(57)【要約】【課題】圧縮室のオイルシールが十分にできないと冷媒の圧縮が十分にできないので、効率を高めることができない。つまり、効率向上の観点から、オイルシールを如何に行うかが課題となる。【解決手段】本発明の目的は、旋回スクロールの内線側の吸込室と、旋回スクロールの外線側の吸込室との双方の容積が増加するときに、間欠連通の連通開始が行われる位置に背圧制御弁を配設することで達成される。また、固定スクロールの歯底よりも更に深い位置に設けられた空間を介して圧縮室に歯先給油を行うことによって達成される。【選択図】  図９
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
背圧制御弁で制御された背圧によって旋回スクロールを固定スクロールに付勢し、両スクロールによって形成された圧縮室で冷媒を圧縮する間欠連通構造のスクロール圧縮機において、
前記旋回スクロールの内線側の吸込室と前記旋回スクロールの外線側の吸込室の双方の容積が増加するときに、間欠連通の連通開始が行われる位置に前記背圧制御弁を配設したスクロール圧縮機。
【請求項２】
請求項１において、
前記固定スクロールの内線側ラップの巻き終わり部と前記旋回スクロールの外線側ラップの巻き終わり部とを結んだ仮想線と、前記旋回スクロールの外線側ラップと、前記固定スクロールの内線側ラップとで囲まれた前記吸込室のうちの一つである仮想旋回外線室の容積が増加している際に前記背圧制御弁と前記背圧室が連通すると共に、
前記固定スクロールの外線側ラップの巻き終わり部と前記旋回スクロールの内線側ラップの巻き終わり部とを結んだ仮想線と、前記旋回スクロールの内線側ラップと、前記固定スクロールの外線側ラップとで囲まれた前記吸込室のうちの一つである仮想旋回内線室の容積が増加している際に前記背圧制御弁と前記背圧室が連通するような位置に、
前記背圧制御弁を配設することを特徴とするスクロール圧縮機。
【請求項３】
請求項１において、
前記旋回スクロールの内線側の吸込室と前記旋回スクロールの外線側の吸込室の双方の容積が、前記各吸込室が閉じ切られた空間である前記各圧縮室になった時のそれぞれの容積まで増加するときに、間欠連通の連通開始が行われる位置に前記背圧制御弁を配設したスクロール圧縮機。
【請求項４】
請求項１において、
前記圧縮室は、前記旋回スクロールの内線側および前記旋回スクロールの外線側に形成される旋回内線室および旋回外線室であって、
前記旋回スクロールの内線側の吸込室が、前記旋回内線室になった時の容積と同じ容積になるまで増加するとき、且つ、
前記旋回スクロールの外線側の吸込室が、前記旋回外線室になった時の容積と同じ容積になるまで増加するときに、
間欠連通の連通開始が行われる位置に前記背圧制御弁を配設したスクロール圧縮機。
【請求項５】
請求項１において、
前記固定スクロールのラップの巻き終わり部から前記ラップを巻き戻す方向に２７０°〜３３０°の位置に前記背圧制御弁を配設したスクロール圧縮機。
【請求項６】
旋回スクロールの反ラップ側に設けられた背圧室の圧力である背圧によって前記旋回スクロールを固定スクロールに付勢し、両スクロールによって形成された圧縮室で冷媒を圧縮する歯先給油構造のスクロール圧縮機において、
前記固定スクロールの歯底よりも更に深い位置に設けられた空間を介して前記圧縮室に歯先給油を行うスクロール圧縮機。
【請求項７】
請求項６において、
前記旋回スクロールは、ラップの端面である歯先に設けられた歯先開口と、前記旋回スクロールの台板に対して反ラップ側に設けられた反ラップ側開口と、を備えた連通孔を前記ラップ内に有し、
前記旋回スクロールの公転運動によって、前記空間と前記歯先開口とを間欠的に連通し、
前記旋回スクロールの反ラップ側に設けられ、前記背圧以上の圧力となる空間と前記反ラップ側開口とを連通し、
前記背圧以上の圧力となる空間から前記圧縮室に歯先給油を行うことを特徴とするスクロール圧縮機。
【請求項８】
請求項７において、
前記固定スクロールは、前記圧縮室の圧力を前記スクロール圧縮機の密閉容器内に逃がすリリース弁を有し、
前記固定スクロールの歯底よりも更に深い位置に設けられた空間は、前記リリース弁のリリース弁穴であり、
前記背圧以上の圧力となる空間は、前記背圧室であることを特徴とするスクロール圧縮機。
【請求項９】
請求項７において、
前記固定スクロールの歯底よりも更に深い位置に設けられた空間は、前記固定スクロールに設けられたくぼみであり、
前記背圧以上の圧力となる空間は、前記背圧室であることを特徴とするスクロール圧縮機。
【請求項１０】
請求項７において、
前記背圧以上の圧力となる空間は、前記旋回スクロールの反ラップ側であって、前記スクロール圧縮機の密閉容器内の圧力の油が導入される吐出圧給油室であるであることを特徴とするスクロール圧縮機。
【請求項１１】
密閉容器内に、
渦巻状のラップを有する固定スクロールと、
渦巻状のラップを有するとともに前記固定スクロールのラップと噛み合って冷媒を圧縮する圧縮室を形成し、クランク軸の回転に基づいて前記固定スクロールに対して公転運動する旋回スクロールと、
前記旋回スクロールの反ラップ側に形成される背圧室の圧力を制御する背圧制御弁と、
前記固定スクロールに配設されたリリース弁であって、前記圧縮室の圧力が前記密閉容器内の圧力より大きくなると当該圧縮室の冷媒を前記密閉容器内に排出するリリース弁と、
を備え、
前記背圧制御弁と前記背圧室とが間欠連通するスクロール圧縮機において、
前記固定スクロールの内線側ラップの巻き終わり部と前記旋回スクロールの外線側ラップの巻き終わり部とを結んだ仮想線と、前記旋回スクロールの外線側ラップと、前記固定スクロールの内線側ラップとで囲まれた仮想旋回外線室の容積が、前記クランク軸の回転に伴って増加している際に前記背圧制御弁と前記背圧室が連通するような位置であって、且つ、
前記固定スクロールの外線側ラップの巻き終わり部と前記旋回スクロールの内線側ラップの巻き終わり部とを結んだ仮想線と、前記旋回スクロールの内線側ラップと、前記固定スクロールの外線側ラップとで囲まれた仮想旋回内線室の容積が、前記クランク軸の回転に伴って増加している際に前記背圧制御弁と前記背圧室が連通するような位置に、前記背圧制御弁を配設し、
前記旋回スクロールは、ラップの端面である歯先に設けられた歯先開口と、前記旋回スクロールの台板に対して反ラップ側に設けられた反ラップ側開口と、を備えた連通孔を前記ラップ内に有し、
前記旋回スクロールの公転運動によって、前記歯先開口と前記リリース弁のリリース弁穴とを間欠的に連通し、
前記背圧室と前記反ラップ側開口とを連通し、
前記背圧室と前記圧縮室とを連通することを特徴とするスクロール圧縮機。
【請求項１２】
請求項８または１１において、
前記圧縮室は、前記旋回スクロールのラップの外径側に形成される圧縮室である旋回外線室であることを特徴とするスクロール圧縮機。
【請求項１３】
請求項１２において、
前記固定スクロールは、前記圧縮室のうち、前記旋回スクロールのラップの内径側に形成される旋回内線室の圧力を前記スクロール圧縮機の密閉容器内に逃がす第２リリース弁を有し、
前記旋回スクロールは、ラップの端面である歯先に設けられた第２歯先開口と、前記旋回スクロールの台板に対して反ラップ側に設けられた第２反ラップ側開口と、を備えた第２連通孔を前記ラップ内に有し、
前記旋回スクロールの公転運動によって、前記第２歯先開口と前記第２リリース弁のリリース弁穴とを間欠的に連通し、
前記背圧室と前記第２反ラップ側開口とを連通し、
前記背圧室と前記旋回内線室とを連通することを特徴とするスクロール圧縮機。
【請求項１４】
スクロール圧縮機の吐出パイプと、第１の熱交換器と、膨張装置と、第２の熱交換器と、前記スクロール圧縮機の吸込パイプとを順次接続した冷凍サイクル装置において、
前記スクロール圧縮機として請求項１，６，１１の何れかに記載のスクロール圧縮機を使用し、
冷媒を二酸化炭素として、超臨界冷凍サイクルを構成した冷凍サイクル装置。
【請求項１５】
請求項１４に記載の冷凍サイクル装置と、貯湯タンクと、水−冷媒熱交換器と、水循環ポンプを備え、
前記水−冷媒熱交換器として前記第１の熱交換器を使用し、前記水循環ポンプを運転することで前記貯湯タンクから水を導いて前記水−冷媒熱交換器で水を加熱し、前記貯湯タンクに当該加熱された水を戻し、
前記貯湯タンクに貯めた湯を使用端末に給湯するヒートポンプ給湯機。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、冷媒を圧縮するスクロール圧縮機等に係り、特に圧縮室へ潤滑油を給油してシール性を高め、漏れ損失を低減する構造に関する。
【背景技術】
【０００２】
ルームエアコンやヒートポンプ給湯機等に用いられるスクロール圧縮機は、旋回スクロールの反ラップ側に設けられた背圧室の圧力である背圧を背圧制御弁によって制御し、制御された背圧によって旋回スクロールを固定スクロールに付勢し、両スクロールによって形成された圧縮室で冷媒を圧縮する。なお、背圧制御弁を備えたものの構造としては、常時連通構造の外、間欠連通構造が知られている。
【０００３】
圧縮室には潤滑油が供給され、圧縮室のシール性を高め、漏れ損失を低減している。漏れ損失をできるだけ小さく抑えることができれば、それだけ圧縮機の効率を高めることができる。漏れ損失を低減する技術として特許文献１，２等が知られている。
【０００４】
特許文献１に開示の圧縮機は、歯先給油構造を有しており、密閉容器の底部の油溜からの潤滑油を供給する給油通路として、吐出圧力が作用する空間（２０）と旋回スクロールのラップの先端とを連絡する通路（第２の連絡通路）を旋回スクロール内に設けている。旋回スクロールのラップの先端に当該ラップの内外両側の圧縮室に開口する一対の円弧溝を設け、かつ一対の円弧溝の何れか一方が、その第２連絡通路と連通する構成としている。これにより、吸入室よりも圧力が高い圧縮空間においても旋回スクロールと固定スクロールとの摺動部の潤滑を良好に維持することができると開示されている。
【０００５】
特許文献２に開示の圧縮機は、摺動仕切り環の内側領域である高圧部と圧縮室とを連通する連通路を旋回スクロールの内部に設け、連通路の開口部のうち圧縮室側のものを、固定スクロールの中央部の吐出ポートに臨むように旋回スクロールのラップ先端に設けている。これにより、比較的圧縮の終了に近い圧縮室に給油し、固定スクロールのラップ先端と旋回スクロールの鏡板の焼付きを防止することが開示されている。また、吸入加熱による体積効率低下による性能悪化を抑制することが開示されている。
【０００６】
また、従来製品では、本願の第３図の方向に見たときにおおよそ１１時の位置に背圧制御弁を配設しており（図２２）、背圧室から背圧制御弁を介して吸込側に流入する油を用いて圧縮室のシールを行うような構成としていた。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００７】
【特許文献１】特開２００９−０６２９０８号公報
【特許文献２】特開２００９−０５２４６４号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００８】
しかし、特許文献１においては、ラップ先端に円弧溝を設けると、当該ラップの内外両側の圧縮室間で、つまり後述の旋回内線室と旋回外線室との間で、漏れが生じることになる。漏れを防止するために給油量を多くしてシール性を高めることが考えられるが、そのためには円弧溝を深くする必要がある。円弧溝を深くすると前記圧縮室間で漏れが増加するといった、相反する現象が発生してしまう。
【０００９】
また、特許文献２においては、比較的圧縮の開始に近い領域（吸込部に近い領域）、つまり吐出口から遠い外径側の圧縮室のオイルシールが期待できない。
【００１０】
圧縮室のオイルシールが十分にできないと冷媒の圧縮が十分にできないので、効率を高めることができない。つまり、効率向上の観点から、オイルシールを如何に行うかが課題となる。
【００１１】
また、従来製品では、Ｒ溝５ｈを設け、固定スクロールの鏡板面のうち面積が大きい部分と旋回スクロールの鏡板面との潤滑を行っていた。つまり、１１時位置に背圧制御弁を設けているのは主に潤滑の観点からである。従って、背圧制御弁の位置を圧縮室のシール性、効率向上の観点から工夫することで、効率を改善できる可能性がある。
【００１２】
以上の課題に鑑み、本発明の目的は、効率の高いスクロール圧縮機を提供することにある。また、本発明の目的は、効率の高い冷凍サイクル装置、ヒートポンプ給湯機を提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【００１３】
本発明の目的は、
背圧制御弁で制御された背圧によって旋回スクロールを固定スクロールに付勢し、両スクロールによって形成された圧縮室で冷媒を圧縮する間欠連通構造のスクロール圧縮機において、
前記旋回スクロールの内線側の吸込室と前記旋回スクロールの外線側の吸込室との双方の容積が増加するときに、間欠連通の連通開始が行われる位置に前記背圧制御弁を配設したスクロール圧縮機
によって達成される。
【００１４】
また、本発明の目的は、
旋回スクロールの反ラップ側に設けられた背圧室の圧力である背圧によって前記旋回スクロールを固定スクロールに付勢し、両スクロールによって形成された圧縮室で冷媒を圧縮する歯先給油構造のスクロール圧縮機において、
前記固定スクロールの歯底よりも更に深い位置に設けられた空間を介して前記圧縮室に歯先給油を行うスクロール圧縮機
によって達成される。
【００１５】
また、本発明の目的は、
旋回スクロールの反ラップ側に設けられた背圧室の圧力である背圧を背圧制御弁によって制御し、制御された背圧によって前記旋回スクロールを固定スクロールに付勢し、両スクロールによって形成された圧縮室で冷媒を圧縮する間欠連通構造且つ歯先給油構造のスクロール圧縮機において、
前記旋回スクロールの内線側の吸込室と前記旋回スクロールの外線側の吸込室との双方の容積が増加するときに、間欠連通の連通開始が行われる位置に前記背圧制御弁を配設し、
前記固定スクロールの歯底よりも更に深い位置に設けられた空間を介して前記圧縮室に歯先給油を行うスクロール圧縮機
によって達成される。
【発明の効果】
【００１６】
本発明によれば、効率の高いスクロール圧縮機を提供することができる。また、効率の高い冷凍サイクル装置、ヒートポンプ給湯機を提供することができる。
【図面の簡単な説明】
【００１７】
【図１】スクロール圧縮機の縦断面図。
【図２】給油構造。
【図３】旋回スクロールと固定スクロールが噛み合っている図。
【図４】仮想旋回内線室および仮想旋回外線室を表す図。
【図５Ａ】吸込室の容積変化と背圧制御弁の連通穴の連通区間とを示す図。
【図５Ｂ】図５Ａのグラフとその一階微分のグラフとを比較した図。
【図６】仮想旋回内線室および仮想旋回外線室からの漏れを説明する図。
【図７】背圧制御弁の配設位置を説明する図。
【図８】吸込空間への給油量と体積効率との関係を説明する図。
【図９】歯先給油の説明図（１）。
【図１０】歯先給油の説明図（２）。
【図１１】圧縮室のオイルシール説明図。
【図１２】連通孔の他の形状を表す図。
【図１３】起動時の圧力変化を示した図。
【図１４】対称ラップ型のスクロールの噛み合いを表す図。
【図１５】横置型スクロール圧縮機の断面図。
【図１６】本実施例と従来技術の６５℃貯湯条件における圧縮機の効率比較。
【図１７】ヒートポンプ給湯機のユニット構成図。
【図１８】くぼみを説明する図。
【図１９】吐出圧給油室と旋回外線室とを連通する図。
【図２０】軸貫通型スクロール型圧縮機について説明する図。
【図２１】強制給油について説明する図。
【図２２】従来製品の背圧制御弁の配設位置。
【発明を実施するための形態】
【００１８】
以下、図面を参照しながら本発明の実施例を説明する。
【実施例１】
【００１９】
第１の実施形態を以下詳細に説明する。
【００２０】
図１はスクロール圧縮機の縦断面図、図２は給油構造、図３は旋回スクロールと固定スクロールとが噛み合っている図である。なお、図２は現実の一の断面ではなく、いろいろな構成を説明するための便宜的な断面である。
【００２１】
スクロール圧縮機１の基本となる構成と動作について説明する。スクロール圧縮機１は、圧縮機構部３と、この圧縮機構部３を駆動する電動機４と、圧縮機構部３へ潤滑油を供給するための給油部５０と、圧縮機構部３と電動機４と給油部５０とを収納する密閉容器２と、を備えている。
【００２２】
密閉容器２は、円筒状のケース２ａに蓋チャンバ２ｂと底チャンバ２ｃとが上下に溶接されて構成されている。蓋チャンバ２ｂには吸込パイプ２ｄが設けられ、ケース２ａの側面には吐出パイプ２ｅが設けられている。密閉容器２内の上部には圧縮機構部３が、下部には電動機４が配置され、その下部に給油部５０が配置されている。そして、密閉容器２の底部には潤滑油１３が貯留されている。なお、密閉容器２の内部は吐出圧室２ｆとなる、いわゆる高圧チャンバ型のスクロール圧縮機である。
【００２３】
圧縮機構部３は、台板６ｂ上に渦巻状のラップ６ａを立設した旋回スクロール６と、台板５ｄ上に渦巻状のラップ５ｃを立設した固定スクロール５とを有する。固定スクロール５には相対向して旋回スクロール６が旋回自在に配置されている。旋回スクロール６の下面側とフレーム９の上面側との間には、オルダムリング１２が配置されており、オルダムリング１２の一方の面と他方の面とに形成された各々のキーが、旋回スクロール６の下面側に形成された溝と、この溝とは直角にフレーム９の上面側に形成された溝とに嵌合している。
【００２４】
固定スクロール５は、フレーム９に対してボルト８で固定される。フレーム９の外周が溶接によって密閉容器２の内壁面に固定されることで、圧縮機構部３は密閉容器２に固定される。フレーム９には、クランク軸７を回転自在に支持する主軸受９ａを備えている。旋回スクロール６の下面側に、クランク軸７の偏心部７ｂが挿入されている。この固定スクロール５とフレーム９との間に旋回スクロール６が位置し、旋回スクロール６は、クランク軸７によって支持されている。
【００２５】
電動機４は、固定子４ａと回転子４ｂとを有している。固定子４ａは密閉容器２に圧入および／または溶接などにより固定されている。また、回転子４ｂはクランク軸７に固定され、固定子４ａ内に回転可能に配置されている。クランク軸７は主軸７ａと偏心部７ｂとを備えて構成されており、フレーム９に設けた主軸受９ａと下軸受１７とで支持されている。偏心部７ｂはクランク軸７の主軸７ａに対して偏心して一体に形成されており、旋回スクロール６の背面に設けた旋回軸受６ｃに嵌合され、クランク軸７は旋回スクロール６を支持している。
【００２６】
クランク軸７は電動機４によって駆動され、偏心部７ｂは主軸７ａに対して偏心回転運動する。オルダムリング１２は、旋回スクロール６を自転させることなく、クランク軸７の偏心部７ｂの偏心回転を伝え、旋回スクロール６を公転運動させる働きをする。また、クランク軸７には、下軸受１７、主軸受９ａおよび旋回軸受６ｃへ潤滑油１３を導く給油通路７ｃが設けられ、図１の下側、つまり電動機４側の軸端側に、潤滑油１３を吸い上げて給油通路７ｃに導く給油管７ｄが装着されている。この給油通路７ｃを介して各部に潤滑油を供給するための機構が給油部５０である。
【００２７】
図２に示すように、旋回スクロール６の背面とフレーム９との間には、つまり、旋回スクロール６の反ラップ側には、背圧室１４が形成されている。給油通路７ｃを介して、旋回スクロール６の背面とクランク軸７の上側の端部との間の空間には、密閉容器内の圧力である吐出圧力がかかった潤滑油が導入される。この空間を吐出圧給油室５１と称することとする。吐出圧給油室５１も、旋回スクロール６の反ラップ側に形成されている。
【００２８】
潤滑油１３が貯められた密閉容器２下部は、給油通路７ｃ→吐出圧給油室５１→旋回軸受６ｃと偏心部７ｂとの隙間→背圧室１４→背圧制御弁１６→吸込空間１０の経路で連通している。また、給油通路７ｃ→孔７ｚ→主軸７ａと主軸受９ａとの隙間→切欠１００→背圧室１４→背圧制御弁１６→吸込空間１０の経路で連通している。吐出圧力となっている密閉容器２下部から、潤滑油１３は吸込空間１０へ流れようとする。このとき背圧室１４から見ると、油の入口側では、旋回軸受６ｃと偏心部７ｂとの隙間と、主軸７ａと主軸受９ａとの隙間とが絞りとなって、油の出口側では背圧制御弁１６が絞りとなって、背圧室１４の圧力である背圧Ｐｂは吸込圧力Ｐｓと吐出圧力Ｐｄとの中間の圧力となる。また、旋回軸受６ｃと主軸受９ａには、圧縮機下部空間の吐出圧力と背圧室１４の背圧との圧力差で潤滑油１３が供給される。いわゆる差圧給油方式である。
【００２９】
電動機４で駆動されるクランク軸７の回転に基づいて旋回スクロール６が公転運動すると、ガス冷媒は、吸込パイプ２ｄから、旋回スクロール６および固定スクロール５により形成される圧縮室１１に導かれる。圧縮されたガス冷媒は固定スクロール５の台板５ｄの略中央に設けられた吐出口５ｅから密閉容器２内、すなわち吐出圧室２ｆへ吐き出され、吐出パイプ２ｅから外部へと流出していく。流出した冷媒は、図示しない第１の熱交換器，膨張装置，第２の熱交換器を経て、吸込パイプ２ｄを介してスクロール圧縮機１に戻ってくることになる。これらをループ状に順次接続して構成したものを冷凍サイクルといい、これを利用した機器を冷凍サイクル装置という。
【００３０】
固定スクロール５には、リリース弁１５が設けられている。リリース弁１５は、圧縮室１１の圧力が吐出圧室２ｆの圧力以上になったとき、圧縮室１１から吐出圧室２ｆに吐出するためのものである。例えば、液圧縮状態の場合や過圧縮状態の場合に、リリース弁１５が働くことになる。なお、リリース弁１５と圧縮室との間にはリリース弁穴１５ａが設けられている。このリリース弁穴１５ａは、固定スクロール５の歯底よりも更に深い位置に設けられている空間であると言える。
【００３１】
本実施例では各圧縮室に少なくとも１個以上のリリース弁１５を配設している。ほぼ、どのクランク角の圧縮室においてもリリース弁１５と連通させ得ることで、圧縮室を完全な密閉空間とせず、圧力を逃すことができるようにするためである。従って、ラップの巻数が増えて、圧縮室の数が増えた場合には、リリース弁１５の数も圧縮室の数に対応して増やすことが好ましい。
【００３２】
一般に圧縮室内の圧力は（１）式で表され、押除容積と圧縮室容積の比率で決まる。
【００３３】
Ｐｃ＝Ｐｓ・(Ｖ０／Ｖｃ)γ        …（１）
但し、圧縮室圧力Ｐｃ
吸込圧力Ｐｓ
押除容積Ｖ０
圧縮室容積Ｖｃ
断熱指数γ
【００３４】
運転される圧力条件によっては、圧縮室の圧力が吐出圧室２ｆの圧力より高くなる場合があり、この時はリリース弁１５よりガス冷媒が排出される。台板の外径側に位置するリリース弁１５は、さほど圧力が上昇していないので、定常運転時に開くことはあまりないが、起動直後など液冷媒が吸い込まれた時に液圧縮を回避するために設けられている意味合いが大きい。
【００３５】
図３は、旋回スクロール６の鏡板面（旋回スクロール６の歯底面）、または、固定スクロール５の鏡板面（固定スクロール５の歯先面）で両スクロール５，６を切断し、固定スクロール５に向かって、つまり図１の上方に向かって見た場合を表している。旋回スクロール６のラップにはハッチングを施している。中心側をラップの巻き始め、外径側をラップの巻き終わりという。図３では、時計回りにラップを巻いたということになる。反時計回りにラップを巻き戻すともいえる。
【００３６】
図３に示された軸の原点は密閉容器２の中心である。これは固定スクロール５の台板の中心と一致している。縦軸は以下の通りであり、横軸は縦軸に直角で原点を通る。
【００３７】
縦軸は、容積が最大の旋回外線室が形成された際の旋回スクロール６の外線側ラップの巻き終わり部６Ｘｏの位置を基準としている。旋回外線室とは、旋回スクロール６のラップの外径側の圧縮室である。その容積が最大の旋回外線室は、最も外径側の旋回外線室でもある（１１ａ）。ここから内径側にも旋回外線室は形成されており、これは符号１１ａ′で表されている。
【００３８】
旋回スクロール６の外線側ラップの巻き終わり部６Ｘｏが固定スクロール５と接する点が縦軸上に乗るようにして図３は表されている。そのときの固定スクロール５側の接点を固定スクロール５の内線側ラップの巻き終わり部５Ｘｉという。同様に、固定スクロール５の外線側ラップの巻き終わり部５Ｘｏも定義され、これら巻き終わり部５Ｘが、図３の縦軸上に乗ることになる。固定スクロール５の外線側ラップの巻き終わり部５Ｘｏと旋回スクロール６の内線側ラップの巻き終わり部６Ｘｉとが接するときに旋回内線室、つまり旋回スクロール６のラップの内径側の圧縮室が形成される。このときの旋回内線室は容積が最大の旋回内線室であり、最も外径側の旋回内線室でもある。図３には示されていないが、クランク軸７の回転角度によっては、そこから内径側にも旋回内線室は形成される。例えば図６（ｂ）の１１ｂ′として表されている。また、「接する」と表現したが、より正確には各巻き終わり部同士６Ｘｏ−５Ｘｉを繋いだ仮想線ＡＡ、６Ｘｉ−５Ｘｏを繋いだ仮想線ＢＢの長さが最小になるという意味である。また、内線，外線とは渦巻である歯の側面、すなわちラップ側面のことを言う。
【００３９】
それら固定スクロール５の各巻き終わり部５Ｘｉ，５Ｘｏよりも時計回りに更に曲線が続いている部分を延長部という。図３においては、時計の短針が示す６時位置に巻き終わり部５Ｘｉ，５Ｘｏが位置し、延長部の７時位置あたりには、破線で示された吸込パイプ２ｄと吸込ポート２ｄ１が位置している。更にＲ溝５ｈが１１時あたりまで形成されており、９時位置には背圧制御弁１６が配設されている。背圧制御弁１６の導通路５ｉはＲ溝５ｈに連通している。図３における第１，４象限よりも、第２，３象限の方が、両スクロール５，６の鏡板面の接触面積が大きくなるので、このＲ溝５ｈは斯様な部分に設けられている。これは、両スクロール５，６の鏡板面の潤滑を行うために背圧制御弁１６から油を導いてくる溝である。
【００４０】
図３に示すように、ラップ５ｃとラップ６ａとの間に吸込部である吸込空間１０と圧縮室１１が形成されている。吸込空間１０とは、その圧力が吸込圧力となる領域をいい、吸込パイプ２ｄと連通している。圧縮室１１は、吸込パイプ２ｄとの連通が遮断されている領域であり、大別して、旋回外線室と旋回内線室との二種類がある。
【００４１】
一般に、圧縮室の境界は４つ、すなわち、第１に固定スクロールの歯底で形成される第１の境界、第２に旋回スクロールの歯底で形成される第２の境界、第３に旋回スクロールの内線で形成される第３の境界、第４に固定スクロールの外線で形成される第４の境界、の４つの境界を持つ。例えば、図３の１１ｂで指示されている部屋のように、これらのような境界を持つ圧縮室を旋回内線室（または固定外線室）という。また、第１，第２の境界は前記と同様であって、第３に旋回スクロールの外線で形成される第３の境界、第４に固定スクロールの内線で形成される第４の境界、の４つの境界を持つ圧縮室を旋回外線室（または固定内線室）といい、例えば、図３の１１ａ，１１ａ′で指示されている部屋のことである。
【００４２】
これらの境界と境界との間には潤滑油を供給してシール性を保つこととしている。何れの圧縮室であってもラップ側面同士、すなわち第３の境界と第４の境界との間には微小な隙間（５μｍ程度以下）が存在する。その微小な隙間のうち圧縮室前端の吐出口５ｅに近い、つまりラップの巻き始め部に近い方の隙間では、当該前端の更に前方に、より圧力の高い圧縮室が形成されている。従って、第３の境界と第４の境界との間の微小な隙間から、より圧力の高いガス冷媒が漏れこんでくることになる。一方、その微小な隙間のうち圧縮室後端の吸込ポート２ｄ１に近い、つまりラップの巻き終わり部に近い方の隙間では、当該後端の更に後方に、より圧力の低い圧縮室が形成されている。従って、第３の境界と第４の境界との間の微小な隙間から、前記圧力の低い圧縮室へガス冷媒が漏れ出ていくことになる。この前端または後端での漏れは、旋回内線室から旋回内線室への漏れ、または、旋回外線室から旋回外線室への漏れであると言える。これを第１種の漏れと称する。
【００４３】
一方、歯先と歯底との間には各々、上記よりも更に微小な隙間（３μｍ程度以下）が存在している。圧縮室から見れば、旋回内外線室とも、第１の境界と第３の境界との間、および、第２の境界と第４の境界との間、の２箇所の間に、その微小な隙間が存在している。圧縮室１１は、これらの隙間を境に、より圧力の高い圧縮室や、より圧力の低い圧縮室と隣接している。当然、圧力の高い圧縮室からはガス冷媒が漏れこんできて、圧力の低い圧縮室へはガス冷媒が漏れ出て行くことになる。この歯先と歯底との間での漏れは、旋回内線室から旋回外線室への漏れ、または、旋回外線室から旋回内線室への漏れであると言える。これを第２種の漏れと称する。
【００４４】
これらの漏れを低減するために圧縮室に油を供給し、この油で隙間を埋める。従って、この部分のシールを如何に行うかが重要となる。
【００４５】
前述の旋回スクロール６の内線側ラップの巻き終わり部６Ｘｉは図３の位置を時計の６時位置として、破線で示したように反時計回りの軌跡を描くように動くものである。もう一方の外線側ラップの巻き終わり部６Ｘｏも同様に軌跡を描くが、図示は省略している。図３において、１１ａで指示されている旋回外線室をクランク角０°の旋回外線室と表す。すると、１１ａ′で指示されている旋回外線室はクランク角３６０°の旋回外線室と表現することができる。クランク角０°の旋回外線室１１ａの容積は、旋回外線室の容積のうちで最大である。なお、旋回内線室はクランク角１８０°のときに形成され、そのときの旋回内線室の容積は旋回内線室の容積のうちで最大である（図６（ｂ）参照）。
【００４６】
このように、旋回内外線室の圧縮開始のタイミングがクランク軸７の回転角度で１８０°ずれているような方式の圧縮機を非対称ラップ型という。なお、最大容積の旋回内線室は図６の（ｂ）には図示されているが、図３には図示されていない。図３において、１１ｂで指示されている旋回内線室は、最大容積の旋回内線室からクランク角が１８０°進んだ旋回内線室であり、クランク角３６０°の旋回内線室となる。なお、図３にはクランク角０°の旋回外線室１１ａ，クランク角３６０°の旋回外線室１１ａ′，クランク角３６０°の旋回内線室１１ｂ，クランク角７２０°の旋回内線室（１１ｂ′）、の計４つの圧縮室が示されている。クランク角７２０°の旋回内線室（１１ｂ′）は吐出口５ｅに開口しているので、厳密には圧縮室とは呼べないが、理解を容易にするために斯様に表現しておく。
【００４７】
次に、背圧室１４の圧力である背圧Ｐｂを調整する機構である背圧制御弁１６について説明する。旋回スクロール６は背圧Ｐｂによって固定スクロール５へ付勢される。旋回スクロール６は背圧Ｐｂによって固定スクロール５に向かって押し付けられるような力を受けるということである。大きな背圧だと付勢力も大きくなり、両スクロール間に生じる摩擦力も大きくなって好ましくない。背圧制御弁１６は背圧が大きくなり過ぎないように制御する弁である。
【００４８】
固定スクロール５には、ばね収納穴５ｆが形成されている。ばね収納穴５ｆの背圧室１４側に貫通穴５ｇが形成されており、この貫通穴５ｇにはピース１６ａが圧入されている。ピース１６ａにはばね収納穴５ｆと背圧室１４とを連通する連通穴１６ｂが形成されている。ばね収納穴５ｆには弁体１６ｃが配設されており、弁体１６ｃが、連通穴１６ｂを塞ぐようにばね１６ｄによって付勢されている。ばね１６ｄはシール部材１６ｅに取り付けられており、シール部材１６ｅは、ばね収納穴５ｆと吐出圧室２ｆとを区画するように固定スクロール５に圧入されている。ばね収納穴５ｆの側面には固定スクロール５の鏡板面の前記延長部に形成されたＲ溝５ｈと連通する導通路５ｉが形成されている。Ｒ溝５ｈは吸込パイプ２ｄと連通しているので、結局、ばね収納穴５ｆの圧力は吸込圧力Ｐｓとなる。
【００４９】
背圧制御弁１６の動作について説明する。密閉容器２下部に溜められた潤滑油１３は、密閉容器２の圧力と背圧室１４の圧力との圧力差により給油管７ｄと給油通路７ｃを通って各軸受に給油される。上側のクランク軸７の端部、つまり吐出圧給油室５１にまで達した潤滑油１３は絞りを介して背圧室１４に入る。また、孔７ｚ，切欠１００を介して背圧室１４に入ってくる潤滑油１３もある。この背圧室１４で潤滑油１３内に溶け込んでいた冷媒が発泡する。
【００５０】
背圧室１４の圧力とばね収納穴５ｆの圧力、つまり吸込圧力Ｐｓとの圧力差により弁体１６ｃに掛かる上向きの力（図１，図２で上向きの力）が、ばね１６ｄによる下向きの力よりも大きくなると弁体１６ｃが開き、背圧室１４内の潤滑油１３は導通路５ｉとＲ溝５ｈを通って吸込空間１０に供給される。ガス冷媒だけでなく、油も背圧制御弁１６を通るからである。この油は、穴や壁面に付着していた油やミスト状になった油であると考えられる。背圧室１４の圧力は、このようにばね力で調整されて、吸込圧力Ｐｓ＋一定値となる。この一定値は１６ｄのばね力によって決まり、初期変位である弁閉時のばねのたわみ量や、ばね定数ｋが大きいほど、つまりばねがたわみ難いほど背圧Ｐｂを大きくすることができる。
【００５１】
いわゆるエコキュートと言われるヒートポンプ給湯機では、冷凍サイクル装置の冷媒として二酸化炭素ＣＯ2を用いている。この冷凍サイクルは、高圧側の圧力がＣＯ2の臨界点を超える超臨界冷凍サイクルと呼ばれる。この高圧は例えば本実施例のようなスクロール圧縮機によって作られる。ＣＯ2を冷媒としたスクロール圧縮機は、従来のフロン系冷媒用スクロール圧縮機に対して動作圧が３〜５倍となり、背圧制御弁で制御する差圧も３〜５倍となる。ばね力によって決まる背圧（＝吸込圧力Ｐｓ＋一定値）になると背圧制御弁が開くが、このような高圧力差の環境下では、背圧室から吸込空間に流れるガス冷媒の量と油の量が多いので、背圧制御弁が開く瞬間の背圧と開いた後の背圧とに差が出てくる。開く瞬間の背圧よりも開いた後の背圧の方が低くなる。定常運転時の背圧は、効率上適正な圧力が存在するので、背圧制御弁の設計は定常運転時の背圧に合わせて行うことになる。このため、背圧制御弁が動作しても背圧が低下し過ぎないよう、ばねをたわみ難くしている。すると、起動時など必要な場合であっても背圧制御弁が開かないといった問題に気が付くことができた。
【００５２】
この問題を解決するための手段として、旋回スクロール６の公転運動を利用して、その鏡板面によって背圧制御弁１６の連通穴１６ｂを塞いだり連通させたりする、いわゆる間欠連通構造がある。これは、旋回スクロール６がクランク軸７の回転に基づいて固定スクロール５に対して公転運動することにより、旋回スクロール６の台板６ｂの鏡板面が背圧制御弁１６の連通穴１６ｂを間欠的に塞ぐものであり、換言すれば、背圧制御弁１６と背圧室１４とを間欠的に連通させるものである。
【００５３】
弁体１６ｃとピース１６ａは、ばね力によって金属接触しているだけで、部材の面粗さ等により微少な隙間が存在し完全に漏れをゼロにできている訳ではない。台板６ｂが連通穴１６ｂを塞いでいる間に、連通穴１６ｂ内のガス冷媒は弁体１６ｃとピース１６ａとの微少な隙間からばね収納穴５ｆに漏れる。このとき、背圧制御弁１６は塞がれているので、背圧は変化しない。さて、連通穴１６ｂの体積は小さく、例えば、連通穴１６ｂの穴径を２mmとすると体積は０.０３cm3程度であり、少しでも漏れると連通が遮断されている間に連通穴１６ｂ内の圧力は減圧する。連通穴１６ｂ内の圧力が低下すると、旋回スクロール６の台板６ｂが連通穴１６ｂを通過して背圧室１４と連通した瞬間、背圧室１４のガス冷媒と油が連通穴１６ｂに流入し、次式で表される慣性力Ｆが弁体１６ｃに作用する。
【００５４】
Ｆ∝Ａ*ρ*Ｖ2        …（２）
但し、慣性力Ｆ
連通穴１６ｂの断面積Ａ
流体密度ρ
流速Ｖ
【００５５】
このように、間欠連通構造にすることにより弁体１６ｃには、背圧室１４とばね収納室５ｆの圧力差に加えて流体の慣性力が作用し、背圧制御弁１６を開き易くする。なお、超臨界冷凍サイクルで用いられるスクロール圧縮機で斯様な効果が認められるので、より低圧で動作するフロン系冷媒用スクロール圧縮機であっても、度合いは小さいかも知れないが、同様な効果があると考えられる。
【００５６】
間欠連通構造にすると、背圧室１４から背圧制御弁１６を通って旋回外線室１１ａと旋回内線室１１ｂへ分配される給油量が、背圧制御弁１６の位置によって変化する。この旋回外線室と旋回内線室への給油分配について、図４〜図７を用いて説明する。図４は仮想旋回内線室および仮想旋回外線室を表す図、図５Ａは吸込室の容積変化と背圧制御弁の連通穴の連通区間とを示す図、図５Ｂは図５Ａのグラフとその一階微分のグラフとを比較した図であり、相互の関係が分かるように同じサイズにして並べたものである。図６は仮想旋回内線室および仮想旋回外線室からの漏れを説明する図、図７は背圧制御弁の配設位置を説明する図である。
【００５７】
図４は吸込行程におけるガス冷媒や油が流入して行く仮想の部屋１１Ａ，１１Ｂを表しており、これらの領域は吸込室と呼ばれ、吸込空間１０の一部である。それら仮想の部屋１１Ａ，１１Ｂを、仮想旋回外線室１１Ａ，仮想旋回内線室１１Ｂと称する。従って、吸込室とは、仮想旋回外線室１１Ａまたは仮想旋回内線室１１Ｂということになる。仮想旋回外線室１１Ａ，仮想旋回内線室１１Ｂは双方とも吸込圧力である。前述の仮想線ＡＡ，ＢＢが、常に吸込パイプ２ｄと連通しているからである。なお、仮想旋回外線室１１Ａ，仮想旋回内線室１１Ｂとは次のように定義される。
【００５８】
仮想旋回外線室１１Ａとは、固定スクロール５の内線側ラップの巻き終わり部５Ｘｉと旋回スクロール６の外線側ラップの巻き終わり部６Ｘｏとを結んだ仮想線ＡＡと、旋回スクロール６の外線側ラップと、固定スクロール５の内線側ラップとで囲まれた領域をいう。
【００５９】
仮想旋回内線室１１Ｂとは、固定スクロール５の外線側ラップの巻き終わり部５Ｘｏと旋回スクロール６の内線側ラップの巻き終わり部６Ｘｉとを結んだ仮想線ＢＢと、旋回スクロール６の内線側ラップと、固定スクロール５の外線側ラップとで囲まれた領域をいう。
【００６０】
各部屋１１Ａ，１１Ｂは仕切られていないが、それらの部屋が対象とする空間は、後々旋回外線室１１ａと旋回内線室１１ｂとになる。つまり、吸込完了時の部屋１１Ａが即ち最大容積となる旋回外線室１１ａとなり、吸込完了時の部屋１１Ｂが最大容積となる旋回内線室１１ｂとなる。その後、クランク軸７の回転に伴って容積を縮小させていき、ガス冷媒を圧縮する。
【００６１】
図５Ａは各吸込室の各々の吸込行程における容積のクランク軸７の回転角度に対する変化と背圧制御弁位置θｂにおける背圧制御弁１６の連通穴１６ｂの連通区間を示している。このスクロール圧縮機１における、螺旋の種類はインボリュート曲線であるが、代数螺旋でも同様な容積変化を示すことが知られている。ここで、吸込室の容積変化は吸込完了時を１とした比率で示している。従って、仮想旋回外線室１１Ａに比べて、仮想旋回内線室１１Ｂの方が吸込容積比のピークが大きくなっている。縦軸切片、回転角度０゜は仮想旋回外線室１１Ａの吸込開始であり、図３や図６（ａ）で表された状態である。
【００６２】
背圧制御弁位置θｂは図７の縦軸のマイナス側を０゜とした角度で示している。前述してきたクランク角と同様に対応すると考えればよい。なお、時計の短針で表すと、θｂ＝０゜は６時の方向、θｂ＝２１０゜は１１時の方向、θｂ＝２７０゜は９時の方向である。仮想旋回外線室１１Ａは旋回スクロール６が一回転する間に、容積が徐々に増加し、閉じ切るときの容積を越え（α1）、途中でピークを向かえ（α2）、その後減少して、回転角度３６０゜で消失する（α3）。そして、前述のように定義された次の仮想旋回外線室１１Ａが、また新たに形成されて同じ容積変化を示すことになる。
【００６３】
仮想旋回内線室１１Ｂの方は、図６（ｂ）に示すように、仮想旋回外線室１１Ａとは１８０゜ずれた容積変化を示す。図３や図６（ａ）では、或る大きさの容積の仮想旋回内線室１１Ｂが表されており、図５Ａに示すように最大容積の旋回内線室の６０％程度となっている。この後、仮想旋回内線室１１Ｂの容積は徐々に増加し、閉じ切るときの容積を越え（β1）、途中でピークを向かえ（β2）、その後減少して、回転角度１８０゜で消失する（β3）。そして、前述のように定義された次の仮想旋回内線室１１Ｂが、また新たに形成されて同じ容積変化を示すことになる。
【００６４】
但し、吸込室である仮想旋回外線室１１Ａ，仮想旋回内線室１１Ｂの容積の対象としている空間を追っていくと、その同じ空間が吸込室から、閉じ切られた空間である圧縮室となり、称呼が旋回外線室１１ａ，旋回内線室１１ｂと変化する。つまり、旋回スクロール６の公転運動により各吸込室の仮想線の要素である巻き終わり部が一致した場合、厳密には仮想線が最小長さになった場合には、吸込行程が完了して、その吸込室の対象となっていた空間である仮想旋回外線室１１Ａ，仮想旋回内線室１１Ｂは吸込パイプ２ｄとの連通が遮断されたのであるから、「仮想」の文言が取れると共に符合も変わって、それぞれ閉じ切られた空間である圧縮室となり、それぞれ旋回外線室１１ａ，旋回内線室１１ｂと称呼が変更される。
【００６５】
仮想旋回外線室１１Ａ，仮想旋回内線室１１Ｂの容積変化だけを見れば、１８０°毎に、ほぼ同じ容積変化が繰り返される。例えば、θｂ＝３０゜の位置、つまり５時位置に背圧制御弁１６を設けた場合、連通穴１６ｂの連通区間は回転角度で１３０゜から２９０゜の範囲である。この背圧制御弁位置では連通穴１６ｂの連通序盤で、クランク軸７の回転に伴って仮想旋回内線室１１Ｂの容積が減少し始めている（β2〜β3）。これとは１８０°ずらしたθｂ＝２１０゜の位置、つまり１１時位置に背圧制御弁１６を設けた場合、連通穴１６ｂの連通区間は回転角度で３１０゜から４７０゜の範囲となる。この背圧制御弁位置では連通穴１６ｂの連通序盤で、クランク軸７の回転に伴って仮想旋回外線室１１Ａの容積が減少し始めている（α2〜α3）。
【００６６】
また、間欠連通の連通区間である、連通穴１６ｂの連通区間は図５Ａ中に示した２つの斜めの破線の間の部分である。説明のために特徴的な背圧制御弁１６設置位置は白抜きの矢印で示している。当然ながら背圧制御弁１６をどの位置に配設したとしても、間欠連通により背圧制御弁１６と背圧室１４とが連通している角度範囲は何れも１６０゜で同じである。
【００６７】
背圧室１４から背圧制御弁１６を通った油はＲ溝５ｈを通過し仮想旋回外線室１１Ａと仮想旋回内線室１１Ｂとに供給され、延いては旋回外線室１１ａと旋回内線室１１ｂとに取り込まれ、圧縮室のシールに使われる。しかし、容積が減少している区間（α2〜α3，β2〜β3）では、吸込室からガス冷媒が抜け出て吸込ポート２ｂの方向へ逆流し戻されることになるので、給油はこれに逆らって行うこととなる。つまり、この区間では給油し難く、給油の効率が悪い。給油が阻害されているとも言える。この区間は図５Ｂで見ることができる。容積が減少している区間は、図５Ｂ（ｂ）の一階微分のグラフが負になる部分である。
【００６８】
すなわち、θｂ＝３０゜の時は仮想旋回内線室１１Ｂへの給油がされ難く、θｂ＝２１０゜の時は仮想旋回外線室１１Ａへの給油がされ難い。特に、背圧室１４から背圧制御弁１６を通る油は、背圧制御弁１６が開いた瞬間に多量に出て行くことが考えられ、連通穴１６ｂの連通序盤で給油できないと、ほとんど油が供給できなくなる。従って、旋回外線室１１ａと旋回内線室１１ｂの給油分配がどちらか一方に偏ってしまう。取り込まれる油が少なかった方の圧縮室では、圧縮室のシール性が低下し漏れ損失が生じ得る。
【００６９】
ここで、従来製品では、Ｒ溝５ｈの端部に油を供給することができるよう、おおよそ１１時位置、つまりθｂ≒２１０°の位置に背圧制御弁１６を設けていた。そうすれば、広範囲に亘って両スクロール５，６の鏡板面の潤滑を行うことができるからである。
【００７０】
しかしながら前述の通り、１１時位置に背圧制御弁１６を設けていたので、一方では仮想旋回外線室１１Ａへの給油がされ難かったとも考えられる。一般的には余分に油を供給し、余った油は吐出口５ｅから吐出圧室２ｆに吐き出すようにするものである。従来は、仮想旋回外線室１１Ａ，仮想旋回内線室１１Ｂともにバランス良く、体積効率の観点からの適正量以上の油を給油できていたと思っていたが、つまり全体で見るとバランス良く油を給油できていたと思っていたが、個別に検討してみると圧縮室１１のシール性に関しては給油量のアンバランスがあり、体積効率の観点からの適正量に対して、一部には不足〜適正量程度の油が供給され、一部には過剰気味〜極めて過剰に油を供給していたのではないかと思われる。１０時位置（α2〜α3）に背圧制御弁１６を配設したとしてもアンバランスは同様である。勿論、このアンバランスは間欠連通に起因するものであり、後述の常時連通であればアンバランスは生じることがない。
【００７１】
これに対して、例えば、背圧制御弁位置θｂを２７０゜の位置、つまり９時位置にすると、偏りを無くすことができる。θｂ＝２７０゜では、仮想旋回外線室１１Ａ，仮想旋回内線室１１Ｂともに吸込室容積が減少している部分が無く逆流が無いので（α4）、その後に容積が増加して行く仮想旋回外線室１１Ａ，仮想旋回内線室１１Ｂに対して給油し易い。つまり、仮想旋回外線室１１Ａ，仮想旋回内線室１１Ｂの双方の容積が非減少のときに、間欠連通の連通開始が行われる位置に背圧制御弁を設ければ、クランク軸７の回転に伴って各吸込室の容積が増加していき、吸込室が自ら油を取り込んでいくようなものである。自動車のレシプロエンジンにおける自然吸気と同様の現象であると考えられる。このように、吸込室容積が減少していない部分（β3〜α2，α3〜β2）と、連通序盤とが重なる背圧制御弁位置θｂは、９０゜〜２１０゜，２７０゜〜３９０゜の位置であり、１１時〜３時位置，５時〜９時位置である。
【００７２】
ガソリンのインジェクションとの対比で検討してみると、背圧制御弁１６からインジェクションした油が吸込室へ到達するのに時間がかかる。この時間は極めて短い時間であるかも知れず、必ずしも以下の通りではない虞があるが、その到達時間の間にもクランク軸７が回転し、容積が変化していると考えられるので、油が仮想旋回内外線室１１Ａ，１１Ｂに到達するときに容積が減少していない位置から油をインジェクションすることがより望ましい。つまり、ピストンの下死点直前ではインジェクションを避けることが好ましいと思われる。従って、斯様な点から好ましい範囲を、９０゜〜１５０゜，２７０゜〜３３０゜の位置とし、１時〜３時位置，７時〜９時位置とする。これは図７を見ると分かるように点対称な位置となっている。吸込室の容積変化が１８０°毎に繰り返されるからであり、非対称ラップ型のスクロール圧縮機なので、そのような位置とすることが好ましい。但し、１時〜３時位置はＲ溝５ｈを１１時→１２時→１時〜３時と伸ばしていかなければならなくなるので外径の変更か、内径側の渦巻の変更などが必要となってしまう。
【００７３】
本実施例では時計回りにラップを巻いているために、２７０゜〜３３０゜の位置、つまり７時〜９時位置には固定スクロール５の歯底が無く、背圧制御弁１６を配設する十分なスペースがある。従って、この位置に背圧制御弁１６を配設するとより好ましい。なお、９時位置辺りでは仮想旋回外線室１１Ａの容積はほとんど無いように思われるが（α4）、ガソリンのインジェクションとの対比で検討してみると、油が仮想旋回外線室１１Ａに到達するときには容積が増加する領域に入っていくものと思われる。この点で１時〜３時位置は、背圧制御弁１６から吸込室までの距離が長くなってしまい、背圧制御弁１６からの油のインジェクションのタイミングを調整するのが難しい。
【００７４】
従って、インジェクションの点からも７〜９時位置に背圧制御弁１６を配設するのがより好ましく、７時位置に近いほど、背圧制御弁１６と吸込室との距離を短くすることができるので、油が吸込室へ到達する時間を短くすることができる。背圧制御弁１６を１〜３時位置とするのに比較して、この短時間での吸込室の容積変化は小さいので、間欠連通の連通開始から油が吸込室へ到達するまでの回転角度と、吸込室の容積変化する回転角度とを、時間遅れをほとんど考慮せずに検討することができる。なお、７〜９時位置に背圧制御弁１６を配設してしまうと、その位置から１１時位置までのＲ溝５ｈの油は滞留してしまいそうである。しかし実際には、供給された高圧の油は鏡板面間である隙間を通って漏れ出て行くので、油の循環を行うことができる。ここでいう高圧とは、吸込圧力Ｐｓに対する背圧Ｐｂのことである。
【００７５】
更に好ましい位置を検討すると、吸込パイプ２ｄを配設するためにはスペースを要するので、その部分を除けることで加工性や組立性も向上する。本実施例では、図７に示すとおり７時３０分の位置では余裕が無いと考えられるため、おおよそ７時４０分〜９時の位置、つまり２７０゜〜３１０゜の位置がより好ましい。
【００７６】
更には、双方の吸込室とも容積が増加していく範囲（α5〜β2）がより好ましいと考えられる。この範囲であれば、双方の吸込室とも容積が増加していく際に背圧制御弁１６と背圧室１４とが連通し、吸込室に吸い込まれて行く流れがある中にインジェクションを開始することができるからである。しかし、吸込室の容積が比で１を越えると、いずれは容積が減少して最終的には比が１となる。つまり、仮想旋回内外線室とも、閉じ切られた空間である圧縮室になったときの容積よりも大きくなり、最後はその容積を減少させて閉じ切られることになる。インジェクションにより油が吸込室へ到達する時間も考慮すると、双方の吸込室とも容積比で１になるまで容積が増加する範囲（α5〜β1）で背圧制御弁１６と背圧室１４とを連通させるのが好ましい。おおよそ７時〜８時３０分の位置、つまり２８５゜〜３３０゜の位置がより好ましい。
【００７７】
換言すれば、吸込室である仮想旋回内外線室の容積の対象とする空間の双方の容積が、閉じ切られた空間であるそれぞれの圧縮室、旋回内外線室になった時の容積まで増加するときに間欠連通の連通開始が行われる位置に背圧制御弁を配設することが好ましい。
【００７８】
従って、最良の位置と考えられる範囲は、２８５゜〜３１０゜の位置、つまり７時４０分〜８時３０分の位置ということになる。
【００７９】
以上のようにして、圧縮室形成前から旋回内線側、旋回外線側の双方にバランス良く油を供給することで、双方とも圧縮行程開始時からのシール性を保ち、効率を向上するとができる。
【００８０】
さて、上記の各軸受部には、密閉容器２の下部に溜められた潤滑油１３が、密閉容器２の圧力と背圧室１４の圧力との圧力差により給油管７ｄと給油通路７ｃを通って給油されることを説明したが、この給油量は体積効率に密接に関係している。ここで、軸受給油量について説明しておく。軸受給油量とは、背圧室１４に流入する油の量であり、旋回軸受６ｃと偏心部７ｂとの隙間を介して背圧室１４に流入した量と、主軸７ａと主軸受９ａとの隙間を介して背圧室１４に流入した量との合計である。つまり、軸受給油量とは、主に軸受を潤滑するための油の量である。
【００８１】
この油は、背圧制御弁１６から吸込空間１０へ供給される。基本的には吸込空間１０への給油量は軸受給油量と同じであると考えてよい。しかし、このような背圧制御弁１６からの吸込空間１０への給油量と、実際に圧縮室１１内へ供給される油の量とは異なる。吸込空間１０への給油量は、一部が鏡板面の潤滑に用いられ、一部が吸込室に取り込まれて圧縮室１１内に供給される。
【００８２】
この吸込空間１０への給油量が少ないと、延いては圧縮室１１への給油量が低下して、油によるシールができずに漏れ損失が増え体積効率が低下する。しかし、吸込空間１０への給油量が多過ぎても体積効率が低下する。その理由は以下の通りである。背圧制御弁１６を通って吸込空間１０に供給された油は吸込ガスよりも温度が高いため吸込ガスを加熱する。すると、吸込ガスのガス密度が低下して吸込室、延いては圧縮室１１へ流入するガス冷媒の冷媒循環量が小さくなってしまう。従って、後述の（３）式から体積効率が低下する。これを吸込ガスの加熱損失という。
【００８３】
つまり、吸込空間１０への給油量は体積効率の観点から適正な範囲が存在する。図８に吸込空間への給油量と体積効率の関係を模式的に示す。ここでは体積効率が一定以上の値になる範囲を適正としている。しかし、体積効率の観点から吸込空間１０への給油量を適正にしてしまうと、軸受給油量としては必要な量をまかなえない。軸受給油量が少な過ぎると体積効率の低下よりも深刻な、焼き付きなどの問題も生じ得る。従って、一般的には余分に油を供給し、余った油は吐出口５ｅから吐出圧室２ｆに吐き出すようにしている。このように、軸受や摺動部分の信頼性の観点から必要な給油量もあり、スクロール圧縮機全体として必要な給油量である軸受給油量を適正量にしなければならない。そうなると、体積効率からみた吸込空間１０への給油量は適正給油量よりも多く、過剰となる。つまり、吸込ガスの加熱損失により、体積効率が低下することとなる。
【００８４】
以下に説明する本実施例では、この吸込ガスの加熱損失を低減できる構成となっており、以下、図９〜図１３，図６を用いて説明する。図９は歯先給油の説明図（１）、図１０は歯先給油の説明図（２）、図１１は圧縮室のオイルシール説明図、図１２は連通孔の他の形状を表す図、図１３は起動時の圧力変化を示した図である。
【００８５】
図９に示すように背圧室１４から圧縮室１１（旋回外線室１１ａ）へ、連通孔１８とリリース弁穴１５ａ１とを介して、油を供給しようというものである。このように旋回スクロール６の歯先から油を供給する構造を歯先給油構造と称する。図９では、歯先給油構造に加えて、固定スクロール５の歯底よりも更に深い位置に設けられた空間であるリリース弁穴１５ａ１を利用して圧縮室１１（旋回外線室１１ａ）へ油を供給する。
【００８６】
旋回スクロール６は、ラップ内に連通孔１８を有しており、第１の開口がラップの端面である歯先に設けられ、旋回スクロール６の台板に対して第１の開口とは裏側、つまり反ラップ側に第２の開口が設けられている。第１の開口をラップ先端側開口または歯先開口と称し、第２の開口を反ラップ側開口と称することとする。歯先開口はリリース弁穴１５ａ１に連通し、反ラップ側開口は旋回スクロール６の反ラップ側に形成されている、圧力が背圧の空間である背圧室１４に連通することになる。
【００８７】
図１０は、連通孔１８がリリース弁穴１５ａ１と連通する様子を示している。旋回スクロールの公転運動によって、連通孔１８の歯先開口とリリース弁穴１５ａ１とを介して、背圧室１４と旋回外線室１１ａとが連通される。このリリース弁穴１５ａ１は、図３に示す台板の外径側に位置するリリース弁１５に対応する穴であり、最も外径側に形成される旋回外線室１１ａのためのものである。
【００８８】
図１０（ａ）は、図３で表されている両スクロール５，６の位置関係と同じであり、クランク軸７の角度が０°の場合である。ここでは、連通孔１８はリリース弁穴１５ａ１と連通しておらず、連通孔１８のラップ先端側開口は固定スクロール５のラップ底面によって塞がれている状態である。
【００８９】
図１０（ｂ）はクランク軸７の角度が約８０°の場合である。ここで連通孔１８はリリース弁穴１５ａ１と連通している。図９に示すように、このタイミングで背圧室１４と旋回外線室１１ａとが連通孔１８とリリース弁穴１５ａ１とを介して連通するので、背圧室１４からの潤滑油１３が旋回外線室１１ａに供給されることになる。なお、このように背圧室１４と旋回外線室１１ａとが連通孔１８とリリース弁穴１５ａ１とを介して連通するのは、クランク軸７の角度が約４５°〜約９０°の範囲であり、間欠的に連通しているといえる。
【００９０】
図１０（ｃ）はクランク軸７の角度が約１２０°の場合である。ここでは連通孔１８はリリース弁穴１５ａ１と連通しなくなっており、連通孔１８の歯先開口は、再び固定スクロール５のラップ底面により塞がれる。
【００９１】
図１１に圧縮室内の隙間が潤滑油によってシールされる状態の模式図を示す。圧縮室圧力はＰ１＜Ｐ２＜Ｐ３とする。圧縮室１１へ供給された潤滑油１３はラップ壁面に付着し、歯先と歯底との間をシールし、第２種の漏れを抑制する。また、この図には表れていないが、当然圧縮室１１に入った油はラップ同士の隙間をシールして第１種の漏れも抑制する。
【００９２】
図１１において、隣り合う圧縮室には圧力差があるので、この圧力差により潤滑油１３は隙間１９１や隙間１９２に流入する。圧縮室１１に供給する潤滑油１３が少ないと隙間１９１，１９２は潤滑油１３で満たされなくなりシールが破れる。するとシール性が保てないのでガス冷媒の吹き抜けが起きて漏れ損失が増加し、延いては効率低下を招く。
【００９３】
図１０（ｂ）で説明したとおり、背圧室１４の圧力が旋回外線室１１ａの圧力より高い場合には、背圧室１４から潤滑油１３が旋回外線室１１ａに流入する。このとき、潤滑油１３だけでなく、ガス冷媒が旋回外線室１１ａに流入する。この間、クランク軸７は約４５°回転するため旋回外線室１１ａの圧力は上昇する。この上昇分が図１３に示す下側の破線から上側の破線への上昇である。圧力の上昇には、油やガス冷媒の流入も寄与しているが、旋回外線室１１ａの容積変化が主要因である。
【００９４】
連通孔１８が固定スクロール５のラップ底面で塞がれている時、隙間１９２の最小シール長さはラップの厚みｔから連通孔１８の径を引いた値の半分となる。その他の部分でのシール長さが十分に保たれていても、この最小シール長さが短くて不十分だと上記のように好ましくない状況が起こり得る。
【００９５】
従って、最小シール長さには、ラップの強度という観点と、シール性という観点と、潤滑油１３の供給量という観点と、から下限値が存在する。供給量という観点からすれば連通孔１８の径はなるべく大きいことが望ましい。しかし、シール性や強度という点では連通孔１８の径は小さくしてシール長さをなるべく大きくすることが望ましい。
【００９６】
ラップの厚さが仮に３.０mmだとして、強度上の観点から肉厚としての最小寸法を０.５mm確保するとすれば、連通孔１８の径は最大で２.０mmとなる。また、工具のサイズから決まってくる値が連通孔１８の最小寸法となるが、これは例えば、０.６mmである。従って、連通孔１８の直径は例えば０.６mm〜２.０mm程度（１／５・ｔ〜２／３・ｔ）となる。連通孔１８の直径が０.６mm以下の場合など、潤滑油１３の供給量が不足する場合等には、後述の図１２のような更なる工夫が必要となる。これらのときのラップの厚みｔと最小シール長さとを比率で表すと１／６・ｔ〜２／５・ｔとなり、つまり、最小シール長さはラップの厚みｔの１７％以上４０％以下が望ましいということになる。但し、これはラップの中心線上に円形断面の連通孔１８の中心を一致させた場合である。以上の通りであるが、実際の最小シール長さは歯厚との比率によらず、あくまでも長さで表されるべきである。本スクロール圧縮機を考えた場合、歯厚は、せいぜい倍半分の１.５〜６.０mm程度の範囲内に納まるので、最小シール長さも上記の通り比率で表すことに特段の不都合は無い。
【００９７】
リリース弁穴１５ａの径は１.８mmとしているので、このような最小シール長さであれば、図９に示すように、リリース弁穴１５ａ１が連通孔１８を跨ぐことが可能となる。従って、連通孔１８とリリース弁穴１５ａ１とを介して、背圧室１４から旋回外線室１１ａへ油を供給することができる。
【００９８】
他にも、図１２に示すように、この連通孔１８を長円形状にしても良い。図１２に旋回スクロール６が公転運動したときの連通孔１８の運動軌跡を示す。連通孔１８を長円形状等とすることにより、リリース弁穴１５ａ１と連通孔１８とが連通する区間を長くできる。また、最小シール長さを大きく保ちながら、連通孔１８がリリース弁穴１５ａ１に開口する面積を大きくすることができ、背圧室１４から旋回外線室１１ａへの給油量を増やせるといった利点がある。
【００９９】
また逆に、旋回外線室１１ａの圧力が背圧室１４の圧力より高い場合は、上記図１０（ｂ）で説明したのと逆の潤滑油１３流れが生じる。もし逆流が生じると、旋回外線室１１ａのガスが背圧室１４に多量に流入し背圧室１４の圧力を過剰に上昇させるようなこととなる。しかし背圧制御弁１６が開くため、背圧Ｐｂは所定値に落ち着く。こうなると、せっかく途中まで圧縮しても、それに要したエネルギーは無駄となり、効率を低下させることとなる。従って、ここでもシール性を保つためシール長さを十分とる必要がある。ここでも上記と同じく、最小シール長さをラップの厚みｔの１７％以上４０％以下とすることが望ましいということになる。
【０１００】
図１３にスクロール圧縮機起動後の圧力変化を示す。吸込圧力Ｐｓ，背圧Ｐｂ，吐出圧力Ｐｄの３本の線は実験結果である。Ｐｃｏｍで指示している部分は図１０に示した連通孔１８とリリース弁穴１５ａ１とが連通している区間の旋回外線室１１ａの圧力である。圧縮機が起動すると吐出圧力Ｐｄと吸込圧力Ｐｓとの差圧が大きくなっていく。
【０１０１】
仮想旋回外線室１１Ａは、その同じ空間を追っていくと閉じ切られた瞬間に旋回外線室１１ａに変化する。その瞬間の旋回外線室１１ａの圧力はＰｓである。その後、クランク軸７が回転するに従って旋回外線室１１ａの圧力は上昇して行く。この上昇して行く場合の両スクロールの動きは図１０で示されている。
【０１０２】
図１３の破線で囲まれた帯状の部分（Ｐｃｏｍで指示している部分）は、連通孔１８とリリース弁穴１５ａ１とが連通しているときの旋回外線室１１ａの圧力Ｐｃｏｍを表している。つまり、図１０（ｂ）で説明された旋回外線室１１ａの圧力である。但し、その閉じ切られた１つの旋回外線室１１ａを追っているのではなく、ｎ回転後の圧力が連続的に表されている。
【０１０３】
起動前は吸込圧力Ｐｓ、背圧Ｐｂ、吐出圧室の圧力Ｐ2fは当然ながら同じであり差が無いため、起動後初期は圧縮室の圧力Ｐｃが直ぐに吐出圧室の圧力Ｐ2fとなってしまうのでリリース弁１５が開く。（１）式で示したように圧縮室圧力Ｐｃは、押除容積Ｖ０と圧縮室容積Ｖｃとの比率を一定の値でべき乗して決まるので、起動直後のように吐出圧力Ｐｄと吸込圧力Ｐｓの比率Ｐｄ／Ｐｓが低いときは、圧縮室１１の圧力Ｐｃは直ぐに吐出圧室２ｆの圧力Ｐ2fに達してしまうからである。すると旋回外線室１１ａの圧力は吐出圧室の圧力Ｐ2fと同じになり、図１３ではＰｃｏｍは吐出圧力Ｐｄとして表されることになる。これが領域Ａである。なお、吐出圧室の圧力Ｐ2fは吐出圧力Ｐｄと同じ意味である。
【０１０４】
従って、起動直後のＡ区間は比率Ｐｄ／Ｐｓが低く、ＰｃｏｍはＰ2f以上となり、リリース弁１５が開く。起動直後のようにＰｃｏｍが背圧Ｐｂより高い時は、連通孔１８とリリース弁孔１５ａ１とを介して背圧室１４と旋回外線室１１ａとが連通することによって、旋回外線室１１ａのガス冷媒が背圧室１４に逆流し、背圧室１４の圧力を上昇させようとする。このときの背圧Ｐｂと吸込圧力Ｐｓとの差は小さい圧力なので、まだ背圧制御弁１６のばね１６ｄによる付勢力に打ち勝つことができず、背圧制御弁１６は開かない。従って、逆流により背圧Ｐｂが高まり、スクロール圧縮機１の起動時に旋回スクロール６が確実に浮上して、歯先と歯底との隙間を小さくすることができる。つまり、起動時の効率を向上することができる。
【０１０５】
起動後、或る程度の時間が経過すると、吸込圧力Ｐｓと吐出圧力Ｐｄとの差が大きくなってくる。これが領域Ｂである。この領域Ｂの初期ではリリース弁１５が開き、Ｐｃｏｍは吐出圧力Ｐｄとなる。この辺りまでは、Ｐｃｏｍが背圧Ｐｂよりも高いので、歯先開口から反ラップ側開口へとガス冷媒が流れ込み背圧Ｐｂを上昇させる。
【０１０６】
その後、Ｐｃｏｍは吸込圧力Ｐｓとともに低下していく。（１）式において、Ｖｃを連通孔１８とリリース弁穴１５ａ１が連通している時の旋回外線室１１ａの容積とし、ＰｃをＰｃｏｍとすると、Ｐｃｏｍは吸込圧力Ｐｓが低くなるとともに低下していくことが分かる。背圧Ｐｂは背圧制御弁１６のばね力によって吸込圧力Ｐｓ＋一定値となるように制御されるが、ばね力に打ち勝って弁を開けない限り、図１３のようにＰｂ＞Ｐｓとなる挙動を示す。ばね力に打ち勝って弁を開けると、背圧Ｐｂ吸込圧力Ｐｓ＋一定値となる。この結果、Ｂ区間の始めの方のＰｃｏｍは背圧Ｐｂより高いが、その後、背圧Ｐｂより低くなる。
【０１０７】
定常運転になる等して、Ｐｃｏｍが背圧Ｐｂより低くなると、つまり背圧ＰｂがＰｃｏｍより高くなると、反ラップ側開口から歯先開口へとガス冷媒が流れ込むように、背圧室１４の潤滑油１３が連通孔１８とリリース弁孔１５ａ１とを介して旋回外線室１１ａに供給される。前述の通り、従来製品では１１時位置に背圧制御弁１６を設けていたので、仮想旋回外線室１１Ａへの給油がされ難かったと考えられる。従って、旋回外線室１１ａ形成後ではあるが、閉じ切られた空間である旋回外線室１１ａに歯先給油することによって、旋回外線室１１ａのシール性を高めて圧縮機の効率を向上させることができる。また、この歯先給油は前述のアンバランスが解消される方向に作用する。
【０１０８】
また、軸受を給油し背圧室１４に供給された潤滑油１３の一部を、背圧制御弁１６を介して吸込空間１０から吸込室に流入させずに、閉じ切られた圧縮室である旋回外線室１１ａに直接供給するので、吸込ガスの加熱損失を低減して体積効率を改善することができる。詳細には次の通りである。
【０１０９】
背圧制御弁１６、吸込空間１０経由で吸込室である仮想旋回外線室１１Ａや仮想旋回内線室１１Ｂに油を供給すると、吸込ガスが加熱されてガス冷媒の密度が小さくなるので冷媒循環量が低下して体積効率が低下する。しかし、吸込空間１０へ供給する油を減らせば冷媒循環量の低下を抑制して体積効率の低下も抑制することができる。その減らした分の給油量は連通孔１８を介して歯先から圧縮室１１に給油する。圧縮室１１は閉じ切られた空間であるため冷媒循環量が変化せず、体積効率は低下しない。
【０１１０】
つまり、吸込空間１０を経由して圧縮室１１に間接的に油を供給する間接給油経路から、吸込空間１０を経由せず圧縮室１１に直接的に油を供給する直接給油経路へと給油量の一部を移動しても、吸込ガスの加熱損失は間接給油経路から直接給油経路へ移動しないので、吸込空間１０への給油量を低減した分だけ、全体として吸込ガスの加熱損失を低減することができる。従って、体積効率という観点で過剰となっていた、背圧室１４から背圧制御弁１６、吸込空間１０経由での圧縮室１１の給油量を低減し、その低減した分だけ体積効率の低下を抑制し、全体としても体積効率を改善することができる。これは、図８の「過剰」範囲内において左側にシフトすること、つまり「適正」範囲に近付けることに相当する。「適正」範囲になってしまうとすると、軸受給油量が不足することになるからである。
【０１１１】
例えば、常時連通や７〜９時位置に背圧制御弁１６を配設するなどして、仮想旋回内外線室への給油量が既にバランスしている状態であっても、歯先給油による体積効率の改善効果を得ることができる。なお、常時連通構造とは常に背圧室１４と背圧制御弁１６とを連通させている構成であり、背圧室１４の圧力が比較的小さく抑えられている場合に用いられる。つまり、間欠連通しなくても背圧制御弁１６が開きやすい構成である。主に、前述のフロン系冷媒用スクロール圧縮機で用いられている。また、いわゆるエコキュートと言われるヒートポンプ給湯機に用いられるＣＯ2を冷媒としたスクロール圧縮機であっても、旋回スクロール６の反ラップ側の縦軸方向の投影面積のうち、吐出圧力の作用する面積を本実施例のものより大きくしたような構成であれば、背圧を小さくすることが可能となり常時連通構造を採用することができる。
【０１１２】
以上の通り、起動直後は背圧室１４の圧力を上昇させるように機能して旋回スクロール６を固定スクロール５に確実に付勢し、その後、定常運転になると、圧縮室１１（旋回外線室１１ａ）へ潤滑油１３を供給し圧縮室内のシール性を向上させ、圧縮機の効率を向上することができる。
【０１１３】
ここで、圧縮室１１内の隙間が圧力の高い部屋と隣接しているか、圧力の低い部屋に隣接しているかによって潤滑油１３の隙間シールへの利用方法が異なってくる。
【０１１４】
先ず第１種の漏れを抑制していることを具体的に説明する。
【０１１５】
或る一つの部屋として形成された圧縮室は、その圧縮室よりもクランク角で３６０°早く形成された圧縮室よりも圧力が低い。従って、その３６０°先行した部屋からの油が当圧縮室の前端の隙間から漏れこんでくる。また、当圧縮室の後端の隙間から、３６０°後行した部屋へ油が漏れ出て行く。
【０１１６】
図６（ａ）（ｂ）に示された旋回外線室１１ａ′は旋回外線室１１ａよりクランク角で３６０゜先行して圧縮を開始しているので、旋回外線室１１ａ′と旋回外線室１１ａの圧力を比較すると旋回外線室１１ａ′の圧力の方が高くなっている。よって、旋回外線室１１ａ′内の潤滑油１３は圧縮行程において旋回外線室１１ａに隙間を通って漏れこみ、この漏れこんだ潤滑油１３が旋回外線室１１ａの隙間のシールを行う。また、旋回外線室１１ａに供給された潤滑油１３は仮想旋回外線室１１Ａに漏れこみ、延いては旋回外線室のシールを行うこととなる。
【０１１７】
図６（ａ）（ｂ）に示された旋回内線室１１ｂ′は旋回内線室１１ｂよりクランク角で３６０゜先行して圧縮を開始しているので、旋回内線室１１ｂ′と旋回内線室１１ｂの圧力を比較すると旋回内線室１１ｂ′の圧力の方が高くなっている。よって、旋回内線室１１ｂ′内の潤滑油１３は圧縮行程において旋回内線室１１ｂに隙間を通って漏れこみ、この漏れこんだ潤滑油１３が旋回内線室１１ｂの隙間のシールを行う。また、旋回内線室１１ｂ内の潤滑油１３は仮想旋回内線室１１Ｂに漏れこみ、延いては旋回内線室のシールを行うこととなる。
【０１１８】
次に第２種の漏れを抑制していることを具体的に説明する。
【０１１９】
図１１の中で、連通孔１８とリリース弁孔１５ａ１とを介して潤滑油１３が供給された旋回外線室１１ａをＰ２の部屋とする。旋回外線室１１ａ内の潤滑油１３は、隙間１９１を通って圧力の低いＰ１の部屋へ漏れ出て行くことにより、ガス冷媒が隙間１９１から漏れ出ていくことを抑制している。圧力の高いＰ３の部屋と隣接している側の隙間１９２からは潤滑油１３が漏れこんでくることにより、その部屋のシール性を保っている。
【０１２０】
図６（ａ）に示された旋回外線室１１ａ′は旋回内線室１１ｂよりクランク角で１８０゜先行して圧縮を開始しているので、同じ容積である旋回外線室１１ａ′と旋回内線室１１ｂの圧力を比較すると旋回外線室１１ａ′の圧力の方が高くなっている。よって、旋回外線室１１ａ′内の潤滑油１３は圧縮行程において旋回内線室１１ｂに隙間を通って漏れこみ、この漏れこんだ潤滑油１３が旋回内線室１１ｂの隙間のシールを行う。また、旋回外線室１１ａ′に供給された潤滑油１３は仮想旋回内線室１１Ｂにも漏れこみ、延いては旋回内線室のシールを行うこととなる。
【０１２１】
また、図６（ａ）に示された旋回内線室１１ｂは旋回外線室１１ａよりクランク角で１８０゜先行して圧縮を開始しているので、旋回外線室１１ａと旋回内線室１１ｂの圧力を比較すると旋回内線室１１ｂの圧力の方が高くなっている。よって、旋回内線室１１ｂ内の潤滑油１３は圧縮行程において旋回外線室１１ａに隙間を通って漏れこみ、この漏れこんだ潤滑油１３が旋回外線室１１ａの隙間のシールを行うこととなる。
【０１２２】
また、図６（ａ）に示された旋回外線室１１ａは仮想旋回内線室１１Ｂより先行して圧縮を開始しているので、旋回外線室１１ａの圧力の方が高くなっている。よって、旋回外線室１１ａ内の潤滑油１３は圧縮行程において仮想旋回内線室１１Ｂに隙間を通って漏れこみ、延いては旋回内線室のシールを行うこととなる。
【０１２３】
また、図６（ｂ）に示された旋回外線室１１ａ′は吐出口５ｅと連通しているので、旋回外線室１１ａ′は厳密には最早圧縮室ではないが、前後のクランク角との関係で理解を容易にするために前記と同様に記載する。旋回外線室１１ａ′は旋回内線室１１ｂ′よりクランク角で１８０゜先行して圧縮を開始しているので、旋回外線室１１ａ′と旋回内線室１１ｂ′の圧力を比較すると旋回外線室１１ａ′の圧力の方が高くなっている。また、旋回外線室１１ａ′は旋回内線室１１ｂよりクランク角で３６０゜先行し、旋回内線室１１ｂ′より１８０゜先行して圧縮を開始しているので、旋回外線室１１ａ′の圧力の方が高くなっている。図６（ｂ）に示す旋回外線室１１ａ′そのものでは、高くなっているというに止まらず、旋回外線室１１ａ′の圧力は吐出圧力となっている。前述した通り、旋回外線室１１ａ′は吐出口５ｅと連通しているからである。よって、これらのように、旋回外線室１１ａ′の圧力の方が高くなっているので、旋回外線室１１ａ′内の潤滑油１３は圧縮行程において旋回内線室１１ｂ′と旋回内線室１１ｂに隙間を通って漏れこみ、この漏れこんだ潤滑油１３が旋回内線室１１ｂ′の隙間のシールと旋回内線室１１ｂの隙間のシールを行うこととなる。
【０１２４】
また、図６（ｂ）に示された旋回内線室１１ｂ′は旋回外線室１１ａよりクランク角で１８０゜先行して圧縮を開始しているので、旋回外線室１１ａと旋回内線室１１ｂ′の圧力を比較すると旋回内線室１１ｂ′の圧力の方が高くなっている。よって、旋回内線室１１ｂ′内の潤滑油１３は圧縮行程において旋回外線室１１ａに隙間を通って漏れこみ、この漏れこんだ潤滑油１３が旋回外線室１１ａの隙間のシールを行うこととなる。
【０１２５】
また、図６（ｂ）に示された旋回外線室１１ａは旋回内線室１１ｂよりクランク角で１８０゜先行して圧縮を開始しているので、同じ容積である旋回外線室１１ａと旋回内線室１１ｂの圧力を比較すると旋回外線室１１ａの圧力の方が高くなっている。よって、旋回外線室１１ａ内の潤滑油１３は圧縮行程において旋回内線室１１ｂに隙間を通って漏れこみ、この漏れこんだ潤滑油１３が旋回内線室１１ｂの隙間のシールを行う。
【０１２６】
また、図６（ｂ）に示された旋回内線室１１ｂは仮想旋回外線室１１Ａより先行して圧縮を開始しているので、旋回内線室１１ｂの圧力の方が高くなっている。よって、旋回内線室１１ｂ内の潤滑油１３は圧縮行程において仮想旋回外線室１１Ａに隙間を通って漏れこみ、延いては旋回外線室のシールを行うこととなる。
【０１２７】
なお、以上の説明ではリリース弁１５が開かないものとして説明したが、実際の運転条件によってはリリース弁１５が開くこともあり、そうなると必ずしも以上の説明の通りにはならない。リリース弁１５が開くと、そこに曝されている圧縮室１１の圧力は吐出圧力と同じになる。同じ圧力になった圧縮室間では漏れが無くなり、圧力が異なる圧縮室間では、圧力の高い圧縮室から圧力の低い圧縮室へ潤滑油１３が漏れ出て行くこととなる。
【０１２８】
なお、仮想旋回外線室１１Ａで吸い込みが完了したものを旋回外線室ａ、この旋回外線室よりも位相が３６０°進んだものを旋回外線室ａ′とし、仮想旋回内線室１１Ｂで吸い込みが完了したものを旋回内線室ｂ、この旋回内線室よりも位相が３６０°進んだものを旋回内線室ｂ′としている。ラップの巻き数を増やして圧縮室の数が増える場合は、ａ″，ａ′′′，・・・，ｂ″，ｂ′′′，・・・、などとして同様に説明することができる。
【０１２９】
このように、連通孔１８とリリース弁孔１５ａ１とを介して供給された潤滑油１３は吐出終了まで隙間をシールするために利用され、余った潤滑油は吐出口５ｅから吐出圧室２ｆに吐き出される。
【０１３０】
以上のような漏れや余りも考慮すると、圧縮開始時から確実に圧縮できるよう、圧縮室形成時の前後で、なるべく外径側の圧縮室に給油することがより有利である。また、圧縮室１１の圧力が高くなるほど歯先給油による給油量は少なくなり、圧縮室１１の圧力が背圧以上になると背圧室１４からは歯先給油ができなくなる。従って、この点からもなるべく外径側の圧縮室に給油することがより有利である。背圧制御弁１６による吸込室への給油と、歯先給油による旋回外線室１１ａへの給油とを行うことで、より効率の高い圧縮機とすることができる。
【０１３１】
ここで、本実施例では、背圧室１４と旋回外線室１１ａとを連通孔１８と旋回外線室１１ａ用のリリース弁穴１５ａ１を介して連通させ、旋回外線室１１ａへのみ歯先給油を行う形態で説明したが、更に旋回内線室１１ｂへも歯先給油を行えば、更なる高効率とすることができる。その際には、連通孔１８と同様に、旋回スクロール６のラップ内に連通孔（１８−２）を設け、旋回内線室１１ｂ用のリリース弁穴１５ａ２を介して旋回内線室１１ｂへも歯先給油を行う構造とすれば良い。このとき、連通孔（１８−２）の反ラップ側開口は連通孔１８のものと共用しても良い。歯先給油を行う旋回内外線室１１ａ，１１ｂは、最も外径側の旋回内外線室である。
【０１３２】
旋回外線室１１ａと旋回内線室１１ｂとの双方へ歯先給油を行う構成は、特に、対称ラップ型の場合に特有の効果がある。図１４は対称ラップの旋回外線室１１ａと旋回内線室１１ｂが共に吸込完了したタイミングの図である。対称ラップ型の場合には、旋回外線室１１ａと旋回内線室１１ｂとが同じタイミングで圧縮を開始するので、旋回外線室１１ａの容積と旋回内線室１１ｂの容積とが同じであれば圧力も同じになる。よって対称ラップ型の場合は同じ容積である旋回内外線室相互間の潤滑油１３の漏れ、つまり同じ容積である旋回内外線室相互間では第２種の漏れが無くなるので、旋回外線室１１ａと旋回内線室１１ｂそれぞれにリリース弁穴１５ａ１，１５ａ２と連通する連通孔１８，１８−２を設けることが好ましい。
【０１３３】
もし前述のアンバランスが仮想旋回内線室１１Ｂの方への吸い込みが少ないようなものであれば、歯先給油は旋回内線室１１ｂへのみ行っても良い。
【０１３４】
なお、以上においては全て図１に示した縦型スクロール圧縮機１を前提にして説明してきたが、図１５のように横型スクロール圧縮機を前提にしても、同じ作用効果を得ることができる。
【０１３５】
図１６に、本実施例のスクロール圧縮機１の効率を示す。（ａ）（ｂ）とも、上図が体積効率を比で表しており、下図が圧縮機効率を比で表している。（ａ）は本実施例のθｂ＝２７０゜（９時位置）を表す左図と従来のθｂ＝２１０゜（１１時位置）を表す右図とを比較した図である。（ｂ）はθｂ＝２７０゜で、連通孔１８を有する左図と連通孔１８を有さない右図とを比較した図である。ここで、（ａ）はθｂ＝２１０゜を表す右図の効率を１００％とした比率で示し、（ｂ）は連通孔１８を有さない右図の効率を１００％とした比率で示している。運転条件は、スクロール圧縮機１をエコキュートに搭載した場合の６５℃のお湯を貯湯する条件である。体積効率は（３）式、圧縮機効率は（４）式で表すことができる。
【０１３６】
ηv＝Γ／（Ｖ０・ρs・ｆ）        …（３）
ηc＝Γ・Δｈ／ｗ                 …（４）
但し、体積効率ηv
圧縮機効率ηc
冷媒循環量Γ
押除容積Ｖ０
吸込ガス密度ρs
モータ回転周波数ｆ
吸込ガスと吐出ガスのエンタルピ差Δｈ
モータ入力ｗ
【０１３７】
（ａ）を見れば分かるとおり、背圧制御弁位置θｂ＝２７０゜（９時位置）はθｂ＝２１０゜（１１時位置）に対して体積効率と圧縮機効率とが１.５〜２％程度向上している。また、（ｂ）を見れば分かるとおり、連通孔１８を有するものは連通孔１８を有さないものに対して体積効率と圧縮機効率が２〜２.５％向上している。特に、体積効率が上昇していることから圧縮室のシール性が向上し、（３）式，（４）式の冷媒循環量が増えていることが分かる。
【０１３８】
以上により、仮想旋回外線室１１Ａと仮想旋回内線室１１Ｂにバランス良く給油することができ、各圧縮室のシール性が向上して漏れ損失を低減することができる。更に、連通孔１８とリリース弁穴１５ａ１を連通させ背圧室１４から旋回外線室１１ａに油を供給することにより、背圧制御弁１６を通って吸込空間１０、吸込室に流入する油量を低減でき吸込ガスの加熱損失を低減することができる。
【０１３９】
次に、このスクロール圧縮機１をヒートポンプ給湯機，エコキュートに搭載してユニットとした場合について説明する。図１７はユニット構成図である。上記実施例と同じ符号のものは同一の作用効果を奏するので説明は省略する。
【０１４０】
深夜の或る設定された時刻（例えば、午前３時）になるとスクロール圧縮機１が起動し、吐出パイプ２ｅから圧縮された高温高圧の冷媒が吐き出される。吐き出された冷媒は水−冷媒熱交換器２９で貯湯タンク３２の水と熱交換され冷却される。水−冷媒熱交換器２９として前述の第１の熱交換器を使用することができる。水−冷媒熱交換器２９を出た冷媒は、膨張弁３３で減圧され蒸発器３４に入り、大気の熱を吸熱し蒸発する。蒸発器３４を出た冷媒は、吸込パイプ２ｄからスクロール圧縮機１に吸い込まれ、ここで再び圧縮される。このような本実施例のスクロール圧縮機１を搭載した冷凍サイクル装置も、スクロール圧縮機１の効率が上がった分だけ高効率な冷凍サイクル装置となる。
【０１４１】
一方、貯湯タンク３２の水は水循環ポンプ３１で搬送され、水−冷媒熱交換器２９へと導かれる。貯湯タンク３２下部から導かれた水が水−冷媒熱交換器２９で加熱され、加熱された水が貯湯タンク３２上部に戻される。
【０１４２】
次に、制御方法について説明する。リモコン３０で使用者が貯湯タンク３２に貯めるお湯の温度を設定する。制御ユニット２５には、出湯温度センサ３５、吐出ガス温度センサ３６からの信号が入力される。出湯温度センサ３５または吐出ガス温度センサ３６で検出された温度がリモコン３０で設定されたお湯の温度より低い場合には、スクロール圧縮機１の回転数を上げて冷媒循環量を増加させたり、膨張弁３３を絞って吐出圧力を上昇させたりして湯の温度を上げるような制御を行う。
【０１４３】
以上の方法により、貯湯タンク３２のお湯の温度が所望の温度となるように冷凍サイクルが制御され、例えば朝７時になると運転が停止される。昼間になると、貯湯タンク３２のお湯と水道管からの水道水とが混合され、使用者の要求に応じて使用端末であるシャワー２７や蛇口２８から給湯される。また、浴槽２４のお湯を追い焚きする場合には貯湯タンク３２内に設けられた追い焚き用熱交換器２６によって浴槽内のお湯と貯湯タンク３２内のお湯を熱交換する。
【０１４４】
このようなスクロール圧縮機は、ルームエアコンや業務用のパッケージエアコン、ヒートポンプ給湯機等に搭載される。ルームエアコンやヒートポンプ給湯機の年間を通した性能を示す指標として通年エネルギー消費効率ＡＰＦというものがある。このＡＰＦは、例えばヒートポンプ給湯機の場合は、規格で定められた外気温別の給湯負荷に対して、機器がどの程度の電力を消費したのかで決定され、給湯負荷÷消費電力で表される。ここで、給湯負荷は、次式で表される。
【０１４５】
Ｌw＝（θo−θi）・Ｃw・ｖ・ｄ        …（５）
但し、給湯負荷Ｌw
給湯温度θo
入水温度θi
水の比熱Ｃw
給湯量ｖ
日数ｄ
【０１４６】
ここで、給湯温度θoと入水温度θiは外気温によって決まる。日数ｄは、その外気温が年間何日あるかで決まる。上記給湯負荷Ｌwを年間で積分すると年間の給湯負荷が算出される。圧縮機効率が向上するということは、消費電力が低減するということであり、本実施例のスクロール圧縮機を搭載した機器はＡＰＦが向上するということになる。つまり、省エネルギー化を図ることができる。或いは、従前と同じ消費電力を使える場合には加熱能力を上げることができる。例えば、寒冷地でも加熱能力を高くすることができるので、貯湯する温度を高くすることができ、貯湯タンク３２の容量を変更しなくても実質的に使えるお湯の量を増やすことができる。
【実施例２】
【０１４７】
図１８に第２の実施形態を示す。図１８に示したスクロール圧縮機は、ほぼ第１の実施例と同じ構成であり、同一名称，同一符号のものは同じ作用効果が得られる。第２の実施形態と第１の実施形態で異なる点は、連通孔１８がリリース弁穴１５ａとではなく、固定スクロール５のラップ底面、つまり歯底よりも深い位置に形成されたくぼみ２０と連通することである。つまり、歯先開口がくぼみ２０と連通し、反ラップ側開口が背圧室１４と連通するものである。このくぼみ２０も、固定スクロール５の歯底よりも更に深い位置に設けられている空間であると言える。
【０１４８】
実施例１で述べたように、リリース弁１５は圧縮室１１の圧力が吐出圧室２ｆの圧力Ｐ2f以上になった時や起動直後など液冷媒が吸い込まれた時に動作することが主たる目的であるので、ある程度設置位置が規定される。しかし、本実施形態のように、くぼみ２０にすることにより設置位置が自由になり、背圧室１４と圧縮室１１が連通孔１８とくぼみ２０とを介して連通するタイミングの設定自由度が増える。
【実施例３】
【０１４９】
図１９に第３の実施形態を示す。図１９に示したスクロール圧縮機１は、ほぼ第１の実施例と同じ構成であり、同一名称，同一符号のものは同じ作用効果が得られる。第１の実施例と異なる点は、連通孔１８が旋回軸受６ｃ内のクランク軸７の上部空間、つまり吐出圧給油室５１と連通することである。歯先開口はリリース弁穴１５ａ１に連通し、反ラップ側開口は旋回スクロール６の反ラップ側に形成されている、圧力が背圧よりも高い空間である吐出圧給油室５１に連通するものである。
【０１５０】
吐出圧給油室５１内はほぼ吐出圧力Ｐｄであるので、連通孔１８とリリース弁穴１５ａを連通させることにより、差圧を利用して吐出圧給油室５１から圧縮室１１への給油が可能である。但し、第１の実施例に比べ、給油する差圧が大きくなるので、連通孔１８とリリース弁穴１５ａの連通区間を短くする等して潤滑油１３の供給量を抑える必要がある。従って、連通孔１８の断面積を第１，２の実施例と比較して小さい範囲にすることが考えられる。ここで、連通孔１８は旋回スクロール６の台板６ｂ外周面から吐出圧給油室５１に向けて穴を貫通させ、この貫通穴に向けて旋回スクロール６の歯先から孔を加工し、台板６ｂ外周面に貫通させた穴に栓を圧入若しくはネジ止めなどにより密栓することにより形成できる。
【実施例４】
【０１５１】
図２０に第４の実施形態を示す。本実施形態の冷媒の流れや潤滑油の流れは図１に示した実施形態とほとんど同じである。図１の実施形態と異なる点は、旋回軸受６ｃが旋回スクロール６を貫通している、いわゆる軸貫通型スクロール圧縮機である点である。圧縮室１１の圧力によるガス圧縮荷重はラップ高さの中央部に作用する。このガス圧縮荷重は旋回軸受６ｃ方向に働き、旋回軸受６ｃに軸受荷重として作用する。よって、ガス圧縮荷重と軸受荷重の作用点が一致し、旋回スクロール６を転覆させようとするモーメントが無くなる。
【実施例５】
【０１５２】
図２１に第５の実施形態を示す。本実施形態の冷媒の流れは図１に示した実施形態とほぼ同じである。図１の実施形態と異なる点は給油方式であり、いわゆる強制給油と呼ばれる方式である。クランク軸７の下端部にはトロコイドポンプ等の給油ポンプ１０３が設けられている。この給油ポンプ１０３はクランク軸７の回転と連動している。旋回軸受６ｃや主軸受９ａには、給油ポンプ１０３によって油が供給される。クランク軸７周辺の空間と背圧室１４はシールリング１０２によって区画されている。背圧室１４への油の供給は、クランク軸７周辺の空間と背圧室１４とを往来する油ポケット１０１によって行われる。その往来は、旋回スクロール６の公転運動を利用している。給油ポンプで油を供給する場合、圧力条件に依らず給油ポンプの容積分だけ給油でき、吐出圧力と吸込圧力の圧力差が大きい時に軸受給油量を低減できるといった利点がある。
【０１５３】
以上の通りであり、各実施例に説明してきた技術により、圧縮機や冷凍サイクル装置等の効率を高くすることができる。なお、これら実施例に記載したそのものの構成の外、縦型スクロール圧縮機を横型スクロール圧縮機にしても同じ作用効果が得られるように、特徴となる背圧制御弁の配設位置や歯先給油の部分を変更しなければ、各構成を適宜組み合わせた構成でも同様の作用効果を得ることができる。
【符号の説明】
【０１５４】
１  スクロール圧縮機
２  密閉容器
２ａ  ケース
２ｂ  蓋チャンバ
２ｃ  底チャンバ
２ｄ  吸込パイプ
２ｄ１  吸込ポート
２ｅ  吐出パイプ
２ｆ  吐出圧室
３  圧縮機構部
４  電動機
４ａ  固定子
４ｂ  回転子
５  固定スクロール
５ｃ  ラップ
５ｄ  台板
５ｅ  吐出口
５ｆ  ばね収納穴
５ｇ  貫通穴
５ｈ  Ｒ溝
５ｉ  導通路
５Ｘｉ  固定スクロール５の内線側ラップの巻き終わり部
５Ｘｏ  固定スクロール５の外線側ラップの巻き終わり部
６  旋回スクロール
６ａ  ラップ
６ｂ  台板
６ｃ  旋回軸受
６Ｘｉ  旋回スクロール６の内線側ラップの巻き終わり部
６Ｘｏ  旋回スクロール６の外線側ラップの巻き終わり部
７  クランク軸
７ａ  主軸
７ｂ  偏心部
７ｃ  給油通路
７ｄ  給油管
７ｚ  孔
８  ボルト
９  フレーム
９ａ  主軸受
１０  吸込空間
１１  圧縮室
１１Ａ  仮想旋回外線室
１１ａ  旋回外線室
１１ａ′  旋回外線室
１１Ｂ  仮想旋回内線室
１１ｂ  旋回内線室
１１ｂ′  旋回内線室
１２  オルダムリング
１３  潤滑油
１４  背圧室
１５  リリース弁
１５ａ  リリース弁穴
１６  背圧制御弁
１６ａ  ピース
１６ｂ  連通穴
１６ｃ  弁体
１６ｄ  ばね
１６ｅ  シール部材
１７  下軸受
１８  連通孔
１９１，１９２  隙間
２０  くぼみ
２５  制御ユニット
２６  追い焚き用熱交換器
２９  水−冷媒熱交換器
３０  リモコン
３１  水循環ポンプ
３２  貯湯タンク
３３  膨張弁
３４  蒸発器
３５  出湯温度センサ
３６  吐出ガス温度センサ
５０  給油部
５１  吐出圧給油室
１０１  油ポケット
１０２  シールリング
１０３  給油ポンプ
【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５Ａ】
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【図５Ｂ】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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【図１６】
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【図１７】
2011052590.tif 000020
【図１８】
2011052590.tif 000021
【図１９】
2011052590.tif 000022
【図２０】
2011052590.tif 000023
【図２１】
2011052590.tif 000024
【図２２】
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