００７０】
１  固定スクロール、１ａ  台板、１ｂ  板状渦巻歯、１ｄ  圧縮室、１ｆ  吐出ポート、１ｈ  切欠き部、２  揺動スクロール、２ａ  台板  ２ｂ  板状渦巻歯、２ｃ  揺動軸受、２ｄ  スラスト面、２ｅ  オルダム案内溝、２ｆ  ボス部、２ｇ  中空空間、２ｈ  ボス部外側空間、２ｉ  台板外周部空間、３  コンプライアントフレーム、３ａ  スラスト軸受、３ｃ  主軸受、３ｄ  上嵌合円筒面、３ｅ  下嵌合円筒面、３ｆ  リリーフ管理面、３ｈ  補助主軸受、３ｉ  禁圧孔、４  主軸、４ｂ  偏心軸部、４ｃ  主軸部、４ｄ  副軸部、４ｅ  主軸バランサ、４ｆ  オイルパイプ、４ｇ  給油穴、６  副フレーム、６ａ  副軸受、７  電動機固定子、８  電動機回転子、８ａ，８ｂ  バランサ、９  オルダムリング、９ａ  固定スクロール側爪、９ｂ  揺動スクロール側爪、１０  密閉容器、１０ｄ  密閉容器内空間、１０ｅ  冷凍機油、１０ｆ  ガラス端子、１５  ガイドフレーム、１５ａ  上嵌合円筒面、１５ｂ  下嵌合円筒面、１５ｄ  下端面、１５ｆ  フレーム空間、１５ｈ  リリーフ管理面。
【図１】
2006342809.tif 000003
【図２】
2006342809.tif 000004
【図３】
2006342809.tif 000005
【図４】
2006342809.tif 000006
【図５】
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【図６】
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【図７】
2006342809.tif 000009
【図８】
2006342809.tif 000010
【図９】
2006342809.tif 000011
【図１０】
2006342809.tif 000012
【図１１】
2006342809.tif 000013
【図１２】
2006342809.tif 000014