JP2008144678A - スクロール圧縮機 - Google Patents

Abstract

【課題】揺動スクロールとスラスト軸受との摺動面の焼付や損傷を防止し、スクロール圧縮機の製品寿命まで信頼性を確保する。
【解決手段】台板１ａ，２ａに突設された渦巻突起１ｂ，２ｂを互いに偏心させて組合せ、圧縮室５を形成する固定スクロール１および揺動スクロール２と、電動機１０の回転駆動力を主軸６を介して揺動スクロール２に伝達する揺動軸６ａと、揺動スクロール２の台板２ａに対向して設置され、揺動スクロール２のスラスト荷重を支持するスラスト軸受１８とを備えたスクロール圧縮機において、スラスト軸受１８の揺動スクロール台板２ａに対向する面が、内周部に内側凹形状となる傾斜部１８ａを有し、外周部に揺動スクロール台板２ａとスラスト軸受１８との対向面が平行となる平面部１８ｂを有する構成とする。
【選択図】図４

Description

この発明は、冷凍空調機器に使用されるスクロール圧縮機に関するものである。

従来のスクロール圧縮機では、運転中において、固定スクロールおよび揺動スクロールの中心に向かうほど冷媒の圧力および温度が高くなり、圧縮された冷媒の荷重による圧力変形と熱変形とにより、揺動スクロールの台板は揺動スクロール台板を支持するスラスト軸受方向に中凸形状に歪む。したがって、揺動スクロール台板とスラスト軸受の内周側端部とが片あたり摺動を起こし、片あたり摺動部で異常摩耗が発生することや、焼付不具合が発生するという問題点があった。
この問題に対して、例えば、スラスト軸受の揺動スクロール台板を支持する面（揺動スクロール台板に対向するスラスト軸受の摺動面）、または揺動スクロール台板のスラスト軸受に支持される面（スラスト軸受に対向する揺動スクロール台板の摺動面）を半径方向に傾斜させ、摺動面の内周側が外周側に対し軸方向に微小寸法だけ凹む中凹形状に形成したスクロール圧縮機がある（例えば、特許文献１参照。）。

特開昭６２−１２６２０３号公報

このようなスクロール圧縮機にあっては、例えば、モータの回転速度が小さい条件で運転するときには、圧縮室内の冷媒が漏れることで、揺動スクロール台板に大きな圧力が作用せず変形が生じにくい。揺動スクロール台板が変形していない場合には、スラスト軸受または揺動スクロール台板の摺動面が傾斜していることで、摺動面の外周側の凸部分で片あたりが生じ、焼付が発生するという問題があった。

また、モータの回転速度が大きい条件で運転するときには、圧縮された冷媒の荷重による圧力変形と熱変形とにより揺動スクロール台板が歪んだとしても、スラスト軸受または揺動スクロール台板の摺動面が傾斜しているので、揺動スクロール台板の摺動面とスラスト軸受の摺動面とは面接触し、片あたり摺動を起こすことはない。しかしながら、揺動スクロール台板またはスラスト軸受の摺動面全体が半径方向に傾斜していると、揺動スクロールとスラスト軸受との間に介在する潤滑油にくさび効果が発生せず、十分な油膜の負荷容量が得られない可能性がある。ゆえに、摺動面で異常摩耗が発生し、焼付不具合に至ることが懸念される。

ところで、従来の冷媒を用いた圧縮機においては、冷媒中の塩素原子による塩化物保護膜により固体潤滑性が発せられ、上記のような従来構成のスラスト軸受と揺動スクロール台板との摺動面も耐摩耗性向上が期待されるが、冷媒のＨＦＣ（ハイドロフルオロカーボン）化、自然冷媒化が進められている近年では、ＨＦＣや自然冷媒には共に冷媒中に塩素原子が含まれていないため、固体潤滑効果を有する塩化物の保護膜が形成されず、摺動面の摩耗や焼付を防止することがさらに重要な課題となっている。
特に、自然冷媒の一つである二酸化炭素（ＣＯ₂）冷媒においては、ＨＦＣの中で最も高圧で作動するＲ４１０Ａ冷媒の約３倍の作動圧力となるため、摺動条件が厳しい。
したがって、ＣＯ₂冷媒のような作動圧力の高い冷媒を用いたスクロール圧縮機のスラスト軸受と揺動スクロール台板との摺動面においては、片あたりや無潤滑状態での摺動により、異常摩耗が発生し、焼付不具合に至ることが懸念されている。

この発明は、上記のような問題点を解決するためになされたものであり、揺動スクロールとスラスト軸受との摺動面の焼付や損傷を防止することを目的としている。

この発明に係るスクロール圧縮機は、スラスト軸受の揺動スクロール台板に対向する面が、内周部に内側凹形状となる傾斜部を有し、外周部に上記揺動スクロール台板と上記スラスト軸受との対向面が平行となる平面部を有するものである。

この発明によれば、冷媒圧縮時に揺動スクロールの台板が圧力変形および熱変形を起こし中凸形状に歪んでも、揺動スクロールとスラスト軸受との摺動面の焼付や損傷を防止することができる。

実施の形態１．
図１は本発明の実施の形態１によるスクロール圧縮機の全体構成を示す断面構成図である。同図において、固定スクロール１は、台板１ａの下面に渦巻突起１ｂが設けられ、揺動スクロール２は、台板２ａの上面に渦巻突起２ｂが設けられると共に、台板２ａの底面に偏心穴２ｃが設けられており、各台板１ａ、２ａに突設された渦巻突起１ｂ，２ｂを互いに偏心させて組合せ、圧縮室５を形成する。圧縮室５の外周側には吸入口３が形成され、台板１ａの中心部には吐出口４が形成されている。また、固定スクロール１および揺動スクロール２は、底部に油溜め１４を有し、側壁に冷媒吸入管１５が接続された密閉容器１３内の上部に配置されている。
主軸６の上端に、主軸６の中心に対して偏心して設けられた揺動軸６ａは、偏心穴２ｃ内に圧入された揺動軸受１７と摺動自在に連結されている。また、揺動軸６ａにはバランサ６ｂが突設されるとともに、主軸６の中心から偏心した位置には軸心方向に貫通して給油孔７ａが形成されている。また、主軸６の下端部には、上端開口が上記下端部に嵌合され、下端開口が油溜め１４の潤滑油中に浸漬されているオイルキャップ７ｂが設置されており、給油孔７ａとオイルキャップ７ｂとにより給油機構７が構成されている。

さらに、上部ハウジング８ａと下部ハウジング８ｂとによりハウジング８が構成され、上部ハウジング８ａは、その上端部で固定スクロール１を固定するとともに、スラスト軸受１８を介して揺動スクロール２を下方から摺動自在に支持する。また、下部ハウジング８ｂは密閉容器１３の側壁内面に固定され、上部ハウジング８ａを下方から支持するとともに、主軸受１９を介して主軸６を回転自在に支持している。
上部ハウジング８ａと下部ハウジング８ｂとの間には、バランサ６ｂを収容するバランサ室８ｃが形成されている。また、上部ハウジング８ａには、ハウジング８の上方の空間２１と下方の空間２２とを連通する複数の通路９が形成されている。さらに、下部ハウジング８ｂには、ハウジング８の下方の空間２２とバランサ室８ｃとを連通する通路９が形成されている。さらにまた、密閉容器１３の側壁内面と下部ハウジング８ｂとの間には、冷媒吸入管１５からの冷媒を上方分岐孔２０ａ、下方分岐孔２０ｂ、および中心方向分岐孔２０ｃの三方向に分岐する分岐室２０が形成されている。

密閉容器１３内にはロータ１０ａおよびステータ１０ｂからなる電動機１０が設置され、ロータ１０ａは主軸６の周面に固設されている。また、ステータ１０ｂは下部ハウジング８ｂの下部にボルト（図示せず）にて固定され、ロータ１０ａを、ギャップ１１を有して囲んでいる。
揺動スクロール２と上部ハウジング８ａとの間には、揺動スクロール２の軸周りの自転を防止し、主軸周りに公転させるオルダム継手１２が設けられている。
また、吐出口４には冷媒吐出管１６が接続され、この冷媒吐出管１６の他端は密閉容器１３の外部の冷媒配管（図示せず）に接続される。

次に動作について説明する。電動機１０のロータ１０ａとともに主軸６が回転すると、電動機１０の回転駆動力が揺動軸６ａに伝達され、揺動スクロール２はオルダム継手１２により自転を阻止されながら主軸６の周りで公転運動を行う。これにより、渦巻突起１ｂと渦巻突起２ｂとの組合せにより形成された圧縮室５が次第に容積を減じながら中心側に移動するので、吸入口３から圧縮室５に吸入された冷媒は次第にその圧力を高め、吐出口４および冷媒吐出管１６を通じて機外の冷媒配管内へ圧送される。

このようにして密閉容器１３内の冷媒が外部へ吐出されるので、密閉容器１３内は負圧となり、機外の冷媒配管から冷媒が冷媒吸入管１５を通じて吸入される。吸入された冷媒は分岐室２０に入り、その一部は上方分岐孔２０ａを経て吸入口３から圧縮室５に吸入される。また、吸入された冷媒の他の一部は下方分岐孔２０ｂを経て、あるいは、中心方向分岐孔２０ｃから電動機１０のギャップ１１を経て、ハウジング８の下方の空間２２に至り、これら冷媒は通路９を経て吸入口３から圧縮室５に吸入される。

また、油溜め１４の潤滑油は、給油機構７の遠心ポンプ作用により給油孔７ａを通じて主軸６の上端部へ送られて揺動軸受１７を潤滑し、さらに、スラスト軸受１８およびオルダム継手１２に供給されて、これら摺動部を潤滑する。また、オルダム継手１２に供給された潤滑油は返油孔８ｄを経てバランサ室８ｃに至り、その一部は主軸受１９に供給されてこれら摺動部を潤滑する。また、バランサ室８ｃ内の潤滑油は通路９を経て油溜め１４に戻される。

次に、図２〜図４を用いて揺動スクロール２と、揺動スクロール２の台板２ａに対向して設置され、揺動スクロール２のスラスト荷重を支持するスラスト軸受１８との関係について説明する。図２は、運転中における揺動軸６ａの中心Ａとスラスト軸受１８の中心（主軸６の中心）Ｏとの関係を示しており、スラスト軸受１８を上部より見た際の図である。揺動軸６ａの中心Ａは主軸６の中心Ｏの周りを、Ａ１，Ａ２，Ａ３，Ａ４と回転する。図３は、図２のＢ−Ｂ線での断面構成図であり、揺動スクロール２の揺動軸６ａの中心Ａが、図２のＡ１（またはＡ３）の位置にある時の図である。また、図３は、揺動スクロール２とスラスト軸受１８との対向面が、揺動スクロール２とスラスト軸受１８との摺動面全体に亘って平行な場合の関係を示しており（従来構成）、図３（ａ）は揺動スクロール２の変形が生じていない状態、図３（ｂ）は揺動スクロール２の変形が生じている状態を示している。

前述したとおり、スクロール圧縮機の運転中には、固定スクロール１および揺動スクロール２の中心に向かうほど冷媒の圧力および温度が高くなり、圧縮された冷媒の荷重によって圧力変形と熱変形が生じ、揺動スクロール２の台板２ａは、図３（ｂ）に示すようにスラスト軸受方向に中凸形状に歪む。今、揺動スクロール２の中心部に圧力Ｑが作用していると仮定すると、冷媒圧力および冷媒の熱による揺動スクロール２の変形は、図３（ｂ）に示すように表される。図３（ｂ）に示す場合には、揺動スクロール２の変形により、揺動スクロール台板２ａとスラスト軸受１８とは、スラスト軸受１８の内周部で局部的に片あたり摺動を起こす。

図４は本発明の実施の形態１に係る揺動スクロール２とスラスト軸受１８との関係を示した断面構成図であり、図２のＢ−Ｂ線での断面構成図である。また、図３と同様、揺動スクロール２の揺動軸６ａの中心Ａが、図２のＡ１（またはＡ３）の位置にある時の図である。また、図４（ａ）は揺動スクロール２の変形が生じていない状態、図４（ｂ）は揺動スクロール２の変形が生じている状態を示している。

図３、図４において、揺動スクロール２の台板２ａの半径をＲ_O、スラスト軸受１８の内周端の半径をＲ_Tとする。また、台板２ａの変形を計算したときに導出される台板２ａの最大たわみをδ_maxとすれば、揺動スクロール２が変形した場合において、δ_maxはＲ_Oに対して十分に小さいため、揺動スクロール２の中心からの台板２ａの端までの距離は近似的にＲ_Oで表される。

本実施の形態１においては、スラスト軸受１８の、揺動スクロール台板２ａに対向する面に傾斜部１８ａと平面部１８ｂとを設けている。すなわち、内周部に、揺動スクロール台板２ａの方向に、内側凹形状となる傾斜部１８ａを有し、外周部に揺動スクロール台板２ａとスラスト軸受１８との対向面が平行となる平面部１８ｂを設ける。また、傾斜部１８ａの傾斜角は台板２ａの最大たわみδ_maxに対する角度θ以上に傾斜している。

図４の紙面上において、揺動スクロール２は左右に往復運動を行う。図４（ａ）に示すように、揺動スクロール２の変形が生じていない状態では、揺動スクロール台板２ａとスラスト軸受１８とは、スラスト軸受１８の平面部１８ｂで面接触し、局部的に片あたり摺動を起こすことはない。
一方、図４（ｂ）に示すように、揺動スクロール２の変形が生じている状態において、スラスト軸受１８を、図４の紙面上で、Ｍ１，Ｍ２，Ｍ３，Ｍ４（Ｍ１，Ｍ４：平面部１８ｂ、Ｍ２，Ｍ３：傾斜部１８ａ）の範囲に分割すると、揺動スクロール２が紙面上を右から左に移動する場合、Ｍ１の範囲では、揺動スクロール台板２ａとスラスト軸受１８とのすき間に介在する油膜の厚さ方向に沿った断面積が揺動スクロール２の移動につれて小さくなるため、くさび効果により油膜圧力が発生する。Ｍ３の範囲においても、スラスト軸受１８の傾斜部１８ａが台板２ａの最大たわみδ_maxに対する角度θ以上に傾斜しているため、同様にくさび効果により油膜圧力が発生する。

このように、本実施の形態においては、揺動スクロール２の揺動軸６ａの中心Ａに対し両側でくさび効果により油膜圧力が発生するので、揺動スクロール２の台板２ａがスラスト軸受１８の内周側と片あたり摺動することない。
これに対し、図３に示すような対向面全体が平面である平面スラスト軸受であれば、Ｍ２，Ｍ３の部分には傾斜が無く、Ｍ１、Ｍ２の範囲では油膜圧力が発生するが、Ｍ３の範囲では油膜圧力が発生せず、また、Ｍ４の範囲でも油膜圧力が発生しないので、揺動軸６ａの中心Ａに対し片側のみに油膜圧力が発生するため、揺動スクロール２の台板２ａがスラスト軸受１８の内周側と片あたり摺動し、油膜圧力が発生していない側の摺動部の異常摩耗や焼付不具合の懸念がある。

また、揺動スクロール２が紙面上を左から右に移動する場合には、図４の本実施の形態の構成では、Ｍ２，Ｍ４の範囲でくさび効果により油膜圧力が発生するので、揺動スクロール２の台板２ａがスラスト軸受１８の内周側と片あたり摺動することない。一方、図３の従来構成の平面スラスト軸受であれば、Ｍ２の範囲では油膜圧力が発生しないので、揺動スクロール２の台板２ａがスラスト軸受１８の内周側と片あたり摺動する。

揺動スクロール２の揺動軸６ａの中心Ａが、図２のＡ２（またはＡ４）の位置にある場合にも、揺動スクロール２とスラスト軸受１８との関係を、図２のＢ−Ｂ線断面でみると、本実施の形態においては、同様に、揺動スクロール２の揺動軸６ａの中心Ａに対し両側でくさび効果により油膜圧力が発生する。
したがって、本実施の形態の構成とすることにより、揺動スクロール２の公転運動のいずれの状態においても、また、図２のＢ−Ｂ線以外の断面においても、同様に、揺動スクロール２の揺動軸６ａの中心Ａに対し両側で油膜圧力が発生するので、揺動スクロール２の台板２ａがスラスト軸受１８の内周側と片あたり摺動することない。

以上のように、本実施の形態１におけるスラスト軸受１８は、その内周部に内側凹形状となる傾斜部１８ａを有し、その外周部に平面部１８ｂを有することを特徴とし、冷媒圧縮時に揺動スクロールの台板が圧力変形および熱変形を起こしスラスト軸受方向に中凸形状に歪んでも、従来の平面スラスト軸受では、油膜圧力の発生しない部分に油膜圧力を発生させて、揺動スクロール台板が片あたり摺動することがないようにしている。また、回転速度が小さく、揺動スクロール台板が変形しない場合にも、平面部１８ｂで面接触するので、局部的に片あたり摺動を起こすことはない。そのため、摺動部の異常摩耗の発生が防止でき、焼付不具合に至る危険性を軽減できるので、スクロール圧縮機の製品寿命まで信頼性を確保することが可能となる。

実施の形態２．
実施の形態２は、スラスト軸受１８における傾斜部１８ａの形状に関するものであり、揺動スクロール２の回転時に、常に、揺動スクロール２のバランスがとれ、片あたりすることのない傾斜部１８ａの形状について説明する。
図５は本発明の実施の形態２によるスクロール圧縮機の主要部を示す断面構成図であり、図４（ｂ）に対応した図である。
まず、図５に基づいて、揺動スクロール２の揺動軸６ａの中心Ａが、図２のＡ１（またはＡ３）の位置にある時に、図２のＢ−Ｂ線断面における油膜圧力が最大となる形状について述べる。
図５に示すように、スラスト軸受１８の傾斜部１８ａの傾斜の高さをａ、半径方向長さをｂとし、ａ，ｂを算出する。なお、計算上必要となる、スラスト軸受１８の平面部１８ｂ（揺動スクロール２の台板２ａに対向している平面部分）の半径方向長さをｃとする。
図６は、図５に示す揺動スクロール台板２ａとスラスト軸受１８との詳細な関係を示す断面構成図である。図５に示す揺動スクロール台板２ａとスラスト軸受１８とは左右対称形であるため、これらの右半分に関して図６に詳細を示している。
図６において、スラスト軸受１８の内周端、傾斜部１８ａと平面部１８ｂとの境界点、および揺動スクロール台板２ａの外周端における、揺動スクロール台板２ａとスラスト軸受１８との間の距離を、各々ｈ３、ｈ１、およびｈ２とする。

実施の形態１で述べたように、揺動スクロール台板２ａが右から左へ移動する場合、スラスト軸受１８の平面部１８ｂ（Ｍ１）およびスラスト軸受１８の傾斜部１８ａ（Ｍ３）で油膜圧力が発生する。また、揺動スクロールの台板２ａが左から右へ移動する場合はスラスト軸受１８の平面部１８ｂ（Ｍ４）およびスラスト軸受１８の傾斜部１８ａ（Ｍ２）で油膜圧力が発生する。

ここで、流体膜に発生する油膜圧力について図７を用いて説明する。図７は平面パッド軸受を示す断面図である。図７のように、速度Ｕをもって走行する平面２４と、これに対してわずかに傾斜する平面パッド２３（パッドの幅Ｂ、パッド端部での平面からの距離ｈ１，ｈ２）を考える。このような２面に挟まれた流体膜を考えた時に、先狭まりの油膜くさびに流体が引き込まれて生じるくさび効果によって、流体膜には圧力が発生する。流体膜に発生する圧力ｐは次式（１）で表される。ただし、簡単のため平面パッド２３は紙面に垂直方向に無限に長いものと仮定する。また、流体膜の粘性係数をμとする。

各々、式（２）、（３）で表される無次元量である。

圧力ｐを平面パッド２３の幅Ｂにわたって積分すれば、平面パッド２３の負荷容量（油膜圧力）が求められる。単位長さ（単位長さの方向は平面とも平面パッドの傾斜方向ともほぼ一致。）あたりの負荷容量Ｐは式（４）で表される。

式（４）から、無次元負荷容量

は式（５）で表される。

ｍを平面パット２３の傾斜に関する変数として、式（５）に基づき、パッド傾斜ｍと無次元負荷容量Ｐ^*（ｍ）との関係を図８に示す。
図８より無次元負荷容量Ｐ^*はパッド傾斜ｍが、ｍ＝２．２付近で最大になることがわかる。また、ｍ＝１、すなわち平面２４と平面パッド２３とが平行の場合は、無次元負荷容量Ｐ^*は極めて小さくなり、圧力は生じないことがわかる。

本実施の形態２における揺動スクロール２とスラスト軸受１８との間のすき間の傾斜に関しても、上記と同様の数式が適用できる。以下、上記すき間に満たされる油膜の無次元負荷容量Ｐ^*（ｍ）が最大となる形状を算出することとする。

図６において、揺動スクロール台板２ａが左から右へ移動する場合、図５のＭ４の部分に油膜圧力が発生する。Ｍ４の部分において、端部の油膜厚さｈ₁、ｈ₂の比をｍ₁とおくと、式（６）が示される。

また、揺動スクロール台板２ａの傾きが線形であるとして近似すると、ｈ₂とｈ₁の関係は式（７）で表される。なお、Ｒ_Oは揺動スクロール台板２ａの半径、δ_maxは揺動スクロール台板２ａの最大たわみである。

式（６）、式（７）から、ｈ₁は式（８）で表される。

一方、このとき、図５のＭ２の部分にも油膜圧力が発生する。揺動スクロール２とスラスト軸受１８の形状は左右対称であるため、Ｍ２の部分に発生する油膜圧力に関しては、図６のＭ３の部分を用いて説明する。
Ｍ３の部分において、端部の油膜厚さｈ₁、ｈ₃の比をｍ₂とおくと、式（９）が示される。

また、ｈ₃とｈ₁の関係は式（１０）で表される。

式（９）、式（１０）から、ｈ₁は式（１１）で表される。

式（８）、式（１１）からｈ₁を消去すると式（１２）となる。

ここで、図５より、式（１３）が与えられる。
ｂ＋ｃ＝Ｒ_O−Ｒ_T （１３）

式（１２）、式（１３）よりｃを消去すると式（１４）が与えられる。

前述したように、パッドの傾斜がｍ＝２．２のとき、油膜の無次元負荷容量が最大となる。Ｍ２の部分（計算上ではＭ３の部分）およびＭ４の部分において、油膜の無次元負荷容量が最大となる場合は、ｍ₁とｍ₂とが式（１５）で表される場合である。
ｍ₁＝ｍ₂＝２．２ （１５）

式（１４）と式（１５）とより、式（１６）が得られ、ａが求まる。

また、Ｍ２の部分（計算上ではＭ３の部分）の油膜の負荷容量とＭ４の部分の油膜の負荷容量とが等しいときに、揺動スクロールは片あたりすることなく安定する。したがって、式（４）を図５、図６の場合に適用すれば、式（１７）を得る。

式（１７）に式（１５）を代入すると、ｂとｃの関係が求まり、ｂとｃとの間には式（１３）が成立するので、ｂは、式（１８）で表される。

以上のように、揺動スクロール２の揺動軸６ａの中心Ａが、図２のＡ１（またはＡ３）の位置にある時に、図２のＢ−Ｂ線断面における油膜圧力が最大となる形状は、傾斜部１８の高さａ、傾斜部１８ａの半径方向の長さｂが、式（１６），式（１８）で示されるような形状のスラスト軸受１８としたときである。

次に、揺動スクロール２の揺動軸６ａの中心Ａが、図２のＡ２の位置にある時に、図２のＢ−Ｂ線断面における油膜圧力が最大となる形状について述べる。
図９は、本発明の実施の形態２によるスクロール圧縮機の主要部を示す断面構成図であり、揺動スクロール２の揺動軸６ａの中心Ａが、図２のＡ２の位置にある状態を示す。
図９の断面構成図において揺動スクロール２が最も偏心したときの、揺動スクロール２の揺動軸６ａの中心Ａとスラスト軸受１８の中心Ｏとの距離をＲ_rとする。
また、図９における油膜厚さを、以下のように、それぞれｈ₁₁、ｈ₂₁、ｈ₃₁、ｈ₁₂、ｈ₂₂、ｈ₃₂と定義する。すなわち、スラスト軸受１８が偏心している側のスラスト軸受１８の内周端、傾斜部１８ａと平面部１８ｂとの境界点、および揺動スクロール台板２ａの外周端における揺動スクロール台板２ａとスラスト軸受１８との間の距離を、各々ｈ₃₁、ｈ₁₁、およびｈ₂₁とし、スラスト軸受１８が偏心している側と反対側のスラスト軸受１８の内周端、傾斜部１８ａと平面部１８ｂとの境界点、および揺動スクロール台板２ａの外周端における揺動スクロール台板２ａとスラスト軸受１８との間の距離を、各々ｈ₃₂、ｈ₁₂、およびｈ₂₂とする。また、スラスト軸受１８の平面部１８ｂ（揺動スクロール２の台板２ａに対向している平面部分）の半径方向長さは、Ｍ１の部分をｃ₁、Ｍ４の部分をｃ₂とする。
この状態におけるスラスト軸受１８の最適形状（長さａ，ｂ）は以下のように算出する。

図９の状態から揺動スクロール台板２ａが左から右へ移動する場合、図５の場合と同様に、Ｍ４およびＭ２の部分に油膜圧力が発生する。
Ｍ４の部分において、端部の油膜厚さｈ₁₂，ｈ₂₂の比をｍ₁とおくと、式（１９）が示される。

また、揺動スクロールの台板２ａの傾きが線形であるとして近似すると、ｈ₂₂とｈ₁₂との関係は式（２０）で表される。

式（１９），式（２０）から、ｈ₁₂は式（２１）で表される。

ここで、図６における油膜厚さｈ₁と図９における油膜厚さｈ₁₂との関係は、式（２２）で表される。

式（２１）と式（２２）とからｈ₁₂を消去すると、式（２３）が表される。

次に、Ｍ２の部分において、端部の油膜厚さｈ₁₁，ｈ₃₁の比をｍ₂とおくと、式（２４）が示される。

また、ｈ₃₁とｈ₁₁との関係は式（２５）で表される。

式（２４），式（２５）から、ｈ₁₁は式（２６）で表される。

ここで、図６における油膜厚さｈ₁と図９における油膜厚さｈ₁₁との関係は、式（２７）で表される。

式（２６）と式（２７）からｈ₁₁を消去すると、式（２８）が表される。

式（２３），式（２８）からｈ₁を消去すると、式（２９）となる。

Ｍ２の部分とＭ４の部分とにおいて、油膜の無次元負荷容量が最大となる場合、ｍ₁とｍ₂とは式（３０）で表される。
ｍ₁＝ｍ₂＝２．２ （３０）

また、図９より、式（３１）が与えられる。
ｂ＋ｃ₂＝Ｒ_O−Ｒ_T−Ｒ_r （３１）

式（２９）に式（３０），式（３１）を代入することで、式（３２）が与えられ、ａが求まる。

また、Ｍ２の部分とＭ４の部分との油膜の負荷容量が等しいときに、揺動スクロールは片あたりすることなく安定する。したがって、式（４）を図９の場合に適用すれば、式（３３）を得る。

式（３３）を整理すると、式（３４）に示すように簡単化される。

式（３４）に式（２１），式（２７）を代入した後、式（３０）を代入することにより式（３５）が与えられる。

式（３５）に、式（２８）を代入した後、式（３２）を代入して、ｂについて整理すると式（３６）を得る。

以上のように、揺動スクロール２の揺動軸６ａの中心Ａが、図２のＡ２の位置にある時に、図２のＢ−Ｂ線断面における油膜圧力が最大となる形状は、傾斜部１８の高さａ、傾斜部１８ａの半径方向の長さｂが、式（３２），式（３６）で示されるような形状のスラスト軸受１８としたときである。

揺動スクロール２の揺動軸６ａの中心Ａが、図２のＡ４の位置にある時には、図９と左右対称の図となるため、図２のＢ−Ｂ線断面における油膜圧力が最大となる形状は、図９の場合と同様の数式が成り立つ。

圧縮機運転中の揺動スクロール２とスラスト軸受１８との関係は、必ず、図５と図９、およびその間の範囲で表現することができる。したがって、スラスト軸受１８における傾斜部１８ａの形状（ａ，ｂ）を、式（１６），式（１８）と、式（３２），式（３６）との間、すなわち、傾斜部１８ａの高さａを式（３７）、傾斜部１８ａの半径方向の長さｂを式（３８）で示される範囲に設定すれば、常に、揺動スクロール２のバランスがとれ、片あたりすることない。また、揺動スクロールとスラスト軸受とのすき間に形成される油膜の負荷容量が、揺動スクロールのバランスを保持できる程度に十分にとれるので、無潤滑状態での摺動を回避することができる。その結果、揺動スクロールとスラスト軸受との間の焼付や損傷を防止でき、スクロール圧縮機の製品寿命まで信頼性を確保することが可能となる。

ここで、冷媒にＣＯ₂を適用した場合のスクロール圧縮機において、例えば、揺動スクロール２の材料にアルミを用いた場合、および鉄を用いた場合のそれぞれについて、バランスのとれた油膜の負荷容量が確保できるスラスト軸受１８の具体的形状を計算により求めた。
アルミ製の揺動スクロール２の台板２ａの半径Ｒ_Oが６５ｍｍ、スラスト軸受１８の内周面半径Ｒ_Tが３２ｍｍ、揺動スクロール２が最も偏心したときの、揺動スクロール２の揺動軸６ａの中心Ａとスラスト軸受１８の中心Ｏとの距離Ｒ_rが３．８ｍｍであるスクロール圧縮機において、空調機の標準運転条件時（４ＭＰａのＣＯ₂冷媒を１０ＭＰａに圧縮）には、最大たわみδ_maxが４７．６μｍである（台板２ａの厚みは１４ｍｍ。）。このとき、式（１６），式（１８）を満たすスラスト軸受１８の形状は、傾斜部１８ａの高さａが２４．２μｍ、傾斜部１８ａの半径方向長さｂが１６．５ｍｍとなる。また、式（３２），式（３６）を満たすスラスト軸受１８の形状は、傾斜部１８ａの高さａが１４．７μｍ、傾斜部１８ａの半径方向長さｂが１０．０ｍｍとなる。したがって、傾斜部１８ａの高さａを１４．７〜２４．２μｍ、傾斜部１８ａの半径方向長さｂを１０．０〜１６．５ｍｍにするとよい。

鉄製の揺動スクロール２を適用した場合においては、Ｒ_O、Ｒ_T、Ｒ_rをアルミ製の揺動スクロールの寸法と同等にそれぞれ、６５ｍｍ、３２ｍｍ、３．８ｍｍとし、同じ標準運転条件とした場合、最大たわみδ_maxが２６．８μｍである（台板２ａの厚みは１４ｍｍ。）。このとき、式（１６），式（１８）を満たすスラスト軸受１８の形状は、傾斜部１８ａの高さａが１３．６μｍ、傾斜部１８ａの半径方向長さｂが１６．５ｍｍとなる。また、式（３２），式（３６）を満たすスラスト軸受１８の形状は、傾斜部１８ａの高さａが８．３μｍ、傾斜部１８ａの半径方向長さｂが１０．０ｍｍとなる。したがって、傾斜部１８ａの高さａを８．３〜１３．６μｍ、傾斜部１８ａの半径方向長さｂを１０．０〜１６．５ｍｍにするとよい。

なお、上記各実施の形態では、スラスト軸受１８の揺動スクロール台板２ａに対向する面に、傾斜部１８ａと平面部１８ｂとを設けたが、図１０に示すように、揺動スクロール台板２ａのスラスト軸受１８に対向する面に、傾斜部と平面部とを設けてもよい。

本発明の実施の形態１によるスクロール圧縮機の全体構成を示す断面構成図である。 本発明の実施の形態１によるスクロール圧縮機における運転中の揺動軸の中心とスラスト軸受の中心との関係を示す図である。 従来構成の揺動スクロールとスラスト軸受とを示す断面構成図である。 本発明の実施の形態１に係る揺動スクロールとスラスト軸受とを示す断面構成図である。 本発明の実施の形態２に係る揺動スクロールとスラスト軸受とを示す断面構成図である。 本発明の実施の形態２に係る揺動スクロール台板とスラスト軸受との詳細な関係を示す断面構成図である。 平面パッド軸受の断面構成図である。 無次元負荷容量とパッド傾斜との関係を示すグラフである。 本発明の実施の形態２に係る揺動スクロールとスラスト軸受とを示す断面構成図である。 本発明の実施の形態２に係る揺動スクロールとスラスト軸受とを示す断面構成図である。

符号の説明

１ 固定スクロール、１ａ 固定スクロール台板、１ｂ 固定スクロール渦巻突起、２ 揺動スクロール、２ａ 揺動スクロール台板、２ｂ 揺動スクロール渦巻突起、２ｃ 偏心穴、３ 吸入口、４ 吐出口、５ 圧縮室、６ 主軸、６ａ 揺動軸、６ｂ バランサ、７ 給油機構、７ａ 給油孔、７ｂ オイルキャップ、８ ハウジング、８ａ 上部ハウジング、８ｂ 下部ハウジング、８ｃ バランサ室、８ｄ 返油孔、９ 通路、１０ 電動機、１０ａ ロータ、１０ｂ ステータ、１１ ギャップ、１２ オルダム継手、１３ 密閉容器、１４ 油溜め、１５ 冷媒吸入管、１６ 冷媒吐出管、１７ 揺動軸受、１８ スラスト軸受、１８ａ 傾斜部、１８ｂ 平面部、１９ 主軸受、２０ 分岐室、２０ａ 上方分岐孔、２０ｂ 下方分岐孔、２０ｃ 中心方向分岐孔、２１ ハウジング上方の空間、２２ ハウジング下方の空間、２３ 平面パッド、２４ 平面。

Claims (2)

1. 台板に突設された渦巻突起を互いに偏心させて組合せ、圧縮室を形成する固定スクロールおよび揺動スクロールと、電動機の回転駆動力を主軸を介して上記揺動スクロールに伝達する揺動軸と、上記揺動スクロールの台板に対向して設置され、上記揺動スクロールのスラスト荷重を支持するスラスト軸受とを備えたスクロール圧縮機において、上記スラスト軸受の上記揺動スクロール台板に対向する面は、内周部に内側凹形状となる傾斜部を有し、外周部に上記揺動スクロール台板と上記スラスト軸受との対向面が平行となる平面部を有することを特徴とするスクロール圧縮機。
2. 揺動スクロール台板の半径をＲ_O、スラスト軸受の内周端の半径をＲ_T、揺動スクロールの揺動軸の中心と上記スラスト軸受の中心との距離をＲ_r、圧縮動作により上記揺動スクロール台板が変形したときの最大たわみをδ_maxとしたとき、上記スラスト軸受の傾斜部の傾斜の高さａ、および上記傾斜部の半径方向の長さｂは、次式で示される範囲にあることを特徴とする請求項１記載のスクロール圧縮機。
   

   

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