JPH08200250A - Shaft through scroll compressor - Google Patents

Shaft through scroll compressor

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Publication number
JPH08200250A
JPH08200250A JP696595A JP696595A JPH08200250A JP H08200250 A JPH08200250 A JP H08200250A JP 696595 A JP696595 A JP 696595A JP 696595 A JP696595 A JP 696595A JP H08200250 A JPH08200250 A JP H08200250A
Authority
JP
Japan
Prior art keywords
shaft
fixed scroll
scroll member
end plate
wrap
Prior art date
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Pending
Application number
JP696595A
Other languages
Japanese (ja)
Inventor
Masao Shiibayashi
正夫 椎林
Kazutaka Suefuji
和孝 末藤
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Hitachi Ltd
Original Assignee
Hitachi Ltd
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Filing date
Publication date
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Publication of JPH08200250A publication Critical patent/JPH08200250A/en
Pending legal-status Critical Current

Links

Classifications

    • 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
    • F04C18/00—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C18/02—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of arcuate-engagement type, i.e. with circular translatory movement of co-operating members, each member having the same number of teeth or tooth-equivalents
    • F04C18/0207—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of arcuate-engagement type, i.e. with circular translatory movement of co-operating members, each member having the same number of teeth or tooth-equivalents both members having co-operating elements in spiral form
    • F04C18/0215—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of arcuate-engagement type, i.e. with circular translatory movement of co-operating members, each member having the same number of teeth or tooth-equivalents both members having co-operating elements in spiral form where only one member is moving
    • 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
    • F04C23/00—Combinations of two or more pumps, each being of rotary-piston or oscillating-piston type, specially adapted for elastic fluids; Pumping installations specially adapted for elastic fluids; Multi-stage pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C23/008—Hermetic pumps

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Rotary Pumps (AREA)
  • Applications Or Details Of Rotary Compressors (AREA)

Abstract

PURPOSE: To reduce a pressure loss and overcompressing power in a delivery passage side by providing a recessed part extended in a peripheral direction in a side opposite to a lap in an end plate part of a fixed scroll member, and mounting an auxiliary frame provided with an axial center bearing part of supporting an axial center shaft part in the end plate part of the fixed scroll member by interposing the recessed part. CONSTITUTION: An eccentric shaft 14a of a rotary shaft is supported through a turn bearing 31 to the center part of a turn scroll 6 cooperated with a fixed scroll 5 fixed to a frame, to extend an axial center shaft part 14f in a point end of the eccentric shaft 14a to a side of the fixed scroll 5. In a shaft through scroll compressor thus obtained, a recessed part 5z extended in a peripheral direction to a side opposite to a lap is formed in an end plate part of the fixed scroll 5. In order to mount an auxiliary frame 46, provided with an axial center bearing part 32 of supporting the axial center shaft part 14f, in an end plate part 5a, a boss part 5p is provided uniformly with a surface 5y, to prepare a refrigerant gas delivery passage, extended in a diametric direction, by a bottom surface of the auxiliary frame 46 and the recessed part 5z of the end plate part, when the auxiliary frame 46 is assembled.

Description

【発明の詳細な説明】Detailed Description of the Invention

【０００１】[0001]

【産業上の利用分野】本発明は、冷凍空調用・冷蔵庫用
等の冷媒用圧縮機として用いられる密閉形スクロール圧
縮機に関する。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a hermetic scroll compressor used as a refrigerant compressor for refrigeration and air conditioning, refrigerators and the like.

【０００２】[0002]

【従来の技術】軸貫通方式スクロール圧縮機は、特開昭
57−131896号（公知例１）で開示されているように、旋
回スクロール部材の中心部に旋回軸受部を設け、旋回軸
受部にクランク軸の偏心軸部をラップ先端部まで挿入す
ると共に、クランク軸が偏心軸先端に更に軸心軸部を延
長し、固定スクロール側に上記軸心軸部を支承する軸受
部を形成した構造である。また、固定スクロール側のラ
ップ巻き角を旋回スクロールのラップ巻き終わり角より
１８０度以内の範囲で大きく設定したスクロール圧縮機
は、特開昭56−20701 号（公知例２）で開示されてい
る。2. Description of the Related Art A shaft penetrating scroll compressor is disclosed in
As disclosed in Japanese Unexamined Patent Publication No. 57-131896 (Prior Art 1), an orbiting bearing portion is provided in the center of an orbiting scroll member, and the eccentric shaft portion of the crankshaft is inserted into the orbiting bearing portion up to the wrap tip portion. The shaft has a structure in which the shaft center shaft portion is further extended to the tip of the eccentric shaft, and a bearing portion for supporting the shaft center shaft portion is formed on the fixed scroll side. Further, a scroll compressor in which the wrap winding angle on the fixed scroll side is set to be larger than the wrap winding end angle of the orbiting scroll within 180 degrees is disclosed in JP-A-56-20701 (known example 2).

【０００３】[0003]

【発明が解決しようとする課題】上記公知例１は、固定
スクロール側に上記軸心軸部を支承する軸受部を設けて
いるが、固定スクロールの鏡板部に配置した構成となっ
ている。このため、吐出孔の大きさに制約され、吐出冷
媒ガス通路を広く確保できず、また、上記公知例にある
ように吐出通路が屈折通路形状となっているなどその通
路内での流れにともなう通路損失（圧力損失）が大きく
増大し、圧縮機の性能面で不利となっていた。公知例２
では、スクロールラップの同じラップ接触点において、
固定スクロールラップ内側曲線と旋回スクロールラップ
外側曲線とで形成される圧縮室の圧力ともう一方側の固
定スクロールラップ外側曲線と旋回スクロールラップ内
側曲線とで形成される圧縮室の圧力とが異なる。そのた
め、圧力的には非対称なものとなっている。このような
構造の場合にも、両圧縮室の吐出過程における圧力損失
が大きく増大し、圧縮機の性能面で不利となっていた。In the known example 1, the bearing portion for supporting the shaft center shaft portion is provided on the fixed scroll side, but it is arranged on the end plate portion of the fixed scroll. Therefore, due to the size of the discharge hole, a wide discharge refrigerant gas passage cannot be secured, and the discharge passage has a curved passage shape as in the above-mentioned known example, which is accompanied by a flow in the passage. The passage loss (pressure loss) greatly increased, which was disadvantageous in terms of compressor performance. Known example 2
Then, at the same lap contact point of the scroll wrap,
The pressure of the compression chamber formed by the fixed scroll wrap inner curve and the orbiting scroll wrap outer curve is different from the pressure of the compression chamber formed by the other fixed scroll wrap outer curve and the orbiting scroll wrap inner curve. Therefore, it is asymmetric in terms of pressure. Even in the case of such a structure, the pressure loss in the discharge process of both compression chambers greatly increases, which is disadvantageous in the performance of the compressor.

【０００４】[0004]

【課題を解決するための手段】本発明では、軸貫通スク
ロール圧縮機において、旋回スクロールのラップ巻き始
め部となる外側曲線の始点と旋回スクロールの内側曲線
の円弧曲線の始点とが一致し、その点から円弧曲線側に
なる円弧曲線の中心角が６０度から８０度の範囲に早期
吐出口を設定し、前記溝は旋回スクロールのラップの外
側曲線に沿って、かつ旋回軸受外周部に係合するように
設定し、前記円弧曲線部の側壁面に旋回内線室側の吐出
工程を旋回外線室側より早期に行わせる吐出口を設定す
ること、さらに、早期吐出口の端部に、縦状の円孔を設
け、前記円孔につながる複数個の縦状の円孔を、前記吐
出溝部に設定するものである。さらに、固定スクロール
の鏡板部の反ラップ側に周方向に伸びる凹部を設け、前
記凹部を挟んで軸心軸部を支える軸心軸受け部を備えた
補助フレームを固定スクロールの鏡板部に取付け、前記
補助フレーム底面と前記固定鏡板部の凹部とで径方向に
伸びる吐出通路を形成したことを特徴としている。ま
た、旋回スクロールの円弧曲線部に係合し、旋回スクロ
ールラップ中央部の先端部に、前記吐出工程を早期に行
わせる吐出口と吐出溝を設定した場合と設定しない場合
とで、圧縮機の固有圧縮比Ｖｒを変化せしめ、空調用途
と冷凍機用途の圧縮機に使い分けできるようにしたこと
を特徴とする。According to the present invention, in a shaft-through scroll compressor, the starting point of the outer curve which is the wrap winding start portion of the orbiting scroll and the starting point of the arc curve of the inner curve of the orbiting scroll are coincident with each other. The early discharge port is set so that the center angle of the arc curve on the arc curve side from the point is in the range of 60 degrees to 80 degrees, and the groove engages with the outer circumference of the orbiting bearing along the outer curve of the wrap of the orbiting scroll. And a discharge port that allows the discharge process on the side of the swirling inner line chamber to be performed earlier than the side of the swirl outer line chamber on the side wall surface of the curved arc portion. Is provided, and a plurality of vertical circular holes connected to the circular hole are set in the ejection groove portion. Furthermore, a recess extending in the circumferential direction is provided on the end side of the end plate portion of the fixed scroll that extends in the circumferential direction, and an auxiliary frame having a shaft bearing portion that supports the shaft shaft portion with the recess interposed is attached to the end plate portion of the fixed scroll. A discharge passage extending in the radial direction is formed by the bottom surface of the auxiliary frame and the concave portion of the fixed end plate portion. In addition, the compressor may or may not be provided with a discharge port and a discharge groove that engage with the arcuate curved portion of the orbiting scroll and that allows the discharge step to be performed early at the tip of the center of the orbiting scroll wrap. The characteristic feature is that the inherent compression ratio Vr is changed so that the compressor can be selectively used for air-conditioning applications and refrigerator applications.

【０００５】[0005]

【作用】本発明の作用を図１から図７をもとにして説明
する。図１の固定スクロール５側の鏡板中央部５ａに設
けた吐出孔１０の最大径の大きさＤｄ1 が旋回軸受部３
１の内径寸法Ｄｍ（図４参照）と同等程度もしくはそれ
以上に設定しているため、吐出孔１０の通路面積を従来
機に対して数倍から十数倍前後と、広く吐出通路を確保
している。かつ、吐出孔１０が鏡板中心Ｏｆに対して偏
心した位置にあるため、ガス流動の抵抗が小さくなって
吐出時のスムーズなガス吐出作用が可能となる。さら
に、図４に示すように、円弧曲線部の側壁面に旋回内線
室側の吐出工程を旋回外線室側より早期に行わせる吐出
口６ｔ，６ｈ，６ｐを設けている。この早期吐出口は、
過圧縮損失を減らすためのもので、この旋回内線室側の
吐出口は、ラップ中央部に設けた矩形状の吐出通路６ｐ
と連ながり、吐出溝は旋回スクロールのラップの外側曲
線に沿って、かつ旋回軸受外周部に係合するように設定
しており、溝は、さらに、固定スクロール側の吐出孔１
０と連通している。吐出孔１０をでた冷媒ガスは、固定
スクロールの鏡板部の反ラップ側に周方向に伸びた凹部
と軸心軸部を支える補助フレーム底面とで径方向に伸び
る吐出通路を形成しているので、さらに圧力損失が低減
できる。The operation of the present invention will be described with reference to FIGS. The maximum diameter Dd 1 of the discharge hole 10 provided in the end plate central portion 5a on the fixed scroll 5 side in FIG.
Since it is set to be equal to or larger than the inner diameter dimension Dm of 1 (see FIG. 4), the passage area of the discharge hole 10 is secured to be as wide as several times to about ten times that of the conventional machine. ing. Moreover, since the discharge hole 10 is eccentric with respect to the end plate center Of, the gas flow resistance is reduced, and a smooth gas discharge action during discharge is possible. Further, as shown in FIG. 4, discharge ports 6t, 6h, and 6p are provided on the side wall surface of the arcuate curved portion so as to perform the discharge process on the swirl inner line chamber side earlier than on the swirl outer line chamber side. This early outlet is
The discharge port on the side of the swirling extension chamber has a rectangular discharge passage 6p provided at the center of the wrap to reduce overcompression loss.
And the discharge groove is set so as to be engaged with the outer peripheral portion of the orbiting bearing along the outer curve of the wrap of the orbiting scroll, and the groove is further provided with the discharge hole 1 on the fixed scroll side.
It communicates with 0. The refrigerant gas exiting the discharge holes 10 forms a discharge passage extending in the radial direction by the concave portion extending in the circumferential direction on the side opposite to the wrap of the end plate portion of the fixed scroll and the auxiliary frame bottom surface supporting the shaft center shaft portion. Moreover, the pressure loss can be further reduced.

【０００６】ここで、図９を用いて本発明の軸貫通式ス
クロールの場合の圧縮作用を説明する。軸貫通式スクロ
ールの場合、図９に示すように、ラップ中央部に旋回軸
受部３１が有るためスクロールラップの巻き始め部を旋
回軸受部の外周部から設定している。このため、必要な
圧縮比Ｖｒを得るためには、スクロールラップの巻き角
度が大きくなり、その分スクロールラップの外径が大き
くなる。この欠点を補うため、図１に示すように、固定
スクロールの巻き終わり部を従来の点Ｖの位置から点Ｔ
の位置６３となる１８０度分ラップ巻き角を延長し、こ
れまで吸入室であった空間を無駄なく圧縮室となるよう
にしている。したがって、固定スクロールの巻き終わり
部の内側曲線と、旋回スクロールの巻き終わり部の外側
曲線とで囲まれる空間で、圧縮室（以後、旋回外線室と
呼ぶ）を形成することになる。また、旋回スクロールの
内側曲線と固定スクロールの外側曲線により圧縮室（以
後、旋回内線室と呼ぶ）を形成する。その結果、旋回外
線室の理論押しのけ量（工程容積）は例えば、５馬力を
想定した場合、工程容積Ｖth1＝４３.０cm3／revで、旋
回内線室の場合はＶth2＝３７.０cm3／revとなり、一対
の圧縮室の理論押しのけ量が異なる。この場合、両側の
圧縮室の吸入開始する位置は、図１において点６３
（Ｔ）と点６４（Ｑ）の位置であり、吸入開始のタイミ
ングは互いに回転角にして１８０度ずれている。この圧
縮機の固有圧縮比Ｖｒは、旋回外線室側がＶｒ＝２.５
前後に、旋回内線室側がＶｒ＝２.３前後となる。Here, the compressing action in the case of the shaft-through type scroll of the present invention will be described with reference to FIG. In the case of the shaft-through type scroll, as shown in FIG. 9, since the orbiting bearing portion 31 is provided in the central portion of the wrap, the winding start portion of the scroll wrap is set from the outer peripheral portion of the orbiting bearing portion. Therefore, in order to obtain the required compression ratio Vr, the winding angle of the scroll wrap increases, and the outer diameter of the scroll wrap increases accordingly. In order to make up for this drawback, as shown in FIG. 1, the winding end portion of the fixed scroll is moved from the conventional point V to the point T.
The wrap winding angle is extended by 180 degrees, which is the position 63, so that the space that has been the suction chamber until now can be used as the compression chamber without waste. Therefore, a compression chamber (hereinafter referred to as an orbiting external line chamber) is formed in the space surrounded by the inner curve of the winding end portion of the fixed scroll and the outer curve of the winding end portion of the orbiting scroll. A compression chamber (hereinafter referred to as a swirling extension chamber) is formed by the inner curve of the orbiting scroll and the outer curve of the fixed scroll. As a result, the amount displacement theory of orbiting external chamber (step volume) can, for example, assuming the 5 horsepower, in step volume V th1 = 43.0cm 3 / rev, when the pivoting extension chamber V th2 = 37.0cm 3 / Rev, and the theoretical displacement of the pair of compression chambers is different. In this case, the position at which suction is started in the compression chambers on both sides is point 63 in FIG.
At the positions of (T) and point 64 (Q), the suction start timings are shifted from each other by 180 degrees in terms of rotation angle. The intrinsic compression ratio Vr of this compressor is Vr = 2.5 on the side of the swirl line chamber.
Before and after, Vr = 2.3 on the turning extension room side.

【０００７】本発明では、従来機での屈折通路がないの
で、吐出ポートの拡大構造の効果とあわせて、吐出圧力
損失が大きく低減できる。ひいては転覆モーメントの作
用しない構造による旋回スクロールの挙動の安定化によ
る圧縮室内部漏れの損失低減などの波及効果との相乗効
果により軸貫通方式のスクロール圧縮機の性能が大幅に
向上できる。また、旋回スクロールラップ中央部の先端
部に、吐出工程を早期に行わせる吐出口６ｔと吐出溝６
ｐを設定した場合と設定しない場合とで、圧縮機の固有
圧縮比Ｖｒを変化させることができる。図１８は、旋回
スクロール６の円弧曲線６ｍに、図４に示した早期に行
わせる吐出口６ｔ，吐出溝６ｐなどの通路を一切設定し
ていない場合の実施例で、円弧曲線部６ｍでの容積比変
化は大きい。このため、吐出溝６ｐなどの通路を一切設
定していない場合の圧縮機の固有圧縮比（容積比）Ｖｒ
が大きくなる効果がある。図１の固定スクロールと図４
の旋回スクロールを組み合わせると、容積比Ｖｒが約
２.３ 前後に対して、図１の固定スクロールと図１８の
旋回スクロールを組み合わせると、容積比Ｖｒが約３.
３ 前後と大きくなるためである。吐出溝をなくすこと
で、吐出通路側の通路抵抗をもたす結果となり、そのこ
とが吐出通路側から圧縮室側への冷媒ガスの逆流が小さ
くなる作用が得られる。従って、図１９に示すように、
早期に行わせる吐出口６ｔ，吐出溝６ｐなどの通路を一
切設定していない場合の圧縮機では、高圧力比での全断
熱効率が改善できる作用が得られる。このことから、旋
回スクロールの吐出口６ｔ，吐出溝６ｐなどの通路の有
り無しによって、空調用途と冷凍機用途に使い分けが可
能（容易）となる。In the present invention, since there is no refraction passage in the conventional machine, the discharge pressure loss can be greatly reduced together with the effect of the enlarged structure of the discharge port. As a result, the performance of the scroll compressor of the shaft penetration type can be greatly improved by the synergistic effect with the ripple effect such as the loss reduction of the leakage inside the compression chamber due to the stabilization of the behavior of the orbiting scroll due to the structure in which the overturning moment does not act. In addition, the discharge port 6t and the discharge groove 6 that allow the discharge process to be performed early are provided at the tip of the center of the orbiting scroll wrap.
The peculiar compression ratio Vr of the compressor can be changed depending on whether or not p is set. FIG. 18 shows an example in which the circular arc curve 6m of the orbiting scroll 6 has no passages such as the discharge port 6t and the discharge groove 6p which are shown in FIG. The change in volume ratio is large. Therefore, the intrinsic compression ratio (volume ratio) Vr of the compressor when no passage such as the discharge groove 6p is set.
Has the effect of increasing. Figure 1 fixed scroll and Figure 4
If the orbiting scroll of FIG. 18 is combined, the volume ratio Vr is about 2.3, whereas if the fixed scroll of FIG. 1 and the orbiting scroll of FIG. 18 are combined, the volume ratio Vr is about 3.3.
This is because it will be as large as around 3. The elimination of the discharge groove results in the passage resistance on the discharge passage side, which has the effect of reducing the backflow of the refrigerant gas from the discharge passage side to the compression chamber side. Therefore, as shown in FIG.
In the compressor in which the passages such as the discharge port 6t and the discharge groove 6p which are performed early are not set at all, the effect of improving the total adiabatic efficiency at a high pressure ratio can be obtained. From this, the presence or absence of passages such as the discharge port 6t and the discharge groove 6p of the orbiting scroll makes it possible (easy) to use the air conditioner and the refrigerator.

【０００８】[0008]

【実施例】本発明の実施例を図１から図１７にわたって
示す。図１から図３は、固定スクロール５の平面図と縦
断面図である。図１において、固定スクロール５のラッ
プ曲線は円弧曲線とインボリュウト曲線を組み合わせて
いる。ラップ終端部５ｎと冷媒ガスの入る吸入孔１６を
配置する。５ｆは吸入室である。鏡板５ａの中心は点Ｏ
ｆで、軸心軸１４ｆの中心と一致する。中心点Ｏｆより
ラップ終端部５ｎと反対側に偏心した点Ｏｆo は、ラッ
プ部５ｂのインボリュウト曲線の基礎円の中心である。
固定スクロール５側の鏡板５ａのほぼ中央部にあってや
やラップ始端部６０の方向に偏心した位置に設けたのが
吐出孔１０である。その吐出孔１０の外縁部はラップ始
端部６０の内側曲線５ｕと近接もしくは一致している。
このように、固定スクロールのほぼ中央部の吐出孔１０
は、その大きさが旋回軸受部３１の内径寸法Ｄｍとり若
干大きく設定し、かつ延長した軸心軸部に対して包含す
るようにして設けている。その孔１０の直径がＤｄ1(例
えば、その直径が約３０〜３５mm）の大きい円形のみの
吐出孔形状としている。この場合、軸心軸の軸径は約１
５〜２０mmとなる。固定スクロールラップ外側曲線５ｓ
の始点は点６１であり、終点は点６４，６６となる。一
方、固定スクロールラップ内側曲線５ｕの始点は点６０
であり、終点は圧縮開始点となる点６３とそれより外側
の点６５となる。ラップ部５ｂの内側曲線５ｕは、始点
６０から点６２が円弧曲線であり、点６２から終点６３
を経て点６５までがインボリュウト曲線となる。外側曲
線５ｓは点６１から圧縮開始点となる点６４を経て終点
６６の範囲でインボリュウト曲線をなし、点６５と点６
６とを半径Ｒの円弧５ｍで滑らかに結ばれている。半径
Ｒは、Ｒ＝５.５mm 前後に設定している。また、ラップ
始端部では点６０と点６１とを半径ｒの円弧５ｗで滑ら
かに結ばれている。半径ｒ＝１.５mm前後に設定してい
る。また、点６０と点６２とを半径ＲＲの円弧５ｖで滑
らかに結ばれている。半径ＲＲは、ＲＲ＝２３.９５mm
前後に設定している。このようなラップ曲線を構成する
ことにより、固定スクロールのラップ始端部のラップ厚
さＴ1 をその他のラップ厚さＴ2より太く設定してい
る。例えば、Ｔ1 ＝Ｔ2 ＋１.０mmからＴ1＝Ｔ2＋２.５
mm前後の寸法関係とし、ラップ強度の向上を図ってい
る。固定スクロールラップ巻き終り角を旋回スクロール
のラップ巻き終わり角より１８０度の範囲で延長してい
る。図２と図３において、固定スクロールの鏡板部５ａ
の反ラップ側に周方向に伸びる凹部５ｚを設けている。
また、軸心軸部１４ｆを支える軸心軸受け部３２を備え
た補助フレーム４６を固定スクロール５の鏡板部５ａに
取付けるためのボス部５ｐを面５ｙと一様にして設けて
いる。面５ｙは、補助フレーム底面４６と接し、補助フ
レーム底面４６と固定鏡板部の凹部５ｚとで径方向に伸
びる冷媒ガスのとうる吐出通路を形成する。固定スクロ
ールのほぼ中央部の吐出孔１０は、その大きさが旋回軸
受部３１の内径寸法と同等程度に設定し、かつ延長した
軸心軸部に対して包含するようにして設け、吐出孔は固
定鏡板の中心に対してスクロールラップ巻き始め側に偏
心して設けるもので、固定スクロール鏡板貫通孔と軸心
軸１４ｆで形成される空間を吐出ポートとしている。さ
らに、旋回スクロールのラップ巻き始め部となる外側曲
線の始点と旋回スクロールの内側曲線の始点とをラップ
溝幅を直径とする円弧曲線で接続し、円弧曲線部の側壁
面に旋回内線室側の吐出工程を旋回外線室側より早期に
行わせる吐出口を設定したことを特徴としている。図４
から図７は、旋回スクロール６の平面図と縦断面図であ
る。図５は、旋回スクロール６の円弧曲線部の吐出口を
示す部分断面図である。図４において、旋回スクロール
６の鏡板６ａの中心は点Ｏｍとなる。中心点Ｏｍより偏
心した点Ｏｍo は、ラップ部６ｂのインボリュウト曲線
の基礎円の中心で、点Ｏｍに対してラップ外終端部６ｎ
の反対側に偏心した位置関係としている。旋回スクロー
ル６のラップ巻き終わり端部６ｎの外縁端部７５である
ラップ部６ｂの外側曲線6sの終端部は、鏡板６ａの外終
端より大きくしている。この旋回スクロールの鏡板外形
寸法をＤｓo と記す。ラップ部６ｂの外側曲線６ｓは、
始点７７から点７９が円弧曲線であり、その半径ＲＬ
は、ＲＬ＝１９.９５mm 前後の値としている。また、点
７９から終点７５までがインボリュウト曲線となる。内
側曲線６ｕは点７８から圧縮開始点となる点７６の範囲
でインボリュウト曲線をなし、点７８と点７７とを半径
Ｒ(Ｗｃ／２の大きさ)の円弧６ｍで滑らかに結ばれてい
る。また、ラップ終端部では点７５と点７６とを半径ｒ
ｏ（＝ラップ厚さ／２の大きさ）の円弧６ｗで滑らかに
結ばれている。その半径ｒｏは、ｒｏ＝１.５mm 前後に
設定している。旋回スクロールのラップ巻き始め部とな
る外側曲線の始点７７と旋回スクロールの内側曲線の始
点７８とをラップ溝幅Ｗｃを直径とする円弧曲線６ｍで
接続し、円弧曲線部６ｍの側壁面に圧縮室８である旋回
内線室８ｃ側の吐出工程を旋回外線室８ｅ側より早期に
行わせる吐出口６ｔを設定している。吐出口６ｔ周辺部
の詳細な構造を図５に示す。旋回スクロールのラップ巻
き始め部となる外側曲線の始点７７と旋回スクロールの
内側曲線の円弧曲線の始点７７とが一致し、その点から
円弧曲線側になる円弧曲線の中心角θｄが６０度から８
０度の範囲になる点７３で早期吐出口６ｔを設定する。
空調用途における最適な中心角θｄとしては、実験的に
６８度前後となる。吐出口６ｔから吐出溝６ｐは旋回ス
クロールのラップの外側曲線 ６ｓに沿って、かつ旋回
軸受３１外周部３１ａのハウジング面に係合する扇形状
のように設定している。６ｇは縦状の円孔で、円孔につ
ながる複数個の縦状の円孔６ｈ，６ｃを、吐出溝部６ｐ
に設定している。早期吐出口６ｔ及び円孔６ｈ，６ｃの
溝深さＨｏは、図７に示すように、ラップ深さＨｍの位
置まで深く掘り下げている。このため、ラップ中央部の
ボス部６ｋの厚さＷｔは、ラップ厚さｔｓと同程度に設
定することにより、固定スクロール歯底面側との余計な
接触を避けることができる。圧縮ガスは出口部６ｔから
矩形通路６ｐで旋回軸受３１側に吐出される。この吐出
通路６ｔ，通路６ｐは極力通路面積を大きく設定する。
図８は、吐出通路６ｔ，通路６ｐ周辺部の縦断面図であ
る。図６から図８に示すように、ラップ中央部のボス部
６ｋの内周面に６ｅ，３１ｃとＲ形状（円弧）とするこ
とでさらに、吐出ガスの流動が吐出過程時におけるガス
冷媒の流れをスムーズに行え、流体抵抗が小さくなって
圧力損失が減少し、ひいては過圧縮損失動力が大きく低
下する。また、それらの旋回中央部のラップ先端面と向
かいあう固定歯底面との摺動する面積が小さくなって、
機械摩擦損失も低くなる。図９は固定スクロール５と旋
回スクロール６を組み合わせた横断面図である。なお、
点６３は旋回スクロールラップの終端部点７５と接する
点となり、点６４は旋回スクロールラップの終端部の点
７６と接する点となる。固定スクロールラップ内側曲線
と旋回スクロールラップ外側曲線とで形成される旋回外
線室（圧縮室）８ａ，８ｃ，８ｅがあり、固定スクロー
ルラップ外側曲線と旋回スクロールラップ内側曲線とで
形成される旋回内線室（圧縮室）８ｂ，８ｄを形成す
る。吐出通路６ｔ，通路６ｐは、主に圧縮室８ｂ，８ｄ
から吐出されるガスの通路となるものである。図１７に
示すように、旋回スクロール６の鏡板背面に背圧室３６
を設けている。背圧室３６に圧縮室内部のガス圧を導入
する絞り孔６ｄを旋回スクロールラップ外側曲線６ｓに
沿った位置の鏡板部に設けている。背圧室３６は、吸入
圧力と吐出圧力との中間圧力となる。なお、図５におい
て、旋回スクロール部材６の中心部の旋回軸受部３１と
してすべり軸受を設けている。軸受部３１は、比較的耐
久性のある含油軸受タイプや四ふっ化エチレン樹脂を軸
受材料に適用したドライタイプ仕様スベリ軸受を用いて
いる。DETAILED DESCRIPTION OF THE PREFERRED EMBODIMENT An embodiment of the present invention is shown in FIGS. 1 to 3 are a plan view and a vertical sectional view of the fixed scroll 5. In FIG. 1, the wrap curve of the fixed scroll 5 is a combination of an arc curve and an involute curve. A lap end portion 5n and a suction hole 16 into which a refrigerant gas enters are arranged. 5f is an inhalation chamber. The center of the end plate 5a is point O
At f, it coincides with the center of the shaft center axis 14f. A point Ofo that is eccentric to the wrap end portion 5n from the center point Of is the center of the basic circle of the involute curve of the lap portion 5b.
The discharge hole 10 is provided at a position slightly eccentric in the direction of the lap start end portion 60 in the substantially central portion of the end plate 5a on the fixed scroll 5 side. The outer edge of the discharge hole 10 is close to or coincides with the inner curve 5u of the wrap start end 60.
In this way, the discharge hole 10 in the substantially central portion of the fixed scroll is formed.
Is set such that its size is set slightly larger than the inner diameter dimension Dm of the slewing bearing portion 31 and is included in the extended shaft center shaft portion. The diameter of the hole 10 is Dd 1 (for example, the diameter is about 30 to 35 mm) and is a large circular discharge hole shape. In this case, the shaft diameter of the shaft center shaft is about 1
It will be 5 to 20 mm. Fixed scroll wrap outside curve 5s
The start point of is the point 61, and the end points thereof are the points 64 and 66. On the other hand, the starting point of the fixed scroll wrap inner curve 5u is point 60.
And the end point is the point 63 which is the compression start point and the point 65 outside thereof. The inside curve 5u of the lap portion 5b is a circular arc curve from a start point 60 to a point 62, and a point 62 to an end point 63.
The curve up to the point 65 becomes an involute curve. The outer curve 5s forms an involute curve in the range from the point 61 to the compression start point 64 and the end point 66.
6 and 6 are smoothly connected by an arc 5 m with a radius R. The radius R is set to around R = 5.5 mm. Further, at the wrap start end, points 60 and 61 are smoothly connected by an arc 5w having a radius r. The radius r is set to around 1.5 mm. Further, the points 60 and 62 are smoothly connected by an arc 5v having a radius RR. Radius RR is RR = 23.95mm
It is set back and forth. By constructing such a wrap curve, the wrap thickness T 1 at the wrap start end portion of the fixed scroll is set thicker than the other wrap thickness T 2 . For example, T 1 = T 2 +1.0 mm to T 1 = T 2 +2.5 mm
The dimensional relationship is around mm to improve the lap strength. The fixed scroll wrap winding end angle is extended by 180 degrees from the wrap winding end angle of the orbiting scroll. 2 and 3, the end plate portion 5a of the fixed scroll
A recess 5z extending in the circumferential direction is provided on the side opposite to the lap.
Further, a boss portion 5p for attaching the auxiliary frame 46 having the shaft bearing portion 32 supporting the shaft portion 14f to the end plate portion 5a of the fixed scroll 5 is provided uniformly with the surface 5y. The surface 5y is in contact with the auxiliary frame bottom surface 46, and the auxiliary frame bottom surface 46 and the recess 5z of the fixed mirror plate portion form a discharge passage through which a refrigerant gas extending in the radial direction can be taken. The discharge hole 10 in the substantially central portion of the fixed scroll is provided such that its size is set to be approximately the same as the inner diameter of the orbiting bearing portion 31 and is included in the extended shaft center shaft portion. It is provided eccentrically to the scroll wrap winding start side with respect to the center of the fixed end plate, and the space formed by the fixed scroll end plate through hole and the shaft center axis 14f is used as the discharge port. Furthermore, the start point of the outer curve that is the wrap winding start portion of the orbiting scroll and the start point of the inner curve of the orbiting scroll are connected by an arc curve having a diameter of the wrap groove width, and the side wall surface of the arc curve portion is connected to the turning extension room side. It is characterized in that a discharge port is set so that the discharge process can be performed earlier than the side of the turning outside line room. FIG.
7 to 7 are a plan view and a vertical sectional view of the orbiting scroll 6. FIG. 5 is a partial cross-sectional view showing the discharge port of the circular arc curved portion of the orbiting scroll 6. In FIG. 4, the center of the end plate 6a of the orbiting scroll 6 is the point Om. The point Omo, which is eccentric from the center point Om, is the center of the basic circle of the involute curve of the wrap portion 6b, and the end portion 6n outside the lap with respect to the point Om.
The positional relationship is eccentric to the opposite side. The end of the outer curve 6s of the wrap 6b, which is the outer edge 75 of the wrap winding end 6n of the orbiting scroll 6, is made larger than the outer end of the end plate 6a. The outer dimension of the end plate of this orbiting scroll is referred to as Dso. The outer curve 6s of the wrap portion 6b is
The starting point 77 to the point 79 is an arc curve, and its radius RL
Is a value around RL = 19.95 mm. Further, the point 79 to the end point 75 is an involute curve. The inner curve 6u forms an involute curve in the range from the point 78 to the point 76 which is the compression start point, and the point 78 and the point 77 are smoothly connected by an arc 6m having a radius R (the size of Wc / 2). Further, at the lap end portion, the points 75 and 76 are set to have a radius r
It is smoothly connected by an arc 6w of o (= lap thickness / 2 size). The radius ro is set to around ro = 1.5 mm. The starting point 77 of the outer curve which is the wrap winding start portion of the orbiting scroll and the starting point 78 of the inner curve of the orbiting scroll are connected by an arc curve 6m having a diameter of the wrap groove width Wc, and a compression chamber is formed on the side wall surface of the arc curve portion 6m. The discharge port 6t is set so that the discharge process on the side of the swirling extension chamber 8c, which is No. 8, is performed earlier than on the side of the swirling outer line chamber 8e. FIG. 5 shows a detailed structure around the discharge port 6t. The starting point 77 of the outer curve which is the wrap winding start portion of the orbiting scroll and the starting point 77 of the arc curve of the inner curve of the orbiting scroll coincide with each other, and the center angle θd of the arc curve on the arc curve side is from 60 degrees to
The early ejection port 6t is set at the point 73 within the range of 0 degree.
The optimum central angle θd for air conditioning applications is experimentally around 68 degrees. From the discharge port 6t to the discharge groove 6p are set like a fan shape that engages with the housing surface of the outer peripheral portion 31a of the orbiting bearing 31 along the outer curve 6s of the wrap of the orbiting scroll. 6g is a vertical circular hole, and a plurality of vertical circular holes 6h and 6c connected to the circular hole are formed in the discharge groove portion 6p.
Is set to. The groove depth Ho of the early ejection port 6t and the circular holes 6h and 6c is deeply dug down to the position of the lap depth Hm as shown in FIG. Therefore, by setting the thickness Wt of the boss portion 6k at the center of the wrap to be approximately the same as the wrap thickness ts, it is possible to avoid unnecessary contact with the bottom surface side of the fixed scroll teeth. The compressed gas is discharged from the outlet 6t to the orbiting bearing 31 side through the rectangular passage 6p. The discharge passage 6t and the passage 6p set the passage area as large as possible.
FIG. 8 is a vertical cross-sectional view of the periphery of the discharge passage 6t and the passage 6p. As shown in FIG. 6 to FIG. 8, the inner peripheral surface of the boss portion 6k at the center of the lap has an R shape (circular arc) with 6e and 31c. Can be performed smoothly, fluid resistance is reduced, pressure loss is reduced, and overcompression loss power is greatly reduced. In addition, the sliding area of the fixed tooth bottom surface facing the wrap tip surface of the swivel central part becomes small,
Mechanical friction loss is also low. FIG. 9 is a cross-sectional view in which the fixed scroll 5 and the orbiting scroll 6 are combined. In addition,
The point 63 comes into contact with the end point 75 of the orbiting scroll wrap, and the point 64 comes into contact with the end point 76 of the orbiting scroll wrap. There is an orbiting outer line chamber (compression chamber) 8a, 8c, 8e formed by a fixed scroll wrap inner curve and an orbiting scroll wrap outer curve, and an orbiting extension chamber formed by the fixed scroll wrap outer curve and the orbiting scroll wrap inner curve. (Compression chambers) 8b and 8d are formed. The discharge passage 6t and the passage 6p are mainly composed of the compression chambers 8b and 8d.
It serves as a passage for the gas discharged from. As shown in FIG. 17, the back pressure chamber 36 is provided on the rear surface of the end plate of the orbiting scroll 6.
Is provided. A throttle hole 6d for introducing the gas pressure in the compression chamber to the back pressure chamber 36 is provided in the end plate portion at a position along the orbiting scroll wrap outer curve 6s. The back pressure chamber 36 has an intermediate pressure between the suction pressure and the discharge pressure. In FIG. 5, a slide bearing is provided as the orbiting bearing portion 31 at the center of the orbiting scroll member 6. The bearing portion 31 uses a relatively durable oil-impregnated bearing type or a dry type specification sliding bearing in which a tetrafluoroethylene resin is applied as a bearing material.

【０００９】図１０は、主軸受部４０周辺部の部分縦断
面図である。１１は、フレームでそのフレーム１１の外
周部には長方形の通路１８が周上に複数個設けている。
フレーム１１の中央部に主軸受部４０とガスシール用軸
受部３８を形成している。１１ｇは内側シールリング３
５が挿入できる環状溝部である。旋回スクロール部材６
の鏡板６ａ背面の中央部のフレーム１１と対向するスラ
スト部に内側シールリング３５を配している。内側シー
ルリング３５の外側領域を、吐出圧力(Ｐｄ)と吸入圧力
（Ｐｓ）との中間圧力とせしめるため、旋回スクロール
６の鏡板６ａを貫通する絞り孔６ｄを設けている。旋回
鏡板背面部とフレーム１１側の主軸受部４０の間に油圧
室３９を設け、油圧室３９の高圧をシールするシール軸
受部３８を油圧室３９と主軸受部４０との間のフレーム
内周部に設けている。旋回鏡板背面の空間３９と電動機
室とをシールするシール軸受部３８を、旋回スクロール
鏡板背面部と主軸受け部との間にもうけるとともに、シ
ール軸受部３８には、電動機の磁気推力などのスラスト
方向の軸荷重を支えるつば付き部３８ｂを備えている。
本構造により、軸が上方向に移動してもつば付き部３８
ｂでささえる事ができる。また、主軸受部４０の周囲が
ガス域となって、転がり部によるかくはん損失が大きく
低減できる。FIG. 10 is a partial vertical cross-sectional view of the peripheral portion of the main bearing portion 40. Reference numeral 11 denotes a frame, and a plurality of rectangular passages 18 are provided on the outer periphery of the frame 11.
A main bearing portion 40 and a gas seal bearing portion 38 are formed in the center of the frame 11. 11g is the inner seal ring 3
5 is an annular groove into which 5 can be inserted. Orbiting scroll member 6
The inner seal ring 35 is arranged in the thrust portion facing the frame 11 in the central portion on the rear surface of the end plate 6a. A throttle hole 6d penetrating the end plate 6a of the orbiting scroll 6 is provided in order to make the outer region of the inner seal ring 35 have an intermediate pressure between the discharge pressure (Pd) and the suction pressure (Ps). A hydraulic chamber 39 is provided between the rear end portion of the swivel plate and the main bearing portion 40 on the frame 11 side, and a seal bearing portion 38 that seals high pressure in the hydraulic chamber 39 is provided inside the frame between the hydraulic chamber 39 and the main bearing portion 40. It is provided in the section. A seal bearing portion 38 for sealing a space 39 on the rear surface of the orbiting end plate and the electric motor chamber is provided between the rear portion of the orbiting scroll end plate and the main bearing portion, and the seal bearing portion 38 has a thrust direction such as a magnetic thrust of the electric motor. It has a flanged portion 38b for supporting the axial load of.
With this structure, the shaft moves upward and the barbed portion 38
You can use b. Further, the periphery of the main bearing portion 40 becomes a gas region, and the stirring loss due to the rolling portion can be greatly reduced.

【００１０】図１１から図１６はシール手段３５の具体
的な実施例である。油圧室３９と背圧室３６とをシール
するシール手段３５をフレーム１１側に設け、そのシー
ル手段３５は環状のシールリング３５ａと弾性支持可能
なバックアップリング３５ｂからなり、旋回スクロール
鏡板背面部と対向するシールリング上端面３５ｆ部に油
供給用チャンファ溝部３５ｃを形成している。そのシー
ル手段３５は、フレーム側のリング溝１１ｇに挿入され
る。シール手段３５は、シールリンブ部３５ａとバック
アップリング部３５ｂからなる。シールリンブ部３５ａ
には、図１２にあるように正三角形に似た溝（チャンフ
ァ）の給油溝３５ｃをなし、その深さは０.１mmから０.
６mm前後の小さな寸法として背圧室３６への給油量を抑
え、油量調節機能を備えている。バックアップリング部
３５ｂはＳＵＳ３０４相当材のばね用ステンレス鋼帯が
適正材料で、例えば、３０度間隔で折り曲げて成形して
いる。この構造により弾性支持可能としている。図１４
と図１５には具体的な寸法を示す。図１６は、油圧室３
９に給油された油がシールリング３５を介して背圧室３
６に流入する様子を示し、シールリンブ部３５ａは、バ
ックアップリング部３５ｂで背面から旋回スクロール側
に押されている。11 to 16 show a concrete embodiment of the sealing means 35. Sealing means 35 for sealing the hydraulic chamber 39 and the back pressure chamber 36 is provided on the frame 11 side, and the sealing means 35 comprises an annular seal ring 35a and a backup ring 35b capable of elastic support, and faces the rear portion of the orbiting scroll end plate. An oil supply chamfer groove 35c is formed on the upper end surface 35f of the seal ring. The sealing means 35 is inserted into the ring groove 11g on the frame side. The sealing means 35 includes a seal ring portion 35a and a backup ring portion 35b. Seal-rim part 35a
As shown in FIG. 12, an oil supply groove 35c having a groove (chamfer) similar to an equilateral triangle is formed at a depth of 0.1 mm to 0.1 mm.
A small size of around 6 mm suppresses the amount of oil supplied to the back pressure chamber 36 and has an oil amount adjusting function. The backup ring portion 35b is made of a suitable material such as a stainless steel strip for spring, which is equivalent to SUS304, and is formed by bending it at intervals of 30 degrees, for example. This structure enables elastic support. 14
And FIG. 15 shows specific dimensions. FIG. 16 shows the hydraulic chamber 3
The oil supplied to the back pressure chamber 3 through the seal ring 35
6, the seal ring portion 35a is pushed from the back surface to the orbiting scroll side by the backup ring portion 35b.

【００１１】図１７は、密閉形軸貫通スクロール圧縮機
で、密閉容器１内の上方に圧縮機部１００が、下方に電
動機部３が収納されている。そして、密閉容器１内は上
部室１ａ（吐出室）と電動機室１ｂ，１ｃとに区画され
ている。FIG. 17 shows a hermetically sealed shaft-through scroll compressor, in which a compressor section 100 is housed in an upper part of a hermetic container 1 and an electric motor section 3 is housed in a lower part thereof. The closed container 1 is divided into an upper chamber 1a (discharge chamber) and electric motor chambers 1b and 1c.

【００１２】圧縮機部１００は固定スクロール部材５と
旋回スクロール部材６を互に噛合せて圧縮室（密閉空
間）７を形成している。固定スクロール部材５の中心部
に吐出口１０，外周部に吸入口１６を備えている。フレ
ーム１１は中央部に主軸受部４０を形成し、この軸受部
に回転軸１４が支承され、回転軸先端の偏心軸１４ａ
は、旋回軸受部３１内に旋回運動が可能なように挿入さ
れている。その先端部１４ａは、前述した軸心軸部１４
ｆとつながる。圧縮室のガス圧で形成されるガス圧荷重
（ラジアル荷重）は軸受部３１と主軸受部４０と上軸受
部３２とさらに下軸受部３４で支持される。４６は補助
フレームである。なお、１３３はスラスト軸受部でラジ
アル軸受部１３４と一体化しているつばつき軸受構造と
している。スラスト軸受部１３３は、軸１４４とロータ
３ｂの自重分を受け持つことになる。またフレーム１１
には固定スクロール部材５が複数本のボルトによって固
定され、旋回スクロール部材６はオルダムリングおよび
オルダムキーよりなるオルダム機構１１２によってフレ
ーム１１に支承され、旋回スクロール部材６は固定スク
ロール部材５に対して、自転しないで旋回運動をするよ
うに形成されている。回転軸１４には下部に、ロータ３
ｂに固定され、電動機部３を直結している。固定スクロ
ール部材５の吸入口１６には密閉容器１を貫通して垂直
方向の吸入管１７が接続され、吐出口１０が開口してい
る上部室１ａは通路１８ａ，１８ｂを介して上部電動機
室１ｂと連通している。この上部電動室１ｂは電動機ス
テータ３ａと密閉容器１側壁との間の通路２１を介して
下部電動機室１ｃに連通している。また上部電動機室１
ｂは密閉容器１を貫通する吐出管２０に連通している。In the compressor section 100, a fixed scroll member 5 and an orbiting scroll member 6 are meshed with each other to form a compression chamber (closed space) 7. A discharge port 10 is provided at the center of the fixed scroll member 5, and a suction port 16 is provided at the outer peripheral portion. The frame 11 has a main bearing portion 40 formed in the center thereof, and the rotary shaft 14 is supported by this bearing portion, and the eccentric shaft 14a at the tip of the rotary shaft is
Are inserted in the swivel bearing portion 31 so that swivel motion is possible. The tip portion 14a is the shaft center shaft portion 14 described above.
Connect with f. The gas pressure load (radial load) formed by the gas pressure in the compression chamber is supported by the bearing portion 31, the main bearing portion 40, the upper bearing portion 32, and the lower bearing portion 34. Reference numeral 46 is an auxiliary frame. Note that reference numeral 133 denotes a thrust bearing portion, which has a flanged bearing structure integrated with the radial bearing portion 134. The thrust bearing portion 133 bears the weight of the shaft 144 and the rotor 3b. Also frame 11
The fixed scroll member 5 is fixed to the frame by a plurality of bolts, the orbiting scroll member 6 is supported by the frame 11 by an Oldham mechanism 112 including an Oldham ring and an Oldham key, and the orbiting scroll member 6 rotates with respect to the fixed scroll member 5. It is formed so as to make a turning motion without doing. At the bottom of the rotary shaft 14, the rotor 3
It is fixed to b and is directly connected to the electric motor unit 3. A vertical suction pipe 17 is connected to the suction port 16 of the fixed scroll member 5 through the closed container 1, and the upper chamber 1a in which the discharge port 10 is opened is connected to the upper electric motor chamber 1b via passages 18a and 18b. Is in communication with. The upper electric motor chamber 1b communicates with the lower electric motor chamber 1c via a passage 21 between the electric motor stator 3a and the side wall of the closed casing 1. Also the upper motor room 1
b communicates with a discharge pipe 20 penetrating the closed container 1.

【００１３】３４は、下軸受部で球面スベリ軸受構造と
している。また、そのシャフト下端部には、給油管２３
を内包するようにして、シャフト１４，ロータの自重な
どを支えるころがりタイプのスラスト軸受手段３３をそ
なえている。スラスト軸受３３での摺動速度は最も小さ
くなる構成としているため、その部分のスラスト負荷に
よる摩擦損失を極微に抑えることができる。The lower bearing 34 has a spherical sliding bearing structure. Further, at the lower end of the shaft, the oil supply pipe 23
In order to support the shaft 14, the weight of the rotor, and the like, a rolling type thrust bearing means 33 is provided. Since the sliding speed of the thrust bearing 33 is the smallest, the friction loss due to the thrust load in that portion can be extremely suppressed.

【００１４】なお、２２は密閉容器底部の油溜りを示
す。なお、９ａと９ｂは、旋回スクロール６の旋回運動
に伴う遠心力を相殺するための第一と第二のバランスウ
エイトである。バランスウエイト９ａの下端部を電動機
コイル部３ｍの内周部と係合する位置に設定することに
より、飛散した油を電動機コイル部３ｍに衝突させて電
動機コイル部３ｍの冷却効果と油分離作用が得られる。
次に潤滑油の流れについて説明する。潤滑油２２ａは、
密閉容器１の下部に油溜り２２として溜められる。回転
軸１４には、各軸受部への給油を行うための中心縦孔１
４７が回転軸１４の下端から旋回軸受部付近まで形成さ
れる。２３は、回転軸１４の下端と底部油溜り２２を連
ねる揚油管である。潤滑油２２ａの油溜り２２内に浸漬
された揚油管２３の下端は高圧の吐出圧力Ｐｄを受けて
おり、一方、下流となる旋回軸受３１及び主軸受４０の
まわりは、吐出圧の雰囲気にあるも、シール手段（シー
ルリング部）３５の外側空間３６が、背圧室の圧縮途中
の圧力である中間圧力Ｐｍを受けているため、（Ｐｄ−
Ｐｍ）の圧力差によって、容器底部の油溜り２２中の潤
滑油２２ａは、中心縦孔１４７内を上昇する。このよう
に、各軸受部への給油を、中心縦孔給油による差圧給油
法と複数の横孔１４４ａ，１４４ｃによる遠心給油法に
よって行う。なお、中心縦孔１４７内を上昇した潤滑油
２２ａは、主軸受４０及び旋回軸受３１へ給油され、旋
回軸受３１へ給油された油は、直接吐出口１０側に流出
する。油圧室３９に給油された油は、内側シールリング
３５を介して適量の油が背圧室３６に流入する。背圧室
３６に流入した油は、その部分の冷媒ガスと混合し、絞
り孔６ｄを介して圧縮室７，８ｃに移動する。圧縮室７
などに至った油は、冷媒ガスとともに加圧され、冷媒ガ
スと油は、吐出孔１０を経て吐出溝５ｚの径方向に伸び
た吐出通路をとおり、この吐出溝５ｚにより、水平方向
に方向変換する。さらに、固定スクロール５上方の吐出
室１ａに至る。さらに連通路１８を経て、電動機室１ｂ
へと移動する。この電動機室１ｂと下方の空間１ｃで冷
媒ガスと油はさらに分離され、油は密閉容器１の下部の
油溜り２２に落下し、再び各摺動部に供給される。この
ように、チャンバ底部の油は、旋回軸受部へ供給され、
ひいては吐出孔１０へ流れる経路と、油圧室から背圧室
へ流れ、ひいては中間圧孔を介して圧縮室へ流れる経路
の二つの油流路を構成し、極力圧縮室に油を注入しない
構成としていることも特徴点である。これは、背圧室へ
の油を抑えることにより、油による吸入室における加熱
防止効果と図示効率向上などの効果が得られる作用があ
るからである。Reference numeral 22 denotes an oil sump at the bottom of the closed container. It should be noted that 9a and 9b are first and second balance weights for canceling the centrifugal force caused by the orbiting movement of the orbiting scroll 6. By setting the lower end portion of the balance weight 9a at a position where it engages with the inner peripheral portion of the electric motor coil portion 3m, the splashed oil collides with the electric motor coil portion 3m so that the cooling effect and the oil separating action of the electric motor coil portion 3m are achieved. can get.
Next, the flow of lubricating oil will be described. The lubricating oil 22a is
An oil sump 22 is stored in the lower part of the closed container 1. The rotating shaft 14 has a central vertical hole 1 for supplying oil to each bearing portion.
47 is formed from the lower end of the rotary shaft 14 to the vicinity of the slewing bearing portion. Reference numeral 23 is a pumping oil pipe that connects the lower end of the rotating shaft 14 and the bottom oil sump 22. The lower end of the oil pump 23 immersed in the oil sump 22 of the lubricating oil 22a receives a high discharge pressure Pd, while the surroundings of the slewing bearing 31 and the main bearing 40 on the downstream side are in a discharge pressure atmosphere. Also, since the outer space 36 of the sealing means (seal ring portion) 35 receives the intermediate pressure Pm which is the pressure during the compression of the back pressure chamber, (Pd-
Due to the pressure difference of (Pm), the lubricating oil 22a in the oil sump 22 at the bottom of the container rises in the central vertical hole 147. As described above, the oil is supplied to each bearing by the differential pressure oil supply method using the central vertical hole oil supply and the centrifugal oil supply method using the plurality of horizontal holes 144a and 144c. The lubricating oil 22a that has risen in the central vertical hole 147 is supplied to the main bearing 40 and the orbiting bearing 31, and the oil supplied to the orbiting bearing 31 directly flows out to the discharge port 10 side. An appropriate amount of oil supplied to the hydraulic chamber 39 flows into the back pressure chamber 36 via the inner seal ring 35. The oil that has flowed into the back pressure chamber 36 mixes with the refrigerant gas in that portion, and moves to the compression chambers 7 and 8c through the throttle hole 6d. Compression chamber 7
The oil that has reached the above state is pressurized together with the refrigerant gas, and the refrigerant gas and the oil pass through the discharge passage extending in the radial direction of the discharge groove 5z through the discharge hole 10, and the discharge groove 5z changes the direction in the horizontal direction. To do. Further, it reaches the discharge chamber 1a above the fixed scroll 5. Further, via the communication passage 18, the electric motor room 1b
Move to. The refrigerant gas and the oil are further separated in the electric motor chamber 1b and the space 1c below, and the oil drops into the oil sump 22 at the lower part of the closed container 1 and is supplied again to each sliding portion. In this way, the oil at the bottom of the chamber is supplied to the slewing bearing,
As a result, two oil flow passages are formed, which is a path that flows to the discharge hole 10 and a path that flows from the hydraulic chamber to the back pressure chamber and then to the compression chamber through the intermediate pressure hole, so that oil is not injected into the compression chamber as much as possible. It is also a characteristic point. This is because by suppressing the oil to the back pressure chamber, there is an effect that the effect of preventing heating by the oil in the suction chamber and the effect of improving the indicated efficiency can be obtained.

【００１５】図１７は、旋回スクロール部材６の中心部
の旋回軸受部３１としてすべり軸受を設け、軸受部３１
を挾む位置関係にあるように、延長軸心軸部１４ｆを支
える副軸受部３２とフレーム側主軸受４０に耐久性の高
いころがり軸受を配している。このため、それぞれのこ
ろがり軸受３２，４０では、転がり接触による摩擦作用
のためその部分での摩擦係数が０.００１５ 前後と非常
に小さい。このため両軸受部３２，４０での摩擦損失は
従来機に対して大幅に低下できる。また、クランク軸１
４全体を転がり支持方式とすることにより軸受隙間が微
少に管理され、クランク軸系の軸方向の挙動を安定化す
ることができる。また圧縮機始動時の油切れに対して
は、少量の油でも軸受部での耐久性を確保でき信頼性の
面で有利となる。また、軸貫通スクロール圧縮機におけ
る主軸回りの挙動が安定化し、圧縮機の信頼性が向上で
きる。In FIG. 17, a slide bearing is provided as the orbiting bearing portion 31 at the center of the orbiting scroll member 6, and the bearing portion 31 is provided.
In such a positional relationship as to sandwich the rolling bearing, a sub-bearing portion 32 supporting the extension shaft core shaft portion 14f and a frame side main bearing 40 are provided with rolling bearings having high durability. For this reason, in each of the rolling bearings 32 and 40, the friction coefficient due to the rolling contact causes the friction coefficient at that portion to be as small as about 0.0015. Therefore, the friction loss at both bearings 32 and 40 can be significantly reduced as compared with the conventional machine. Also, the crankshaft 1
By adopting the rolling support system as a whole, the bearing clearance can be controlled minutely and the behavior of the crankshaft system in the axial direction can be stabilized. Further, with respect to oil shortage at the time of starting the compressor, durability can be secured in the bearing portion even with a small amount of oil, which is advantageous in terms of reliability. Further, the behavior around the main shaft in the shaft-through scroll compressor is stabilized, and the reliability of the compressor can be improved.

【００１６】図１８は、旋回スクロール６の円弧曲線６
ｍに、図４に示した早期に行わせる吐出口６ｔ，吐出溝
６ｐなどの通路を一切設定していない場合の実施例であ
る。これは、吐出口６ｔ，吐出溝６ｐを無くした、いい
かえれば、その部分を埋めると圧縮機の固有圧縮比（容
積比）Ｖｒが大きくなる効果がある。その作用を図１９
に示す。すなわち、図１の固定スクロールと図４の旋回
スクロールを組み合わせると、容積比Ｖｒが約２.３ 前
後に対して、図１の固定スクロールと図１８の旋回スク
ロールを組み合わせると、容積比Ｖｒが約３.３ 前後と
大きくなるためである。吐出溝をなくすことで、高圧力
比での全断熱効率が改善できる作用が得られる。このこ
とから、旋回スクロールの吐出口６ｔ，吐出溝６ｐなど
の通路の有り無しによって、空調用途と冷凍機用途に使
い分けが可能（容易）となる。冷凍機用途では、最適な
中心角θｄは、θｄ＝０度ということになる。なお、上
述した軸貫通式スクロール構造とすることにより、旋回
スクロールには転覆モーメントが作用しないため、旋回
スクロールの挙動の安定化が図られ、圧縮室内部漏れの
損失低減などの波及効果（特に、旋回スクロールの挙動
の安定化は、内部漏れの影響を受けやすい回転数の低い
領域で顕著に性能改善効果がある。）との相乗効果によ
り本発明も軸貫通方式スクロール圧縮機の性能が大幅に
向上できる。FIG. 18 shows an arc curve 6 of the orbiting scroll 6.
This is an embodiment in which m is not set with the passages such as the ejection port 6t and the ejection groove 6p which are shown in FIG. This has the effect of eliminating the discharge port 6t and the discharge groove 6p, in other words, filling the corresponding portion increases the inherent compression ratio (volume ratio) Vr of the compressor. Its action is shown in FIG.
Shown in That is, when the fixed scroll of FIG. 1 and the orbiting scroll of FIG. 4 are combined, the volume ratio Vr is about 2.3, whereas when the fixed scroll of FIG. 1 and the orbiting scroll of FIG. This is because it will increase to around 3.3. By eliminating the discharge groove, the effect of improving the total adiabatic efficiency at high pressure ratio can be obtained. From this, the presence or absence of passages such as the discharge port 6t and the discharge groove 6p of the orbiting scroll makes it possible (easy) to use the air conditioner and the refrigerator. For refrigerator applications, the optimum central angle θd is θd = 0 degrees. By the above-mentioned shaft-through type scroll structure, since the overturning moment does not act on the orbiting scroll, the behavior of the orbiting scroll is stabilized, and ripple effects such as reduction of loss of leakage inside the compression chamber (particularly, Stabilization of the behavior of the orbiting scroll has a significant effect of improving the performance in the low rotational speed region where it is easily affected by internal leakage.) The synergistic effect with the present invention also significantly improves the performance of the axial penetration type scroll compressor. Can be improved.

【００１７】[0017]

【発明の効果】本発明によれば次の効果がある。The present invention has the following effects.

【００１８】（１）吐出通路側での圧力損失と過圧縮動
力を小さくし、全断熱効率の向上がはかれる。また、低
い圧力比での運転条件においてその効果が顕著となる。(1) The pressure loss and the overcompression power on the discharge passage side can be reduced to improve the overall adiabatic efficiency. Further, the effect becomes remarkable under the operating condition at a low pressure ratio.

【００１９】（２）高い圧力比での運転条件において、
電動機入力がほぼ一定な値を示し、従来機に対して暖房
能力が大幅に向上する。(2) Under operating conditions at a high pressure ratio,
The motor input shows a nearly constant value, and the heating capacity is greatly improved compared to the conventional machine.

【００２０】（３）旋回スクロールの吐出口、吐出溝な
どの吐出通路の有り無しだけによって、空調用途と冷凍
機用途に使い分けが可能となって、量産効果と使い勝手
がよくなる。(3) Only by the presence or absence of the discharge passage such as the discharge port and the discharge groove of the orbiting scroll, it is possible to properly use the air conditioner and the refrigerator, and the mass production effect and the usability are improved.

【００２１】（４）軸貫通スクロール圧縮機における主
軸回りの挙動が安定化する。(4) The behavior around the main axis in the shaft-through scroll compressor is stabilized.

【００２２】（５）（１）項と（２）項と関連して、軸
貫通方式の圧縮機構造により、旋回スクロールの鏡板変
位が小さくなって、旋回スクロールの傾きが小さくな
る。このため、低い回転数域での性能向上効果と、スラ
スト摺動面での片当たりの度合いが低下し、面圧も低下
して、その摺動部での潤滑性も改善され摺動部の摩耗を
抑え且つ焼き付きを未然に防止できる。(5) With respect to the items (1) and (2), due to the axial penetration type compressor structure, the end plate displacement of the orbiting scroll is reduced and the inclination of the orbiting scroll is reduced. Therefore, the effect of improving the performance in the low rotational speed range, the degree of uneven contact on the thrust sliding surface is reduced, the surface pressure is also reduced, and the lubricity at the sliding portion is also improved and the sliding portion Wear can be suppressed and seizure can be prevented.

【図面の簡単な説明】[Brief description of drawings]

【図１】固定スクロール５の平面図。FIG. 1 is a plan view of a fixed scroll 5.

【図２】固定スクロールの断面図。FIG. 2 is a sectional view of a fixed scroll.

【図３】固定スクロール５の平面図。FIG. 3 is a plan view of a fixed scroll 5.

【図４】固定スクロール６の平面図。FIG. 4 is a plan view of a fixed scroll 6.

【図５】旋回スクロール６のラップ中央部を示す部分縦
断面図。FIG. 5 is a partial vertical sectional view showing a central portion of a wrap of an orbiting scroll 6.

【図６】固定スクロール６の断面図。FIG. 6 is a sectional view of a fixed scroll 6.

【図７】固定スクロール６の断面図。FIG. 7 is a sectional view of a fixed scroll 6.

【図８】固定スクロール５と旋回スクロール６を組み合
わせた横断面図。FIG. 8 is a cross-sectional view in which a fixed scroll 5 and an orbiting scroll 6 are combined.

【図９】スクロールラップ中央部の吐出孔を流れるガス
流動の様子を示す部分縦断面図。FIG. 9 is a partial vertical cross-sectional view showing a state of gas flow flowing through a discharge hole at the center of the scroll wrap.

【図１０】フレーム中央部の部分縦断面図。FIG. 10 is a partial vertical sectional view of a central portion of the frame.

【図１１】シールリング３５ａの説明図。FIG. 11 is an explanatory diagram of a seal ring 35a.

【図１２】シールリング３５ａの説明図。FIG. 12 is an explanatory diagram of a seal ring 35a.

【図１３】シールリング３５ａの説明図。FIG. 13 is an explanatory diagram of a seal ring 35a.

【図１４】バックアップリング３５ｂの説明図。FIG. 14 is an explanatory diagram of a backup ring 35b.

【図１５】バックアップリング３５ｂの説明図。FIG. 15 is an explanatory diagram of a backup ring 35b.

【図１６】バックアップリング３５ｂの説明図。FIG. 16 is an explanatory diagram of a backup ring 35b.

【図１７】密閉形スクロール圧縮機の全体構造を示す縦
断面図。FIG. 17 is a vertical cross-sectional view showing the entire structure of a hermetic scroll compressor.

【図１８】旋回スクロールの平面図。FIG. 18 is a plan view of an orbiting scroll.

【図１９】本発明の作用の説明図。FIG. 19 is an explanatory view of the operation of the present invention.

【符号の説明】[Explanation of symbols]

２…密閉容器、５…固定スクロール、５ａ，６ａ…スク
ロール鏡板部、５ｚ…凹部、６…旋回スクロール、６ｄ
…絞り孔、１０…吐出孔、１１…フレーム、１８…連通
路、３１…旋回軸受、３２…延長軸心軸受、３３…スラ
スト軸受、３５…シール手段、４０…主軸受。2 ... Airtight container, 5 ... Fixed scroll, 5a, 6a ... Scroll end plate part, 5z ... Recessed part, 6 ... Orbiting scroll, 6d
... throttle hole, 10 ... discharge hole, 11 ... frame, 18 ... communication passage, 31 ... slewing bearing, 32 ... extension shaft bearing, 33 ... thrust bearing, 35 ... sealing means, 40 ... main bearing.

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (51)Int.Cl.6 識別記号 庁内整理番号 ＦＩ 技術表示箇所 Ｆ０４Ｃ 29/04 Ｃ ─────────────────────────────────────────────────── ─── Continuation of the front page (51) Int.Cl. 6 Identification code Internal reference number FI technical display area F04C 29/04 C

Claims (1)

【特許請求の範囲】[Claims] 【請求項１】円板状鏡板に渦巻状のラップを直立する固
定スクロール部材及び旋回スクロール部材を、ラップを
内側にしてかみ合せ、前記旋回スクロール部材を自転す
ることなく固定スクロール部材に対し旋回運動させ、前
記固定スクロール部材には中心部に開口する吐出孔と外
周部に開口する吸入口を設け、前記吸入口よりガスを吸
入し、前記旋回スクロール部材および前記固定スクロー
ル部材で形成される圧縮空間を中心に移動させ容積を減
少してガスを圧縮し、前記固定スクロール部材を固定す
るフレームの中央部に主軸受部を備え、前記旋回スクロ
ール部材の中心部には旋回軸受部を設け、前記旋回軸受
部にクランク軸の偏心軸部をラップ先端部まで挿入し、
前記クランク軸が偏心軸先端に更に軸心軸部を前記固定
スクロール部材側に延長した軸貫通スクロール圧縮機に
おいて、前記固定スクロール部材の鏡板部の反ラップ側
に周方向に伸びる凹部を設け、前記凹部を挟んで前記軸
心軸部を支える軸心軸受け部を備えた補助フレームを前
記固定スクロール部材の鏡板部に取付け、前記補助フレ
ームの底面と前記固定鏡板部の凹部とで径方向に伸びる
吐出通路を形成したことを特徴とする軸貫通スクロール
圧縮機。1. A fixed scroll member and an orbiting scroll member which stand upright a spiral wrap on a disk-shaped end plate are engaged with each other with the wrap inside, and the orbiting scroll member is orbitally moved with respect to the fixed scroll member without rotating. The fixed scroll member is provided with a discharge hole opening in the center and a suction port opening in the outer periphery, and a gas is sucked through the suction port to form a compression space formed by the orbiting scroll member and the fixed scroll member. The main bearing portion is provided in the central portion of the frame for fixing the fixed scroll member, and the orbiting scroll portion is provided in the center portion of the orbiting scroll member. Insert the crankshaft eccentric shaft into the bearing up to the tip of the wrap,
In the shaft penetrating scroll compressor in which the crankshaft further extends the shaft center shaft portion toward the fixed scroll member at the tip of the eccentric shaft, a recess extending in the circumferential direction is provided on the side opposite to the end plate portion of the fixed scroll member in the circumferential direction, and An auxiliary frame having an axial bearing portion that supports the axial shaft portion with a concave portion sandwiched therebetween is attached to the end plate portion of the fixed scroll member, and discharge that extends in the radial direction between the bottom surface of the auxiliary frame and the fixed end portion of the fixed end plate portion. A shaft-through scroll compressor characterized by having a passage formed therein.
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