JP2023050146A

JP2023050146A - Annular seal member of scroll compressor

Info

Publication number: JP2023050146A
Application number: JP2022149620A
Authority: JP
Inventors: 洋志柳川; Hiroshi Yanagawa
Original assignee: NTN Corp; NTN Toyo Bearing Co Ltd
Current assignee: NTN Corp
Priority date: 2021-09-29
Filing date: 2022-09-20
Publication date: 2023-04-10

Abstract

To provide an annular seal member of a compressor which can exert stable low-torque performance without impairing durability and the lowering of a seal function.SOLUTION: In an annular seal member 16 being an annular seal member 16 of a scroll compressor, lubrication grooves which are opened at least at either of a ring outside diameter and a ring inside diameter are formed at a slide face of a ring-side face in a plurality of pieces, an inclination face is arranged at a boundary part between the lubrication grooves and the slide face, areas of the lubrication grooves are 5% to 75% with respect to an entire area of the ring-side face, the lubrication grooves are substantially formed into cone shapes, and the annular seal member 16 has an outside-diameter side lubrication groove which is opened at the ring outside diameter, and an inside-diameter side lubrication groove which is opened at the ring inside diameter.SELECTED DRAWING: Figure 1

Description

本発明は、スクロールコンプレッサを構成する可動スクロール体の底板部などに装着される環状シール部材に関する。 BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to an annular seal member attached to a bottom plate portion of a movable scroll body constituting a scroll compressor.

スクロールコンプレッサは、固定スクロール体と、該固定スクロール体に対し旋回運動される可動スクロール体とからなるスクロール型の圧縮機構部を備える。固定スクロール体と可動スクロール体はそれぞれ、底板部と該底板部の表面に立設する渦巻壁とを有しており、それぞれ渦巻壁において互いに噛み合わされて、それらの間に圧縮室が形成されている。この圧縮室が固定スクロール体の軸線の周りを公転する可動スクロール体の作用により渦巻中心側に移動して冷媒などの圧縮が行なわれる。 The scroll compressor includes a scroll-type compression mechanism that includes a fixed scroll body and a movable scroll body that orbits with respect to the fixed scroll body. The fixed scroll body and the movable scroll body each have a bottom plate portion and a spiral wall erected on the surface of the bottom plate portion. there is The compression chamber is moved toward the center of the spiral by the action of the movable scroll revolving around the axis of the fixed scroll, thereby compressing the refrigerant.

可動スクロール体の底板部の背面側には環状シール部材が設けられている。このようなスクロールコンプレッサにおいて、冷媒などが圧縮されると、その圧縮反力によって可動スクロール体にスラスト荷重が発生する。このスラスト荷重に起因して、可動スクロール体の背面側に設けられた環状シール部材とそれと摺動する主軸受部材との間で摩擦力が大きくなり、環状シール部材の摩耗などが発生するおそれがある。 An annular seal member is provided on the back side of the bottom plate portion of the orbiting scroll. In such a scroll compressor, when a refrigerant or the like is compressed, a thrust load is generated on the movable scroll body due to the compression reaction force. Due to this thrust load, frictional force increases between the annular seal member provided on the back side of the orbiting scroll body and the main bearing member that slides therewith, and there is a risk that the annular seal member will be worn. be.

このような環状シール部材の摩擦摩耗の対策として、オイルなどの潤滑剤を使用して摩擦摩耗の低減を図る方法が知られている（特許文献１参照）。 As a countermeasure against such frictional wear of the annular seal member, there is known a method of reducing the frictional wear by using a lubricant such as oil (see Patent Document 1).

また、別の方法として、可動スクロール体から主軸受部材へ一方的にかかるスラスト荷重を低減させる目的として、吐出圧領域と背圧室とを圧力導入孔を介して接続する方法が知られている。さらにこの方法において、環状シール部材の側面に、径方向に連通した溝を設けることで、背圧室と吸入圧領域を連通させることも知られている（特許文献２参照）。しかし、この特許文献２は、背圧室および吸入圧領域の雰囲気が一様ではない場合において、背圧室で意図する背圧を設定しやすくするという技術である。 Another known method is to connect the discharge pressure area and the back pressure chamber via a pressure introduction hole for the purpose of reducing the thrust load that is unilaterally applied from the movable scroll body to the main bearing member. . Furthermore, in this method, it is also known that a back pressure chamber and a suction pressure area are communicated by providing a groove communicating in the radial direction on the side surface of the annular seal member (see Patent Document 2). However, Patent Literature 2 is a technique that makes it easier to set the intended back pressure in the back pressure chamber when the atmosphere in the back pressure chamber and the suction pressure region is not uniform.

さらに、別の方法として、上記の環状シール部材とは別の部材として、可動スクロール体の底板部側から主軸受部材側へのスラスト力を受けるスラスト受け部材を介装することで、荷重を低減する手段も知られている（特許文献３参照）。 Furthermore, as another method, the load is reduced by inserting a thrust receiving member that receives the thrust force from the bottom plate portion side of the orbiting scroll body toward the main bearing member side as a member separate from the annular seal member. There is also known means for doing so (see Patent Document 3).

特開平８－１２１３６６号公報JP-A-8-121366 特開２００７－２１１７０２号公報Japanese Patent Application Laid-Open No. 2007-211702 特開２０１２－１７６５６号公報JP 2012-17656 A

環状シール部材の摩擦摩耗の対策として、例えば潤滑剤などを使用することで、摩擦摩耗の低減が図れるものの、この方法では摺動面を常に良い潤滑状態とする必要がある。そのため、局所的に潤滑剤切れが発生した場合などはトルクが安定しないことから、コンプレッサ自体の安定した性能を維持させることに懸念がある。一方、環状シール部材とは別の部材として、スラスト受け部材を介装する場合は、その分、部品点数が多くなり、ユニット全体のコストアップに繋がるおそれがある。 As a countermeasure against the frictional wear of the annular seal member, for example, it is possible to reduce the frictional wear by using a lubricant or the like. Therefore, when the lubricant runs out locally, the torque becomes unstable, and there is concern about maintaining stable performance of the compressor itself. On the other hand, if a thrust receiving member is interposed as a separate member from the annular seal member, the number of parts increases accordingly, which may lead to an increase in the cost of the entire unit.

本発明はこのような事情に鑑みてなされたものであり、耐久性やシール機能の低下を損なうことなく、安定した低トルク性を発揮できるコンプレッサの環状シール部材を提供することを目的とする。 SUMMARY OF THE INVENTION It is an object of the present invention to provide an annular seal member for a compressor that can exhibit stable low torque performance without impairing durability and sealing performance.

本発明のスクロールコンプレッサの環状シール部材は、リング側面の摺動面に、リング外径およびリング内径の少なくともいずれか一方に開口した潤滑溝が複数設けられており、上記潤滑溝において上記摺動面との境界部には傾斜面が設けられていることを特徴とする。なお、上記スクロールコンプレッサは、例えば、底板部とその表面に立設する渦巻壁を有する固定スクロール体と、底板部とその表面に立設する渦巻壁を有する可動スクロール体と、シャフトと、該シャフトを回転可能に支持する主軸受と、該主軸受を固定する主軸受部材とを備え、上記シャフトの回転により、上記可動スクロール体を上記固定スクロール体の軸線の周りで公転させて流体を圧縮室にて圧縮するとともに、上記流体が上記可動スクロール体の背面側の背圧室に供給されるスクロールコンプレッサであり、上記環状シール部材は、例えば、上記可動スクロール体の上記底板部の背面と、上記主軸受部材の上記可動スクロール体に向く端面のいずれか一方の面に形成された少なくとも１個の環状溝に装着され、上記背圧室をシールする環状シール部材である。また、上記摺動面とは、上記環状シール部材のリング側面において少なくとも公転摺動する摺動面である。 In the annular seal member of the scroll compressor of the present invention, a plurality of lubricating grooves opening to at least one of the ring outer diameter and the ring inner diameter are provided on the sliding surface of the ring side surface, and the lubricating grooves are provided on the sliding surface. characterized in that an inclined surface is provided at the boundary between the Note that the scroll compressor includes, for example, a fixed scroll body having a bottom plate portion and a spiral wall provided upright on its surface, a movable scroll body having a bottom plate portion and a spiral wall provided upright on its surface, a shaft, and the shaft and a main bearing member for fixing the main bearing. Rotation of the shaft causes the orbiting scroll body to revolve around the axis of the fixed scroll body, thereby pumping the fluid into the compression chamber. and the fluid is supplied to a back pressure chamber on the back side of the orbiting scroll body. An annular seal member is mounted in at least one annular groove formed in one of the end surfaces of the main bearing member facing the orbiting scroll member to seal the back pressure chamber. Further, the sliding surface is a sliding surface that at least revolves and slides on the ring side surface of the annular seal member.

上記潤滑溝の面積は上記リング側面の全体の面積に対して５％～７５％であることを特徴とする。 The area of the lubricating groove is 5% to 75% of the total area of the side surface of the ring.

上記潤滑溝は略すり鉢状であることを特徴とする。 The lubricating groove is characterized by being substantially mortar-shaped.

上記環状シール部材は、上記潤滑溝として、リング外径に開口した外径側潤滑溝とリング内径に開口した内径側潤滑溝とを有することを特徴とする。さらに、上記外径側潤滑溝および上記内径側潤滑溝はそれぞれ、リング周方向で離間して複数個設けられ、上記リング側面から見て上記外径側潤滑溝と上記内径側潤滑溝とがリング周方向に交互に設けられていることを特徴とする。 The annular seal member has, as the lubricating grooves, an outer lubricating groove that opens to the outer diameter of the ring and an inner lubricating groove that opens to the inner diameter of the ring. Further, a plurality of the outer-diameter-side lubrication grooves and the inner-diameter-side lubrication grooves are provided separately in the ring circumferential direction. It is characterized by being provided alternately in the circumferential direction.

上記傾斜面は上記摺動面に対する角度が０．１°～１５°であることを特徴とする。 The inclined surface has an angle of 0.1° to 15° with respect to the sliding surface.

上記環状シール部材は合成樹脂製であり、該合成樹脂がポリフェニレンサルファイド（以下、ＰＰＳと記す）樹脂またはポリエーテルエーテルケトン（以下、ＰＥＥＫと記す）樹脂であることを特徴とする。 The annular seal member is made of a synthetic resin, and the synthetic resin is polyphenylene sulfide (hereinafter referred to as PPS) resin or polyetheretherketone (hereinafter referred to as PEEK) resin.

上記傾斜面において、上記摺動面に接続される周縁部には、上記摺動面に対する勾配が該周縁部以外の部分の上記摺動面に対する勾配よりも大きい、急勾配の面が形成されていることを特徴とする。 In the inclined surface, a peripheral portion connected to the sliding surface is formed with a steep surface having a steeper slope with respect to the sliding surface than a portion other than the peripheral portion with respect to the sliding surface. It is characterized by

本発明のスクロールコンプレッサの環状シール部材は、リング側面の摺動面に、リング外径およびリング内径の少なくともいずれか一方に開口した潤滑溝が複数設けられており、当該潤滑溝において摺動面との境界部には傾斜面が設けられているので、摺動面積を小さくすることができ、摺動面積が小さくなることで、摩擦係数の面圧依存性により、摺動トルクが低下する。さらに、潤滑溝において摺動面との境界部には傾斜面が設けられているので、潤滑溝に流入した流体により、くさび作用（動圧効果）が発生しやすくなり、一層の低トルク化に繋がる。これにより、低摩擦性と耐摩耗性が向上し、スラスト受け部材を用いなくても、耐久性やシール機能の低下を損なうことなく、安定した低トルク性を発揮できる。さらに、傾斜面の周縁部に、摺動面に対する勾配が他の部分よりも大きい、急勾配の面が形成されている形態では、摺動面が摩耗した場合でも潤滑溝の開口面積の減少が小さくなるので、トルクの変化が生じにくい。 In the annular seal member of the scroll compressor of the present invention, a plurality of lubricating grooves that open to at least one of the ring outer diameter and the ring inner diameter are provided on the sliding surface of the ring side surface, and the lubricating grooves contact the sliding surface. Since the sloped surface is provided at the boundary between the two, the sliding area can be reduced, and the smaller sliding area reduces the sliding torque due to the surface pressure dependency of the coefficient of friction. Furthermore, since the lubrication groove has an inclined surface at the boundary between the sliding surface and the lubrication groove, the fluid flowing into the lubrication groove tends to generate a wedge action (dynamic pressure effect), further reducing torque. Connect. As a result, low friction properties and wear resistance are improved, and stable low torque properties can be exhibited without impairing durability and sealing function without using a thrust receiving member. Furthermore, in the case where the peripheral edge of the inclined surface is formed with a steeper surface with a greater gradient with respect to the sliding surface than the other portions, even if the sliding surface wears, the opening area of the lubrication groove is reduced. Since it becomes small, torque variation is less likely to occur.

潤滑溝の面積はリング側面の全体の面積に対して５％～７５％であるので、トルク低減効果を確保しつつ、摩耗の促進を抑えられる。 Since the area of the lubricating groove is 5% to 75% of the total area of the ring side surface, it is possible to suppress the acceleration of wear while ensuring the torque reduction effect.

潤滑溝の形状は、略すり鉢状であるので、旋回運動によってくさび作用発生部が常に変化する用途では、溝深さがリング径方向に対して一定である溝に比べて、潤滑溝に流体を導入しやすくなり、くさび作用がより発生しやすくなる。なお、略すり鉢状とは、すり鉢状の一部分を有するという意味であり、すり鉢状とは、円錐状の凹み、円錐台状の凹み、球欠状の凹みなどを意味する。 Since the shape of the lubricating groove is approximately mortar-shaped, in applications where the wedge action generating part constantly changes due to the orbital motion, the lubricating groove has less fluid flow than the groove whose groove depth is constant in the radial direction of the ring. It becomes easier to introduce and the wedging action is more likely to occur. Note that the term “substantially mortar-shaped” means having a portion of a mortar shape, and the term “mortar-shaped” means a conical dent, a truncated conical dent, a truncated conical dent, or the like.

また、外径側および内径側の両方に、かつ、リング周方向に交互に複数個の潤滑溝を設けることで、旋回運動する摺動面の全域において潤滑効果を得ることができる。 In addition, by alternately providing a plurality of lubricating grooves in both the outer diameter side and the inner diameter side in the circumferential direction of the ring, a lubricating effect can be obtained over the entire sliding surface in orbital motion.

また、傾斜面は摺動面に対する傾斜角度が０．１°～１５°であるので、流入した流体によるくさび作用を効果的に発生させることができる。 In addition, since the inclined surface has an inclination angle of 0.1° to 15° with respect to the sliding surface, it is possible to effectively generate a wedge action by the inflowing fluid.

本発明の環状シール部材を備えるスクロール型コンプレッサの一例を示す一部断面図である。1 is a partial cross-sectional view showing an example of a scroll compressor provided with an annular seal member of the present invention; FIG. 本発明の環状シール部材の一例を示す斜視図である。1 is a perspective view showing an example of an annular seal member of the present invention; FIG. 図２におけるＡ部、Ｂ部の拡大図である。3 is an enlarged view of parts A and B in FIG. 2; FIG. 環状シール部材の潤滑溝をリング内径側から見た図などである。It is the figure etc. which looked at the lubrication groove of the annular seal member from the ring internal-diameter side. 他の環状シール部材の潤滑溝をリング内径側から見た図である。It is the figure which looked at the lubricating groove of another annular seal member from the ring internal diameter side. 図２の環状シール部材を環状溝に組み込んだ状態を示す断面図である。FIG. 3 is a cross-sectional view showing a state in which the annular seal member of FIG. 2 is incorporated in an annular groove; 環状シール部材の潤滑溝の他の例を示す図である。FIG. 10 is a diagram showing another example of the lubrication groove of the annular seal member; 環状シール部材の潤滑溝の他の例を示す図である。FIG. 10 is a diagram showing another example of the lubrication groove of the annular seal member; 実施例１の環状シール部材の斜視図である。1 is a perspective view of an annular seal member of Example 1. FIG. 実施例２の環状シール部材の斜視図である。FIG. 11 is a perspective view of an annular seal member of Example 2; スラスト試験の概略図である。1 is a schematic diagram of a thrust test; FIG. スラスト試験の試験結果を示す図である。FIG. 4 is a diagram showing test results of a thrust test;

本発明の環状シール部材を備えるスクロール型コンプレッサの一例を図１に基づいて説明する。図１はスクロール型コンプレッサの一部断面図である。このスクロール型コンプレッサは、炭酸ガスなどの冷媒、ポリアルキレングリコール油（ＰＡＧ油）などの冷凍機油、またはこれらの混合物など（以下、まとめて冷媒等と称す）の流体を圧縮する圧縮機である。 An example of a scroll compressor provided with the annular seal member of the present invention will be described with reference to FIG. FIG. 1 is a partial cross-sectional view of a scroll compressor. This scroll compressor is a compressor that compresses a fluid such as a refrigerant such as carbon dioxide gas, a refrigerating machine oil such as polyalkylene glycol oil (PAG oil), or a mixture thereof (hereinafter collectively referred to as refrigerant or the like).

図１において、コンプレッサ１は、ハウジング２の内部に圧縮機構部とモータ機構部とを有し、吸入口（図示省略）および吐出口（図示省略）によって外部と接続されている。圧縮機構部は、吸入口より吸入した冷媒等を圧縮して吐出口より吐出する部分であり、固定スクロール体３と可動スクロール体４とから構成されている。固定スクロール体３は、底板部３ａと、この底板部３ａから垂直に立設した渦巻壁３ｂとを備え、中心に開口部３ｃが設けられている。また、可動スクロール体４は、底板部４ａと、この底板部４ａから垂直に立設した渦巻壁４ｂとを備える。固定スクロール体３および可動スクロール体４は偏心状態にかみ合わされて配置され、各スクロール体の渦巻壁３ｂ、４ｂの間に圧縮室５が形成されている。 In FIG. 1, a compressor 1 has a compression mechanism portion and a motor mechanism portion inside a housing 2, and is connected to the outside through a suction port (not shown) and a discharge port (not shown). The compression mechanism section is a section for compressing the refrigerant sucked from the suction port and discharging it from the discharge port. The fixed scroll member 3 includes a bottom plate portion 3a and a spiral wall 3b vertically erected from the bottom plate portion 3a, and an opening 3c is provided in the center. The movable scroll body 4 also includes a bottom plate portion 4a and a spiral wall 4b vertically erected from the bottom plate portion 4a. The fixed scroll body 3 and the movable scroll body 4 are arranged in an eccentric manner, and a compression chamber 5 is formed between the spiral walls 3b and 4b of each scroll body.

なお、図示は省略するが、各スクロール体の渦巻壁３ｂ、４ｂの軸方向端面には渦巻き状のシール部材（チップシール）が装着されている。これにより、圧縮室内の冷媒等の漏洩を防止する。 Although not shown, a spiral sealing member (tip seal) is attached to the axial end face of the spiral walls 3b and 4b of each scroll. This prevents leakage of refrigerant or the like in the compression chamber.

モータ機構部は、可動スクロール体４に旋回駆動力を与える部分であり、ステータ６ａとロータ６ｂとから構成されている。ステータ６ａは、ハウジング２の内側に固定されており、ロータ６ｂはシャフト７に結合している。ステータ６ａおよびロータ６ｂは電動機を構成し、ステータ６ａへの通電によりロータ６ｂおよびシャフト７が一体回転する。シャフト７は主軸受９および副軸受１０を介して回転可能に支持されている。シャフト７の一端側には偏心軸７ａが一体に形成され、これにバランスウェイト８が支持されている。シャフト７およびバランスウェイト８によって回転部材が構成されている。 The motor mechanism section is a section that applies turning driving force to the movable scroll body 4, and is composed of a stator 6a and a rotor 6b. The stator 6a is fixed inside the housing 2 and the rotor 6b is connected to the shaft 7. As shown in FIG. The stator 6a and the rotor 6b constitute an electric motor, and when the stator 6a is energized, the rotor 6b and the shaft 7 rotate together. Shaft 7 is rotatably supported via main bearing 9 and sub-bearing 10 . An eccentric shaft 7a is formed integrally with one end of the shaft 7, and a balance weight 8 is supported thereon. A rotating member is configured by the shaft 7 and the balance weight 8 .

可動スクロール体４の底板部４ａの背面側の略中央にはボス部４ｃが垂直に突出するように設けられ、このボス部４ｃ内に旋回軸受１１が圧入されている。旋回軸受１１に偏心軸７ａが支持されており、可動スクロール体４は、旋回軸受１１により旋回運動する機構となっている。 A boss portion 4c is provided so as to protrude vertically from substantially the center of the rear surface side of the bottom plate portion 4a of the movable scroll body 4, and a turning bearing 11 is press-fitted into the boss portion 4c. The eccentric shaft 7 a is supported by the orbiting bearing 11 , and the movable scroll body 4 is a mechanism for orbiting by the orbiting bearing 11 .

主軸受９は、主軸受部材１２の中央側に形成された軸受支持部に固定されている。主軸受部材１２は、ハウジング内に固定されており、主軸受部材１２には固定スクロール体３がボルトなどによって結合されている。また、主軸受９の側方であって、シャフト７の外周面と主軸受部材１２との間にはシャフトシール１３が装着されている。このシャフトシール１３によって、モータ室１４と背圧室１５ａとの連通が遮断されている。 The main bearing 9 is fixed to a bearing support portion formed on the central side of the main bearing member 12 . The main bearing member 12 is fixed within the housing, and the fixed scroll body 3 is coupled to the main bearing member 12 with bolts or the like. A shaft seal 13 is mounted between the outer peripheral surface of the shaft 7 and the main bearing member 12 on the side of the main bearing 9 . The shaft seal 13 blocks communication between the motor chamber 14 and the back pressure chamber 15a.

ここで、主軸受部材１２と、可動スクロール体４の底板部４ａの背面との間には環状シール部材１６が設けられている。図１では、可動スクロール体４の底板部４ａの背面に形成された環状溝４ｄに、環状シール部材１６が装着されている。この構造では、環状シール部材１６は、主軸受部材１２の可動スクロール体に向く端面に対して公転摺動する。背圧室１５ａは、環状シール部材１６とシャフトシール１３とによってシールされ、これらシール部と、主軸受部材１２と、可動スクロール体４の底板部４ａとの間で密封空間を形成している。 Here, an annular seal member 16 is provided between the main bearing member 12 and the rear surface of the bottom plate portion 4a of the movable scroll body 4. As shown in FIG. In FIG. 1, an annular seal member 16 is mounted in an annular groove 4d formed in the back surface of the bottom plate portion 4a of the orbiting scroll body 4. As shown in FIG. In this structure, the annular seal member 16 revolves and slides on the end face of the main bearing member 12 facing the movable scroll body. The back pressure chamber 15a is sealed by an annular seal member 16 and a shaft seal 13, and these seal portions, the main bearing member 12, and the bottom plate portion 4a of the movable scroll body 4 form a sealed space.

コンプレッサ１が運転を開始すると、ロータ６ｂの回転により可動スクロール体４が旋回運動を始める。吸入口より圧縮機構部に入った冷媒等は、旋回する渦巻壁の外周から中心に移動しながら圧縮され、固定スクロール体３の開口部３ｃより外部に吐出される。一方、背圧室１５ａには、圧縮機構部内から加圧された流体が、可動スクロール体４の底板部４ａに設けられた圧力導入孔（図示省略）を通して供給されるようになっている。背圧室１５ａに加圧流体を導入することにより、圧縮反力によって可動スクロール体４に作用するスラスト荷重（可動スクロール体４を主軸受部材側に押し付けようとする力）を低減するように、または、可動スクロール体４を固定スクロール体側に押し付けるように、背圧室内の圧力が可動スクロール体４に作用することになる。 When the compressor 1 starts operating, the rotor 6b rotates, causing the orbiting scroll member 4 to start orbiting. Refrigerant or the like that has entered the compression mechanism through the suction port is compressed while moving from the outer periphery to the center of the swirling spiral wall, and is discharged to the outside through the opening 3c of the fixed scroll body 3. As shown in FIG. On the other hand, the back pressure chamber 15a is supplied with pressurized fluid from inside the compression mechanism portion through a pressure introduction hole (not shown) provided in the bottom plate portion 4a of the movable scroll body 4. As shown in FIG. By introducing the pressurized fluid into the back pressure chamber 15a, the thrust load acting on the orbiting scroll 4 due to the compression reaction force (the force that presses the orbiting scroll 4 toward the main bearing member) is reduced. Alternatively, the pressure in the back pressure chamber acts on the orbiting scroll member 4 so as to press the orbiting scroll member 4 against the fixed scroll member.

環状シール部材１６は、内側の背圧室１５ａと外側の空間１５ｂとを仕切っている。空間１５ｂは、吸入圧に近い圧力値を有しているのに対して、背圧室１５ａには圧縮された冷媒等が導入されることから、空間１５ｂよりも背圧室１５ａの方が高圧となる。その結果、環状シール部材１６の一方のリング側面が主軸受部材１２の端面に公転しながら摺動接触する。環状シール部材１６は主に樹脂製であるのに対して、主軸受部材１２は金属製（鉄製やアルミダイカスト製）であり、摺動接触によって環状シール部材１６の摩耗などが懸念される。特に、流体の圧縮圧力が大きくなるほど、可動スクロール体４に作用するスラスト荷重も大きくなり、環状シール部材１６が摩耗しやすくなる。 The annular seal member 16 partitions the inner back pressure chamber 15a and the outer space 15b. While the space 15b has a pressure value close to the suction pressure, the pressure in the back pressure chamber 15a is higher than that in the space 15b because compressed refrigerant or the like is introduced into the back pressure chamber 15a. becomes. As a result, one ring side surface of the annular seal member 16 comes into sliding contact with the end surface of the main bearing member 12 while revolving. The annular seal member 16 is mainly made of resin, whereas the main bearing member 12 is made of metal (made of iron or aluminum die-cast), and there is concern about abrasion of the annular seal member 16 due to sliding contact. In particular, the greater the compression pressure of the fluid, the greater the thrust load acting on the orbiting scroll body 4, and the more likely the annular seal member 16 will wear.

本発明では、環状シール部材１６のリング側面に潤滑溝を設けることで、摺動面積を低下させ、ひいては低トルク化を図っている。また、くさび作用により更なる低トルク化を図ることができる。 In the present invention, by providing a lubricating groove on the ring side surface of the annular seal member 16, the sliding area is reduced, thereby reducing the torque. In addition, the wedge action can further reduce the torque.

以下には、本発明の環状シール部材について説明する。 The annular seal member of the present invention will be described below.

本発明の環状シール部材の一例を図２に基づいて説明する。図２は環状シール部材の斜視図を示す。コンプレッサの吐出量を確保する観点から、環状シール部材１６の外径寸法φは例えば５０ｍｍ以上であり、好ましい範囲としては５０ｍｍ～１００ｍｍ程度である。 An example of the annular seal member of the present invention will be described with reference to FIG. FIG. 2 shows a perspective view of an annular seal member. From the viewpoint of securing the discharge amount of the compressor, the outer diameter dimension φ of the annular seal member 16 is, for example, 50 mm or more, and a preferable range is about 50 mm to 100 mm.

図２に示すように、環状シール部材１６は、断面略矩形の環状体であり、全周にわたって繋がった形状であり、合い口を有していない。ただし、合い口を備えていてもよく、この場合、リークの少ない複合ステップカットとすることが望まれる。図２において、環状シール部材１６には、リング側面１７に、リング外径またはリング内径の少なくともいずれか一方に開口した潤滑溝が複数設けられている。具体的には、リング側面１７の外径側端部に、リング外周面１６ａに開口した外径側潤滑溝１８が複数設けられているとともに、リング側面１７の内径側端部に、リング内周面１６ｂに開口した内径側潤滑溝１９が複数設けられている。なお、外径側潤滑溝１８および内径側潤滑溝１９は、リング外周面１６ａとリング内周面１６ｂを貫通していない。 As shown in FIG. 2 , the annular seal member 16 is an annular body with a substantially rectangular cross section, has a shape that is continuous over the entire circumference, and does not have a joint. However, it may be provided with a gap, and in this case, it is desirable to have a composite step cut with less leakage. In FIG. 2, the ring side surface 17 of the annular seal member 16 is provided with a plurality of lubricating grooves that are open to at least one of the ring outer diameter and the ring inner diameter. Specifically, a plurality of outer lubrication grooves 18 opening to the ring outer peripheral surface 16 a are provided at the outer diameter side end of the ring side surface 17 , and the ring inner peripheral lubrication groove 18 is provided at the inner diameter side end of the ring side surface 17 . A plurality of inner lubrication grooves 19 are provided that are open to the surface 16b. In addition, the outer diameter side lubrication groove 18 and the inner diameter side lubrication groove 19 do not penetrate the ring outer peripheral surface 16a and the ring inner peripheral surface 16b.

図２において、リング外周面１６ａと両側のリング側面１７（外径側潤滑溝１８を含む）との角部や、リング内周面１６ｂと両側のリング側面１７（内径側潤滑溝１９を含む）との角部は、直線状、曲線状の面取りが設けられていてもよい。また、環状シール部材を射出成形で製造する場合、リング内周面１６ｂと両側のリング側面１７との角部に金型からの突出し部分となる段部１６ｃを設けてもよい。 In FIG. 2, the corners between the ring outer peripheral surface 16a and the ring side surfaces 17 on both sides (including the outer diameter side lubrication grooves 18), and the ring inner peripheral surface 16b and both ring side surfaces 17 (including the inner diameter side lubrication grooves 19). The corners of and may be chamfered in a straight line or a curved line. Further, when the annular seal member is manufactured by injection molding, a stepped portion 16c that protrudes from the mold may be provided at the corners of the ring inner peripheral surface 16b and the ring side surfaces 17 on both sides.

環状シール部材１６は、一方のリング側面が主軸受部材の可動スクロール体に向く端面と摺動する側の面となり、このリング側面１７に主軸受部材の端面との非接触部となる略すり鉢状の潤滑溝（外径側潤滑溝１８および内径側潤滑溝１９）が形成されている。これら潤滑溝において摺動面との境界部（角部）には、後述の図４などに示すように傾斜面が設けられている。傾斜面を設けることで、冷媒等が主軸受部材の端面と摺動する部分に適度に流出することで、低トルク化が図れる。また、上記潤滑溝は動圧溝としても機能することができる。すなわち、冷媒等が当該潤滑溝に流入し、公転運動によって潤滑溝が相手摺動面と相対移動することで冷媒等によるくさび作用が発生し、一層の低トルク化が図れ、低摩擦性と耐摩耗性を向上させることができる。また、図２の環状シール部材では、傾斜面において、摺動面に接続される周縁部に、急勾配の面が形成されているので、摺動面が摩耗した場合でも凹部の開口面積の減少が小さく、トルクの変化が生じにくい。なお、本発明において、上記傾斜面には上記急勾配の面が形成されていなくてもよく、傾きが一様の傾斜面であってもよい（例えば、図４（ｃ）参照）。また、図２の構成では、潤滑溝はリング径方向に非連通の凹部であることから、冷媒等の低オイルリーク性にも繋がる。 One ring side surface of the annular seal member 16 slides against the end surface of the main bearing member facing the orbiting scroll body, and the ring side surface 17 is substantially mortar-shaped as a non-contact portion with the end surface of the main bearing member. lubrication grooves (outer diameter side lubrication groove 18 and inner diameter side lubrication groove 19) are formed. In these lubricating grooves, inclined surfaces are provided at the boundaries (corners) with the sliding surface as shown in FIG. By providing the inclined surface, the coolant or the like flows appropriately to the portion that slides on the end surface of the main bearing member, so that the torque can be reduced. In addition, the lubricating grooves can also function as dynamic pressure grooves. That is, the coolant or the like flows into the lubricating groove, and the lubricating groove moves relative to the mating sliding surface due to the orbital motion, thereby generating a wedge action by the coolant or the like, further reducing the torque, reducing friction and resistance. Wearability can be improved. In addition, in the annular seal member of FIG. 2, since a steep surface is formed on the peripheral edge portion connected to the sliding surface in the inclined surface, even if the sliding surface wears, the opening area of the recess is reduced. is small, and changes in torque are less likely to occur. In the present invention, the inclined surface may not have the steep surface, and may be an inclined surface with a uniform inclination (see, for example, FIG. 4(c)). In addition, in the configuration of FIG. 2, since the lubrication groove is a non-communicating concave portion in the ring radial direction, it also leads to low oil leakage of refrigerant and the like.

図２において、潤滑溝は少なくとも公転摺動する摺動面側のリング側面に形成すればよいが、組み付け方向の依存性がなく、重量バランスにも優れることから、反摺動面側を含めた両側のリング側面に対称に形成することが好ましい。 In FIG. 2, the lubrication grooves should be formed at least on the side of the ring on the side of the sliding surface that revolves and slides. It is preferably formed symmetrically on both sides of the ring.

また、図２に示すように、外径側潤滑溝１８および内径側潤滑溝１９はそれぞれ、リング周方向で等間隔に離間して複数個設けられている。この場合、リング側面１７から見て外径側潤滑溝１８と内径側潤滑溝１９とがリング周方向に沿って交互に設けられることが好ましい。隣り合う潤滑溝同士の間のリング側面は主軸受部材に対して摺動する部分となり、摺動面の一部を構成する。潤滑溝の面積（複数個の場合は合計の面積、以下同じ）は特に限定されないが、リング側面に対する潤滑溝の面積が小さくなりすぎるとトルク低減効果が小さくなり、大きくなりすぎると過剰面圧となり摩耗が促進されるおそれがある。このような観点から、潤滑溝の面積はリング側面の全体の面積に対して５％～７５％であることが好ましく、２０％～６０％であることがより好ましい。なお、リング側面の全体の面積とは、環状シール部材の公転摺動する摺動面側（片側）のリング側面を正面から見た平面視における面積（潤滑溝の面積も含む）であり、潤滑溝の面積は同平面視における面積である。ただし、面取り部や段部１６ｃは潤滑溝およびリング側面の面積に含まれない。 Further, as shown in FIG. 2 , a plurality of outer diameter side lubrication grooves 18 and inner diameter side lubrication grooves 19 are provided at equal intervals in the ring circumferential direction. In this case, it is preferable that the outer lubricating grooves 18 and the inner lubricating grooves 19 are alternately provided along the ring circumferential direction when viewed from the ring side surface 17 . A ring side surface between adjacent lubricating grooves is a portion that slides on the main bearing member, and constitutes a part of the sliding surface. The area of the lubricating groove (the total area if there are multiple lubricating grooves, hereinafter the same) is not particularly limited, but if the area of the lubricating groove with respect to the ring side surface is too small, the torque reduction effect will be small, and if it is too large, excessive surface pressure will occur. Wear may be accelerated. From this point of view, the area of the lubricating groove is preferably 5% to 75%, more preferably 20% to 60%, of the entire area of the ring side surface. The total area of the ring side surface is the area (including the area of the lubrication groove) in a plan view of the ring side surface (one side) on which the annular seal member revolves and slides from the front. The area of the groove is the area in the same plan view. However, the chamfered portion and the stepped portion 16c are not included in the area of the lubricating groove and the side surface of the ring.

潤滑溝のそれぞれのリング周方向の長さは、個数に応じて、リング円周長さの約０．５％～５％とすることが好ましい。潤滑溝のリング径方向の長さは、摺動面の径方向厚みの１０％～８０％とすることが好ましい。また、摺動特性が安定することから、潤滑溝は全て同サイズとし、略等間隔で離間して複数個（図２では内径側潤滑溝１２個、外径側潤滑溝１２個で、潤滑溝として計２４個）設けることが好ましい。なお、潤滑溝の数は、内径側と外径側で同じ数でなくてもよく、例えば、内径側潤滑溝を外径側潤滑溝よりも多くしてもよい。 The circumferential length of each of the lubricating grooves is preferably about 0.5% to 5% of the circumferential length of the ring, depending on the number of grooves. The length of the lubricating groove in the radial direction of the ring is preferably 10% to 80% of the radial thickness of the sliding surface. In addition, since the sliding characteristics are stabilized, all the lubrication grooves are of the same size and are spaced apart at substantially equal intervals (in FIG. 24 in total) is preferably provided. The number of lubrication grooves on the inner diameter side and the outer diameter side may not be the same. For example, the inner diameter side lubrication grooves may be larger than the outer diameter side lubrication grooves.

図３および図４を用いて、略すり鉢状の潤滑溝について説明する。図３（ａ）は図２におけるＡ部の拡大図であり、図３（ｂ）は図２におけるＢ部の拡大図である。図３に示すように、外径側潤滑溝１８および内径側潤滑溝１９の平面形状は、円弧状とされている。これら潤滑溝１８、１９は、リング周方向に沿ってリングの幅方向側（軸方向側）に凹んだ略円錐状の凹部である。具体的には、外径側潤滑溝１８は、リング外径の中心点と同芯で摺動面のリング外径と同じまたは大径の円周上に中心軸を有する略円錐状の凹部である。外径側潤滑溝１８のリング周方向の略中央部の外径端部に位置する最深部から、リング周方向の両側に、かつ、リング内径側に向けて放射状に溝深さが浅くなっている。また、内径側潤滑溝１９は、リング内径の中心点と同芯で摺動面のリング内径と同じまたは小径の円周上に中心軸を有する略円錐状の凹部である。内径側潤滑溝１９のリング周方向の略中央部の内径端部に位置する最深部から、リング周方向の両側に、かつ、リング外径側に向けて放射状に溝深さが浅くなっている。 The substantially mortar-shaped lubricating groove will be described with reference to FIGS. 3 and 4. FIG. 3(a) is an enlarged view of the A portion in FIG. 2, and FIG. 3(b) is an enlarged view of the B portion in FIG. As shown in FIG. 3, the planar shape of the outer lubricating groove 18 and the inner lubricating groove 19 is arcuate. These lubricating grooves 18 and 19 are substantially conical recesses recessed in the width direction side (axial direction side) of the ring along the ring circumferential direction. Specifically, the outer diameter side lubrication groove 18 is a substantially conical concave portion having a center axis on a circumference that is concentric with the center point of the ring outer diameter and that is the same as or larger than the ring outer diameter of the sliding surface. be. From the deepest portion located at the outer diameter end of the outer diameter side lubrication groove 18 in the approximate center of the ring circumferential direction, the groove depth becomes shallow radially on both sides in the ring circumferential direction and toward the ring inner diameter side. there is The inner lubrication groove 19 is a substantially conical recess having a central axis on a circumference concentric with the center point of the inner diameter of the ring and having the same diameter as or smaller than the inner diameter of the ring of the sliding surface. The depth of the lubricating groove 19 on the inner diameter side radially becomes shallower from the deepest part located at the inner diameter end part of the substantially central part in the ring circumferential direction to both sides in the ring circumferential direction and toward the ring outer diameter side. .

図４では、内径側潤滑溝について更に説明する。なお、以下では潤滑溝として、内径側潤滑溝を用いて説明するが、外径側潤滑溝についても同様の形状などを採用できる。図４（ａ）は潤滑溝をリング内径側から見た図であり、図４（ｂ）はそのＢ－Ｂ線に沿って切断した切断面を表している。なお、後述の図４（ｃ）、図４（ｄ）および図７（ｃ）も同様の切断面を表している。 In FIG. 4, the inner diameter side lubrication groove will be further described. In the following description, the inner diameter side lubrication groove is used as the lubrication groove, but the outer diameter side lubrication groove may have the same shape. FIG. 4(a) is a view of the lubricating groove as seen from the inner diameter side of the ring, and FIG. 4(b) is a cross-sectional view taken along the line BB. It should be noted that FIG. 4(c), FIG. 4(d) and FIG. 7(c), which will be described later, also show similar cross-sections.

図４（ａ）において、内径側潤滑溝１９は、略円錐状の中心軸をリング内径側の摺動面内径端に有する場合であり、図３のように略円錐状の中心軸がリング内径よりも小径の円周上には無い凹部である。略円錐状の中心軸を摺動面のリング内径と同じ円周上に有する場合、内径側潤滑溝１９を内径側から水平に見たときの底面は、当該円錐の外周面に対応した面で形成され、中心軸に向かって略直線状の傾斜面１９ａで形成されている。内径側潤滑溝１９の摺動面からの深さは、内径側潤滑溝１９のリング周方向の中央部に最深部１９ｂがあり、最深部１９ｂから径方向の放射状に向けて浅くなる。また、トルクの変化が生じにくいという点で、図４（ｂ）に示すように、傾斜面１９ａの一部である周縁部に、急勾配の面１９ｃが形成されることが好ましい。すなわち、傾斜面１９ａにおいて、摺動面に接続される周縁部における摺動面に対する勾配を、該周縁部以外の部分の摺動面に対する勾配よりも急勾配に立ち上がらせることで、円弧状溝の周縁部に急勾配の面１９ｃを形成する。この構成により、急勾配を形成しない場合（図４（ｃ））と比較して、摺動面が摩耗した場合でも潤滑溝の開口面積の変化（減少）が小さく、トルクの変化が生じにくくなる。なお、急勾配に形成された周縁部は、例えば図４（ｄ）に示すように、Ｒ状にすることもできる。Ｒ状に形成することで、密封流体である作動油等が、より摺動面に流出しやすくなり、更に低トルクとなる。 In FIG. 4(a), the inner lubrication groove 19 has a substantially conical central axis at the inner diameter end of the sliding surface on the inner diameter side of the ring, and as shown in FIG. It is a concave portion that is not on the circumference of a smaller diameter than . When the central axis of the substantially conical shape is on the same circumference as the inner diameter of the ring of the sliding surface, the bottom surface of the inner diameter side lubrication groove 19 when viewed horizontally from the inner diameter side is a surface corresponding to the outer peripheral surface of the cone. It is formed with a substantially linear inclined surface 19a toward the central axis. The depth from the sliding surface of the inner lubricating groove 19 has the deepest portion 19b at the center of the inner lubricating groove 19 in the ring circumferential direction, and becomes shallower radially from the deepest portion 19b. In addition, as shown in FIG. 4(b), it is preferable to form a steep surface 19c on the peripheral edge portion of the inclined surface 19a in order to prevent torque from changing. That is, in the inclined surface 19a, the slope of the peripheral portion connected to the sliding surface with respect to the sliding surface is steeper than the slope of the sliding surface of the portion other than the peripheral portion, thereby forming the arc-shaped groove. A steep surface 19c is formed at the periphery. With this configuration, even if the sliding surface is worn, the change (decrease) in the opening area of the lubrication groove is small compared to the case where the steep slope is not formed (Fig. 4(c)), and the torque is less likely to change. . Incidentally, the steeply formed peripheral portion can be rounded, for example, as shown in FIG. 4(d). By forming in the R shape, it becomes easier for hydraulic oil or the like, which is a sealing fluid, to flow out to the sliding surface, further reducing the torque.

図４（ａ）に示すように、内径側潤滑溝１９は、最深部１９ｂを中心に対称形状になっている。内径側潤滑溝１９が略円錐状の中心軸をリング内径側の摺動面内径端に有する場合、内径側潤滑溝１９の内径縁は直線状に形成されている。また、図４（ｂ）の軸方向断面において、内径側潤滑溝１９の底面（傾斜面１９ａ、急勾配の面１９ｃ）は直線状に形成されている。なお、図３における内径側潤滑溝１９が略円錐状の中心軸をリング内径よりも小径位置に有する場合、内径側潤滑溝１９をリング内径側から見たときの内径縁は直線状に見えることはなく、図７（ｂ）に近い形状に見える。 As shown in FIG. 4A, the inner lubricating groove 19 has a symmetrical shape centering on the deepest portion 19b. When the inner diameter lubrication groove 19 has a substantially conical central axis at the inner diameter end of the sliding surface on the inner diameter side of the ring, the inner diameter edge of the inner diameter lubrication groove 19 is formed in a straight line. In the axial cross section of FIG. 4(b), the bottom surface (inclined surface 19a, steep surface 19c) of the inner lubricating groove 19 is formed linearly. In addition, when the inner lubrication groove 19 in FIG. 3 has a substantially conical center axis at a position smaller than the inner diameter of the ring, the inner diameter edge of the inner lubrication groove 19 looks linear when viewed from the inner diameter side of the ring. It looks like a shape similar to FIG. 7(b).

傾斜面１９ａの摺動面に対する傾斜角度θ（図４（ａ）、図４（ｂ）参照）は特に限定されないが、０．１°～１５°の範囲であることが好ましく、１°～１０°の範囲であることがより好ましい。これにより、主軸受部材の端面と摺動する部分に適度に冷媒等が流出しやすくなり、また、流入してきた流体によるくさび作用を効果的に発揮しやすくなる。傾斜角度θが０．１°未満であると流入した流体が摺動面に向かって流れにくくなり、また傾斜角度θが１５°を超えると内径側潤滑溝１９の最深部１９ｂが深くなり、該内径側潤滑溝１９の容積が増加し、圧力が分散することで、くさび作用が薄れるおそれがある。なお、急勾配の面が形成されていない形態においても、傾斜面の摺動面に対する傾斜角度θは特に限定されないが、０．１°～１５°の範囲であることが好ましく、１°～１０°の範囲であることがより好ましい。この場合、傾斜面は、その傾斜角度θで摺動面に接続される。 Although the inclination angle θ (see FIGS. 4A and 4B) of the inclined surface 19a with respect to the sliding surface is not particularly limited, it is preferably in the range of 0.1° to 15°, more preferably 1° to 10°. ° range is more preferred. As a result, the coolant or the like tends to flow moderately into the portion that slides on the end surface of the main bearing member, and the wedging effect of the inflowing fluid can be effectively exhibited. If the angle of inclination θ is less than 0.1°, the inflowing fluid becomes difficult to flow toward the sliding surface, and if the angle of inclination θ exceeds 15°, the deepest portion 19b of the lubricating groove 19 on the inner diameter side becomes deep. As the volume of the inner lubricating groove 19 increases and the pressure disperses, the wedge action may be weakened. In addition, even in a form in which a steep slope surface is not formed, the inclination angle θ of the inclined surface with respect to the sliding surface is not particularly limited, but it is preferably in the range of 0.1° to 15°, more preferably 1° to 10°. ° range is more preferred. In this case, the inclined surface is connected to the sliding surface at its inclination angle θ.

また、図４（ｂ）に示す急勾配の面１９ｃが形成されている形態において、急勾配の面１９ｃの傾斜角度θｃは特に限定されないが、４５°～８５°の範囲であることが好ましく、５５°～６５°の範囲であることがより好ましい。これにより、摺動面が摩耗した場合でも潤滑溝の開口面積の減少が小さく、トルクの変化が生じにくい。傾斜角度θｃが４５°未満であると摺動面が摩耗した場合の摺動面積の増加が大きくなり、動摩擦係数の面圧依存性によるトルク低減効果が薄れるおそれがある。また、傾斜角度θｃが８５°を超えると、傾斜面１９ａに流入してきた流体が急勾配の面１９ｃに衝突することで、摺動面に向けて流出しようとするくさび作用が小さくなるおそれがある。 In addition, in the form in which the steep surface 19c shown in FIG. 4B is formed, the inclination angle θc of the steep surface 19c is not particularly limited, but is preferably in the range of 45° to 85°. A range of 55° to 65° is more preferred. As a result, even when the sliding surface is worn, the opening area of the lubricating grooves is less reduced, and the torque is less likely to change. If the inclination angle θc is less than 45°, the sliding area increases when the sliding surface wears, and the torque reducing effect due to the surface pressure dependency of the dynamic friction coefficient may be diminished. Further, if the inclination angle θc exceeds 85°, the fluid that has flowed into the inclined surface 19a collides with the steeply inclined surface 19c, which may reduce the wedging effect that causes the fluid to flow out toward the sliding surface. .

なお、本発明における潤滑溝において、摺動面との境界部は傾斜面で構成されていればよく、図４に示すように、潤滑溝が傾斜面（急勾配の面も含む）だけで構成されていてもよく、図５に示すように、潤滑溝が傾斜面と摺動面と平行な底面で構成されていてもよい。また、傾斜面は、図４に示すように直線状でもよく、図７（ｂ）に示すように曲線状（Ｒ状）でもよい。例えば、図４（ｂ）に示す内径側潤滑溝１９の傾斜面１９ａは、リング側面に対して直角の断面から見た形状が直線であるため、流体が安定して流入することで動圧効果も安定し、更なる低トルク化を図ることができる。一方で、Ｒ状に形成することで、冷媒等が摺動面により流出しやすくなり、更なる低トルク化を図りやすくなる。 In addition, in the lubricating groove in the present invention, the boundary portion with the sliding surface only needs to be composed of an inclined surface, and as shown in FIG. Alternatively, as shown in FIG. 5, the lubrication groove may be composed of an inclined surface and a bottom surface parallel to the sliding surface. Also, the inclined surface may be linear as shown in FIG. 4, or may be curved (R-shaped) as shown in FIG. 7(b). For example, since the inclined surface 19a of the inner lubricating groove 19 shown in FIG. is also stabilized, and a further reduction in torque can be achieved. On the other hand, the rounded shape makes it easier for the refrigerant or the like to flow out from the sliding surface, making it easier to further reduce the torque.

内径側潤滑溝１９の最深部１９ｂの摺動面からの深さは、リング総幅の４５％以下とすることが好ましく、３０％以下とすることが更に好ましい。なお、ここでの「深さ」は、潤滑溝をリングの両側面に形成する場合には、各側面の凹部の深さを合計したものであり、この場合の片面の凹部の深さはリング総幅の２２．５％以下、好ましくは１５％以下である。リング総幅の４５％をこえる場合、環状シール部材が強度不足になり変形や破損するおそれがある。なお、潤滑溝の形成は公転摺動する側だけでよいが、組み込み時の方向性を無くすために両側面に形成してもよい。ただし、両側面に形成する場合は、リング強度が片面形成よりも低下するため、潤滑溝の深さや大きさを片面形成よりも小さくする必要があり、潤滑効果としては不利となる。 The depth from the sliding surface of the deepest portion 19b of the inner lubricating groove 19 is preferably 45% or less, more preferably 30% or less, of the total width of the ring. It should be noted that the "depth" here is the sum of the depths of the recesses on each side when lubricating grooves are formed on both sides of the ring. It is 22.5% or less of the total width, preferably 15% or less. If it exceeds 45% of the total width of the ring, the strength of the annular seal member becomes insufficient and there is a risk of deformation or breakage. The lubricating grooves may be formed only on the revolving and sliding side, but may be formed on both side surfaces in order to eliminate directionality during assembly. However, when formed on both sides, since the ring strength is lower than when formed on one side, it is necessary to make the depth and size of the lubrication groove smaller than when formed on one side, which is disadvantageous in terms of lubrication effect.

略すり鉢状の潤滑溝は、図３および図４の形態に限定されるものではない。例えば、図５に示すように、内径側潤滑溝２０を略円錐台状の凹部として、内径側潤滑溝２０の最深部２０ｂを摺動面に対して平行な平面で形成してもよい。この場合も、最深部２０ｂから、リング周方向の両側に、かつ、リング外径側に向けて放射状に溝深さが浅くなっており、傾斜面２０ａの周縁部には他の部分よりも急勾配の面２０ｃが形成されている。またこの場合、最深部２０ｂを曲面で形成してもよい。 The substantially mortar-shaped lubricating grooves are not limited to the forms shown in FIGS. 3 and 4 . For example, as shown in FIG. 5, the inner diameter lubrication groove 20 may be formed as a substantially truncated conical recess, and the deepest portion 20b of the inner diameter lubrication groove 20 may be formed in a plane parallel to the sliding surface. In this case also, the groove depth is radially shallower from the deepest portion 20b to both sides in the ring circumferential direction and toward the ring outer diameter side, and the peripheral edge portion of the inclined surface 20a is steeper than the other portions. A sloped surface 20c is formed. Further, in this case, the deepest portion 20b may be formed with a curved surface.

図６に示すように、環状シール部材１６は、可動スクロール体の底板部４ａの背面に設けられた環状溝４ｄに装着される。図中左側が背圧室１５ａ側であり、図中右側が空間１５ｂ側である。図中の矢印が冷媒等からの圧力が加わる方向である。このシール構造により、背圧室１５ａと空間１５ｂとを仕切っている。そして、可動スクロール体の旋回運動に伴って、環状シール部材１６が連れ回りして、リング側面１７で主軸受部材１２の端面に公転摺動しながら摺動接触する。この際、連れ回りによって生じる冷媒等の流れによって、内径側潤滑溝１９に冷媒等が導入されることで動圧が発生する。この動圧によって、主軸受部材１２から離れる方向の力が環状シール部材１６の摺動面に作用するため、主軸受部材１２に対する環状シール部材１６の摺動抵抗が更に低減される。 As shown in FIG. 6, the annular seal member 16 is mounted in an annular groove 4d provided on the back surface of the bottom plate portion 4a of the orbiting scroll body. The left side of the drawing is the back pressure chamber 15a side, and the right side of the drawing is the space 15b side. The arrows in the drawing indicate the directions in which the pressure from the refrigerant or the like is applied. This sealing structure partitions the back pressure chamber 15a and the space 15b. As the orbiting scroll body rotates, the annular seal member 16 rotates with the ring side surface 17 and comes into sliding contact with the end surface of the main bearing member 12 while revolving and sliding. At this time, a dynamic pressure is generated by introducing the coolant or the like into the inner diameter side lubrication groove 19 due to the flow of the coolant or the like caused by co-rotation. This dynamic pressure acts on the sliding surface of the annular seal member 16 in a direction away from the main bearing member 12 , thereby further reducing the sliding resistance of the annular seal member 16 with respect to the main bearing member 12 .

なお、環状溝は、可動スクロール体の底板部４ａ側ではなく、主軸受部材側に設けられてもよい。その場合、該環状溝に装着された環状シール部材はその環状溝内に固定される。その環状シール部材のリング側面は、旋回運動する可動スクロール体の底板部の背面に対して摺動接触する。このリング側面には、上述したような潤滑溝が設けられる。 The annular groove may be provided on the main bearing member side of the orbiting scroll body instead of on the bottom plate portion 4a side. In that case, the annular seal member mounted in the annular groove is fixed in the annular groove. The ring side surface of the annular seal member is in sliding contact with the back surface of the bottom plate portion of the orbiting orbiting scroll body. This ring side surface is provided with lubricating grooves as described above.

冷媒等は用途に応じた種類が適宜用いられる。また、冷媒等の温度は、例えば－２０℃～１４０℃程度である。可動スクロール体の旋回運動における回転数として５０００～８０００ｒｐｍ程度を主に想定している。 Refrigerants and the like are appropriately used depending on the type of application. Also, the temperature of the refrigerant or the like is, for example, about -20°C to 140°C. The rotational speed of the orbiting movement of the orbiting scroll body is mainly assumed to be about 5000 to 8000 rpm.

本発明において、リング側面に設けられる潤滑溝は、可動スクロール体の旋回運動によって生じる流体の流れにより主軸受部材の端面と摺動する部分に適度に流体を流出させる溝であればよく、種々の形状を採用できる。例えば、図７（ａ）～（ｃ）に示すように、略すり鉢状の内径側潤滑溝２１の底面が曲面状の傾斜面２１ａで形成されてもよい（略球欠状）。この場合も、傾斜面２１ａの周縁部には他の部分よりも急勾配の面２１ｃが形成されていることが好ましい。また、図８に示すように、内径側潤滑溝２２の平面形状が、略三角形状で形成されてもよい。図８では、急勾配の面が形成されていない形態を示している。なお、潤滑溝は、環状シール部材のリング側面の内外径を連通していない溝（非連通溝）である。非連通溝では、途中で流体の流れが絞られるため、動圧が発生しやすい。 In the present invention, the lubricating groove provided on the ring side surface may be a groove that allows the fluid to flow appropriately to the portion that slides on the end surface of the main bearing member due to the fluid flow generated by the orbiting motion of the orbiting scroll body. shape can be adopted. For example, as shown in FIGS. 7A to 7C, the bottom surface of the substantially mortar-shaped inner lubrication groove 21 may be formed with a curved inclined surface 21a (substantially spherical). Also in this case, it is preferable that the peripheral portion of the inclined surface 21a is formed with a surface 21c having a steeper slope than the other portions. Further, as shown in FIG. 8, the planar shape of the inner diameter side lubrication groove 22 may be formed in a substantially triangular shape. FIG. 8 shows a configuration in which steep surfaces are not formed. The lubrication groove is a groove (non-communication groove) that does not communicate the inner and outer diameters of the ring side surface of the annular seal member. In non-communication grooves, dynamic pressure is likely to occur because the flow of fluid is throttled in the middle.

リング側面の内径側端部および外径側端部の少なくとも一部に非連通の潤滑溝を形成する例としては、例えば上述した図の例が挙げられる。なお、上述した潤滑溝を、摺動面となるリング側面の内径側端部のみに形成してもよく、外径側端部のみに形成してもよい。この場合、リング側面の外径側端部のみの形成よりも内径側端部のみの形成の方が流体による潤滑効果が高くなるため望ましい。 Examples of non-communicating lubricating grooves formed in at least a part of the inner diameter side end portion and the outer diameter side end portion of the ring side surface include, for example, the examples shown in the above figures. The lubricating grooves described above may be formed only on the inner diameter side end of the ring side surface serving as the sliding surface, or may be formed only on the outer diameter side end. In this case, forming only the inner diameter side end of the ring side surface is preferable to forming only the outer diameter side end of the ring side surface because the lubricating effect by the fluid is higher.

本発明の環状シール部材の材質は特に限定されないが、合成樹脂の成形体とすることが好ましい。使用できる合成樹脂としては、例えば、熱硬化性ポリイミド樹脂、熱可塑性ポリイミド樹脂、ポリエーテルケトンケトン樹脂、ポリエーテルケトン樹脂、ＰＥＥＫ樹脂、全芳香族ポリエステル樹脂、ポリテトラフルオロエチレン（以下、ＰＴＦＥと記す）樹脂等のフッ素樹脂、ＰＰＳ樹脂、ポリアミドイミド樹脂、ポリアミド樹脂などが挙げられる。なお、これらの樹脂は単独で使用しても、２種類以上混合したポリマーアロイとしてもよい。 Although the material of the annular seal member of the present invention is not particularly limited, it is preferably made of synthetic resin. Synthetic resins that can be used include, for example, thermosetting polyimide resin, thermoplastic polyimide resin, polyetherketoneketone resin, polyetherketone resin, PEEK resin, wholly aromatic polyester resin, polytetrafluoroethylene (hereinafter referred to as PTFE ) resins such as fluorine resins, PPS resins, polyamide-imide resins, and polyamide resins. These resins may be used singly or as a polymer alloy in which two or more kinds are mixed.

また、環状シール部材は、合成樹脂を射出成形してなる射出成形体にすることが好ましい。このため、合成樹脂としては、射出成形が可能である熱可塑性樹脂を用いることが好ましい。その中でも特に、摩擦摩耗特性、曲げ弾性率、耐熱性、摺動性などに優れることから、ＰＥＥＫ樹脂またはＰＰＳ樹脂を用いることが好ましい。これらの樹脂は高い弾性率を有し、シールする冷媒等の温度が高くなる場合でも使用でき、また、ソルベントクラックの心配もない。 Moreover, it is preferable that the annular seal member is an injection-molded body obtained by injection-molding a synthetic resin. Therefore, it is preferable to use a thermoplastic resin that can be injection molded as the synthetic resin. Among them, it is preferable to use PEEK resin or PPS resin because they are particularly excellent in friction and abrasion properties, flexural modulus, heat resistance, slidability, and the like. These resins have a high modulus of elasticity, can be used even when the temperature of the sealing coolant or the like is high, and are free from solvent cracks.

また、必要に応じて上記合成樹脂に、炭素繊維、ガラス繊維、アラミド繊維などの繊維状補強材、球状シリカや球状炭素などの球状充填材、マイカやタルクなどの鱗状補強材、チタン酸カリウムウィスカなどの微小繊維補強材を配合できる。また、ＰＴＦＥ樹脂、グラファイト、二硫化モリブデンなどの固体潤滑剤、リン酸カルシウム、硫酸カルシウムなどの摺動補強材、カーボンブラック、酸化チタンなどの顔料も配合できる。これらは単独で配合することも、組み合せて配合することもできる。特に、ＰＥＥＫ樹脂またはＰＰＳ樹脂に、繊維状補強材である炭素繊維と、固体潤滑剤であるＰＴＦＥ樹脂とを含むものが、本発明の環状シール部材に要求される特性を得やすいので好ましい。炭素繊維を配合することで、曲げ弾性率等の機械的強度の向上が図れ、ＰＴＦＥ樹脂の配合により摺動特性の向上が図れる。 In addition, if necessary, the above synthetic resin may be added with fibrous reinforcing materials such as carbon fiber, glass fiber, and aramid fiber, spherical fillers such as spherical silica and spherical carbon, scaly reinforcing materials such as mica and talc, and potassium titanate whiskers. Microfiber reinforcing materials such as can be blended. Further, solid lubricants such as PTFE resin, graphite and molybdenum disulfide, sliding reinforcing materials such as calcium phosphate and calcium sulfate, and pigments such as carbon black and titanium oxide can also be blended. These may be blended singly or in combination. In particular, PEEK resin or PPS resin containing carbon fiber as a fibrous reinforcing material and PTFE resin as a solid lubricant is preferable because it facilitates obtaining the properties required for the annular seal member of the present invention. By blending carbon fiber, mechanical strength such as flexural modulus can be improved, and by blending PTFE resin, sliding property can be improved.

合成樹脂製とする場合には、以上の諸原材料を溶融混練して成形用ペレットとし、これを用いて公知の射出成形法等により所定形状に成形する。射出成形により製造する場合、そのゲート位置は特に限定されないが、シール性の確保の観点および後加工が不要になることからリング内周面に設けることが好ましい。さらに、ゲート位置は、周方向に等間隔に配置した多点ゲート（例えば３点～６点）として、ゲート位置と潤滑溝の位置とがリング径方向において重ならないことがより好ましい。この場合、環状シール部材は、リング径方向において、潤滑溝と重ならない位置の内周面にゲート痕を有することが好ましい。 In the case of using a synthetic resin, the above raw materials are melted and kneaded to form molding pellets, which are then molded into a predetermined shape by a known injection molding method or the like. When the gate is manufactured by injection molding, the position of the gate is not particularly limited, but it is preferably provided on the inner peripheral surface of the ring from the viewpoint of ensuring sealing performance and because post-processing is not required. Furthermore, it is more preferable that the gate positions are multi-point gates (for example, 3 to 6 points) arranged at regular intervals in the circumferential direction, and that the gate positions and the lubricating groove positions do not overlap in the ring radial direction. In this case, it is preferable that the annular seal member has gate traces on the inner peripheral surface at a position not overlapping with the lubricating groove in the radial direction of the ring.

実施例および比較例
ＰＰＳ樹脂を主材料とし、ＰＴＦＥ樹脂および炭素繊維を配合した樹脂組成物（ＮＴＮ社製：ベアリーＡＳ５３０２）を用い、外径寸法φ２１ｍｍ、内径寸法φ１７ｍｍ、径方向長さ２ｍｍ、軸方向長さ１．６ｍｍの環状の試験片を射出成形により製造した。実施例１は環状試験片の一方の側面に図９のとおりリング径方向に対して放射状の潤滑溝２３、２４を各４個形成し、実施例２は環状試験片の一方の側面に図１０のとおり潤滑溝２３、２４を各７個形成した。潤滑溝２３、２４が形成された面が摺動面である。比較例１、２は潤滑溝の形成は無い。
全ての潤滑溝２３、２４の最深部の溝深さは、０．１ｍｍであり、傾斜面の摺動面に対する傾斜角度は約３°であり、潤滑溝２３、２４の面積はリング側面の全体の面積に対して、実施例１では２８％であり、実施例２では４９％であった。 Examples and Comparative Examples A resin composition (manufactured by NTN: BEAREE AS5302) containing PPS resin as the main material and blended with PTFE resin and carbon fiber was used. Annular specimens with a directional length of 1.6 mm were produced by injection molding. In Example 1, four radial lubricating grooves 23 and 24 were formed on one side surface of the annular test piece as shown in FIG. Seven lubricating grooves 23 and 24 were formed as described above. The surfaces on which the lubrication grooves 23 and 24 are formed are sliding surfaces. Comparative Examples 1 and 2 do not have lubricating grooves.
The deepest groove depth of all the lubricating grooves 23 and 24 is 0.1 mm, the inclination angle of the inclined surface with respect to the sliding surface is about 3°, and the area of the lubricating grooves 23 and 24 covers the entire ring side surface. 28% in Example 1 and 49% in Example 2 with respect to the area of .

スラスト試験機の概略図を図１１に示す。負荷軸３１の先端に試験片３３を取り付け、回転軸３５に取り付けられた相手材３４（ＡＤＣ１２、外径寸法φ３３ｍｍ、厚さ１０ｍｍ、試験片との摺動面は平面研磨によりＲａ０．８μｍ程度とした）に、所定の荷重Ｆで押し付け、オイル３２中で下記の条件にてスラスト試験を行った。各荷重Ｆは実施例１、実施例２および比較例１が１２ｋｇｆであり、比較例２が３６ｋｇｆである。各試験において、試験終了直前の動摩擦係数を測定した。面圧と動摩擦係数の関係を図１２に示す。 A schematic diagram of the thrust tester is shown in FIG. A test piece 33 is attached to the tip of a load shaft 31, and a mating member 34 (ADC 12, outer diameter φ33 mm, thickness 10 mm, sliding surface with the test piece is polished to a Ra of about 0.8 μm by plane polishing. ) was pressed with a predetermined load F, and a thrust test was performed in oil 32 under the following conditions. Each load F is 12 kgf in Example 1, Example 2 and Comparative Example 1, and 36 kgf in Comparative Example 2. In each test, the dynamic friction coefficient was measured just before the end of the test. FIG. 12 shows the relationship between surface pressure and dynamic friction coefficient.

＜試験条件＞
速度：２ｍ／ｓｅｃ
雰囲気温度：室温
潤滑：油中（ＰＡＧ油、出光ダフニーハーメチックオイルＰＳ）
試験時間：３０ｍｉｎ
試験数：ｎ＝１ <Test conditions>
Speed: 2m/sec
Ambient temperature: Room temperature Lubrication: In oil (PAG oil, Idemitsu Daphne hermetic oil PS)
Test time: 30min
Number of tests: n = 1

図１２に示すように、摺動面に潤滑溝が形成された実施例１および実施例２は、潤滑溝の無い比較例１よりも動摩擦係数が小さかった。また、荷重を３倍にした比較例２は比較例１よりも動摩擦係数が小さかった。これは樹脂摺動材の面圧依存性によるものと思われる。また、比較例２よりも面圧の小さい実施例２の動摩擦係数が比較例２よりも小さかったことから、潤滑溝による潤滑効果が良好に機能したものと思われる。 As shown in FIG. 12, Examples 1 and 2, in which lubricating grooves were formed on the sliding surfaces, had smaller coefficients of dynamic friction than Comparative Example 1, which did not have lubricating grooves. Further, Comparative Example 2, in which the load was tripled, had a smaller coefficient of dynamic friction than Comparative Example 1. This is thought to be due to the surface pressure dependence of the resin sliding material. In addition, since the dynamic friction coefficient of Example 2, which has a lower surface pressure than that of Comparative Example 2, was smaller than that of Comparative Example 2, it is believed that the lubricating effect of the lubricating groove functioned well.

本発明の環状シール部材は、耐久性やシール機能の低下を損なうことなく、安定した低トルク性を発揮できるので、スクロールコンプレッサの環状シール部材として広く利用できる。また、スラスト受け部材を除くことが可能となる。 INDUSTRIAL APPLICABILITY The annular seal member of the present invention can exhibit stable low-torque performance without impairing durability and sealing function, and therefore can be widely used as an annular seal member for scroll compressors. Also, it becomes possible to eliminate the thrust receiving member.

１コンプレッサ
２ハウジング
３固定スクロール体
３ａ底板部
３ｂ渦巻壁
３ｃ開口部
４可動スクロール体
４ａ底板部
４ｂ渦巻壁
５圧縮室
６ａステータ
６ｂロータ
７シャフト
８バランスウェイト
９主軸受
１０副軸受
１１旋回軸受
１２主軸受部材
１３シャフトシール
１４モータ室
１５ａ背圧室
１５ｂ空間
１６環状シール部材
１７リング側面
１８外径側潤滑溝（潤滑溝）
１８ｃ急勾配の面
１９内径側潤滑溝（潤滑溝）
１９ａ傾斜面
１９ｂ最深部
１９ｃ急勾配の面
２０内径側潤滑溝（潤滑溝）
２０ａ傾斜面
２０ｂ最深部
２０ｃ急勾配の面
２１内径側潤滑溝（潤滑溝）
２１ａ傾斜面
２１ｃ急勾配の面
２２内径側潤滑溝（潤滑溝）
２３、２４潤滑溝
３１負荷軸
３２オイル
３３試験片
３４相手材
３５回転軸 1 Compressor 2 Housing 3 Fixed Scroll 3a Bottom Plate 3b Spiral Wall 3c Opening 4 Movable Scroll 4a Bottom Plate 4b Spiral Wall 5 Compression Chamber 6a Stator 6b Rotor 7 Shaft 8 Balance Weight 9 Main Bearing 10 Sub-Bearing 11 Orbiting Bearing 12 Main Bearing member 13 Shaft seal 14 Motor chamber 15a Back pressure chamber 15b Space 16 Annular seal member 17 Ring side surface 18 Outer diameter side lubrication groove (lubrication groove)
18c steep surface 19 inner lubrication groove (lubrication groove)
19a inclined surface 19b deepest portion 19c steep surface 20 inner diameter lubrication groove (lubrication groove)
20a inclined surface 20b deepest portion 20c steep surface 21 inner diameter lubrication groove (lubrication groove)
21a inclined surface 21c steep surface 22 inner diameter side lubrication groove (lubrication groove)
23, 24 lubricating groove 31 load shaft 32 oil 33 test piece 34 mating member 35 rotating shaft

Claims

スクロールコンプレッサにおける環状シール部材であって、
前記環状シール部材は、リング側面の摺動面に、リング外径およびリング内径の少なくともいずれか一方に開口した潤滑溝が複数設けられており、前記潤滑溝において前記摺動面との境界部には傾斜面が設けられていることを特徴とする環状シール部材。 An annular seal member in a scroll compressor,
The annular seal member is provided with a plurality of lubricating grooves that are open to at least one of the ring outer diameter and the ring inner diameter on the sliding surface of the ring side surface, and the lubricating groove is provided at the boundary with the sliding surface. An annular sealing member characterized in that is provided with an inclined surface.

前記潤滑溝の面積は前記リング側面の全体の面積に対して５％～７５％であることを特徴とする請求項１記載の環状シール部材。 2. The annular seal member according to claim 1, wherein the area of said lubricating groove is 5% to 75% of the total area of said ring side surface.

前記潤滑溝は略すり鉢状であることを特徴とする請求項１または請求項２記載の環状シール部材。 3. The annular seal member according to claim 1, wherein said lubrication groove is substantially mortar-shaped.

前記環状シール部材は、前記潤滑溝として、リング外径に開口した外径側潤滑溝とリング内径に開口した内径側潤滑溝とを有することを特徴とする請求項１または請求項２記載の環状シール部材。 3. The annular seal member according to claim 1, wherein said annular seal member has, as said lubrication grooves, an outer diameter side lubrication groove opened to the ring outer diameter and an inner diameter side lubrication groove opened to the ring inner diameter. sealing material.

前記外径側潤滑溝および前記内径側潤滑溝はそれぞれ、リング周方向で離間して複数個設けられ、前記リング側面から見て前記外径側潤滑溝と前記内径側潤滑溝とがリング周方向に交互に設けられていることを特徴とする請求項４記載の環状シール部材。 A plurality of the outer-diameter-side lubrication grooves and the inner-diameter-side lubrication grooves are provided separately in the ring circumferential direction. 5. The annular sealing member according to claim 4, wherein the annular sealing member is provided alternately.

前記傾斜面は前記摺動面に対する角度が０．１°～１５°であることを特徴とする請求項１または請求項２記載の環状シール部材。 3. The annular seal member according to claim 1, wherein the inclined surface has an angle of 0.1° to 15° with respect to the sliding surface.

前記環状シール部材は合成樹脂製であり、該合成樹脂がポリフェニレンサルファイド樹脂またはポリエーテルエーテルケトン樹脂であることを特徴とする請求項１または請求項２記載の環状シール部材。 3. The annular sealing member according to claim 1, wherein the annular sealing member is made of synthetic resin, and the synthetic resin is polyphenylene sulfide resin or polyetheretherketone resin.

前記傾斜面において、前記摺動面に接続される周縁部には、前記摺動面に対する勾配が該周縁部以外の部分の前記摺動面に対する勾配よりも大きい、急勾配の面が形成されていることを特徴とする請求項１または請求項２記載の環状シール部材。 In the inclined surface, a peripheral edge portion connected to the sliding surface is formed with a steep surface having a steeper slope with respect to the sliding surface than a slope with respect to the sliding surface of a portion other than the peripheral edge portion. 3. The annular sealing member according to claim 1, wherein the annular sealing member is characterized by: