JPH04321785A - スクロール圧縮機の可変クランク機構 - Google Patents
スクロール圧縮機の可変クランク機構Info
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- JPH04321785A JPH04321785A JP8813591A JP8813591A JPH04321785A JP H04321785 A JPH04321785 A JP H04321785A JP 8813591 A JP8813591 A JP 8813591A JP 8813591 A JP8813591 A JP 8813591A JP H04321785 A JPH04321785 A JP H04321785A
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- eccentric shaft
- center
- balance weight
- centrifugal force
- pivot pin
- Prior art date
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-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
- F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
- F04C29/00—Component parts, details or accessories of pumps or pumping installations, not provided for in groups F04C18/00 - F04C28/00
- F04C29/0021—Systems for the equilibration of forces acting on the pump
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
- F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
- F04C29/00—Component parts, details or accessories of pumps or pumping installations, not provided for in groups F04C18/00 - F04C28/00
- F04C29/0042—Driving elements, brakes, couplings, transmissions specially adapted for pumps
- F04C29/005—Means for transmitting movement from the prime mover to driven parts of the pump, e.g. clutches, couplings, transmissions
- F04C29/0057—Means for transmitting movement from the prime mover to driven parts of the pump, e.g. clutches, couplings, transmissions for eccentric movement
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
- F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
- F04C2240/00—Components
- F04C2240/80—Other components
- F04C2240/807—Balance weight, counterweight
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- Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Rotary Pumps (AREA)
Abstract
(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。
め要約のデータは記録されません。
Description
【０００１】
【産業上の利用分野】本発明は冷凍空調用，空気用その
他のあらゆるスクロール圧縮機に応用可能な、漏れと機
械損失を少なくして高性能化を図る可変クランク機構に
関する。
他のあらゆるスクロール圧縮機に応用可能な、漏れと機
械損失を少なくして高性能化を図る可変クランク機構に
関する。
【０００２】
【従来の技術】従来の可変クランク機構は特願昭６３−
８８６４５ 号に見られるように主バランスウェイトの
遠心力が主軸中心と偏心軸中心を結ぶ線上に作用する従
動クランク構造であった。系全体の慣性バランスをとる
設計上、主バランスウェイトの遠心力は旋回スクロール
の遠心力より大きくなるため、偏心軸は旋回半径を小さ
くする方向に力を受ける。この力を相殺して旋回半径を
大きくする方向に力を作用させ、ラップ同士の径方向隙
間をゼロにする目的で、ガス圧縮荷重によるモーメント
を利用して、枢動ピンを中心として旋回半径を大きくす
る方向に偏心軸を回転させるような力を作用させていた
。
８８６４５ 号に見られるように主バランスウェイトの
遠心力が主軸中心と偏心軸中心を結ぶ線上に作用する従
動クランク構造であった。系全体の慣性バランスをとる
設計上、主バランスウェイトの遠心力は旋回スクロール
の遠心力より大きくなるため、偏心軸は旋回半径を小さ
くする方向に力を受ける。この力を相殺して旋回半径を
大きくする方向に力を作用させ、ラップ同士の径方向隙
間をゼロにする目的で、ガス圧縮荷重によるモーメント
を利用して、枢動ピンを中心として旋回半径を大きくす
る方向に偏心軸を回転させるような力を作用させていた
。
【０００３】特開昭６１−１４７３８９号公報では、従
動クランク構造において主バランスウェイトを二分して
いるが、これはスペース上の問題解決を図ったものであ
る。
動クランク構造において主バランスウェイトを二分して
いるが、これはスペース上の問題解決を図ったものであ
る。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】従来の構造では主バラ
ンスウェイトの遠心力がそのまま偏心軸に作用し旋回ス
クロールの遠心力とアンバランスなので、回転数により
このアンバランス量が異なり、回転数によらず、ほぼ、
一定のガス圧縮荷重でこの遠心力を常にバランスさせる
ことはできない。従って、可変速圧縮機において、高速
回転のときに適度なラップ接触荷重になるように設計し
ておくと、低速回転では遠心力が小さくなるため、ガス
圧縮荷重が大きくなりすぎ、ラップ接触荷重が過大にな
る可能性がある。ラップ接触荷重が過大になると、振動
，騒音の原因になったり、機械損失を増大させて性能を
低下させたり、ラップの摩耗が増大して信頼性を低下さ
せたりする。
ンスウェイトの遠心力がそのまま偏心軸に作用し旋回ス
クロールの遠心力とアンバランスなので、回転数により
このアンバランス量が異なり、回転数によらず、ほぼ、
一定のガス圧縮荷重でこの遠心力を常にバランスさせる
ことはできない。従って、可変速圧縮機において、高速
回転のときに適度なラップ接触荷重になるように設計し
ておくと、低速回転では遠心力が小さくなるため、ガス
圧縮荷重が大きくなりすぎ、ラップ接触荷重が過大にな
る可能性がある。ラップ接触荷重が過大になると、振動
，騒音の原因になったり、機械損失を増大させて性能を
低下させたり、ラップの摩耗が増大して信頼性を低下さ
せたりする。
【０００５】本発明の目的は主バランスウェイトの遠心
力が常に旋回スクロールの遠心力と釣り合うようにして
、ガス圧縮荷重の一部を偏心軸の旋回半径を大きくする
方向に作用させ、回転数によらずラップ接触荷重がほぼ
一定になるようにして、振動，騒音や機械損失が少なく
、ラップの摩耗も少ない、高効率で高信頼性のスクロー
ル圧縮機を提供する。
力が常に旋回スクロールの遠心力と釣り合うようにして
、ガス圧縮荷重の一部を偏心軸の旋回半径を大きくする
方向に作用させ、回転数によらずラップ接触荷重がほぼ
一定になるようにして、振動，騒音や機械損失が少なく
、ラップの摩耗も少ない、高効率で高信頼性のスクロー
ル圧縮機を提供する。
【０００６】
【課題を解決するための手段】第一の方法は、従動クラ
ンク構造において、主バランスウェイトの遠心力作用線
を偏心軸中心から枢動ピン側へ少しずらし、枢動ピンを
中心とする旋回スクロールの遠心力による回転モーメン
トと、主バランスウエイトによる回転モーメントが釣り
合うようにする。その上でガス圧縮荷重を、枢動ピンを
中心として偏心軸が偏心量が大きくなる方向へ回転する
ように作用さる。
ンク構造において、主バランスウェイトの遠心力作用線
を偏心軸中心から枢動ピン側へ少しずらし、枢動ピンを
中心とする旋回スクロールの遠心力による回転モーメン
トと、主バランスウエイトによる回転モーメントが釣り
合うようにする。その上でガス圧縮荷重を、枢動ピンを
中心として偏心軸が偏心量が大きくなる方向へ回転する
ように作用さる。
【０００７】第二の方法は、主バランスウェイトを二分
し、一方をその遠心力が旋回スクロールの遠心力と釣り
合う大きさにして偏心軸に装着し、他方を残りの遠心力
を発生する大きさにして主軸に装着する。その上で、偏
心軸が主軸に対し半径方向にスライドできるように嵌合
させた非円形軸と孔の機構を用いて、スライド方向を偏
心方向から反回転方向に傾かせ、ガス圧縮荷重の分力が
偏心軸の偏心量を大きくするように作用させる。
し、一方をその遠心力が旋回スクロールの遠心力と釣り
合う大きさにして偏心軸に装着し、他方を残りの遠心力
を発生する大きさにして主軸に装着する。その上で、偏
心軸が主軸に対し半径方向にスライドできるように嵌合
させた非円形軸と孔の機構を用いて、スライド方向を偏
心方向から反回転方向に傾かせ、ガス圧縮荷重の分力が
偏心軸の偏心量を大きくするように作用させる。
【０００８】
【作用】いずれの構造でも、ガス圧縮荷重による作用力
を任意に設定できるので、常に適度な力で旋回スクロー
ルラップを固定スクロールラップに押しつけるようにこ
れを設定する。このようにすることによって、旋回スク
ロールのラップと固定スクロールのラップは径方向の隙
間がゼロになり、低速回転でももれが少なくなるので高
性能化が図ることができる。また、ラップの押しつけ力
が回転数によらず常に適度な大きさになるため、振動，
騒音が少なくなる。さらに、ラップの摩耗も少なくなる
。
を任意に設定できるので、常に適度な力で旋回スクロー
ルラップを固定スクロールラップに押しつけるようにこ
れを設定する。このようにすることによって、旋回スク
ロールのラップと固定スクロールのラップは径方向の隙
間がゼロになり、低速回転でももれが少なくなるので高
性能化が図ることができる。また、ラップの押しつけ力
が回転数によらず常に適度な大きさになるため、振動，
騒音が少なくなる。さらに、ラップの摩耗も少なくなる
。
【０００９】
【実施例】図１は一般的な密閉型スクロール圧縮機の構
造を示している。密閉容器１内に固定スクロール２及び
旋回スクロール３からなる圧縮部と旋回スクロール３を
駆動する主軸４及び偏心軸５からなる駆動軸，主軸４を
支持し固定スクロールを固定するフレーム６，主軸４の
下部には駆動用の電動機が装着されて、これらが一体と
なって収納されている。旋回スクロール３はオルダムリ
ング７により自転を拘束され、主軸４の回転により偏心
軸５によって旋回駆動される。主軸４には旋回スクロー
ルの遠心力を打ち消して振動の発生を防ぐために、主バ
ランスウェイト９及び副バランスウェイト１０が取り付
けられている。ガスは吸入管１１から吸入され、圧縮室
１２で圧縮されて吐出ポート１３から吐出室へ吐出され
、下部室１６を経て吐出管１７から密閉容器外へ吐出さ
れる。軸受や摺動部へは油１８が主軸下方から給油され
る。
造を示している。密閉容器１内に固定スクロール２及び
旋回スクロール３からなる圧縮部と旋回スクロール３を
駆動する主軸４及び偏心軸５からなる駆動軸，主軸４を
支持し固定スクロールを固定するフレーム６，主軸４の
下部には駆動用の電動機が装着されて、これらが一体と
なって収納されている。旋回スクロール３はオルダムリ
ング７により自転を拘束され、主軸４の回転により偏心
軸５によって旋回駆動される。主軸４には旋回スクロー
ルの遠心力を打ち消して振動の発生を防ぐために、主バ
ランスウェイト９及び副バランスウェイト１０が取り付
けられている。ガスは吸入管１１から吸入され、圧縮室
１２で圧縮されて吐出ポート１３から吐出室へ吐出され
、下部室１６を経て吐出管１７から密閉容器外へ吐出さ
れる。軸受や摺動部へは油１８が主軸下方から給油され
る。
【００１０】旋回スクロール及びバランスウエイトの遠
心力の関係を図２により説明する。駆動軸は主軸４と偏
心軸５からなっており、偏心軸には旋回スクロール３の
遠心力Ｆｃ が作用する。主軸４にはＦｃ を相殺する
ために上部に主バランスウエイト９を、下部に副バラン
スウェイト１０を装着する。主バランスウェイト９の遠
心力をＦｂ ，副バランスウェイト１０の遠心力をＦｂ
ｓとし、旋回スクロール３と副バランスウエイト１０の
軸方向重心間距離をＬｃ ，主バランスウェイト９と副
バランスウェイト１０の軸方向重心間距離をＬｂ とす
ると、これらの間には次の関係がある。
心力の関係を図２により説明する。駆動軸は主軸４と偏
心軸５からなっており、偏心軸には旋回スクロール３の
遠心力Ｆｃ が作用する。主軸４にはＦｃ を相殺する
ために上部に主バランスウエイト９を、下部に副バラン
スウェイト１０を装着する。主バランスウェイト９の遠
心力をＦｂ ，副バランスウェイト１０の遠心力をＦｂ
ｓとし、旋回スクロール３と副バランスウエイト１０の
軸方向重心間距離をＬｃ ，主バランスウェイト９と副
バランスウェイト１０の軸方向重心間距離をＬｂ とす
ると、これらの間には次の関係がある。
【００１１】
【数１】
Ｆｂ＝Ｆｃ
＋Ｆｂｓ
（１）
＋Ｆｂｓ
（１）
【００１２】
【数２】
Ｆｃ×Ｌｃ
＝Ｆｂ×Ｌｂ
（２）式（２）を変形すると次のよ
うになる。
＝Ｆｂ×Ｌｂ
（２）式（２）を変形すると次のよ
うになる。
【００１３】
【数３】
Ｆｂ／Ｆｃ
＝Ｌｃ／Ｌｂ（＞１）
（３）式（１）及び式（３）から分かるよう
に、ｆｂはＦｃよりも大きくなる。
＝Ｌｃ／Ｌｂ（＞１）
（３）式（１）及び式（３）から分かるよう
に、ｆｂはＦｃよりも大きくなる。
【００１４】本発明の第一の実施例を図３及び図４によ
り説明する。
り説明する。
【００１５】図３は第一の実施例の発明部分の部品組合
せを示している。主軸４と偏心軸５及び主バランスウェ
イト９は別体で構成されている。主軸４の上部には枢動
ピン４ｂとストッパ孔４ｂが設けられている。主軸４に
は、まず、主バランスウェイト９が組み合わせられる。 主バランスウェイト９には幅が枢動ピン４ｂと隙間無く
はめ合わされる寸法で、長さはこれより少し長い長孔９
ｂと、係合孔９ｃとが設けられている。組み付けは長孔
９ｂを枢動ピン４ｂに通して行なわれる。次に、偏心軸
５が組み付けられる。偏心軸５には被枢動孔５ｂが設け
られ、基底部５ａには主バランスウェイト係合ピン６ｃ
が下向きに設けられている。被枢動孔は枢動ピン４ｂに
、係合ピン６ｃは係合孔９ｃにそれぞれはめ合わされる
。係合ピン６ｃはさらにストッパ孔４ｃに挿入される。 ストッパ孔４ｃの直径は係合ピン６ｃの直径よりやや大
きくなっており、偏心軸５は枢動ピン４ｂを中心として
僅かに回転することができる。
せを示している。主軸４と偏心軸５及び主バランスウェ
イト９は別体で構成されている。主軸４の上部には枢動
ピン４ｂとストッパ孔４ｂが設けられている。主軸４に
は、まず、主バランスウェイト９が組み合わせられる。 主バランスウェイト９には幅が枢動ピン４ｂと隙間無く
はめ合わされる寸法で、長さはこれより少し長い長孔９
ｂと、係合孔９ｃとが設けられている。組み付けは長孔
９ｂを枢動ピン４ｂに通して行なわれる。次に、偏心軸
５が組み付けられる。偏心軸５には被枢動孔５ｂが設け
られ、基底部５ａには主バランスウェイト係合ピン６ｃ
が下向きに設けられている。被枢動孔は枢動ピン４ｂに
、係合ピン６ｃは係合孔９ｃにそれぞれはめ合わされる
。係合ピン６ｃはさらにストッパ孔４ｃに挿入される。 ストッパ孔４ｃの直径は係合ピン６ｃの直径よりやや大
きくなっており、偏心軸５は枢動ピン４ｂを中心として
僅かに回転することができる。
【００１６】図４により平面図上の各部の位置関係及び
力の作用について説明する。方向については便宜上、図
に示したように、ｘ，ｙにそれぞれ符号を付けて定義す
る。Ｏｃ は主軸４の中心である。Ｏｓ は偏心軸５の
中心であり、Ｏｃ から旋回半径の距離にある。今、主
軸４は時計方向に回転するものとする。枢動ピン４ｂ及
び被枢動孔５ｂは、Ｏｓ に対して＋ｘ方向にＬｓｘ，
＋ｙ方向にＬｓｙの位置にある。
力の作用について説明する。方向については便宜上、図
に示したように、ｘ，ｙにそれぞれ符号を付けて定義す
る。Ｏｃ は主軸４の中心である。Ｏｓ は偏心軸５の
中心であり、Ｏｃ から旋回半径の距離にある。今、主
軸４は時計方向に回転するものとする。枢動ピン４ｂ及
び被枢動孔５ｂは、Ｏｓ に対して＋ｘ方向にＬｓｘ，
＋ｙ方向にＬｓｙの位置にある。
【００１７】Ｏｂは主バランスウェイト係合ピン５ｃ及
び係合孔４ｃの中心である。ＯｂはＯｃ及びＯｓ から
＋ｘ方向にＬｂｘの位置にある。また、ＯｂはＯｓより
も−ｙの方向にある。
び係合孔４ｃの中心である。ＯｂはＯｃ及びＯｓ から
＋ｘ方向にＬｂｘの位置にある。また、ＯｂはＯｓより
も−ｙの方向にある。
【００１８】旋回スクロールの遠心力ＦｃはＯｓに対し
、＋ｙの方向に作用する。ガス圧縮荷重は、旋回軌道接
線方向荷重Ｆｇｔと半径方向荷重Ｆｇｒに分割して考え
ると、図のように作用する。主バランスウエイト９の重
心はＯｓとＯｃを通る直線上にあるが、長穴９ｂは枢動
ピン４ｂからｘ方向にのみ拘束され、ｙ方向には拘束さ
れないので、主バランスウエイト９の遠心力ＦｂはＯｂ
に対して−ｙ方向に作用する。ここで、ＬｓｘとＬｂｘ
を次のように設定する。
、＋ｙの方向に作用する。ガス圧縮荷重は、旋回軌道接
線方向荷重Ｆｇｔと半径方向荷重Ｆｇｒに分割して考え
ると、図のように作用する。主バランスウエイト９の重
心はＯｓとＯｃを通る直線上にあるが、長穴９ｂは枢動
ピン４ｂからｘ方向にのみ拘束され、ｙ方向には拘束さ
れないので、主バランスウエイト９の遠心力ＦｂはＯｂ
に対して−ｙ方向に作用する。ここで、ＬｓｘとＬｂｘ
を次のように設定する。
【００１９】
【数４】
Ｌｂｘ／Ｌ
ｓｘ＝Ｆｃ／Ｆｂ
（４）Ｏｄ を中心とする遠心力の
モーメントは、時計回りを正として次のようになる。
ｓｘ＝Ｆｃ／Ｆｂ
（４）Ｏｄ を中心とする遠心力の
モーメントは、時計回りを正として次のようになる。
【００２０】１）旋回スクロール＋偏心軸の遠心力によ
るモーメントＭｃは
るモーメントＭｃは
【００２１】
【数５】
Ｍｃ＝Ｆｃ
×Ｌｓｘ
（５）２）主バランスウエイト
の遠心力によるモーメントＭｂは
×Ｌｓｘ
（５）２）主バランスウエイト
の遠心力によるモーメントＭｂは
【００２２】
【数６】
Ｍｂ＝−Ｆ
ｂ×Ｌｂｘ
（６）式（４）の関係からＭｃ＋
Ｍｂ＝０となり、偏心軸に作用する遠心力による荷重は
釣り合うことになる。
ｂ×Ｌｂｘ
（６）式（４）の関係からＭｃ＋
Ｍｂ＝０となり、偏心軸に作用する遠心力による荷重は
釣り合うことになる。
【００２３】旋回スクロールの質量をｍｓ、旋回半径を
ε、バランスウェイトの質量をｍｂ、重心半径をｅとす
ると、Ｆｃ及びＦｂは次式で表される。
ε、バランスウェイトの質量をｍｂ、重心半径をｅとす
ると、Ｆｃ及びＦｂは次式で表される。
【００２４】
【数７】
Ｆｃ＝ｍｓ
×ε
（７）
×ε
（７）
【００２５】
【数８】
Ｆｂ＝ｍｂ
×ｅ
（８）よって、式（４）は次の
ように表すことができる。
×ｅ
（８）よって、式（４）は次の
ように表すことができる。
【００２６】
【数９】
Ｌｂｘ／Ｌ
ｓｘ＝ｍｓ×ε／（ｍｂ×ｅ）
（９）一方、ガス圧縮荷重によるモーメント
の関係は次のようになる。
ｓｘ＝ｍｓ×ε／（ｍｂ×ｅ）
（９）一方、ガス圧縮荷重によるモーメント
の関係は次のようになる。
【００２７】１）接線方向荷重Ｆｇｔによるモーメント
Ｍｇｔ
Ｍｇｔ
【００２８】
【数１０】
Ｍｇｔ＝Ｆ
ｇｔ×Ｌｓｙ
（１０） ２）半径方向荷重ＦｇｒによるモーメントＭｇｒ
ｇｔ×Ｌｓｙ
（１０） ２）半径方向荷重ＦｇｒによるモーメントＭｇｒ
【００
２９】
２９】
【数１１】
Ｍｇｒ＝−
Ｆｇｒ×Ｌｓｘ
（１１）Ｍｇｔ＋Ｍｇｒが正になるよ
うにすると、偏心軸５は偏心量が大きくなる方向に力を
受ける。ストッパ孔４ｃの直径と係合ピン５ｃの直径の
差を適度に設定すると、図１に示した旋回スクロールラ
ップ３ａは固定スクロールラップ２ａに押しつけられ、
隙間が０になる。この条件を式で表すと式（１０），（
１１）から次のように表すことができる。
Ｆｇｒ×Ｌｓｘ
（１１）Ｍｇｔ＋Ｍｇｒが正になるよ
うにすると、偏心軸５は偏心量が大きくなる方向に力を
受ける。ストッパ孔４ｃの直径と係合ピン５ｃの直径の
差を適度に設定すると、図１に示した旋回スクロールラ
ップ３ａは固定スクロールラップ２ａに押しつけられ、
隙間が０になる。この条件を式で表すと式（１０），（
１１）から次のように表すことができる。
【００３０】
【数１２】
Ｆｇｔ×Ｌ
ｓｙ−Ｆｇｒ×Ｌｓｘ＞０
（１２）式（１２）を変形すると次のように
なる。
ｓｙ−Ｆｇｒ×Ｌｓｘ＞０
（１２）式（１２）を変形すると次のように
なる。
【００３１】
【数１３】
１＞Ｌｓｙ
／Ｌｓｘ＞Ｆｇｒ／Ｆｇｔ
（１３）Ｍｇｔ＋Ｍｇｒが圧縮機に必要な全
運転範囲において、負にならない範囲でなるべく小さく
なるようにＬｓｘ及びＬｓｙを設定すると、ラップの押
しつけ力は小さく、かつ隙間を０にすることができる。 通常、ＦｇｒはＦｇｔより小さいので、Ｆｇｒ／Ｆｇｔ
＜１であり、適正なＬｓｘとＬｓｙの関係を次のように
表すことができる。
／Ｌｓｘ＞Ｆｇｒ／Ｆｇｔ
（１３）Ｍｇｔ＋Ｍｇｒが圧縮機に必要な全
運転範囲において、負にならない範囲でなるべく小さく
なるようにＬｓｘ及びＬｓｙを設定すると、ラップの押
しつけ力は小さく、かつ隙間を０にすることができる。 通常、ＦｇｒはＦｇｔより小さいので、Ｆｇｒ／Ｆｇｔ
＜１であり、適正なＬｓｘとＬｓｙの関係を次のように
表すことができる。
【００３２】
【数１４】
Ｌｓｙ／Ｌ
ｓｘ＞Ｆｇｒ／Ｆｇｔ
（１４）したがって、適正な枢動ピン４
ｂ及び被枢動孔５ｂの位置を、運転範囲の中で、吐出圧
力と吸入圧力の差圧が最も大きい条件で、Ｌｓｘ及びＬ
ｓｙが式（１９）を満たす適切な位置に設定すればよい
。
ｓｘ＞Ｆｇｒ／Ｆｇｔ
（１４）したがって、適正な枢動ピン４
ｂ及び被枢動孔５ｂの位置を、運転範囲の中で、吐出圧
力と吸入圧力の差圧が最も大きい条件で、Ｌｓｘ及びＬ
ｓｙが式（１９）を満たす適切な位置に設定すればよい
。
【００３３】次に、本発明の第二の実施例を図５及び図
６により説明する。
６により説明する。
【００３４】図５は第二の実施例の発明部分の部品組合
せを示している。主軸４と偏心軸５は別体で構成されて
いる。主軸４の上部には方形の駆動軸４ｄが設けられて
いる。主軸４には偏心軸５が組み付けられる。偏心軸５
には、駆動軸４ｄと幅が微小隙間ではめあわされ、これ
と直角方向には少し大きな隙間があくような、長方形の
被駆動孔５ｄが設けられ、基底部５ａには主バランスウ
ェイト主部９Ａの装着孔９Ａａがやきばめなどによって
とりつけられる。また主バランスウェイト副部９Ｂが同
様な方法で駆動軸４ｄの下にとりつけられる。
せを示している。主軸４と偏心軸５は別体で構成されて
いる。主軸４の上部には方形の駆動軸４ｄが設けられて
いる。主軸４には偏心軸５が組み付けられる。偏心軸５
には、駆動軸４ｄと幅が微小隙間ではめあわされ、これ
と直角方向には少し大きな隙間があくような、長方形の
被駆動孔５ｄが設けられ、基底部５ａには主バランスウ
ェイト主部９Ａの装着孔９Ａａがやきばめなどによって
とりつけられる。また主バランスウェイト副部９Ｂが同
様な方法で駆動軸４ｄの下にとりつけられる。
【００３５】図６により平面図上の各部の位置関係及び
力の作用について説明する。方向についてはここでも便
宜上、図に示したようにように、ｘ，ｙにそれぞれ符号
を付けて定義する。Ｏｃ は主軸４の中心である。Ｏｓ
は偏心軸５の中心であり、Ｏｃから旋回半径の距離に
ある。今、主軸４は時計方向に回転するものとする。駆
動軸４ｄ及び被駆動孔５ｄのスライド面はｙ軸に対して
少し傾いて設定されている。偏心軸５はスライド面の方
向に駆動軸４ｄと被駆動孔５ｄの隙間の分だけ移動可能
である。
力の作用について説明する。方向についてはここでも便
宜上、図に示したようにように、ｘ，ｙにそれぞれ符号
を付けて定義する。Ｏｃ は主軸４の中心である。Ｏｓ
は偏心軸５の中心であり、Ｏｃから旋回半径の距離に
ある。今、主軸４は時計方向に回転するものとする。駆
動軸４ｄ及び被駆動孔５ｄのスライド面はｙ軸に対して
少し傾いて設定されている。偏心軸５はスライド面の方
向に駆動軸４ｄと被駆動孔５ｄの隙間の分だけ移動可能
である。
【００３６】旋回スクロールの遠心力ＦｃはＯｓに対し
、＋ｙの方向に作用する。ガス圧縮荷重は、旋回軌道接
線方向荷重Ｆｇｔと半径方向荷重Ｆｇｒである。主バラ
ンスウエイト主部９Ａの遠心力Ｆｂ１ は、偏心軸５に
−ｙ方向に作用する。主バランスウェイト副部の遠心力
Ｆｂ２は、主軸４に−ｙ方向に作用する。Ｆｂ１とＦｂ
２及び式（１）の上ｂとの関係を次のように設定する。
、＋ｙの方向に作用する。ガス圧縮荷重は、旋回軌道接
線方向荷重Ｆｇｔと半径方向荷重Ｆｇｒである。主バラ
ンスウエイト主部９Ａの遠心力Ｆｂ１ は、偏心軸５に
−ｙ方向に作用する。主バランスウェイト副部の遠心力
Ｆｂ２は、主軸４に−ｙ方向に作用する。Ｆｂ１とＦｂ
２及び式（１）の上ｂとの関係を次のように設定する。
【００３７】
【数１５】
Ｆｂ１＋Ｆ
ｂ２＝Ｆｂ
（１５）また、偏心軸に作用する遠
心力が常に釣り合うように、Ｆｂ１を次のように設定す
る。
ｂ２＝Ｆｂ
（１５）また、偏心軸に作用する遠
心力が常に釣り合うように、Ｆｂ１を次のように設定す
る。
【００３８】
【数１６】
Ｆｂ１＝Ｆ
ｃ
（１６）図７は駆動軸４ｄと被
駆動孔５ｄのスライド面の傾きθと接線方向荷重Ｆｇｔ
の作用を示したものである。Ｆｇｔのｙ方向分力Ｆｇｔ
ｙは次のように表される。
ｃ
（１６）図７は駆動軸４ｄと被
駆動孔５ｄのスライド面の傾きθと接線方向荷重Ｆｇｔ
の作用を示したものである。Ｆｇｔのｙ方向分力Ｆｇｔ
ｙは次のように表される。
【００３９】
【数１７】
Ｆｇｔｙ＝
Ｆｇｔ×ｔａｎθ
（１７）Ｆｇｔｙ がＦｇｒより僅かに大
きくなるようにθを設定すると、図１に示した旋回スク
ロールラップ３ａは固定スクロールラップ２ａに小さい
力で押しつけられ、隙間が０になる。また、Ｆｇｒは通
常Ｆｇｔより小さいので、Ｆｇｔｙ はＦｇｔを超える
必要は無い。以上の関係を式で表すと、
Ｆｇｔ×ｔａｎθ
（１７）Ｆｇｔｙ がＦｇｒより僅かに大
きくなるようにθを設定すると、図１に示した旋回スク
ロールラップ３ａは固定スクロールラップ２ａに小さい
力で押しつけられ、隙間が０になる。また、Ｆｇｒは通
常Ｆｇｔより小さいので、Ｆｇｔｙ はＦｇｔを超える
必要は無い。以上の関係を式で表すと、
【００４０】
【数１８】
Ｆｇｔ＞Ｆ
ｇｔｙ＞Ｆｇｒ
（１８）式（１７）を代入すると式
（１８）は、
ｇｔｙ＞Ｆｇｒ
（１８）式（１７）を代入すると式
（１８）は、
【００４１】
【数１９】
Ｆｇｔ＞Ｆ
ｇｔ×ｔａｎθ＞Ｆｇｒ
（１９）式（１９）を変形すると、
ｇｔ×ｔａｎθ＞Ｆｇｒ
（１９）式（１９）を変形すると、
【００４２】
【数２０】
１＞ｔａｎ
θ＞Ｆｇｒ／Ｆｇｔ
（２０）したがって、適正なスライド面の傾き
角θを、運転範囲の中で、吐出圧力と吸入圧力の差圧が
最も大きい条件において、式（２０）を満たす適切な値
に設定すればよい。
θ＞Ｆｇｒ／Ｆｇｔ
（２０）したがって、適正なスライド面の傾き
角θを、運転範囲の中で、吐出圧力と吸入圧力の差圧が
最も大きい条件において、式（２０）を満たす適切な値
に設定すればよい。
【００４３】次に、本発明の第三の実施例を図８に示す
。本実施例では、駆動機構を第一の実施例と同様の構造
にし、バランスウェイトを第二の実施例と同様の構造に
してある。本実施例では、式（１４）を満たすように枢
動ピンおよび被枢動孔の位置を設定し、式（１５）及び
（１６）を満たすように主バランスウェイトを設計する
ことによって同じ効果が得られることは明らかである。
。本実施例では、駆動機構を第一の実施例と同様の構造
にし、バランスウェイトを第二の実施例と同様の構造に
してある。本実施例では、式（１４）を満たすように枢
動ピンおよび被枢動孔の位置を設定し、式（１５）及び
（１６）を満たすように主バランスウェイトを設計する
ことによって同じ効果が得られることは明らかである。
【００４４】
【発明の効果】本発明によれば、旋回スクロール及び偏
心軸の遠心力を常にバランスさせた上で、圧力条件が一
定であれば回転数によらずほぼ一定になるガス圧縮荷重
を利用して偏心軸に半径方向の力を作用させ、旋回スク
ロールラップを小さな力で固定スクロールラップに押し
つけるようにしたので、高速運転のときにラップの接触
荷重が増大することが無く、また、低速運転のときにも
押しつけ荷重が確保されているのでラップ間に隙間が生
じることが無く、もれを生じない。したがって、幅広い
可変速範囲で機械損失やもれ損失が小さく、高効率のス
クロール圧縮機を実現することができる。また、ラップ
間の押しつけ荷重が常に適正になるので、振動や騒音が
少なく、ラップの摩耗も少なくなり、静かで信頼性の高
いスクロール圧縮機を提供することができる。
心軸の遠心力を常にバランスさせた上で、圧力条件が一
定であれば回転数によらずほぼ一定になるガス圧縮荷重
を利用して偏心軸に半径方向の力を作用させ、旋回スク
ロールラップを小さな力で固定スクロールラップに押し
つけるようにしたので、高速運転のときにラップの接触
荷重が増大することが無く、また、低速運転のときにも
押しつけ荷重が確保されているのでラップ間に隙間が生
じることが無く、もれを生じない。したがって、幅広い
可変速範囲で機械損失やもれ損失が小さく、高効率のス
クロール圧縮機を実現することができる。また、ラップ
間の押しつけ荷重が常に適正になるので、振動や騒音が
少なく、ラップの摩耗も少なくなり、静かで信頼性の高
いスクロール圧縮機を提供することができる。
【図１】一般的スクロール圧縮機の構造を示す断面図。
【図２】旋回スクロールとバランスウェイトの遠心力の
関係を示す説明図。
関係を示す説明図。
【図３】本発明の第一の実施例を示す発明部分の斜視図
。
。
【図４】第一の実施例の荷重及び位置関係を示す平面図
。
。
【図５】本発明の第二の実施例を示す発明部分の斜視図
。
。
【図６】第二の実施例の荷重及び位置関係を示す平面図
。
。
【図７】第二の実施例のスライド面の傾き角と荷重の関
係を示す部分平面図。
係を示す部分平面図。
【図８】本発明の第三の実施例を示す発明部分の斜視図
。
。
３…旋回スクロール、４…主軸、５…偏心軸、９…主バ
ランスウェイト、１０…副バランスウェイト。
ランスウェイト、１０…副バランスウェイト。
Claims (1)
- 【請求項１】端板に渦巻状のラップを直立させた固定ス
クロール部材と、旋回スクロール部材を互いにラップを
向き合わせ、偏心させて組み合わせ、前記旋回スクロー
ル部材を自転することなく旋回運動させてガスを圧縮す
るようにしたスクロール圧縮機において、旋回スクロー
ルを駆動する偏心軸部は、主軸とは別体であり、前記主
軸の上部に設けた枢動ピンに前記偏心軸に設けた被枢動
孔が回転自在に係合し、前記枢動ピン及び被枢動孔の位
置は、前記偏心軸の中心を通る旋回軌道円接線より外周
側で、前記偏心軸の中心と前記主軸の中心を結ぶ平面よ
り回転方向に進んだ位置にあり、前記偏心軸の下部には
主バランスウェイトを係合して遠心力を作用させる係合
ピンを設け、前記係合ピン中心の位置は前記偏心軸の中
心と前記主軸の中心を通る平面より、前記枢動ピンの中
心側へずれていることを特徴とするスクロール圧縮機の
可変クランク機構。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP3088135A JP2897449B2 (ja) | 1991-04-19 | 1991-04-19 | スクロール圧縮機の可変クランク機構 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP3088135A JP2897449B2 (ja) | 1991-04-19 | 1991-04-19 | スクロール圧縮機の可変クランク機構 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH04321785A true JPH04321785A (ja) | 1992-11-11 |
| JP2897449B2 JP2897449B2 (ja) | 1999-05-31 |
Family
ID=13934488
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP3088135A Expired - Fee Related JP2897449B2 (ja) | 1991-04-19 | 1991-04-19 | スクロール圧縮機の可変クランク機構 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP2897449B2 (ja) |
Cited By (10)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US5547354A (en) * | 1993-12-02 | 1996-08-20 | Kabushiki Kaisha Toyoda Jidoshokki Seisakusho | Scroll compressor balancing |
| JP2008208717A (ja) * | 2007-02-23 | 2008-09-11 | Mitsubishi Heavy Ind Ltd | スクロール圧縮機 |
| CN103089651A (zh) * | 2012-11-14 | 2013-05-08 | 柳州易舟汽车空调有限公司 | 涡旋压缩机 |
| FR2985557A1 (fr) * | 2012-01-11 | 2013-07-12 | Valeo Japan Co Ltd | Excentrique balance comprenant une bague et un contrepoids bloques en rotation |
| JP2015068248A (ja) * | 2013-09-30 | 2015-04-13 | 株式会社日立産機システム | スクロール式流体機械 |
| CN112922808A (zh) * | 2021-03-05 | 2021-06-08 | 珠海格力节能环保制冷技术研究中心有限公司 | 一种用于压缩机的曲轴组件及具有其的压缩机 |
| CN114033692A (zh) * | 2021-11-23 | 2022-02-11 | 珠海格力电器股份有限公司 | 一种平衡块组及其设计方法、装置、存储介质及处理器 |
| CN116066358A (zh) * | 2023-01-11 | 2023-05-05 | 浙江吉利控股集团有限公司 | 一种电动压缩机、汽车空调系统及汽车 |
| WO2023161035A1 (de) * | 2022-02-28 | 2023-08-31 | OET GmbH | Ausgleichsmechanismus für eine verdrängermaschine |
| US11955367B2 (en) | 2020-09-15 | 2024-04-09 | Shibaura Mechatronics Corporation | Film formation apparatus |
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| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| DE102024200565A1 (de) * | 2024-01-22 | 2025-07-24 | Brose Fahrzeugteile SE & Co. Kommanditgesellschaft, Würzburg | Scrollmaschine |
-
1991
- 1991-04-19 JP JP3088135A patent/JP2897449B2/ja not_active Expired - Fee Related
Cited By (13)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US5547354A (en) * | 1993-12-02 | 1996-08-20 | Kabushiki Kaisha Toyoda Jidoshokki Seisakusho | Scroll compressor balancing |
| JP2008208717A (ja) * | 2007-02-23 | 2008-09-11 | Mitsubishi Heavy Ind Ltd | スクロール圧縮機 |
| FR2985557A1 (fr) * | 2012-01-11 | 2013-07-12 | Valeo Japan Co Ltd | Excentrique balance comprenant une bague et un contrepoids bloques en rotation |
| WO2013104980A1 (fr) * | 2012-01-11 | 2013-07-18 | Valeo Japan Co., Ltd. | Excentrique balancé comprenant une bague et un contrepoids bloqués en rotation |
| CN103089651A (zh) * | 2012-11-14 | 2013-05-08 | 柳州易舟汽车空调有限公司 | 涡旋压缩机 |
| JP2015068248A (ja) * | 2013-09-30 | 2015-04-13 | 株式会社日立産機システム | スクロール式流体機械 |
| US11955367B2 (en) | 2020-09-15 | 2024-04-09 | Shibaura Mechatronics Corporation | Film formation apparatus |
| CN112922808A (zh) * | 2021-03-05 | 2021-06-08 | 珠海格力节能环保制冷技术研究中心有限公司 | 一种用于压缩机的曲轴组件及具有其的压缩机 |
| CN112922808B (zh) * | 2021-03-05 | 2023-12-29 | 珠海格力节能环保制冷技术研究中心有限公司 | 一种用于压缩机的曲轴组件及具有其的压缩机 |
| CN114033692A (zh) * | 2021-11-23 | 2022-02-11 | 珠海格力电器股份有限公司 | 一种平衡块组及其设计方法、装置、存储介质及处理器 |
| WO2023161035A1 (de) * | 2022-02-28 | 2023-08-31 | OET GmbH | Ausgleichsmechanismus für eine verdrängermaschine |
| US12510079B2 (en) | 2022-02-28 | 2025-12-30 | OET GmbH | Compensation mechanism for a displacement machine |
| CN116066358A (zh) * | 2023-01-11 | 2023-05-05 | 浙江吉利控股集团有限公司 | 一种电动压缩机、汽车空调系统及汽车 |
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| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JP2897449B2 (ja) | 1999-05-31 |
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