JPS6085285A - スクロ−ル流体機械 - Google Patents

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。

Description

【発明の詳細な説明】 く発明の利用分野〉 この発明は、冷凍空調用、冷蔵庫用等の冷媒圧縮機、或
いは、空気圧縮機として用いられる給油式スクロール流
体機械に関りる発明であり、特に、固定スクロールと旋
回スクロールのラップ側面間に間隙が形成されるように
したスクロール流体機械に係る発明である。

〈発明の背景〉 従来から用いられている、例えば、冷凍空調用の給油式
スクロール流体礪械についてその基本的構成、及び、作
用を第１〜８図により略説′りる。

尚、各図に於で作動ガスの流れ方向は実線矢印で示す。

即ら、第１図に示す様に密閉形のスフ１ニ１ール圧縮要
素部を本体の上部に、電動機部を本体の下部に配した縦
形の圧縮機の構造態様にＪ３いて、該圧縮ｔＩ１の基本
的構成は圧縮要素を成り固定スクロール２と、該旋回ス
クロール３　（両者のラップ２′、３′　はモデル化の
ため少くして示してある。）の両スクロールと、該旋回
スフ１二１−ル３の自転防止部材４、及び、該旋回スク
ロール３と係合りる上部からクランク軸５′を右りるＩ
ＩＩｌｌｌ５、ぞして該主軸５を支える三個の軸受部、
即ら、旋回スフＬ】一ル３のクランク軸５′の軸受６ど
主軸受７、及び、その下部の補助軸受８と該主軸受１、
補助軸受８、及び、上記固定スフ１」一ル２を固定づる
静止部材９（以後「フレーム」と称１）、そして下部に
設けた電動Ｉ！１１０などから構成され密閉ハウジング
１１の内部に収納され”（いる。

尚、第１図態様は、密閉ハウジング１１内が吐出圧力《
高圧側圧力）の雰囲気にある高圧チャンバ方式の態様で
あるが、スクロールラップの形状はインボリュート、或
いは、これと近似な曲線をなす。

而して、冷媒ガスの流れに従って、上記圧縮機１０作用
を説明すると（油滑油の流れについては省略する。）、
低温低圧の冷媒ガスは、前述実線に示す様に吸入管１２
から導入され、固定スクロール２内の吸入室１３に至り
、圧縮要素部に至った冷媒ガスは第２図に示す様に旋回
スクロール３の自転を防止された公転運動により、両ス
クＯ−ル２、３で形成される密閉空間１４、１５が両ス
クロール２、３のラップ２′、３′により漸次縮少し、
スクロール中央部に移動１るとともに、冷媒ガスは圧力
を高められて中央の吐出孔１６より吐出され、吐出され
た高温高圧の冷媒ガスは、上記密閉ハウジング１１内の
上部空間１７及び、固定スクロール２、フレーム９と該
密閉ハウジング１１間の通路１８を介し電動１ｉｏまわ
りの空間１９を満たし、吐出管２０を介し高圧の吐出圧
力Ｐｂで外部へ導出される。

他方、旋回スクロール３の背面とフレーム９で囲繞され
た空間の背圧室２１には旋回、固定の両スクロール２、
３で形成される複数の密閉空間内のガス圧による旋回ス
クロール３を下方に押し下げようとする離反力となるス
ラス１へ方向のガス力に対抗するため吸入圧力（低圧側
圧力）ど吐出ｌｆ力の中間の圧ノ］Ｐｍが作用Ｊる。

而して、該中間圧力ＰＩｌｌの設定は１４間昭５３−１
１９４１２号公報や特開昭５５−３７５２０号公報等に
て開示されているＪ；うに旋回スフＬ１−ル３の鏡板２
２に細孔２３、２３を設りこの粗孔２３、２３を介して
圧縮途中のスクロール内部のガスを上記背圧室２１に導
き、旋回スクロール３の背面にガス力を作用させて行う
。

ところで、第３図と第４図はスクロール圧縮機１の圧縮
作動室間１５の冷媒ガスの内部漏れ部及び漏れ方向を示
すものであるが、漏れ部となる隙間はラップ２′、３′
のラップ先端とこれと対抗するラップ歯底面との軸方向
隙間δσによるものと、ラップ２′、３′側面のｔ’４
１ｊ向隙間δ、にょるものがある。

而して、該第３図ど第４図に示づ様に該径方向隙間δ１
が第３図ではδｒｌ　、δｒ２、δ１３で他方の第４図
では同様にδ、１、δ、２、δｒ３、δｒ４で形成され
て示されている。

これらの図示態様での径ｌｊ向隙間δｒ１、δ。

２・・・δ１４は旋回スクロール３が理想的な状態で旋
回運動をしＣいる場合のものであり、理想的な状態の旋
回運動においては旋回スクロール３が並進運動するだ番
ノで、俊速りるような旋回スクロールが３からある角度
で傾き、イの結果、該旋回スフ［１−ル３が軸方向に変
位を伴うといった挙動を示さない。

そして、スクロール２．３が理論値に従う設計通りに正
確に加工成形されている限り、旋回スクロール３は理論
上の旋回半径εｔｈで公転可能となり、この理想的旋回
運動を成す。

しかし、実効上は加工誤差を考慮して主軸５の偏心され
たクランク軸５′の偏心ｍを理論旋回半径をεｔｋより
主軸オフセラ１−屯ΔεだｔＪ小さい旋回半径εに設定
して運転される。

以上の／ε、εｔｌ、、εの３者は、次式の関係となる
。

Δε＝εｔｈ−ε　・・・・・・・・・・・・・旧・・
・・・・・・・・・（１）ここで、 Δε　：主軸オフセラ１〜屯 ε仁ｈ　：理論旋回半径 ε　：偏心クランク軸５′の偏心量 （旋回半径） しかしながら、実際には、ラップ２’、３’の側面の加
工誤差により、それぞれの位相で異なった径方向隙間δ
、が形成されることになる。

第５図にスクロール２．３のラップ２’、３’の各位相
によるδ１の変化例を承り。

尚、横軸のスクロールラップ巻き商人はインボリュート
の伸開角を意味する。

該図に於て上側の斜線をひいた部分は固定スクロール２
のラップ２′の側表面（例えば、ラップの内側表面）を
示し、下側は旋回スクロール３のラップ３′の側表面、
即ち、固定スクロール２のラップ２′の内側表面と対向
するラップ３′の外側表面を示す。

又、図中ΔＳ１は固定スクロール２のラップ２′部側の
表面の加工誤差であるラップ部の径方向の歯形精度を示
し、他方ΔＳ２は旋回スクロール３のラップ３′部の側
表面の加工誤差であるラップ部の径方向の歯形精度を示
Ｊ−１゜ 而して、該第５図のΔＳ１とΔＳ２の間の隙間について
は旋回スクロール３が理想的な状態の旋回運動している
時の両スクロールラップ２′、３′間の径方向隙間δ、
どなる。

したがって、第５図から旋回スクロール３が理想的な状
態で旋回運動をしている時の両スクロール２．３に於け
るラップ２’、３’　間の径方向隙間δ、は、概ね次式
で与えられることになる。

δ１−Δε±ΔＳ１±ΔＳ２　・・・・・・・・・・・
・（２）。

その隙間の状態を第５図に於てはδｒ５、δｒ６．６．
７でもって表示されている。

ところで、先述した如く、両スクロール２．３で形成す
る複数個の密閏空間の１に縮室１５にはスクロール内部
のガス圧に起因するガス力が発生し、主として旋回スク
ロール３を固定スクロール２から下方向に離そうとする
軸り向ノ）Ｆａと主軸５の逆向き回転方向に作用する径
方向力Ｆ　ｔとがある。

又、駆動側の偏心クランク軸５′には前記径方向ガス力
Ｆｔと釣合う力１＜が該Ｆｔの作用方向と反対方向に作
用する。

一方、旋回スクロール３の鏡板２２背面には背圧室２１
の前記中間圧力Ｐｉに起因する背圧力ドらが作用する。

そして、径方向力Ｆ　ｔとこれに釣合う駆動力（くの両
者の着力点の相違による偶力の七−メントＭＯが旋回ス
クロール３に作用覆る。。

該モーメントＭｏは次式で示される。

Ｍｏ＝ＦｔＸｌｓ　・・・・・・・・・・・・・・・・
・・・・・・・・（３）ここで、ｌｓ　：ガスカＦｔの
着力広＜と駆動力［＜の着力点との距離 ところＣ１旋回スクロール３には、運転状態が過渡時、
或いは、定常時にｊ３いても該モーメントＭｏが作用し
、該モーメントＭＯは旋回スクロール３を成る角θｍで
傾斜さぼよう、転覆させようとする作用がある。

そして、第６図に示１様に旋回スクロール３が軸方向で
破線から実線の状態に径方向変位ｆＩ　Ａ　ｒｍで傾斜
づると、例えば、旋回スクロール３がθ員の角度で傾斜
した場合、該傾斜に伴ない、該旋回スクロール３のラッ
プ３′部の先端部は、固定スクロール２のラップ２′部
の方向に近接し、上記傾き角度Ｏ１が大きくなリリぎる
と、その結果、両スクロール２．３のラップ２’、３’
部は接触する恐れが生じる。

第６図に、旋回スフ【−１−ル３が軸方向に変位し、そ
の結果、該旋回スクロール３が成る角度θＩＩ＋で傾斜
し、スクロールラップ２’、３’　が接触した状態を示
１゜ この結果、旋回スフ【」−ル３が成る角度θ１１１１で
傾斜すると、該旋回スクロール３の鏡板２２部Ｉま軸方
向にＷ、の変位量で変位りると共に、径方向にもラップ
部３′が固定スフ［」−ル２のラップ部２′に近接し、
両者のラップ側面が接触覆る。

又、第７図に示す態様は旋回スフ「ｌ−ル３か」ニ記第
６図に示した態様の揚含まり史に大きな傾斜角θ訊２で
傾斜し、（θｍ＋＜θ１Ｒ２）その結果、旋回スクロー
ル３の鏡板２２の背面が、これと対向するフレーム９の
台座部に接触り−るのみならず、固定スクロール２、旋
回スフ１ｉｔ−ル３の両ラップ２’、３’の側表面同志
が更に強く接触覆ること　−になる。

このような旋回スクロール３の挙動は前述したように定
常運転（吐出圧力Ｐｂと吸入圧力１つ、の比である江力
比πが高くなる８月力比、例えば、π−５〜１０の運転
範囲も含まれる３、）に、１３いて児受番ノられる。

そして、該第８図に示′？＃態様の旋回スクロール３の
挙動は、スクロール圧縮機１の起動直接、或いは、作動
流体である冷媒が液冷媒となって吸入室１３に流入する
状態、即ち、液戻り運転（侃り圧縮状態）においても見
られる。

而して、該第８図に示１態様において（ま旋回スクロー
ル３の鏡板２２が軸り向に該鏡板２２の背面とフレーム
台座部９′の上面との間の背面ギャップδｈ一杯まで変
位し、この状態の時、鏡板外周部の軸方向変位Ｗｍと該
背面ギャップδｈと（よＷ＋ｎ−δｈの関係となり、当
然のことながら、第８図の状態の時、両スクＵ−ル２．
３のラップ２′　、３′部同志の径方向の接触（当り）
が最も強くなる。

上述第７図、第８図に示１従″Ａ（技術による態様にお
いて、旋回スクロール３の傾斜に伴う該ラップ２″、３
′　の径り面移動ｍ（径方向変位量）Ａｒイ、、ａｒ、
２は次式で与えられる。

Δｒ１１１＝ｈ＋ｎ’θ県。

＝１１．・ＷＩｌｌ／　Ｄ　ｍ　・・・・・・・・・・
・・（４）Ｊｒｍ２＝１１ｍ　°θｌ１１２ ＝　ｈ　ｍ　・δｈ／Ｄｍ　・・・・・・・・・・・・
（５）ここで、 ｈ虱ニスクロールラップ高さ Ｄｍ：旋回スクロール３の鏡板部２２の外径このように
、スクロール圧縮機１の運転状態においでは、スクロー
ルラップ２′、３′間の径Ｉｊ向隙間δ、は、前記した
（２）式でもつＣ評価ひきないことが分る。

即ち、実効運転状態においてｉよ、上記（４〉（５）式
の旋回スクロール３の傾斜に１゛１′うラップ２’　、
３’　部の径方向移動用（伊方向変位量）／ｒＷｌを含
めてラップ２’　、３’　間の径方向隙間（最小隙間）
ａｒ１を評価りる必做がある。

該径方向隙間δｒ１は概ね次式で〜えられる。

δ、１Ｒ＝ａ６±Ｊ３１　±Ａ　３２−　Ａ　ｒ　ｍ・
・・・・・・・・・・・・・・　（６）ここで、Δｒ１
１　：旋回スフ１−１−ル３の傾斜に伴うラップ２′、
３′　部の径ｌｊ向移動１ｎ（径方向変位量） 第７図と第８図の従来態様−ｃ　Ｉよ、上記（６）式に
おけるδ、が δ１□＝　０　・・・・・・・・・・・・・・・・・・
・・・・・・・・・・・・・・・（７）もしくは、ラッ
プ側表面同志Ｃ強い接触（当り）のある場合は、 ６１ｍ〈０　・・・・・・・・・・・・・・・・・・・
・・・・・・・・・・・・・・（８）となっていること
が分る。

例えば、具体的に主軸Ａフセッ］・吊／ε＝４０μｍ、
背面ギャップδｋ　＝　ｉｏｏμｍ、鏡板外径Ｄ１−１
００ｍｍ、ラップ高さｈｌｌ−４０ＩＩＩＩｌｌにおい
て、（４）式は−ｒ　ｙ　２　？　４０μｍとなり、Δ
Ｓ＋＝ａＳ２＝０と理想的な歯形曲線の場合、（１０）
式はδ、ｍ＝０となる。

したがって、Ａ　Ｓ　＋　ど／Ｓ２を考慮Ｊると、δｒ
ｍ＜Ｏ（δ、〈０）という状態がありうる。

前記（６）式において、δｌ−ｍ〉０どし、ラップ２′
、３′間の接触を避けるため、主軸５のオフセラ＋−ｍ
　、ａεを、例えば、２ε−４０μ山から２ε−８０μ
ｍへと変更Ｊる等大きく設定づると、スクロール２．３
のラップ２’　、３’間の径方向隙間そのものが大きく
なるので、内部漏れの増加による久遠性能の低下という
問題は解決されない。

そこで、上述の如く第６図から第８図に於て示した様に
スクロール２．３のラップ２’　、３’部との側表面が
運転時において常に接触づるとなると、当該部分の機械
的摩擦損失が増加する欠点があり、その上圧縮機１の軸
動力が増加り−る不利点があり、又、旋回スクロール３
は軸方向に変位づるのでラップ２′、３′先端の軸方向
隙間も僅かではあるが増加し、該軸方向隙間の増加によ
る上述内部洩れの増加、ひいＣは吹込風Ｗに直接影響す
る体積効率の低下が生ずるとい゛う性能面Ｃの悪化の難
点がある。

そして、第８図に示した様に旋回スフ［」−ル３が大き
く傾き、その結果、ラップ部２’　、３’の側表面の当
りが強くなると、当該部分のラップ２′、３′部が破損
するという１１縮懇の信頼性の面での欠点があった。

更に、旋回スクロール３が傾斜りると、第７図、第８図
にも示した様に、偏心クランク軸５′と旋回軸受６とが
片当りの状態で接触し、当然この部分での摩擦損失の増
加、ひいては旋回スクロール３の傾斜各θｍに比例して
片当りの程度が強くなると該旋回軸受部６の焼付事故に
至るという不具合もあった。

〈発明の目的〉 この発明の目的は上述従来技術に基づくスフ１」−ル流
体［ｆｌの旋回スクロールと固定スクロールのスクロー
ルラップの問題点を解決１べき技術的課題とし、該スク
ロールラップの接触を避けながらも主軸Ａフセツｈ　ｍ
を現状に維持して性能向上が図れるようにし、１ネルギ
ー産業における流体利用分野に益する優れたスクロール
流体機械を提供せんとづるものである。

〈発明の概要〉 上述目的に沿い先述特許請求の範囲を要旨と−づるこの
発明の概要は、前述問題点を解決り−るために旋回スク
ロールが軸方向に傾いても該旋回スクロールの鏡板外周
部の背面ギャップδ１．がδ１．＜（Ｊε±、ａＳ＋　
±ＩＪ　Ｓ２　）　Ｄｍ　／　ｔｌｍ或いは、 δｈ＜Δε・Ｄｌｌ／［）ｖＡ の式条件を満足するように該背面ギャップを設定し、或
いは、この微小隙間である背面ギ【・ツブδｈを軸受隙
間どし、背面ギ１１ツブの無次元値δｈ傘が δｈ◆≦１．０ＸＩＯ−３ ここで、 δ　ｈ　中　＝　δ　ｈ／Ｄｉ の式条件を満足するように該背面ギＶツブを設定してス
クロールラップの側表面に間隙が富に存在してラップ相
互が接触しないＪ：うにし、又、主軸オフレット量を大
きくしなくとも、或いは、現状維持でもってもスクロー
ルラップ間の径ｌＪ向の接触（当り）を防止し、性能向
上ヤイを頼性向上を図る゛ようにし、前記背面ギレップ
δｈの大ぎさをラップの高さり、ｎ、鏡板外径り、など
の１法と関連させて設定するようにした技術的手段を講
じたものである。

〈実施例〉 次に、この発明の実施例を第９図以上の図面に基づいて
説明りれば以下の通りである。

尚、第１〜８図に示づ態様ど同一部分については同一符
号を用いて説明するｂのどづる。

第９図と第１０図にこの発明の基本的実施例が示され第
９図に示す実施例に於Ｃは、旋回スクロール３が背面ギ
ｔ７ツプδｈ一杯に軸方向に変位し、その時の鏡板部２
２の傾斜がθ議３であり、又、ラップ２′、３′間の径
方向隙間がδｒ　１０−δｒ　Ｉ＋〉０となっているこ
とを示している。

そして、第１０図に示す実施例に於ては第９図の具体的
な実施例であるが、この発明においては、両スクロール
２．３のラップ２’　、３’間の径方向隙間δ４．が、 δ、、＝ａε±Ａ　Ｓ　＋　±ΔＳ２−Δｒ、＞。

・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・（９）と
なるように、旋回スクロール３の鏡板２２外周部の背面
ギャップδ１１を１ δｈ　＜　（ａε−１−Ｊ３．＋ａＳ２）Ｄｍ　／ｌ１
ｍ・・・・・・・・・・・・・・・・・・（１０）ここ
で、 Δε　：主軸オフセット偵（＝εｔｈ−ε）ΔＳＩ　＝
固定スクロール２のラップ２′部の径方向の歯形精度 ΔＳ２　：旋回スクロール３のラップ３′部の径方向の
歯形精度 Ｄ＋ａ　：旋回スクロール３の鏡板２２部の外径［１飄
　ニスクロールラップ高さ と設定している。

又、固定スクロール２と旋回スフ［１−ル３のラップ２
′、３′部の歯形精度において、ΔＳ、−Δ５２−０　
・・・・・・・・・・・・・・・・・・（１１）の場合
、上記（９）（１０）式は次式の関係式となる。

δｒｌ＝Δε−−ｒ票＞　、０　・・・・・・・・・（
１２）δｈくΔε・Ｄ＋＊／Ｆ１ｍ　・・・・・・・・
・・・・（１３）したがって、上述第１０図に示Ｊ実施
例に於て旋回スクロール３の鏡板２２の傾き０１３はθ
箇３−δｈ／Ｄ＋＋　・・・・・・・・・・・・・・・
・・・（１４）で与えられることになる。

そこで、この発明を従来技術態様と比較覆るため具体的
な数値を用いて説明Ｊると、主軸オフセット量２ε＝４
０μ■と同程度どした場合、δｒ１１〉０とするため、
前記背面ギャップδｈをδｈ＝６０μｍと設定Ｊ゛る。

δｈ＝６０μ―の場合、前記（５）式はΔｒ猟＝４０Ｘ
　Ｏ，０６／　１００’−０，０２４となり、旋回スフ
１コール３のラップ３′部の径方向移動ｍは２４μｍと
なる。

そのため（１２）式の場合、 δ、１Ａ＝４０μｍ−２４μｍ＝１６μ。

となり、δ、膿＞０を満足りる。

よって、−第９図に示す様に、旋回スクロール３が傾斜
しても両スクロール２．３の径方向隙間はδｒ　１０　
Ｎ６．１１の如く保Ｉこれる。

又、旋回スクロール３がθ１３の角度で傾斜してｂ、旋
回軸受部６と主軸５の偏心クランク軸５′との隙間２４
を有し、この部分での片当りによる接触を防止している
。

そして、駆動力Ｒが作用づる荷重面となる該隙間２４に
は潤滑油膜が充分に介在することになる。

次に、第１１図から第１３図に示す実施例は旋回スクロ
ール３のラップ３′の＾さり、が変わった場合の具体的
設計例としての実施態様を示すものであるが、第１１図
と第１３図の実施例を比較すると、第１１図に示１旋回
スクロール３のラップ３′の高さはｈｌであり、第１３
図に示づ旋回スクロール３のラップ３′の＾さはり、’
＝２Ｘｈ、とされ、前者のラップ高さ［１糖の２倍の値
を採用している。

ここで、該第１３図の旋回スフ［Ｊ−ル３を用いて固定
スクロール２と旋回スクロール３のラップ２’　、３’
側表面同志が接触しないＪ：うに、前記背面ギャップδ
１．をめる。

この場合、第１２図に示１一様に直径をＤ１１ラップ３
′の厚さＬ量、フレーム９の台座部９′までの台座深さ
Ｈｔ’　として表示し、語搾条ｆ１については、前記第
１０図の実施例の態様と同様に覆る。

尚、この計算過程でも固定スフＬ１−ル２ど旋回スクロ
ール３のラップ２’、３’部の径方向歯形　−精度はＪ
Ｓ＋＝Δ５２−０とづる。

各寸法緒言は次の通りである。

Δε−４０μ箱 ［）、＝　１００ｍｍ ｈｌｌ　’　＝　２ｘ４０＝８０ｍｍ したがっ′Ｃ１式δｈ＜Δε・Ｏｓ／１１ｗ＋の式から δ　ｈ　＜　０．０４　Ｘ　１００／８０・°・　δ　
〈０．０５ＩＩＩＩｌｌ よって、前記背面ギトツブδｈを５０μｍより小さくす
る必要がある。

そこで、背面ギャップをδｈ−４０μｍと°す°る。

又、鏡板部２．２の厚さがＩ−１，ｓ　＝１０ｍｍの場
合、前記７Ｌ／−ム９の台座深さｌ−Ｉ　ｔ　’　４；
Ｌ　１」ｒ　’　＝　１０．０４ｍｍとなる。

第９図と第１３図の実施例についての試算結果から分る
ように、この発明においてはラップ高さり、背面ギャッ
プ量が高くなるほど、該背面ギヤツブδ易、をより小さ
くすることが特徴とされＣいる。

即ち、微小隙間である背面ギャップδｈを軸受隙間程度
としている。

尚、該背面ギャップδｈの無次元値としてδｈ１を次式
で定義する。

δｈ中＝δｈ／Ｄ飄　・・・・・・・・・・・・・・・
・・・（１５）又、この発明によれば、該背面ギャップ
δ１．の無次元値δｌ＋　”は δｈ◆≦　１．０ｘｌＯ−３・・・・・・・・・・・・
・・・・・・（１６）が妥当であると考えられる。゛ 前述第１０図に示す基本的実施例ではδｈ９−０．６ｘ
ｌＯ−３となり、又、第１３図に示１一実施例ではδｈ
串−０，４Ｘ　１０うとなる。

次に、第１４図を用いて背面ギｔ・ツブδｉ、の先記無
次元値δｈ◆と性能の関係について説明すると、これま
での説明から明らかのＪこうに背面ギャップδｈを大き
くすると、旋回スフＬ１−ル３のラップ３′部の径方向
移動ＪａｒＩｌｌが増加し、両スクロールラップ部２′
、３′の側表面同志が当たり易くなるので接触しないた
めに（よ前記（１）式に示した主軸オフセットω／εを
、１−記背面ギレップδｈの大きさに比例して大きくり
る必要がある。

ここで、前記第１０図の実施例にｉｌｊいて述べた各寸
法緒言を基準にして、性能と６１．◆との関係を示りど
概ね該第１４図に示す通りである。

Δδ１．傘＞　１，０ＸＩＯ’とすると、スクロールラ
ップ２’　、３’間の内部漏れが増加して体積効率は低
下するので、極力δ１．拳≦１．０Ｘ１０−３とする方
が望ましい。

尚、この発明のスクロール流体機械は空気用圧縮機、空
調機用圧縮機等を対象としているが、内部漏れの比較的
大ぎな空調機用圧縮機を対象とする場合には、前記背面
ギトツプδｈの無次元値δｈ串を更に小さくして、δｈ
欅≦　０，６ｘｌＯ−３とした方が実用上好ましい。

又、第１５図に示１実施例は、フレーム９の台座部９′
の外部にリング状の凹部２５を形成さゼ、該凹部２５を
潤滑用の油溜め部としての機能を持たせている態様であ
り、当該実施例においては上記背面ギャップδｈを軸受
隙間としているので、フレーム９の台座部９′、及び、
これと対向する旋回スクロール３の鏡板２２外周部の鏡
板２２背面に前記油溜めを機能を有する凹部２５を介し
て油を積極的に供給することが出来る。

又、第１６．１７図に示Ｊ実施例にＪ３いてフレーム９
の台座部を扇形状の台座９′どし、該台座９′が旋回ス
クロール３の移動にかかわらず常に重なり部を有するよ
うに複数個（第１６図の実施例では６箇所）環状に形成
しＣいる。

而して、該台座部９′の外部にはリング溝をなず凹部２
５を形成するとともに、該凹部２５は、放甲状の複数の
溝２６．２６・・・を介して、背１＋室２１と連通する
ようにされている。

該放射状の溝２６は、前記リング状の満である四部２５
と背圧室２１に対する給油用、或いは、排油用としての
機能する油の移動を容易とりる。

尚　９ＪＦはフレーム９の上面であり、２７はポル１〜
穴で固定スクロール２取付川である。

而して、第１８図は、この発明にＪ、るスフ１」−ル２
．３のラップ間２’　、３’　間の径方向隙間δｒｌの
変化を示１−ものであり、１１１１図に於て先）小従来
技術第５図に対応している。

ｚＳ２′は旋回スクロール３の挙動である軸り向変位Ｗ
議に伴なうラップ部３′の径方向移動ｍ、＜ｒ゛、（図
中の軸０２と軸０２′との距１！Ｉｔ）を考慮したとき
の旋回スクロール３の見かけ上の径方向精度であり、こ
の発明の径方向隙間δｒ１１を、δｒ１０、δｒ１１、
δｒ　＋２として表示しである。

そして、第１９図から第２１図に示す実施例は固定スク
ロール２側の表面に軟化層２８を溶着した態様であり、
第１９図に承り実施例においてスクロールラップ２″、
３′部に軟化層２８、或いは、なじみ層２８を被覆した
場合であっても、両スクロールラップ部２′、３′間に
径方向隙間δｒ　１３、δｒ　＋４を形成している。

又、第２０図に示り“実施例におい−では、旋回スクロ
ール３のラップ部３′の側表面が上記軟化層２８と接触
している態様が示されているが、当該実施例においては
ラップ２’　、３’　が接触しても、第２０図の実施例
にも承り様に、軟化層２８の部分で接触による凹部２８
’　、２８’が形成されるだ番ノで、固定スクロール２
の地肌の一般に軟化層となっているラップ２′部とは接
触していない。

上述第１９〜２１図に示Ｊ様なスクロールラップ２′、
３′部、もしくは、鏡板部２２の表面全体になじみのあ
る軟化層２８を被覆しくいる構造においで、第１９図に
示す様にラップ２’　、３’間の接触が問題となるのは
あくよ（゛も該硬化層２８（同志）の接触であるラップ
２′とラップ３′の径方向隙間δ、の有無である。

尚、スクロール２．３の表向に軟化層、或いは、なじみ
層２８を形成する構造は、特開昭５４−１５　−７３１
５号公報や、特開昭５７二４９００１号公報に開示され
て、詳細なｒｉ造、及び、効果等は公知である。

〈発明の効果〉 以上この発明によれば、スクロール流体機械に於て旋回
スクロールの背面ギトツブの設定ｍである軸方向の移動
量を制限−することにょっＣ１旋回スクロールの垂平方
向のＩＪｉきを抑え−（、ｈだ回スクロールラップの径
方向変位ｍｃある径方向移動Ｉｎをも制限されることが
出来、これににって固定、旋回ｍスフ【］−ルのラップ
間の径り向隙問が常に介在するように保たれ、該両ラッ
プの側表面の接触が阻止され、従来技術で問題となって
いたラップの破１ｑという事故は解消され、稼動に対り
る信頼性が向上し、耐久性が増すという優れた効果が奏
される。

又、旋回スクロールの鏡板部の傾斜角を可及的に小さく
づることによっＣ，旋回軸受部の片当りによる接触をな
く摩擦損失をなくし、焼（＝Ｊき事故を防止し、耐久性
を増し、動力費を低減させることが可能となる効果もあ
る。

更に、主軸のオフレゾ１−屯を人ぎくしなくても」：２
両ラップの接触を回避りることか出来るので、結果的に
軸方向間隙も増加Ｕず、内部漏れが無くなり、吸込風量
増加、体積効率の増加という性能面の向上が図れる優れ
た効果もある。

【図面の簡単な説明】

第１図は密封形スクロール圧ｗ３機の縦断面図、第２図
はスクロールの相対姿勢位置状態を示Ｊ横断面図、第３
図は旋回スクロールとフレームまわりの位＠関係を示す
縦断面図、第４図はスクロールラップ間隙説明断面図、
第５図はスクロールラップ間の径方向隙間と主軸オフレ
フ１〜場、及び、歯形精度との関係説明グラフ図、第６
図はスフ１」−ルラップの間隙変化説明縦断面図、第７
．８図はスクロールラップ間の径方向隙間δ、−（δ１
．−ＩＩＩ）の状態を示す縦断面図、第９図以下はこの
発明の詳細な説明図であり、第９図はスフロールラップ
間隙説明縦断面図、第１０図は固定スクロールと旋回ス
クロールの位置関係説明縦断面図、第１１図は旋回スク
ロールの縦断面図、第１２図は１−１１定スクロールと
フレームの縦断面図、第１３図は旋回スクロールの他の
実施例のＩ　ＦＪｉ面図、第１４図は無次元背面ギャッ
プと体積効率の関係グラフ図、第１５図は固定スクロー
ルとフレームどの他の位置関係説明縦断面図、第１６図
（まフレーム平面図、第１７図は第１５図相当他の実施
例の縦凹面図、第１８図は第５図相当グラフ図、第１９
．２０．２１図は固定スクロールの他の実施例の縦断面
図である。 １・・・スクロール流体機械、 ２・・・固定スクロール、 ３・・・旋回スクロール、２２．２２′　・・・鏡板、
２’　、３’　・・・ラップ、　５・・・軸、９・・・
フレーム、δｒＷｌ・・・間隙、δｈ・・・背面ギせツ
ブ、δｈ◆・・・無次元値第１図 第５図 スクロづレウ、ソアｆ’３ｆＱ入（Ｙ（Ｉｄ）第１８図

Claims (4)

【特許請求の範囲】
1. （１）固定スクロールにｈＩＣＩＣタスクロールクロー
   ル部材が各々鏡板と直立した渦巻状のラップをイｊして
   δ３り該両スクロール部材をＵいに各ラップを内側にし
   て渦巻状に巻装し旋回スクロールがその公転旋回軸に係
   合され、固定スクロール固定用フレームと固定スフし１
   −ルの鏡板どの間に、旋回スクロールの鏡板外周部を背
   面ギトツプを保って挟装したスクロール流体機械におい
   て、固定スクロール及び旋回スクロールの両ラップ間の
   径方向隙間が該旋回スクロールの軸方向傾斜状態でも常
   に該両スクロールのラップ側面間に接触り−ることがな
   い隙間に形成されＣいることを特徴とするスクロール流
   体機械。
2. （２）上記両スクロールラップ間の径方向隙間δｌ−職
   が、 δｒ　ｍ　−ａε±ΔＳ１±ΔＳ２−Δｒ、＞０或いは
   、 δ１ｍ−７８−Δｒｌｌｌ〉（） ここで、 ／ε　：主軸オフレフ１〜用 ／Ｓ１　：固定スクロールラッーノ゛部の径方向の歯形
   精度 ／Ｓ２　：旋回スクロールラップ部の径方向の歯形精度 ｚｒ、ｌｌ：旋回スクロールの傾きに伴うラップ部の径
   方向変位量 の式条件を満足づることを特徴とする特許の範囲第１項
   記載のスフし１−ル流体機械。
3. （３）上記両スクロールラッー１間の径方向隙間δｒｍ
   が上記式を満足するように、１１ζｉ記旋回スクロール
   の鏡板外周部の背面ギ一・ツ−／゛δ１。 δｈ〈（′Δε±ΔＳ１±１３　８　２）　Ｌ）　ｖ　
   ／　ｌ’ｌ　＋ｎ或いは、 δｈ＜Δε・Ｄ＋ａ／ｔｌ＠ ここで、 Ｄｌ：旋回スクロールの鏡板部の外径 １Ｉ１１＝スクロ一ルラツプ部のラップ高さの式、条件
   を満足することを特徴とする特許請求の範囲第２項記載
   のスフＩ」一ル流体機械。
4. （４）上記背面ギャップの無次元値δｈ　Ｉが６１、中
   ≦　１．ＯＸＩＯ−３ ここで、 δｈＩ＝δｈ／Ｄ＋＊ δｈ　：背面ギＶ７ツブ Ｄ量：旋回スクロールの鏡板部の外径 の式、条件を満足することを特徴と１゛る上記特許請求
   の範囲第１項乃至第３項記載のいづれかのスクロール流
   体機械。