(57)【要約】【課題】捩れ組立誤差に起因する漏れにより圧縮性能が低下することを防止したスクロール圧縮機を提供すること。【解決手段】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とを相互に旋回半径ρだけ偏心させ、かつ、１８０度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わせるとともに、旋回スクロールが、自転防止機構により旋回スクロールの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公転旋回運動してガスを圧縮するスクロール圧縮機において、旋回スクロールの正立位置と許容自転角φの中央値とが一致するように両スクロール渦巻き状ラップインボリュート曲面の相対関係や自転防止機構の寸法、寸法公差及び組立基準を定める。【選択図】図２
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【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とを相互に旋回半径ρだけ偏心させ、かつ、１８０度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わせるとともに、前記旋回スクロールが、自転防止機構により前記旋回スクロールの自転を阻止しながら前記旋回半径ρを半径とする円軌道上を公転旋回運動してガスを圧縮するスクロール圧縮機において、
旋回スクロールの正立位置と許容自転角φの中央値とが一致するように両スクロール渦巻き状ラップインボリュート曲面の相対関係や前記自転防止機構の寸法、寸法公差及び組立基準を定めることを特徴とするスクロール圧縮機。
【請求項２】
前記許容自転角φの中央値を前記旋回スクロールの正立位置より反旋回方向（左）寄りに設定し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】
前記固定スクロール及び前記旋回スクロールが段付形状とされ、該段付形状の噛合部には旋回スクロールの正立姿勢からの捩れ量αに応じて設定された隙間が設けられていることを特徴とする請求項１または２に記載のスクロール圧縮機。
【請求項４】
前記段付形状の噛合部に設けた隙間が１０〜１００μｍであることを特徴とする請求項３に記載のスクロール圧縮機。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、空気調和装置や冷凍装置等に用いられるスクロール圧縮機に関する。
【背景技術】
【０００２】
従来のスクロール圧縮機においては、固定スクロールと旋回スクロールとを組み立てる際、両スクロールの位置決めを左右する関連部品の寸法誤差及び形状誤差等が集積されることにより、運転時における両スクロールの位相ずれ角には１８０度を基準値として時計回り及び反時計回りに捩れる裕度が生じている。すなわち、スクロール圧縮機においては、自転防止機構の仕様や寸法公差等の要因により、運転時に旋回スクロールの姿勢が正立位置から端板中心回りに捩れることが知られている。以下の説明では、この正立姿勢からの捩れを「捩れ姿勢量α」、自転防止機構仕様や寸法公差等から決まる捩れる裕度を「許容自転角（φ）」と呼ぶことにする。
ちなみに、許容自転角φは自転防止機能及び加工精度等から決められるため、容易に低減することは難しい。また、旋回スクロールの正立位置とは、固定スクロール渦巻き状ラップインボリュート曲面に対して旋回スクロール渦巻き状ラップインボリュート曲面の位相が１８０°ずれた位置である。
【０００３】
上述した許容自転角φに関する従来技術には、許容自転角φ及びガス圧による捩れ姿勢量αに起因して発生する騒音対策として、固定スクロールの渦巻き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り、その歯厚をＴｒ−Δｔｒに減少させ、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ずれ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したスクロール型圧縮機が開示されている。（たとえば、特許文献１参照）
【０００４】
また、段付スクロールを備えたスクロール圧縮機においては、運転時の圧縮漏れを解消し、高い圧縮効率を確保するため、旋回スクロールまたは固定スクロールの渦巻体及び渦溝のいずれか一方の段差部を、旋回スクロールの自転方向と対応する段差部に対して離れるように後退させ、他方の段差部を反自転方向の段差部に対して近づくように前進させて非対称とすることが提案されている。（たとえば、特許文献２参照）
【特許文献１】特開平８−４９６７２号公報
【特許文献２】特開平５−７１４７７号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
ところで、上述した捩れ姿勢αが生じると、たとえば図８に示すように、捩れ姿勢量αの増大に伴って旋回スクロールの旋回半径ρが小さくなる。
これを図３に基づいて具体的に説明すると、両スクロール２，３の接触点について、固定渦巻き状ラップ腹側インボリュート曲面２ａ′の接触点Ａが食い込む（かじる）方向の捩れ姿勢αが生じた場合には、換言すれば、固定渦巻き状ラップ背側インボリュート曲面２ａ″の接触点Ｂが離れる方向の捩れ姿勢αが生じた場合には、実際に固定渦巻き状ラップ腹側インボリュート曲面２ａ′の接触点Ａが食い込む（かじる）ようなことはなく、その捩れ姿勢量α（食い込み量−メッシュ隙間Ｓａ）に応じて、固定された状態の固定スクロールに対して自転を防止しつつ公転旋回運動する旋回スクロールの旋回半径ρが小さくなるので、固定渦巻き状ラップ背側インボリュート曲面２ａ″の接触点Ｂに形成されるメッシュ隙間（渦巻き状ラップの面間隙間）は大きくなる。
なお、メッシュ隙間Ｓａは、固定スクロール２と旋回スクロール３との間に許容自転角φに起因する捩れ姿勢量αが生じた場合、固定スクロール２及び旋回スクロール３の渦巻き状ラップ面間に形成される計算上の隙間である。
【０００６】
この結果、スクロール圧縮機で圧縮されるガスは、高圧側の圧縮室から低圧側の圧縮室へ流出する漏れ量が増大することとなる。このような漏れ量の増大は、スクロール圧縮機の性能を低下させる要因になるため好ましくない。
本発明は、上記の事情に鑑みてなされたものであり、その目的とするところは、許容自転角φに起因する漏れにより圧縮性能が低下することや騒音が増大することを防止したスクロール圧縮機を提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【０００７】
本発明は、上記の課題を解決するため、下記の手段を採用した。
本発明に係るスクロール圧縮機は、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とを相互に旋回半径ρだけ偏心させ、かつ、１８０度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わせるとともに、前記旋回スクロールが、自転防止機構により前記旋回スクロールの自転を阻止しながら前記旋回半径ρを半径とする円軌道上を公転旋回運動してガスを圧縮するスクロール圧縮機において、旋回スクロールの正立位置と許容自転角φの中央値が一致するように、両スクロール渦巻き状ラップインボリュート曲面の相対関係や前記自転防止機構の寸法及び寸法公差を定めることを特徴とするものである。すなわち、許容自転角φは変えずに中央値を調整する。
【０００８】
このような本発明によれば、旋回スクロールの正立位置と許容自転角φの中央値とが一致しているため、旋回スクロールが正立位置から左右に捩れる捩れ姿勢量αを許容自転角の半分（α＝±１／２φ）に低減できる。
【０００９】
上記のスクロール圧縮機において、許容自転角φの中央値を旋回スクロールの正立位置より反旋回方向（左）寄りに設定することが好ましく、これにより、通常の運転で旋回方向（右方向）の捩りモーメントが作用する場合の捩れ姿勢量αを低減することができる。
【００１０】
上記のスクロール圧縮機において、前記固定スクロール及び前記旋回スクロールが段付形状とされ、該段付形状の噛合部には前記捩れ姿勢量αに応じて設定された隙間が設けられていることが好ましく、これにより、段付形状の噛合部に起因する旋回半径ρの低減を防止することができる。
この場合、前記段付形状の噛合部に設けた隙間は、１０〜１００μｍであることが好ましい。
【発明の効果】
【００１１】
上述した本発明によれば、旋回スクロールの正立位置と許容自転角φの中央値とが一致しているため、捩れ姿勢量αに起因して生じる両スクロール間に形成されるメッシュ隙間を小さくできる。このため、高圧側の圧縮室から低圧側の圧縮室へ流出するガスの漏れ量を低減し、スクロール圧縮機の圧縮性能を向上させることができる。
また、段付形状の噛合部に捩れ姿勢量αに応じた隙間を設けることにより、段付形状の噛合部に起因する旋回半径ρの低減を防止することができる。このため、高圧側の圧縮室から低圧側の圧縮室へ流出するガスの漏れ量を低減し、スクロール圧縮機の圧縮性能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】
【００１２】
以下、本発明に係るスクロール圧縮機の一実施形態を図面に基づいて説明する。
図１は、横型スクロール圧縮機の構成例を示す断面図である。このスクロール圧縮機１は、ハウジング７にボルト１２で固定された固定スクロール２に対して旋回スクロール３が自転を防止しつつ公転旋回運動することにより冷媒等のガスを圧縮するものである。
旋回スクロール３の背面側（図１において左側）では、フロントケース６がハウジング７に対して固定されている。また、フロントケース６は、旋回スクロール３からのスラスト力を支持するように構成されるとともに、フロントケース６の内側端面（すなわち、旋回スクロール３の背面側の端面と接触する略円環状の面）には、複数個（本実施形態では周方向に９０度おきに４個）のピン５が設置されている。
【００１３】
旋回スクロール３の背面側（外側）となる端面（フロントケース６の内側端面と接触する面）には、リング穴４に圧入もしくは遊嵌されたリング１１が、対応するピン５を内包するように設置されている。ピン５はリング穴４の数（本実施形態では４本）だけあり、ピン５の突出部はリング１１に遊挿されている。フロントケース６の内側中心部には、偏心軸９やバランスウェイト８が格納されるクランク室１０が設けられている。
そして、旋回スクロール３は、ピン５がリング１１内に遊挿されることでフロントケース６と係合するので、リング穴４及びリング１１とピン５とにより構成される自転防止機構の作用により、偏心軸９によって公転旋回するときの自転が防止されるようになっている。このときピン５は、リング１１の内周面に沿って旋回スクロール３の公転方向と同一方向に回転するようになっている。なお、自転防止機構については、上述したピン・リング機構に限定されることはなく、たとえばオルダムリンク機構を採用してもよい。
【００１４】
固定スクロール２及び旋回スクロール３は、たとえば図３に示すように、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２ａ，３ａを立設したものである。スクロール圧縮機１においては、固定スクロール２と旋回スクロール３とを相互に旋回半径ρだけ偏心させ、かつ、１８０度だけ位相をずらせて各ラップ２ａ，３ａを向い合せた状態で噛み合わされている。そして、スクロール圧縮機１の旋回スクロール３は、上述した自転防止機構によりその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公転旋回運動してガスを圧縮する。
なお、旋回半径ρは、固定スクロール２の基円と旋回スクロール３の基円との距離により描かれる軌跡となる。
【００１５】
上述した構成のスクロール圧縮機１に対し、本発明では、両スクロール渦巻き状ラップインボリュート曲面の相対関係や自転防止機構の寸法及び寸法公差を定める際、旋回スクロールの正立位置と許容自転角φの中央値とが一致するように定める（図２（ａ））。
【００１６】
固定スクロール２と旋回スクロール３との間に許容自転角φに起因する捩れ姿勢量αが生じた場合、固定スクロール２及び旋回スクロール３の渦巻き状ラップ面間に形成される計算上のメッシュ隙間は、固定渦巻き状ラップ腹側インボリュート曲面２ａ′の接触点と固定渦巻き状ラップ背側インボリュート曲面２ａ″の接触点で各々Ｓａ，−Ｓａ′となる。通常のスクロール圧縮機１では、メッシュ隙間Ｓａ，−Ｓａ′が概ね５μｍ程度となる。ここで、旋回方向（右）捩り姿勢の場合には固定渦巻き状ラップ背側インボリュート曲面２ａ″での接触点の隙間Ｓａが正の値となり、他方（固定渦巻き状ラップ腹側インボリュート曲面２ａ′での接触点）の隙間−Ｓａ′は負の値となるが、反旋回方向（左）捩り姿勢の場合は正負が反対となる。なお、正の値はメッシュ隙間を形成する状態であり、負の値は渦巻き状ラップどうしが食い込む（かじる）状態を意味している。
【００１７】
スクロール圧縮機１がこのままの状態で運転されると、右捩りの場合には、負の隙間−Ｓａ′は渦巻き状ラップどうしが互いに押圧されて密着した状態になる。このような状態になると、旋回半径ρが小さくなることにより、隙間−Ｓａ′の絶対値Ｓａ′が隙間Ｓａに加算されることとなる。このため、固定渦巻き状ラップ背側インボリュート曲面２ａ″の接触点では、当初の隙間Ｓａが隙間−Ｓａ′の絶対値Ｓａ′分だけ増大した最大隙間Ｓ（Ｓ＝Ｓａ＋Ｓａ′）が形成されることとなる。
【００１８】
しかし、旋回スクロールの正立位置と許容自転角φの中央値が一致するように両スクロール渦巻き状ラップインボリュート曲面の相対関係や自転防止機構の寸法及び寸法公差を定めると、上述した隙間−Ｓａ′は隙間Ｓａとともに半減する。従って、最大隙間Ｓは、隙間Ｓａ及びこの隙間Ｓａに加算される隙間−Ｓａ′の絶対値Ｓａ′が半減することにより、同様に半減されて小さな値になる。
このようにして最大隙間Ｓが小さくなると、スクロール圧縮機１の運転時に高圧側の圧縮室から低圧側の圧縮室へ流出するガスの漏れ量が低減するので、スクロール圧縮機１の圧縮性能を向上させることができる。
【００１９】
ところで、本実施形態に示すピン・リング機構の自転防止機構においては、図４に示すように、固定スクロール２の渦巻き状ラップ（歯面）と旋回スクロール３の渦巻き状ラップ（歯面）とが噛み合わなくなることを防止するため、ピン５にオフセットδが設けられている。このようなオフセットδを設けることにより、許容自転角φは比較的大きくなるので、捩れ姿勢量αに起因する隙間Ｓａからの漏れによってスクロール圧縮機１の圧縮性能低下が生じる。
【００２０】
具体的に説明すると、旋回スクロール３の旋回運動中に、リング１１とピン５とで決まる旋回半径ρｐｉｎ
が、スクロールで決まる（すなわち、固定スクロール２の歯面と旋回スクロール３の歯面との噛み合いで決まる）理論旋回半径ρｔｈ（ρ１）よりも大きくなる場合が生じるように、組立誤差等の寸法公差を考慮したオフセットδが設定されている。図示の状態（ピン設置角θ）ではスクロール旋回半径ρがρ１とされ、ピン・リング部旋回半径ρ２はスクロール旋回半径ρ１と一致（ρｔｈ＝ρ１＝ρ２）し、ピン・リング部旋回半径ρ２にオフセットδを加えた値が旋回半径ρｐｉｎ
となる（ρｐｉｎ ＝ρ２＋δ）。このような状態、すなわち、旋回スクロールの正立状態では、ピン５の外周面とリング１１の内周面とが接して隙間Ｓｐはなく（Ｓｐ＝０）、さらに、メッシュ隙間Ｓａもない（Ｓａ＝０）。
【００２１】
図４の状態（ピン設置角θ）から旋回角がθ１（図５参照）に移動すると、オフセットδの影響によりρｔｈ＝ρ１≠ρ２となるので、ピン５の外周面とリング１１の内周面との間はＳｐ≠０となって隙間Ｓｐが形成される。このため、図６に実線で示すように、旋回スクロール３が隙間Ｓｐ分だけ旋回方向回り（右回り）に自転して捩れ姿勢量αを生じる。この状態になると、隙間Ｓｐがなくなる（Ｓｐ＝０）とともに、メッシュ隙間Ｓａは０からラップ食い込み（かじり）の状態に変化する。従って、図７に破線で表示したスクロール旋回半径ρ１は、Δρだけ減少した小径の旋回半径（実線表示）となる。
こうして旋回半径が減少すると、図５に示すように、隙間Ｓｐが再度形成される。この結果、旋回半径ρ１の低下がある値に収束するまで、上述した図５〜図７の状態変化を繰り返すこととなる。
【００２２】
このような旋回半径ρ１の低減は、メッシュ隙間を増大させることになるため、スクロール圧縮機１の運転時にガスの漏れ量が増して効率低下の原因となる。しかし、上述したように、両スクロール渦巻き状ラップインボリュート曲面の相対関係や自転防止機構を構成するピン５及びリング１１の寸法及び寸法公差を定める際、旋回スクロールの正立位置と許容自転角φの中央値が一致していれば、捩れ姿勢量αを低減できるため、旋回半径ρ１の低下を最小限に抑えることができる。従って、メッシュ隙間の増大を最小限に抑えることができるようになり、スクロール圧縮機１の運転時に高圧側の圧縮室から低圧側の圧縮室へ流出するガスの漏れ量を低減できるので、スクロール圧縮機１の圧縮性能を向上させることができる。
【００２３】
上述した実施形態では、自転防止機構の寸法公差を定める際、旋回スクロールの正立位置を許容自転角φの中央値と一致するように定めたが、許容自転角φの中央値を旋回スクロールの正立位置より左寄りの値に設定して、右方向の捩りモーメントが作用する場合の捩れ姿勢量αを低減してもよい。すなわち、図２（ａ）の許容自転角φを図２（ｂ）の方向へ若干傾けることにより許容自転角φの中央値を左方向へ若干移動させ、右方向の捩りモーメントに対応するようにしてもよい。
【００２４】
スクロール圧縮機１は、通常の運転時において、旋回スクロール３には旋回方向（右方向）の捩りモーメントが作用するため、図２（ｂ）に示す従来技術のように、許容自転角φの中央値を旋回スクロールの正立位置から旋回方向と逆向き（左方向）に設定すればよい。
一方、旋回スクロール３の回転数が上昇して高回転となれば、自重による遠心力モーメントの影響を強く受けて反旋回方向回り（左方向）の捩りモーメントが作用することもある。従って、この遠心力モーメントに対応するためには、図２（ｃ）に示すように、許容自転角φの中央値を旋回方向（右方向）へ調整した設定が望ましい。しかし、旋回スクロール３の低回転領域から高回転領域まで広範囲にカバーするためには、旋回スクロールの正立位置と許容自転角φの中央値とが一致する設定が最も好ましく、さらに、最も高効率となる回転領域付近を重視する設定を行う場合には、許容自転角φの中央値を旋回スクロールの正立位置より若干半旋回方向（左寄り）にした設定も可能である。
【００２５】
さらに、図１に示したスクロール圧縮機１は、固定スクロール２及び旋回スクロール３が段付形状とされる。この段付形状は、ラップ及び端板が渦巻き形状の渦に沿って中心部側と外終端側とで異なる高さに形成されている。すなわち、固定スクロール２及び旋回スクロール３のラップには、壁面高さを低くした中心部側と高くした外周端側との間で高さを変化させた段差部Ｄ１が設けられている。また、固定スクロール２及び旋回スクロール３の端板には、ラップ側の段差部Ｄ１に対応するようにして、底面高さを高くした中心部側と低くした外周端側との間で高さを変化させた段差部Ｄ２が設けられている。
【００２６】
上述した段付形状では、旋回スクロール３の旋回時に、ラップ歯先側の段差部Ｄ１と端板側の段差部Ｄ２とが噛み合う噛合部が形成されており、この噛合部に対して、上述した捩れ姿勢量αに応じて設定された隙間が設けられている。
すなわち、段差部Ｄ１，Ｄ２の噛合部においても、上述した捩れ姿勢量αに応じた計算上の面間隙間Ｓｂ，−Ｓｂ′が形成される。この面間隙間Ｓｂ，−Ｓｂ′は概ね数１０μｍ程度となり、上述したメッシュ隙間Ｓａ，−Ｓａ′の約１０倍程度まで大きくなる。
【００２７】
このような面間隙間Ｓｂ，−Ｓｂ′は、噛合部の面間に食い込み（かじり）を生じさせる負の面間隙間−Ｓｂ′側において、実際には段差部Ｄ１，Ｄ２の形成面どうしが密着して隙間のない状態となる。この結果、旋回スクロール３の旋回半径ρが低下するので、上述の通り、旋回半径ρがある値に収束するまで、隙間Ｓｐの増加、捩れ姿勢量αの増加、食い込み（かじり）量絶対値Ｓｂ´の増加及び旋回半径ρの低下がさらに繰り返されることとなる。
このようにして段差部Ｄ１，Ｄ２の噛合部に形成される隙間（及び食い込み）は、スクロール圧縮機１の圧縮効率を低減させたり、騒音の原因になるため好ましくない。
【００２８】
そこで、上述した食い込み側（負）の面間隙間−Ｓｂ′分について、正立状態の噛合部において面間隙間（食い込み）に相当する寸法Ｓｂ′の隙間を予め設けておく。この結果、運転時に旋回スクロール３に捩れ姿勢量αが生じると、食い込みを生じさせる負の面間隙間−Ｓｂ′と予め設けた寸法Ｓｂ′の隙間とが相殺されて略０になるので、Ｓｂ´に起因する旋回半径ρの繰り返しの低下は生じず、また、位相が１８０度ずれた位置の面間隙間Ｓｂに対して絶対値Ｓｂ′が加算されて面間隙間を増大させることはない。従って、段差部Ｄ１，Ｄ２の噛合部に形成される隙間及びメッシュ隙間を最小限に抑え、この隙間から漏れるガス量を低減することができる。
すなわち、段付形状の噛合部に捩れ姿勢量αに応じた隙間を設けることにより、段付形状の噛合部に起因する旋回半径ρの低減を防止することができるので、ガスの漏れ量を低減してスクロール圧縮機１の圧縮性能を向上させることができる。
【００２９】
上述した段付形状の噛合部に設ける隙間寸法は、自転防止機構であるピン・リング機構のピンオフセットδを０〜０．２ｍｍ（オフセットに関する公知例：特開２０００−２３０４８７号公報参照）とし、旋回方向の捩れ姿勢量αを０〜０．３ｄｅｇ．とした場合、最大２００μｍ以下とすることが好ましく、より望ましい隙間寸法は、１０〜１００μｍの範囲内である。なお、上述のように、許容自転角φが旋回方向のみに設置される場合は反旋回方向の段付形状の噛合部に設ける隙間寸法は０ｍｍ以上であればよい。なおまた、この隙間寸法Δｓは、圧縮機の搭載性（体格）及び部品加工能力（公差）等から、ピンオフセットδ＝０．１〜０．２ｍｍ、旋回半径ρ＝２〜６ｍｍ、自転防止ピン設置位置（半径）Ｒｐｉｎ  ＝１９〜５５ｍｍ、基円半径ｂ＝１．９〜３．５ｍｍとした場合に、許容自転角φ（＝捩れ姿勢量α）がそれぞれφ＝０．０３６〜０．２７３°となることに加えて、段部の設置位置（端板中心からの距離）が略３３〜４７ｍｍであることから、Δｓ＝２０〜２００ｍｍと求められる。さらに、捩れ姿勢量α＝１／２φとした場合は、Δｓ＝１０〜１００μｍと求められる。
【００３０】
上述した本発明によれば、旋回スクロールの正立位置が許容自転角φの中央値と一致するように、両スクロール渦巻き状ラップインボリュート曲面の相対関係や自転防止機構の寸法及び寸法公差が定められているので、固定スクロール２及び旋回スクロール３のラップ間に形成されるメッシュ隙間が半減して小さくなり、高圧側の圧縮室から低圧側の圧縮室へ流出するガスの漏れ量は低減されてスクロール圧縮機の圧縮性能が向上する。
また、段付形状の噛合部に捩れ姿勢量αに応じた隙間を設けることにより、段付形状の噛合部に起因する旋回半径ρの低減を防止することができるので、メッシュ隙間と同様に、段差部の噛合部でもガスの漏れ量が低減されてスクロール圧縮機１の圧縮性能は向上する。また、段差部の接触圧力が小さくなり、騒音低減に繋がる。
なお、本発明は上述した実施形態に限定されるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲内において適宜変更することができる。
【図面の簡単な説明】
【００３１】
【図１】本発明に係るスクロール圧縮機の構成例を示す断面図である。
【図２】許容自転角φと旋回スクロール捩れ姿勢量αとの関係を示す図で、（ａ）は旋回スクロールの正立位置と許容自転角φの中央値が一致した状態、（ｂ）は許容自転角φの中央値が旋回スクロールの正立位置に対して左捩りの状態、（ｃ）は許容自転角φの中央値が旋回スクロールの正立位置に対して右捩りの状態である。
【図３】段付形状の固定スクロール及び旋回スクロールを示す図である。
【図４】ピン・リング機構のピンオフセットに起因して旋回半径ρが低下するメカニズムの説明図であり、（ａ）はピン設置角θにおけるピン・リング機構と旋回半径との関係を示す図、（ｂ）はメッシュ隙間の拡大図である。
【図５】ピン・リング機構のピンオフセットに起因して旋回半径ρが低下するメカニズムの説明図であり、（ａ）は旋回角θ１におけるピン・リング機構と旋回半径との関係を示す図、（ｂ）はメッシュ隙間の拡大図である。
【図６】ピン・リング機構のピンオフセットに起因して旋回半径ρが低下するメカニズムの説明図であり、（ａ）は旋回角θ１で捩れ姿勢αが生じた状態におけるピン・リング機構と旋回半径との関係を示す図、（ｂ）はメッシュ隙間の拡大図である。
【図７】ピン・リング機構のピンオフセットに起因して旋回半径ρが低下するメカニズムの説明図であり、（ａ）は旋回角θ１で旋回半径ρが減少した状態におけるピン・リング機構と旋回半径との関係を示す図、（ｂ）はメッシュ隙間の拡大図である。
【図８】旋回角に対する捩れ姿勢量α及び旋回半径ρの関係を図である。
【符号の説明】
【００３２】
１          スクロール圧縮機
２          固定スクロール
３          旋回スクロール
４          リング穴
５          ピン
１１          リング
ρ，ρｐｉｎ    旋回半径
ρｔｈ        理論旋回半径
φ          許容自転角
α          捩れ姿勢量（旋回スクロール正立位置からの捩れ量）
【図１】
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【図２】
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【図３】
2008208797.tif 000005
【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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