JP5199951B2 - スクロール圧縮機 - Google Patents

Description

本発明は、固定又は非旋回スクロール部材と旋回スクロール部材とにより作動流体を圧縮するスクロール圧縮機に関し、特に圧縮する作動流体から受ける両スクロール部材の引離し力に対抗する引付力を、少なくとも前記一方のスクロール部材の背面に設けた背圧室の圧力（背圧）で発生させ、この背圧の変動を抑制することで全断熱効率を向上させるようにしたものに関する。

前記引離し力は、前記両スクロール部材で圧縮した作動流体の昇圧分により発生するため、それに対抗する引付力を発生させるため背圧室の圧力（背圧）は、必ず吸込圧以上でなければならない。従来のスクロール圧縮機（非旋回スクロール部材が固定された固定スクロール部材とし、旋回スクロール部材が固定スクロール部材に付勢されるように構成したスクロール圧縮機）は、例えば、特許文献１の如く、吐出圧となっている圧縮機内の作動流体を、旋回スクロール部材背面の背圧室に供給し、弁体と押付けばねからなる差圧制御弁を介して圧縮室へ逃がす背圧連通路を設けていた。この結果、前記背圧は、背圧連通路が開口する圧縮室よりも、弁装置内の押付けばねの強さに応じて概略一定値（この値を以下「過中間圧値」と称す）だけ大きい値に制御され、吸込圧よりも高く吐出圧よりも低い中間圧に設定される。これにより、旋回スクロール部材は、固定（非旋回）スクロール部材に、引離し力と引付力のベクトル和である付勢力で付勢され、圧縮動作を継続していた。

特開平１１−１３２１６４号公報

一般に、スクロール圧縮機では、背圧が変動すると、引付力が変動する。一方、引離し力は、引付力の変動と同一の変動量をもつことはないため、付勢力が変動する。付勢力が変動すると、背圧をかけたスクロール部材の変形量が変動するため、圧縮室を隔成する両スクロール部材間のシール隙間の大きさが不安定となり、最大隙間は拡大し、最小隙間時では干渉が生じる。シール隙間は、圧縮室に供給する油で埋めることによりシール性を確保しているが、シール隙間の大きさが不安定になると、シール隙間に油が溜まっても隙間の拡大時にこの隙間からガスが流出するため、シールが不完全となり、漏れ損失が増大する。また、前記干渉の発生によって、信頼性の低下と共に摺動損失の増大という問題が生じる。このような理由で、前記背圧の変動はスクロール圧縮機の性能低下を招く。

一方、スクロール圧縮機は、両スクロール部材により形成される作動空間を有効に活用するため、旋回スクロールの渦巻体外周側側面と非旋回スクロールの渦巻体内周側側面により形成される非旋回内線側圧縮室（旋回外線側圧縮室）と、旋回スクロール部材の渦巻体内周側側面と非旋回スクロール部材の渦巻体外周側側面により形成される非旋回外線側圧縮室（旋回内線側圧縮室）の二系統の圧縮室を有している。

上記従来技術における背圧設定では、背圧連通路が開口する圧縮室の圧力よりも過中間圧値だけ高い値に背圧が制御されるため、背圧連通路が開口する圧縮室の圧力変動に応じ、背圧変動が発生することになる。このため、上記理由から、スクロール圧縮機の性能向上を図るには、背圧連通路が開口する圧縮室の圧力変動幅ができるだけ小さくなるような位置に、背圧連通路の開口を設定する必要がある。

一方、上記従来のスクロール圧縮機では、非旋回内線側圧縮室と非旋回外線側圧縮室の二系統の圧縮室が同時に圧縮を開始するため、両スクロール部材間に形成された任意の二つの圧縮室の圧力差は、０（両者が同タイミングで圧縮を開始した圧縮室の場合）か、旋回スクロールがＮ回旋回する間の昇圧量（両者の圧縮開始タイミングにＮ回の旋回差があった場合）となる。

このため、背圧連通路の開口を如何なる位置に設けようとも、上記従来技術で行っている、一系統の圧縮室だけに連通する位置（固定スクロール部材の歯底で、固定スクロール渦巻体から旋回スクロール渦巻体の厚さ以内の距離に全域が入る位置）に背圧連通路の開口を設けた場合の圧力変化幅以下にすることはできない。但し、吸込室への連通も含め、圧縮室側開口部が連通する圧縮室の平均圧力を一定とする前提条件を設けた場合であり、この条件を外すと、渦巻体の巻き終わりに近づくことで圧縮室側開口部が連通する圧縮室の変動は小さくなるが平均圧力も低くなる。しかしこの場合、必要な背圧レベルを確保できない場合が生じる。このため、圧縮室側開口部を巻き終わりに近づけることには限界がある。

この圧力変化幅は、原理的には、旋回スクロール部材が一旋回（２×πラジアンの旋回）するときの圧力変化幅である（実際は、それよりも、圧縮室側開口部が噛合う相手の歯先で遮蔽される角度区間だけ狭まる）。ここで、「噛合う」とは、力を伝達しつつ接触する関係と、近接するが非接触を保ってシール性を保持するような関係も意味する。

以上の理由から、背圧連通路を圧縮室へつなぐ従来のスクロール圧縮機では、開口部が臨む圧縮室の圧力変動を十分に抑制することができず、それに伴って生じる背圧変動により、圧縮機の性能が低下するという問題があった。

本発明の目的は、スクロール部材の背面に設ける背圧室（引付力発生手段）の圧力を安定化して、一方のスクロール部材が他方のスクロール部材に付勢される付勢力の変動を低減し、それによって高効率化できるスクロール圧縮機を得ることにある。

上記課題を解決するため、本発明は、鏡板とそれに立設する渦巻体を備えその渦巻体の立設する軸線方向に垂直な面内を自転せずに旋回運動する旋回スクロール部材と、鏡板とそれに立設する渦巻体を備え少なくとも前記軸線方向に垂直な面内の方向における運動が概略規制される非旋回スクロール部材と、前記両スクロール部材を噛合わせ、前記非旋回スクロール部材の渦巻体の外周側側面に形成される非旋回外線側圧縮室と前記非旋回スクロール部材の渦巻体の内周側側面に形成される非旋回内線側圧縮室から成る圧縮室と、この圧縮室側の作動流体の圧力による前記両スクロール部材の鏡板を引離す向きの引離し力に対抗して前記両スクロール部材の鏡板を引き付ける向きの引付力を各々の前記スクロール部材にかける引付力付加手段と、前記引付力と前記引離し力のベクトル和である付勢力の反力を各々の前記スクロール部材に発生させるスクロール支持部材とを有するスクロール圧縮機において、
前記旋回スクロール部材の背面に位置し前記引付力付加手段を構成する背圧室と、
前記背圧室と前記両圧縮室とを連通する背圧連通路と、
前記背圧連通路が前記両圧縮室の各々へ別々のタイミングで繋がる排他的連通先選択手段と、
前記両圧縮室の断熱圧縮時に、前記背圧連通路が臨む前記両圧縮室の圧力変化範囲が少なくとも一部で重なるべく、前記非旋回内線側圧縮室と前記非旋回外線側圧縮室における閉込み開始タイミングをずらす圧縮開始タイミング調整手段とを設けたことを特徴とする。

また本発明は、前記非旋回スクロール部材は静止系に固定する固定スクロール部材とし、前記旋回スクロール部材のスクロール支持部材は前記固定スクロール部材とすることを特徴とする。

また本発明は、前記排他的連通先選択手段は、前記背圧連通路の圧縮室側開口部をいずれか一方の前記スクロール部材における鏡板の前記渦巻体の間である歯底部に設け、この圧縮室側開口部は、少なくともこの一部が渦巻体の側面から噛合うスクロール部材の渦巻体の歯先幅以上離れた位置に配され、さらに、噛合うスクロール部材の旋回運動によってその渦巻体の歯先で全遮蔽されるタイミングを有する形状寸法を有するように構成されたことを特徴とする。

また本発明は、前記圧縮室側開口部は、前記非旋回スクロール部材に設けたことを特徴とする。

また本発明は、前記圧縮室側開口部は前記非旋回スクロール部材に設けられ、前記圧縮室内で加圧した作動流体を外部へ導出する吐出系内の圧力である吐出圧よりも前記圧縮室の圧力が高くなることを抑制する圧縮室圧力抑制手段が設けられ、前記背圧室へ圧力を導入する背圧室圧力導入手段と、前記背圧室の圧力である背圧と前記圧縮室の圧力との圧力差が所定値を越えると開制御する差圧制御弁が前記背圧連通路に設けられたことを特徴とする。

さらに本発明は、鏡板とそれに立設する渦巻体を備えその渦巻体の立設する軸線方向に垂直な面内を自転せずに旋回運動する旋回スクロール部材と、鏡板とそれに立設する渦巻体を備え少なくとも前記軸線方向に垂直な面内の方向における運動が概略規制される非旋回スクロール部材と、前記旋回スクロール部材と前記非旋回スクロール部材を噛合わせ、前記非旋回スクロール部材の渦巻体の外周側側面に形成される非旋回外線側圧縮室と前記非旋回スクロール部材の渦巻体の内周側側面に形成される非旋回内線側圧縮室から成る圧縮室と、その圧縮室側の作動流体の圧力による前記両スクロール部材の鏡板を引離す向きの引離し力に対抗して前記両スクロール部材の鏡板を引き付ける向きの引付力を各々の前記スクロール部材にかける引付力付加手段と、前記引付力と前記引離し力のベクトル和である付勢力の反力を各々の前記スクロール部材に発生させるスクロール支持部材と、を有するスクロール圧縮機において、
前記非旋回スクロール部材のスクロール支持部材を前記旋回スクロール部材とし、前記非旋回スクロール部材の背面に位置し前記引付力付加手段を構成する背圧室と、前記背圧室へ圧力を導入する背圧室圧力導入手段と、前記背圧室と前記圧縮室とを連通する背圧連通路とを備え、前記旋回外線側圧縮室及び前記旋回内線側圧縮室の両者と別々のタイミングで繋がる排他的連通先選択手段を有し、前記両側圧縮室で断熱圧縮した時に前記圧縮室側連通口が臨む前記両側圧縮室における圧力変化範囲が少なくとも一部で重なるべく、前記非旋回内線側圧縮室と前記非旋回外線側圧縮室における閉込み開始タイミングをずらす圧縮開始タイミング調整手段を備えることを特徴とする。

また本発明は、前記排他的連通先選択手段は、前記背圧連通路の圧縮室側開口部を、いずれか一方の前記スクロール部材における鏡板の前記渦巻体の間である歯底部に設けるとともに、前記圧縮室側開口部の少なくとも一部を、前記渦巻体の側面から噛合うスクロール部材の渦巻体の歯先幅以上離れた位置に配し、さらに、前記圧縮室側開口部は、噛合うスクロール部材の渦巻体の旋回運動によってその歯先で全遮蔽されるタイミングを有する形状寸法を有するように構成されたことを特徴とする。

また本発明は、前記圧縮室側開口部は、前記非旋回スクロール部材に設けることを特徴とする。

また本発明は、前記圧縮室内で加圧した作動流体を外部へ導出する吐出系内の圧力である吐出圧よりも前記圧縮室の圧力が高くなることを抑制する圧縮室圧力抑制手段と、前記背圧室へ圧力を導入する背圧室圧力導入手段と、前記背圧室の圧力である背圧と前記背圧連通路が開口する前記圧縮室の圧力との圧力差が所定値を越えると開制御する差圧制御弁を前記背圧連通路に設けたことを特徴とする。

また本発明は、前記圧縮開始タイミング調整手段は、前記両圧縮室の旋回角度に対する容積変化率を同一にする渦巻体形状とする容積変化率一致手段とともに、前記圧縮室側連通口を設ける前記スクロール部材の前記渦巻体の外周側側面で形成される圧縮室の閉込み開始よりも前記同一渦巻体の内周側側面で形成される圧縮室の圧縮開始を先行する内周側圧縮開始先行手段としたことを特徴とする。

また本発明は、前記容積変化率一致手段は、前記非旋回外線側圧縮室と前記非旋回内線側圧縮室が同一形状で並存する場合を有する対称的形状を実現する対称性渦巻体形状を用いることで実現し、前記内周側圧縮開始先行手段は、前記非旋回外線側圧縮室と前記非旋回内線側圧縮室が同時に形成開始される渦巻体に対して、前記圧縮室側連通口を設ける前記スクロール部材の前記渦巻体の内周側側面と、その内周側側面と噛合う前記圧縮室側連通口を設けない前記スクロール部材の前記渦巻体外周側側面の、前記渦巻体巻き終わり側への延伸とすることで実現することを特徴とする。

また本発明は、前記圧縮室を形成する前記渦巻体全域を円のインボリュート曲線を断面線とする曲面とし、前記非旋回外線側圧縮室と前記非旋回内線側圧縮室が同時に形成開始される渦巻体に対して、前記圧縮室側連通口を設ける前記スクロール部材の前記渦巻体の前記内周側側面延伸量と、その内周側側面と噛合う前記圧縮室側開口部を設けない前記スクロール部材の前記渦巻体の前記外周側側面延伸量を、インボリュート巻き角で概略１８０度とすることを特徴とする。

また本発明は、前記圧縮室側開口部を設ける前記スクロール部材の前記渦巻体の前記内周側側面延伸量と、その内周側側面と噛合う前記圧縮室側連通口を設けない前記スクロール部材の前記渦巻体の前記外周側側面延伸量を、インボリュート巻き角で１８０度よりも、以下の式で示される角度αだけ概略大きくすることを特徴とする。

α≡Ｋ・π・β／（Ｖ−Ｋ・β） [ｒａｄ]
ここで、Ｋ≡２・π・ε・ａ・Ｈ [ｍｍ^３／ｒａｄ]
π：円周率
ε：旋回スクロール部材の旋回半径 [ｍｍ]
ａ：渦巻体断面形状を構成するインボリュートの縮閉線である円の半径（基礎円半径）[ｍｍ]
Ｈ：渦巻体の高さ [ｍｍ]
β：圧縮室側開口部を設けるスクロール部材の内線側圧縮室の閉込み開始点から圧縮室開口部までの巻角 [ｒａｄ]
Ｖ：圧縮室側開口部を設けるスクロール部材の前記内周側側面で形成される圧縮室の閉込み開始容積 [ｍｍ^３]
また本発明は、前記圧縮室側開口部は、設置する歯底の幅中央より外径側に設けることを特徴とする。

また本発明は、前記閉込み開始タイミング調整手段は、前記両側圧縮室で断熱圧縮した時に前記圧縮室側連通口を臨む前記非旋回外線側圧縮室と前記非旋回内線側圧縮室における前記旋回運動の旋回角平均による圧力平均値を概略一致させることを特徴とする。

また本発明は、前記内周側閉込み開始先行手段は、前記非旋回外線側圧縮室と前記非旋回内線側圧縮室が同時に形成開始される渦巻体に対して、前記圧縮室側開口部を設ける前記スクロール部材の前記渦巻体の内周側側面と、その内周側側面と噛合う前記圧縮室側連通口を設けない前記スクロール部材の前記渦巻体外周側側面を、旋回運動の向きに回転させた位置に設けることで実現することを特徴とする。

また本発明は、前記旋回スクロール部材に前記圧縮室側連通口を設け、それに伴い、前記内周側閉込み開始先行手段は、旋回渦巻体の内周側側面と固定渦巻体外周側側面を、旋回運動の向きに回転させることで実現することを特徴とする。

本発明によれば、旋回スクロール部材の一旋回における、非旋回スクロール部材への付勢力の変動を低減できるので、スクロール部材の変形の変動が抑制され、両スクロール部材間の隙間におけるシール性改善による漏れ損失低減と、干渉の抑制による摩擦損失の低減で、全断熱効率の高いスクロール圧縮機を得ることができる効果がある。

本発明の第１実施形態におけるスクロール圧縮機の縦断面図。 第１実施形態の圧縮機構部の拡大図（図１のＮ部）。 第１実施形態の差圧制御弁の拡大図（図２のＵ部）。 第１実施形態の給油ポンプ付近の拡大図（図１のＭ部）。 第１実施形態の固定スクロール部材の下面図。 第１実施形態の旋回スクロール部材の上面図。 第１実施形態のスクロール巻終り部拡大図（図４のＱ部）。 第１実施形態の圧縮室側開口部付近拡大図（図４のＰ１部）。 本発明の第２実施形態の圧縮室側開口部付近拡大図（図４のＰ２部）。 本発明の第３実施形態の圧縮室側開口部付近拡大図（図４のＰ１部）。 本発明の第４実施形態の圧縮室側開口部付近拡大図（図４のＰ２部）。 本発明の第５実施形態のスクロール巻終り部拡大図（図４のＱ部）。 本発明の第６実施形態のスクロール巻終り部拡大図（図４のＱ部）。 本発明の第７実施形態でのスクロール圧縮機の縦断面図。 第７実施形態の背圧連通路付近の拡大図（図１３のＰ部）。 第７Ｂ実施形態の差圧制御弁の拡大図（図１３のＰ部）。 第７実施形態における非旋回スクロール部材の下面図。 第７実施形態における旋回スクロール部材の上面図。 本発明の第８実施形態における旋回スクロール部材の上面図。 第８実施形態における固定スクロール部材の下面図。 第８実施形態における旋回スクロール部材の縦断面図 第８実施形態の背圧連通路付近の拡大図（図１９のＳ部）。 第８Ｂ実施形態の差圧制御弁の拡大図（図１９のＳ部）。 本発明の第９実施形態における非旋回スクロール部材の下面図。 第９実施形態における旋回スクロール部材の上面図。 本発明における圧縮室の容積変化例説明図。 本発明における圧縮室の圧力変化例説明図。 本発明における旋回角と圧縮室側開口部位置関係説明図。 本発明における（３）式の立式説明図。

以下、本発明に係るスクロール圧縮機の実施形態を、図面を用いて説明する。以下、複数の実施形態について説明を行なうが、各々において、背圧連通路に差圧制御弁を設ける場合と設けない場合の２通りを取り上げる。このうちで、差圧制御弁を設けるタイプは弁タイプと呼称し、差圧制御弁を設けないタイプの中で適宜説明を行なう。

（第１実施形態）
本発明を、非旋回スクロール部材をケーシングに対して固定した固定スクロール部材とし、旋回スクロール部材の鏡板である旋回鏡板の背面側（反圧縮室側）に背圧室を設け、要求される運転圧力条件範囲で旋回スクロール部材を前記固定スクロール部材に付勢する旋回付勢式スクロール圧縮機に適用した第１の実施形態を、図１〜７、図２３及び図２４に基づいて説明する。ここで、「非旋回」と呼称してきたものは「固定」と称して説明する。（例えば、非旋回鏡板は固定鏡板、非旋回渦巻体は固定渦巻体などと称す。）
図１はスクロール圧縮機の縦断面図である。図２（Ａ）は圧縮機構部の拡大図（図１のＮ部）、図２（Ｂ）は、弁タイプの場合の差圧制御弁拡大図（図２（Ａ）のＵ部）、図３は給油ポンプ付近の拡大図（図１のＭ部）、図４は固定スクロール部材の下面図、図５は旋回スクロール部材の上面図、図６はスクロール巻き終わり部の拡大図（図４のＱ部）、図７は圧縮室側開口部付近の拡大図である。また、図２３，２４は圧縮室の容積変化と圧力変化の典型的一例で、本発明の動作を説明する図である。なお、この例は、圧縮機直径が、１０ｍｍから１０００ｍｍ程度のものである。

まず、スクロール圧縮機の全体構成を、図１〜図４で説明する。円のインボリュートを断面線とする旋回渦巻体３ｂを旋回鏡板３ａに立設した旋回スクロール部材３（図５参照）を、同様な形状の固定渦巻体２ｂが固定鏡板２ａに立設する固定スクロール部材２（図４参照）と噛合わせ、両者間に圧縮室１００を形成する。これらの渦巻体は厚さが同一であることから、同一形状の固定内線側圧縮室１００ａと固定外線側圧縮室１００ｂが並存する対称的形状のスクロール部材である。ここで、上記圧縮室１００ａと１００ｂは図２５に示される。

固定スクロール部材２はフレーム４にねじ固定される。一方、旋回スクロール部材３は、背面に設ける旋回軸受２３へ、クランク軸６の偏心部であるピン部６ａを挿入し、主軸受２４で回転支持されるクランク軸６の回転で旋回運動する構成とする。ここで、自転運動防止のため、フレーム４との間に、オルダムリング５を配する。旋回スクロール部材３の下端には鍔部３ｔを設け、フレーム４に設置する背圧シール４０とともにシール部を構成し、旋回スクロール部材３の背面に、背圧室１１０を構成する。この背圧室１１０は、後述する作用により中間圧を保持し、吐出圧となる背圧シール４０内側の領域とともに旋回スクロール部材３の引付力付加手段とする。これにより、旋回スクロール部材３は、固定スクロール部材２側に付勢され、旋回スクロール部材３の支持部材は固定スクロール部材３となる。

ここで、作動流体を圧縮室１００へ導くため、固定スクロール部材２に吸込パイプ５０を圧入する。また、停止直後の作動流体の逆流防止用に逆止弁７０を吸込パイプ５０下部に設ける。また、固定スクロール部材２の中央付近には、圧縮室１００から作動流体を吐出させる吐出穴２ｄを開口する。また、その外周側には、複数のバイパス穴２ｅ（図４参照）を設け、各々にバイパス弁２２を設ける。

クランク軸６の中央には、縦に貫通する給排油穴６ｂを設け、その中に、給排しきりパイプ７５を上部より圧入して、二重管構造とする。この二重管構造の内側流路７５ａを、後述する給油ポンプ３０から給油される給油路とし、外側流路７５ｂを軸受給油後の排油路とする。クランク軸６のフレーム４よりも下部には、回転バランスを取るためのシャフトバランス８０と、その下端面にカウンターバランス８２を固定するロータ７ａを、焼き嵌めまたは圧入する。このロータ７ａと、円筒ケーシング８ａに焼き嵌めまたは圧入したステータ７ｂとが径方向に均一なギャップを保つように、フレーム４を円筒ケーシング８ａにタック溶接する。この結果、これらステータ７ｂとロータ７ａによってモータ７を構成する。

また、円筒ケーシング８ａには、側面に吐出パイプ５５、下部に副軸受２５と給油ポンプ３０を支持する下フレーム３５を固定配置する。副軸受２５と給油ポンプ３０の個々の構成は、主として図３を用いて説明する。副軸受２５は、副軸ホルダ２５ａに圧入され、この副軸ホルダ２５ａを下フレーム３５へねじ止めまたは溶接により固定配置する。この副軸ホルダ２５ａの下面には、給油ポンプ３０が設置される。給油ポンプ３０は、インナーロータ３０ａとアウターロータ３０ｂをかみ合わせる内接歯車式ポンプであり、インナーロータ３０ａは、クランク軸６の下端に設けたスペーサ５３により回される。ここで、スペーサ５３は、図３で示される通り、給排しきりパイプ７５と給排油穴６ｂの間に圧入され、給排しきりパイプ７５を給排油穴６ｂへ固定配置するための役割も担う。

これらの給油ポンプ要素はポンプ円筒ケーシング３０ｃとポンプベースケーシング３０ｄで囲まれる。ここで、副軸ホルダ２５ｂの下面には、副軸受２５から流出する油を外部へ排出する排油口８５を設ける。また、インナーロータ３０ａの上面には、両ロータ間に形成されるポンプ室を覆う径を有する端板３０ａ１を設ける。これは、クランク軸６が受ける下向きの力を受けるスラスト面の力を受ける役割を果たすとともに、給油ポンプ３０のロータサイド漏れを抑制する効果を有する。

以上説明した要素を全て取り囲むように、円筒ケーシング８ａの上部と下部に、各々、上ケーシング８ｂと底ケーシング８ｃを溶接し、ケーシング８を構成する。ここで、上ケーシング８ｂには、モータ７に電力を供給するモータ線をつなぐハーメチック端子２２０と固定スクロール部材２に圧入する吸込パイプ５０を溶接する。また、ケーシング８内には、組立ての適当な段階で油を封入する。この結果、固定スクロール部材２の上部には、固定背面室１２０、ステータ７ｂとフレーム４の間には上部モータ室９０、モータ７としたフレーム３５の間には下部モータ室９５、さらに、下フレーム３５と底ケーシング８ｃの間には、貯油部１２５が形成される。

次に、本発明の主要な構成部について、図１、図２（Ａ）、図２（Ｂ）、図４、図６、図７を用いて説明する（但し、図２（Ｂ）は、弁タイプの説明のみに用いる）。

まず、固定スクロール部材２に圧縮室１００と背圧室１１０を連通する背圧連通路６０を設ける。この通路６０は図２（Ａ）で示すように、貫通穴をあけた後に各部を封止してコの字形に形成し、圧縮室１００側の端を圧縮室側開口部６０ｂとする。この圧縮室側開口部６０ｂの直径は、旋回渦巻体３ｂの歯先幅以下の形状寸法に設定される。これにより、旋回スクロール部材３の旋回によって、圧縮室側開口部６０ｂは、あるタイミングで旋回渦巻体３ｂの歯先により全域遮蔽される大きさとする。また、その開口位置は、固定渦巻体２ｂの歯底中央とする（図７参照）。つまり、圧縮室側開口部６０ｂの少なくとも一部が、固定渦巻体２ｂの側面から噛合う旋回渦巻体３ｂの歯先幅以上離れた位置に配置される。また、背圧室側開口部６０ａは、背圧連通路６０を通じて固定スクロール部材２の周囲溝２ｃにつながる凹み部２ｃ１に開口させる（図７参照）。これにより、背圧室側開口部６０ａは常時、背圧室１１０に開口する。

ここで、この背圧連通路６０に差圧制御弁２６を設置した弁タイプの構成について図２（Ｂ）を用いて説明する。固定スクロール部材２の上面から弁穴２ｋを開け、その底面に弁シール面２６ｄを設ける。この弁シール面２６ｄに弁体２６ａを弁ばね２６ｂで押付け、弁ばね２６ｂは弁キャップ２５ｃで保持される。この弁キャップ２６ｃは、固定スクロール部材２の固定背面室１２０とのシールも担う。このようにして差圧制御弁２６が構成される。

一方、背圧連通路６０を設けた固定スクロール部材２の固定渦巻体２ｂの内線側の巻終りを、従来のα（図４参照）からβ（図６参照）へ延伸させた。これは、インボリュート巻角で１８０度回転させた位置（図４でαから１８０度回転させた真下の位置）であり、固定外線側圧縮室１００ｂの閉込み開始点γと歯溝を挟んで対向する位置となる。上記構成は圧縮開始タイミング調整手段を示し、圧縮室側開口部６０ｂが開口するスクロール部材の内線側の巻終りの延伸長さ（角度）を調整することで、圧縮室の閉込み開始タイミングを調整することができる。

次に、スクロール圧縮機全体の概要動作を説明する。モータ７でクランク軸６を回転させ、旋回スクロール部材３が旋回運動する。これによって、噛合う固定スクロール部材２との間に圧縮室１００が形成され、その中に、吸込パイプ５０からの作動流体を吸込室１０５（図６参照）を介して吸い込む。そして、旋回運動と共に中央へ移送しつつ体積が縮小する圧縮室によって作動流体が圧縮され、中央寄りの吐出穴２ｄからケーシング８内の上部空間である固定背面室１２０へ流出する。これにより、ケーシング８内部の圧力は吐出圧となり、いわゆる高圧チャンバとなる。過圧縮条件では、圧縮室１００内の圧力が吐出圧よりも高くなるため、リリース弁２２の弁体が上がって、圧縮室内の作動流体を固定背面室１２０へ流出させる。つまり、このリリース弁２２は、圧縮室圧力抑制手段となっている。これにより、不要な仕事である過圧縮を抑制できるため、性能が向上するという効果がある。

固定背面室１２０へ流出した作動流体は、その後、固定スクロール部材２とフレーム４の外周の溝により、上部モータ室９０へ流入し、吐出パイプ５５から外部へ吐出される。ここで、後述するとおり、作動流体中には油も含まれているが、この固定背面室１２０へ作動流体が流出したとき、ケーシング内壁に油が分離付着する。そしてその油は、ケーシング内壁を伝って、最終的に圧縮機底部の貯油部１２５へ戻る。ここで、作動流体の一部は、上部モータ室９０からモータ７の外周溝や巻線隙間を通って下部モータ室９５を往復して吐出する。これにより、ステータ７ｂの巻線や積層鋼板へ油が付着する確率が高くなり、作動流体中の油の分離が促進される。

給油時に油は、モータ７の回転により、給油ポンプ３０が動作し、貯油室１２５の油を、クランク軸６の内側流路７５ａへ流し込む。そして、上端まで上った後、旋回軸受溝６ｅを通りつつ、旋回軸受２３を潤滑する。そして、主軸受溝６ｄを通りつつ主軸受２４を潤滑し、主軸横穴６ｃを通って外側流路７５ｂへ戻る。この外側流路７５ｂへ入った油は、下降した後、副軸横穴６ｆを通って副軸溝６ｇへ入り、副軸受２５を潤滑した後、排油口８５を通って貯油部１２５へ戻る。この二重管構造による各軸受への給排油によって、排油管をステータ７ｂを切り欠いて通す必要が無くなり、モータ効率の低下回避や、排油パイプをステータ７ｂや下フレーム３５へ通す必要が無くなり、組立て性を改善する効果がある。

また、背圧室１１０内における油の領域は、背圧シール４０で仕切られるが、この背圧シール４０をまたいで、鍔部３ｔに設けたポケット４５が行き来する（図２（Ａ）参照）。これにより、背圧室１１０へ給油する。この油は、吐出圧であるため、背圧室の圧力を昇圧する効果がある。また、油に作動流体が溶け込んでいる場合には、背圧室１１０へ流入したことによる減圧によってガス化するため、これにともなう背圧室１１０の圧力上昇効果も加わる。つまり、ポケット４５による背圧室給油は、背圧室圧力導入手段である。この背圧室給油によって、オルダムリング５の潤滑を行なうとともに、付勢力のかかる旋回鏡板３ａの潤滑を行なう。残りは、背圧連通路６０を経由して、圧縮室１００へ排油され、前記した如く、吐出口２ｄやリリース弁２２から作動流体とともに固定背面室１２０へ流出する。ここで、背圧シール４０の内側は吐出圧の油で満たされるため、旋回スクロール部材３の背面中央寄りは、吐出圧のかかる領域となり、引付力付加手段の一つとなる。

次に、本実施形態の主要な動作について、図２（Ａ）、図４、図６、図７、図２３及び図２４を用いて説明する。ここで、差圧制御弁２６を備える弁タイプについては、図２（Ｂ）を用いて後述する。固定スクロール部材２に設けた背圧連通路６０の圧縮室側開口部６０ａは、歯底中央に開口しており、固定スクロール部材２の内線側圧縮室である固定内線側圧縮室１００ａと、外線側圧縮室である固定外線側圧縮室１００ｂの両圧縮室に選択的に臨むように構成される。このため、背圧室１１０の圧力である背圧は、圧縮室開口部６０ａが臨む両圧縮室１００ａ、１００ｂの平均圧力を中心に、変動することになる。

本実施形態では、圧縮室開口部６０ａを設けた固定スクロール部材２の固定渦巻体２ｂ内線側の巻終りを、従来歯形（内線側圧縮室と外線側圧縮室が同時に圧縮を開始する歯形）の位置α（図４参照）よりも巻き角で１８０度延伸させた位置β（図６参照）としたため、固定内線側圧縮室１００ａの圧縮開始（閉込み開始）が他方の固定外線側圧縮室１００ｂよりも１８０度先行する（図２３参照、横軸目盛りを１８０倍または２×π倍すると、各々旋回角度を度、radで表示した形式と読み替え可能）。

本実施形態の渦巻体は、円のインボリュート曲線を用いているため、その圧縮室容積は旋回角度に対して図２３で示すような傾斜が負の直線グラフとなる（アルキメデス螺線や代数螺線やそれらを基本線とするオフセット螺線を用いる場合、極座標形式の角度をパラメータにとると、近似的に直線とみなすことができる）。さらに、内線外線とも同一の縮閉線である同一半径の円（以後、基礎円と呼ぶ）とするため、両圧縮室の容積変化率は一致し、前記直線の傾斜は一致する。さらに、基礎円から出始める巻出し点が固定内線と旋回内線で１８０度対向する位置とするため、両渦巻体の厚さが同一となるとともに、固定内線側圧縮室１００ａと固定外線側圧縮室１００ｂが同一形状で並存する時間が生じる。つまり、対称性渦巻体形状である。これより、本実施形態では、固定内線側圧縮室１００ａの圧縮開始付近の容積変化は、重なっている両圧縮室のグラフのうちで、固定外線側圧縮室１００ｂの容積変化を示すグラフ（図２３の点線）を、１８０度（０．５回転）手前まで、斜め上向きに伸ばしたグラフ（図２３の実線）で表される。

このことは、固定内線側圧縮室１００ａは固定外線側圧縮室１００ｂよりも圧縮開始が１８０度先行するだけでなく、圧縮開始容積が増大することを意味する。このため、これらの容積変化に伴う圧力変化は、圧縮開始容積が大きくなる固定内線側圧縮室１００ａの方が固定外線側圧縮室１００ｂの圧力変化よりも緩やかとなる（図２４参照）。図２４は、この一例で、説明を簡略化するため、仮に断熱指数を１としたもの（圧縮開始の容積をそのときの容積で割った数値＝容積比）である。それは、断熱指数を１としても１以上の実作動流体時と比較して、上昇変化は緩やかになる（圧力比は容積比の断熱指数乗であるため）が、変化の状況は同様である。このため、今後は、断熱指数を１とした図２４を用いて説明を行なう。

固定内線側圧縮室１００ａに圧縮室側開口部６０ｂが開口する旋回角区間は、図２５で示すように、圧縮室側開口部６０ｂの設定巻角（図２５のμ）よりも９０度ずれた旋回角を中心とする最大３６０度の旋回角範囲となる。この開口旋回角範囲は、圧縮室側開口部６０ｂが歯底部のどの位置に設定されるかで、異なる。図２５から明らかな通り、開口旋回角範囲は、圧縮室側開口部６０ｂが本実施形態の如く歯底の中心にある場合最大１８０度となり、外径側への移動につれて最大３６０度まで増大する。また、圧縮室側開口部６０ｂが噛合う相手である渦巻体の歯先によって全遮蔽される角度範囲がある場合、開口旋回角範囲は前記した最大値よりも小さくなる。本実施形態の場合、圧縮室側開口部６０ｂの直径は旋回渦巻体３ｂの歯先幅よりも小さくして全遮蔽区間を設けるため、固定スクロール部材２の歯底中央に圧縮室側開口部６０ｂを設けたが、開口旋回角範囲は最大１８０度よりも小さくなる。

ここで、前記したとおり、背圧連通路６０が臨む圧縮室の切替タイミングである圧縮室側開口部６０ｂと相手方渦巻体歯先による全遮蔽の区間を設けたため、背圧室１１０は、各圧縮室１００ａ、１００ｂと別々のタイミングで繋がることになる。すなわち、上記構成は排他的連通先選択手段を構成する。換言すれば、排他的連通先選択手段は、圧縮室側開口部をいずれか一方のスクロール部材の前記渦巻体の間である歯底部に設け、この圧縮室側開口部は渦巻体の側面から噛合うスクロール部材の渦巻体の歯先幅以上離れた位置に配され、さらに、噛合うスクロール部材の旋回運動によってその渦巻体の歯先で全遮蔽される形状寸法を有するように構成されている。これにより、背圧連通路を介した、圧力レベルの異なる固定内線側圧縮室１００ａと固定外線側圧縮室１００ｂの連通が生じないため、高圧側圧縮室から低圧側圧縮室への漏れが起こらず、漏れ損失が抑制され、全断熱効率が向上するという効果がある。

さらに厳密に述べると、遮蔽する側の渦巻体曲がり具合によっても開口旋回角区間が微妙に異なってくる。本実施形態の場合、旋回渦巻体３ｂは固定外線側圧縮室１００ａ側に凹面を向ける一方、固定内線側圧縮室１００ａ側には凸面を向ける結果、開口旋回角区間は、無限小の曲率面である平面で近似する場合よりも、固定内線側圧縮室１００ａでは増大し、逆に、固定外線側圧縮室１００ｂでは減少する。

上記したような事情により、本実施形態（図４のＰ１部、図７）のように、圧縮室側開口部６０ｂを、固定渦巻体２ｂの内線側巻終りから２７０度内側へ入った位置に設けた場合、圧縮室側開口部６０ｂが開口する圧縮室の圧力は、図２４図の太い実線のように変遷する。この結果、従来（対称性渦巻体形状）の場合（圧縮室側開口部６０ｂを、固定渦巻体２ｂの内線側巻終りから２７０度内側へ入った位置に設けた場合には、図２４の太い破線となる。圧縮室側開口部６０ｂを歯底径方向のどのような位置に設けようとも、圧縮室側開口部６０ｂが臨む固定外線側圧縮室と固定内線側圧縮室の圧力は同一であるため、太い破線は変化しない。）よりも変化幅が大幅に低減する結果、背圧連通路６０の流路抵抗による変化緩和効果を加味する背圧室１１０の圧力変化（図２４の中太の実線、本発明）も、従来（図２４の中太の破線）に比べて大幅に低減する。これより、背圧変動が抑制され、スクロール部材の変形変動が抑制され、両スクロール部材間の隙間におけるシール性改善による漏れ損失低減と干渉の抑制による摩擦損失の低減で、全断熱効率を向上できるという効果がある。

この効果の源は、図２３、図２４からわかるように、固定内線側圧縮室１００ａの圧縮開始を固定外線側圧縮室１００ｂよりも１８０度先行させた点である。従って、旋回の１回転（３６０度）の間に、圧縮室１００ａと１００ｂが半回転（１８０度）ずれながら、圧縮開始して背圧連通路６０に交互に連通するので、背圧連通路６０内の圧力変動を少なくできる。また、もう一つの変更点である圧縮開始容積の違いが無視できるような場合（容積変化率が小さい場合や圧縮開始容積が非常に大きい場合など）には、圧縮室側開口部６０ａが臨む圧縮室の回転角度平均は、圧縮室１００ａと１００ｂで同一圧力となり、背圧の変動がさらに一段小さくなって、上記した背圧変動抑制による全断熱効率の向上効果をさらに一段高めることができる。ここで、図２４の中線で示した本発明の背圧（実線）と従来の背圧（破線）の絶対レベルがずれているが、これは、説明を分かりやすくする目的で、両者とも圧縮開始タイミングで開口を開始する位置（固定渦巻体２ｂの内線側巻終りから２７０度内側へ入った位置）に圧縮室側開口部を設定した結果であり、実際の場合、両者の開口位置は、適切な背圧レベルとなるように調整する。つまり、図２４の背圧のグラフは、両者の変動幅のみ意味をもつものである。

次に、差圧制御弁２６を背圧連通路６０に設ける弁タイプの場合の動作を、図２（Ｂ）と図２４を用いて説明する。背圧と圧縮室側開口部６０ｂが臨む前記圧縮室の圧力との差圧が弁ばね２６ｂの押付力を越えると、弁体２６ａが弁シール面２６ｄから離れ、背圧連通路６０を開制御する。これにより、背圧は、圧縮室側開口部６０ｂが臨む圧縮室の圧力よりも弁ばね２６ｂの押付力に対応する値（過中間圧値）だけ高く設定され、図２４の一点鎖線で示すように、差圧制御弁２６を設けない場合よりも、全体が上へシフトしたグラフとなる。ここで、背圧変動幅については、前記した差圧制御弁２６を設けない場合と同等であるため、背圧変動抑制に伴う全断熱効率向上効果は同様である。この場合、バイパス弁との相乗効果によって、要求される全運転範囲で旋回スクロール部材を固定スクロール部材に付勢できるとともに、広い運転条件範囲で付勢力を小さくし摺動損失の小さい全断熱効率の高い圧縮機を実現できるという効果がある。この場合においても、前段落で説明したように、実際の場合、圧縮室側開口部の設定位置で絶対レベルを調整する。このため、図２４の弁タイプの背圧のグラフは、変動幅のみ意味を持つものである。

本実施形態では、圧縮室側開口部６０ｂを固定スクロール部材２である非旋回スクロール部材に設けたため、第８実施形態で述べる、旋回スクロール部材３側へ圧縮室側開口部６０ｂを設けるもの、と比較して小径化に適するという効果がある。即ち、旋回スクロール部材３側へ圧縮室側開口部６０ｂを設けた場合、旋回スクロール部材の内線側の延伸に伴う渦巻体の延伸と、噛合い相手である固定外線側の延伸が必要となるため、まず旋回渦巻体の渦巻き長が図１７の如く増大した（延伸部は斜線部）旋回内線延伸渦巻体３ｂ１となる。さらに、これに対応し、固定スクロール部材２の渦巻体外線側の延伸が必要になるため、固定スクロール部材２の外線を囲む外周歯底溝２ｘが必要となる。この２つの理由により、旋回スクロール部材３側へ圧縮室側開口部６０ｂを設けるものは小径化が阻害されるからである。

また、本実施形態では、固定スクロール部材２の内線側を１８０度延伸したが、これに限らず、９０度のような小さい角度でもよい。この場合には、図２４で示す太い実線が９０度先行した点から立ち上がることになり、１８０度延伸させた場合よりも、背圧変動幅は拡大するが、従来よりも背圧変動幅は抑制され、全断熱効率の向上を図ることができる。例えば、１８０度程度の延伸がスペースの問題で制約されるような場合、このような方法をとればよい。つまり、上記構成は、内線側の延伸長さを調整できるので、その角度によらず、圧縮開始タイミング調整手段となる。

（第２実施形態）
次に、本発明の第２実施形態であるスクロール圧縮機を、圧縮室側開口部付近拡大図（図４のＰ２部）である図８を用いて説明する。第２実施形態では、第１実施形態と相違する部分について説明し、同一部分は省略する。第２実施形態は、圧縮室側開口部６０ｂを、固定渦巻体２ｂの内線側巻終りから２４０度程度内側へ入った位置に設けた場合である。前記の第１実施形態よりも、内線側巻終りからの角度が小さいので、圧縮室側開口部６０ｂは、圧縮開始前の吸込室１０５の時から連通する。しかし、この場合でも、背圧変動の中心が吸込圧に近づく以外、本質的な違いは無く、第１の実施形態と同様の効果がある。また、この実施形態特有の効果として、連通する空間の中に、吸込室１０５という圧力一定の空間が含まれた結果、背圧の変動レベルは一層低減するため、必要な背圧レベルが確保できれば背圧変動低減による全断熱効率は一層向上するという効果がある。しかし、この実施形態では、連通する前記空間が低圧側にシフトするため、背圧レベルは低下し、必要な背圧レベルを確保できない場合もある。

（第３実施形態）
次に、本発明の第３実施形態であるスクロール圧縮機を、圧縮室側開口部付近拡大図（図４のＰ１部）である図９を用いて説明する。第３実施形態では、第１実施形態と相違する部分について説明し、同一部分は省略する。この第３実施形態は、圧縮室側開口部６０ｂが固定歯底の中央よりも外径側へ寄って設定されたものである。但し、圧縮室側開口部の一部は、固定渦巻体２ｂの側面から旋回渦巻体３ｂの歯先幅以上離れた位置とし、固定外線側圧縮室１００ｂとも連通する区間を確保してある。固定外線側圧縮室１００ｂとの連通角度区間よりも固定内線側圧縮室１００ａとの連通角度区間が大きくなる。

図２４から分かるように、圧縮開始容積の違いにより、圧力上昇カーブが、固定内線側圧縮室１００ａよりも固定外線側圧縮室１００ｂの方が急峻であるため、両圧縮室が同一角度区間だけ開口すると、固定外線側圧縮室１００ｂの方が固定内線側圧縮室１００ａより圧力変動幅が大きくなる。よって、固定外線側圧縮室１００ｂとの連通角度区間を小さくすることで、連通する圧縮室変動の最大値である固定外線側圧縮室の圧力変動を小さくできる。よって、圧縮室側開口部６０ｂを固定歯底の中央よりも外径側へ寄って設定することで、連通圧縮室の圧力変動の最大値を小さくできることになり、背圧の変動を低減する効果がある。但し、外径側へ寄せすぎると、逆に固定内線側圧縮室１００ａの圧力変動幅が固定外線側圧縮室１００ｂの圧力変動幅よりも大きくなるため、固定内線側圧縮室１００ａの圧力変動幅と固定外線側圧縮室１００ｂの圧力変動幅が同一になるように位置を決めれば良い。

（第４実施形態）
次に、本発明の第４の実施形態であるスクロール圧縮機を、圧縮室側開口部付近拡大図（図４のＰ２部）である図１０を用いて説明する。第４実施形態では、第２実施形態と相違するものについて説明し、同一部分は省略する。この第４実施形態は、圧縮室側開口部６０ｂが固定歯底の中央よりも外径側へ寄って設定されたものである。但し、圧縮室側開口部の一部は、固定渦巻体２ｂの側面から旋回渦巻体３ｂの歯先幅以上離れた位置とし、固定外線側圧縮室１００ｂとも連通する区間を確保してある。これにより、固定外線側圧縮室１００ｂとの連通角度区間よりも固定内線側圧縮室１００ａとの連通角度区間が大きくなるため、前記第３実施形態で説明した如く、連通圧縮室の圧力変動の最大値を小さくできるため、背圧の変動を低減する効果がある。

また、第３実施形態では、連通する空間は圧縮室のみであるため、連通する空間の圧力の角度平均値はほとんど変化しない（実際は、図２４で示すとおり、圧力変化は旋回角度に対して曲線であるため、角度平均値は多少変化する。その変化方向は、連通角度区間が減少するにつれ、圧力平均値は低下する向きである）のに対して、本実施形態では、連通する空間の圧力の角度平均値は変化する。その理由は、一定の圧力（吸込圧）の吸込室１０５に通じる連通角度区間があるためである。連通角度区間を増大した場合、下限値が吸込圧一定となって減少しないため、連通する空間の圧力の角度平均値は増大する。逆に、連通角度区間を減少した場合、連通する空間の圧力の角度平均値は低下する。後述するような、連通空間の圧力の角度平均値を調整する手法が使えない場合、この手法を使って連通空間の圧力の角度平均値を二つの圧縮室で合わせることが可能となる。つまり、二つの圧縮室圧力の旋回角度平均値を一致させることができるという効果がある。

（第５実施形態）
次に、本発明の第５実施形態であるスクロール圧縮機を、スクロール巻終り部拡大図（図４のＱ部）である図１１を用いて説明する。この第５実施形態は、次に述べる点で第１乃至第４実施形態と相違するものであり、その他の点については第１乃至第４実施形態と同一であるので説明を省略する。この第１乃至第４実施形態は、旋回スクロール部材３の渦巻体３ｂの内線側巻終り部をカットした、旋回内線カット部３ｘ（クロスハッチング部）を設けている。そして、そのカット区間は、各圧縮室１００ａ、１００ｂの開口角区間の中央角における圧縮室容積の各圧縮開始時の容積に対する比が同一となるように設定する。具体的には、以下の式で示す巻角にしてαの値だけの巻角部を削除する。
α≡Ｋ・π・β／（Ｖ−Ｋ・β） [ｒａｄ] （１）
ここで、Ｋ≡２・π・ε・ａ・Ｈ [ｍｍ^３／ｒａｄ] （２）
π：円周率
ε：旋回スクロール部材の旋回半 径[ｍｍ]
ａ：渦巻体断面形状を構成するインボリュートの
縮閉線である円の半径（基礎円半径） [ｍｍ]
Ｈ：渦巻体の高さ [ｍｍ]
β：圧縮室側開口部を設けるスクロール部材の内線側圧縮室の閉込み開始点から圧縮室開口部までの巻角 [ｒａｄ]
Ｖ：圧縮室側開口部を設けるスクロール部材の前記内周側側面で形成される圧縮室の閉込み開始容積 [ｍｍ^３]
この式は、図２６から明らかな通り、各圧縮室１００ａ、１００ｂの開口角区間の中央角における圧縮室容積の各圧縮開始時の容積に対する比が同一となる条件から、以下の式を立式して、導かれる。
Ｖ／(Ｖ−Ｋ・β)＝
{Ｖ＋Ｋ・(π＋α)}／{Ｖ＋Ｋ・(π−β)} （３）
この結果、圧縮室側開口部６０ｂを設ける固定スクロール部材２の渦巻体２ｂの内周側側面延伸量と、それに噛合う旋回スクロール部材３の渦巻体３ｂの外周側側面延伸量を、インボリュート巻き角で概略１８０度とした場合に生じていた、連通する圧縮室の平均圧力差（図２４参照）が、ほぼ無くなる。この結果、背圧変動が一層小さくなるため、圧縮機の全断熱効率が一層向上するという効果がある。実際の場合、上記のように、各圧縮室１００ａ、１００ｂの開口角区間の中央角における圧縮室容積の各圧縮開始時の容積に対する比を同一にしても、圧縮室圧力の旋回角平均値は厳密には一致しない。何故ならば、図２４で示すように、旋回角に対する圧力のグラフは曲線となるからである。このため、圧縮室圧力の旋回角平均値を厳密に一致させるためには、（１）式で求める値よりも若干大きなカット区間を設ける必要がある。

また、本実施形態では旋回内線カット部３ｘは内側面に接する平面で切断したが、二点鎖線で示すように、くり抜き形状３Ｘ´としてもよい。この場合、圧縮開始タイミングが明確になるので、圧縮開始以前の不完全な圧縮開始を回避でき、全断熱効率が向上するという効果がある。

（第６実施形態）
次に、本発明の第６実施形態であるスクロール圧縮機を、スクロール巻終り部拡大図（図４のＱ部）である図１２を用いて説明する。この第６実施形態は、固定スクロール部材の渦巻体２ｂ側を、前記式（１）で示す巻き角区間だけカットする以外は第５実施形態と同一であるので、重複する説明を省略する。本実施形態では、カット区間よりも巻き終わり側へ伸ばした区間をカットした、固定外線カット部２ｘ（クロスハッチング部）を設けている。旋回渦巻体と異なり、固定渦巻体２ｂは、巻き終わり部のさらに外周側にも、渦巻体が立設しているため、固定外線カット部２ｘを設けても、固定渦巻体２ｂの剛性はほとんど低下せず、実働時の変形量も増大しないため、スクロール部材の変形増大による全断熱効率の低下を回避できる効果がある。

（第７実施形態）
次に、本発明を、非旋回スクロール部材を軸線方向に可動とし、その鏡板である非旋回鏡板の反圧縮室側に背圧室を設けて、非旋回スクロール部材を旋回スクロール部材に付勢する非旋回付勢式スクロール圧縮機に実施した第７の実施形態を、図１３乃至図１６に基づいて説明する。図１３はスクロール圧縮機の縦断面図、図１４（Ａ）は背圧連通路付近の拡大図（図１３のＰ部）、図１４（Ｂ）は弁タイプの場合の差圧制御弁拡大図（図１３のＰ部）、図１５は非旋回スクロール部材下面図、図１６は旋回スクロール部材の上面図である。本実施形態は、渦巻体による基本的な圧縮過程、リリース弁による圧縮室圧力抑制動作、及びそれらを実現する構成、作用、効果は、第１実施形態と同様であり、第１実施形態と同一又は相当する部分には同一の符号を付している。（例えば、非旋回スクロール部材は固定スクロール部材と同一の符号２を付し、非旋回鏡板は固定鏡板と同一の符号２ａを付し、非旋回渦巻体は固定渦巻体と同一の符号２ｂを付している。）よって、第１実施形態と構成、動作、作用、効果が異なる点のみ説明する。

まず、構成を説明する。非旋回鏡板２ａとそれに立設する非旋回渦巻体２ｂを備える非旋回スクロール部材２と、旋回鏡板３ａとそれに立設する旋回渦巻体３ｂを備える旋回スクロール部材３を噛合わせ、両者間に圧縮室１００を形成する。非旋回スクロール部材２はフレーム４に板ばね１４５を介してねじ固定され、軸方向のみ可動となる。一方、旋回スクロール部材３は、フレーム４に載せる。非旋回スクロール部材２の背面側で圧力隔壁１３５との間に、内側背面シール４１と外側背面シール４２をシールとする背圧室１１０を形成する。この背圧室１１０は、後述する作用により中間圧を保持し、内側シール４１内側の吐出圧領域とともに、非旋回スクロール部材２の引付力付加手段を構成する。

この結果、非旋回スクロール部材２は、旋回スクロール部材３側へ付勢されるため、非旋回スクロール部材２の付勢力を旋回スクロール部材３は受ける。一方、旋回スクロール部材３は、作動流体からの引離し力に対する非旋回スクロール部材２からの付勢力でフレーム４に付勢されるため、旋回スクロール部材３の支持部材はフレーム４となる。ここで、作動流体を圧縮室１００に導くため、円筒ケーシング８ａに吸込パイプ５０を接続し、ケーシング内に一旦流入させる。これにより、ケーシング内部が吸込圧となり、いわゆる低圧チャンバ方式となる。

一方、非旋回鏡板２ａの中央付近には吐出口２ｄとともに、リード弁のバイパス弁２２を備えたバイパス穴２ｅを開口する。これらは、圧力隔壁１３５で仕切られた吐出室１３０へ臨む。吐出室１３０は、圧力隔壁１３５と吐出パイプ５５を備えた上ケーシング８ｂを溶接して構成する。ここで、圧力隔壁１３５には、微小な径の穴を有した絞りを伴う絞りピース１４０を設ける。これは、背圧室１１０へ圧力を導入する背圧室圧力導入手段となる。クランク軸６には内部にシャフト給油孔６ｚと主軸受給油孔６ｙと副軸受給油孔６ｆが設けられる。また、シャフトバランス８０が圧入され、その上部にはピン部６ａがある。

モータ７は、ロータ７ａ上部にモータバランス８１を設ける以外は上記第１実施形態と同一である。次に、ステータ１６、吸込パイプ５０、ハーメチック端子２２０と下フレーム３５が溶接されている前記円筒ケーシング８ａへ、上記の組立部を挿入して前記フレーム４の側面にタック溶接を行った後、副軸受２５と給油ポンプ３０を装着して、底ケーシング８ｃを溶接し、貯油部１２５を形成する。油は、この組立工程の中で適宜入れる。

次に、動作を説明する。吸込パイプ５０からフレーム溝４ｒを通って吸込室１０５へ吸込まれた作動流体は、前記旋回スクロール部材３の旋回運動によって圧縮室１００内で圧縮され、前記吐出孔２ｄより非旋回スクロール部材２上部の吐出室１３０に吐出され、油の分離を行なったうえで前記吐出パイプ５５より圧縮機外部へ出る。ここで分離された油は、絞りピース１４０により絞られ、減圧したうえで背圧室１１０へ流入する。

貯油部１２５に溜っている油は、給油ポンプ３０により、シャフト給油孔６ｚを通って旋回軸受２３に給油される。また、主軸受給油孔６ｙを経由して前記主軸受２４に給油される。その油は、前記旋回背面室１２３に入った後、一部は滑りスラスト軸受４ｔを潤滑しつつ吸込室１０５に入り、その他は、油排出路４ｓを通って、上部モータ室９０に入った後、モータ７外周の溝や巻線の穴を伝って、前記貯油部１２５に戻る。非旋回スクロール部材２は、前記圧縮室１００内部の作動流体により旋回スクロール部材３から離間する方向の引離し力を受けるが、背圧室１１０と吐出室１３０の圧力による引付力で、前記旋回スクロール部材３に押付けられる。

次に、本実施態様の背圧室１１０の構成、動作、作用、効果について説明する。圧縮室側開口部６０ａを設ける非旋回スクロール部材２の背面に背圧室１１０を設ける以外は、第１実施形態と同一である。背圧連通路６０は、非旋回鏡板２ｂを貫通する単純な貫通穴形状となるため、加工が極めて容易となり、加工コストを低減できる。弁タイプの場合は、第１実施形態と動作や作用効果は同一である。図１４（Ｂ）において、弁穴２ｋにばね２６ｂと弁体２６ａを入れた後、弁座２６ｄを備えた弁シール２６ｅで蓋をして構成する。弁ばね２６ｂの周囲に、ばね姿勢保持円筒２６ｆを配し、その内周に縦溝を設ける。この縦溝により、この差圧制御弁２６を通過するガスや油の流路抵抗が小さくなり、確実な背圧制御を実現するという効果がある。

（第８実施形態）
次に、本発明の第８実施形態であるスクロール圧縮機を説明する。図１７は旋回スクロール部材の上面図、図１８は固定スクロール部材の下面図、図１９は旋回スクロール部材の縦断面図、図２０（Ａ）は背圧連通路付近の拡大図（図１９のＳ部）、図２０（Ｂ）は弁タイプの差圧制御弁の拡大図（図１９Ｓ部）である。

この第８実施形態は、内線側の延伸を、非旋回スクロール部材（固定スクロール部材）側で実現する前記７個の実施形態と異なり、旋回スクロール部材３で実現したものであり、これに対応して、噛合う相手である固定スクロール部材２の外線側も延伸させたものである。この根本的な相違点に対応し、圧縮室側開口部６０ｂを、内線側を延伸した旋回スクロール部材３の歯底に設定する以外は、背圧室１１０を旋回スクロール部材３背面に設ける前記第１乃至第６の実施形態と同様である。

図１７に示す通り、旋回スクロール部材３は、太線で示す内線部を延伸した結果、外線側も延ばさざるを得なくなり（但し、シール点を形成する必要はないため、形状精度は不要）、全長が伸びた延長旋回渦巻体３ｂ１（ハッチングで延長部を示す）を備える。一方、固定スクロール部材２は、図１８に示す通り、太線で示す外線部を延伸した結果、フレーム４との固定部である固定外周部２ｕと渦巻体が分離し、分離固定渦巻体２ｂ１と分離溝２ｗを備える。そして、旋回スクロール部材３の歯底に圧縮室側開口部６０ｂを設ける。この結果、図１９，２０で示す通り、背圧連通路６０が旋回スクロール部材の鏡板２ｂを貫通する単純な貫通穴形状となるため、加工が極めて容易となり、加工コストを低減できるという効果がある。

図２０（Ｂ）に示す弁タイプは、第１乃至第６実施形態における弁タイプと、動作や作用効果は同一であるため、構成のみ説明を行う。弁穴３ｋにばね２６ｂと弁体２６ａを入れた後、弁座２６ｄを備えた弁シール２６ｅで蓋をする。弁穴３ｋの上面には弁ばね２６ｂを挿入するばね保持突起３ｈを設けるため、弁座２６ｄから圧縮室側に至る流路の容積が極めて小さくなる。この結果、圧縮室側開口部６０ｂが異なる圧力の圧縮室に連通するときに生じる再膨張損失が抑制され、圧縮機の全断熱効率が向上するという効果がある。

（第９実施形態）
最後に、本発明の第９実施形態であるスクロール圧縮機を、図２１の固定スクロール部材の下面図と、図２２の旋回スクロール部材の上面図を用いて説明する。弁タイプは、図２０（Ｂ）で示す第８の弁タイプの差圧制御弁２６と同一であるので説明を省略する。この第９実施形態は、圧縮開始タイミング調整手段を、圧縮室側開口部６０ｂが開口するスクロール部材の内線側延伸で実現する前記８個の実施形態と異なり、圧縮室側開口部６０ｂが開口するスクロール部材の内線側を旋回運動の方向に回転移動させて実現したものの一例である。この変更点以外は、基本的に前記第１乃至第８の実施形態と同様である。

閉込み開始が両圧縮室で同時となる従来の渦巻体（図２１，２２の太い二点鎖線）の位置に対して、圧縮が生じる反時計回りの旋回運動方向に、圧縮室側開口部６０ｂを設ける旋回スクロール部材３の内線側を移動するとともに、噛合う相手である固定スクロール部材２の外線側も同一方向に回転移動させる。この結果、旋回スクロール部材３は、図２２で示すように、内線部を回転した結果（図２２の太線）、厚さの薄い薄肉旋回渦巻体３ｂ２を備える。一方、固定スクロール部材２は、図２１で示すように、外線部を回転した結果（図２１の太線）、厚さの厚い厚肉旋回渦巻体２ｂ２を備える。

この結果、閉じ込み容積を変更せずに、圧縮開始タイミングをずらすことが可能となり（図２３でいえば、圧縮室の容積変化を表すグラフを伸ばすことなく、単純に横へずらす）、各圧縮室の圧力変化グラフは全く同一の曲線グラフとなるため（図２４でいえば、両圧縮室の容積変化を表すグラフは、形が同一で、単純に横へずらしたものとなる）、精度の高い設計が可能となる。また、旋回スクロール部材３の渦巻体の厚さが薄くなるため、軽量化でき、クランク軸のたわみ低減を図ることが可能となり、軸受信頼性向上、運転の高速化を実現できるという効果がある。また、背圧連通路６０が極めて単純な旋回スクロール部材の鏡板２ｂを貫通する単純な貫通穴形状となるため、加工が極めて容易となり、加工コストを低減できるという効果がある。

２…固定スクロール部材（非旋回スクロール部材）、２ａ…固定鏡板（非旋回鏡板）、２ｂ…固定渦巻体（非旋回渦巻体）、２ｂ１…分離固定渦巻体、２ｂ２…内線先行回転固定渦巻体、３……旋回スクロール部材、３ａ…旋回鏡板、３ｂ…旋回渦巻体、３ｂ１…延長旋回渦巻体、３ｂ２…薄肉旋回渦巻体、４…フレーム、５…オルダムリング、６…クランク軸、６ａ…ピン部、６ｂ…給排油穴、６ｃ…主軸受排油穴、６ｄ…主軸受溝、６ｅ…旋回軸受溝、６ｆ…副軸受給油横穴、７…モータ、８…ケーシング、２２…バイパス弁（圧縮室圧力抑制手段）、２３…旋回軸受、２４…主軸受、２５…副軸受、２６…差圧制御弁、３０…給油ポンプ、３５…下フレーム、４０…背圧シール、４１…内側背圧シール、４２…外側背圧シール、５０…吸込みパイプ、５５…吐出パイプ、６０…背圧連通路、６０ａ…背圧室側開口部、６０ｂ…圧縮室側開口部、７５……給排しきりパイプ、７５ａ…内側流路、７５ｂ…外側流路、８５…排油口、９０…上部モータ室、９５…下部モータ室、１００…圧縮室、１００ａ…固定内線側圧縮室、１００ｂ…固定外線側圧縮室、１０５…吸込室、１１０…背圧室（引付力付加手段）、１２０…固定背面室、１２３…旋回背面室、１２５…貯油部、１３０…吐出室、１３５…圧力隔壁、１４０…絞りピース、１４５…板ばね。

Claims (13)

1. 鏡板とそれに立設する渦巻体を備えその渦巻体の立設する軸線方向に垂直な面内を自転せずに旋回運動する旋回スクロール部材と、鏡板とそれに立設する渦巻体を備え少なくとも前記軸線方向に垂直な面内の方向における運動が概略規制される非旋回スクロール部材と、前記両スクロール部材を噛合わせ、前記非旋回スクロール部材の渦巻体の外周側側面に形成される非旋回外線側圧縮室と前記非旋回スクロール部材の渦巻体の内周側側面に形成される非旋回内線側圧縮室から成る圧縮室と、この圧縮室側の作動流体の圧力による前記両スクロール部材の鏡板を引離す向きの引離し力に対抗して前記両スクロール部材の鏡板を引き付ける向きの引付力を各々の前記スクロール部材にかける引付力付加手段と、前記引付力と前記引離し力のベクトル和である付勢力の反力を各々の前記スクロール部材に発生させるスクロール支持部材とを有するスクロール圧縮機において、
   前記旋回スクロール部材の背面に位置し前記引付力付加手段を構成する背圧室と、
   前記背圧室と前記両圧縮室とを連通する背圧連通路と、
   前記背圧連通路が前記両圧縮室の各々へ別々のタイミングで繋がる排他的連通先選択手段と、
   前記両圧縮室の断熱圧縮時に、前記背圧連通路が臨む前記両圧縮室の圧力範囲が少なくとも一部で重なるべく、前記非旋回内線側圧縮室と前記非旋回外線側圧縮室における閉込み開始タイミングをずらす圧縮開始タイミング調整手段とを設けると共に、
   前記背圧連通路の圧縮室側開口部は前記非旋回スクロール部材に設けられ、前記圧縮室内で加圧した作動流体を外部へ導出する吐出系内の圧力である吐出圧よりも前記圧縮室の圧力が高くなることを抑制する圧縮室圧力抑制手段が設けられ、前記背圧室へ圧力を導入する背圧室圧力導入手段と、前記背圧室の圧力である背圧と前記圧縮室の圧力との圧力差が所定値を越えると開制御する差圧制御弁が前記背圧連通路に設けられたことを特徴とするスクロール圧縮機。
2. 請求項１記載のスクロール圧縮機において、
   前記非旋回スクロール部材は静止系に固定する固定スクロール部材とし、前記旋回スクロール部材のスクロール支持部材は前記固定スクロール部材とすることを特徴とするスクロール圧縮機。
3. 請求項１または２に記載のスクロール圧縮機において、
   前記排他的連通先選択手段は、前記背圧連通路の圧縮室側開口部を前記非旋回スクロール部材における鏡板の前記渦巻体の間である歯底部に設け、この圧縮室側開口部は、少なくともこの一部が渦巻体の側面から噛合うスクロール部材の渦巻体の歯先幅以上離れた位置に配され、さらに、噛合うスクロール部材の旋回運動によってその渦巻体の歯先で全遮蔽されるタイミングを有する形状寸法を有するように構成されたことを特徴とするスクロール圧縮機。
4. 請求項１記載のスクロール圧縮機において、
   前記非旋回スクロール部材のスクロール支持部材を前記旋回スクロール部材とし、
   前記旋回スクロール部材の背面に位置し前記引付力付加手段を構成する背圧室の代わりに、前記非旋回スクロール部材の背面に位置し前記引付力付加手段を構成する背圧室を設けたことを特徴とするスクロール圧縮機。
5. 請求項４に記載のスクロール圧縮機において、
   前記排他的連通先選択手段は、前記背圧連通路の圧縮室側開口部を、前記非旋回スクロール部材における鏡板の前記渦巻体の間である歯底部に設けるとともに、前記圧縮室側開口部の少なくとも一部を、前記渦巻体の側面から噛合うスクロール部材の渦巻体の歯先幅以上離れた位置に配し、さらに、前記圧縮室側開口部は、噛合うスクロール部材の渦巻体の旋回運動によってその歯先で全遮蔽されるタイミングを有する形状寸法を有するように構成されたことを特徴とするスクロール圧縮機。
6. 請求項１〜５の何れかに記載のスクロール圧縮機において、
   前記圧縮開始タイミング調整手段は、前記両圧縮室の旋回角度に対する容積変化率を同一にする渦巻体形状とする容積変化率一致手段とともに、前記圧縮室側連通口を設ける前記スクロール部材の前記渦巻体の外周側側面で形成される圧縮室の閉込み開始よりも前記同一渦巻体の内周側側面で形成される圧縮室の閉込み開始を先行する内周側圧縮開始先行手段としたことを特徴とするスクロール圧縮機。
7. 請求項６に記載のスクロール圧縮機において、
   前記容積変化率一致手段は、前記非旋回外線側圧縮室と前記非旋回内線側圧縮室が同一形状で並存する場合を有する対称的形状を実現する対称性渦巻体形状を用いることで実現し、前記内周側圧縮開始先行手段は、前記非旋回外線側圧縮室と前記非旋回内線側圧縮室が同時に形成開始される渦巻体に対して、前記圧縮室側連通口を設ける前記スクロール部材の前記渦巻体の内周側側面と、その内周側側面と噛合う前記圧縮室側連通口を設けない前記スクロール部材の前記渦巻体外周側側面の、前記渦巻体巻き終わり側への延伸とすることで実現することを特徴とするスクロール圧縮機。
8. 請求項７に記載のスクロール圧縮機において、
   前記圧縮室を形成する前記渦巻体全域を円のインボリュート曲線を断面線とする曲面とし、前記非旋回外線側圧縮室と前記非旋回内線側圧縮室が同時に形成開始される渦巻体に対して、前記圧縮室側連通口を設ける前記スクロール部材の前記渦巻体の前記内周側側面延伸量と、その内周側側面と噛合う前記圧縮室側開口部を設けない前記スクロール部材の前記渦巻体の前記外周側側面延伸量を、インボリュート巻き角で概略１８０度とすることを特徴とするスクロール圧縮機。
9. 請求項８に記載のスクロール圧縮機において、
   前記圧縮室側開口部を設ける前記スクロール部材の前記渦巻体の前記内周側側面延伸量と、その内周側側面と噛合う前記圧縮室側連通口を設けない前記スクロール部材の前記渦巻体の前記外周側側面延伸量を、インボリュート巻き角で１８０度よりも、以下の式で示される角度αだけ概略大きくすること、を特徴とするスクロール圧縮機。
   α≡Ｋ・π・β／（Ｖ−Ｋ・β） [ｒａｄ]
   ここで、Ｋ≡２・π・ε・ａ・Ｈ [ｍｍ ^３ ／ｒａｄ]
   π：円周率
   ε：旋回スクロール部材の旋回半径 [ｍｍ]
   ａ：渦巻体断面形状を構成するインボリュートの縮閉線である円の半径（基礎円半径）[ｍｍ]
   Ｈ：渦巻体の高さ [ｍｍ]
   β：圧縮室側開口部を設けるスクロール部材の内線側圧縮室の閉込み開始点から圧縮室開口部までの巻角 [ｒａｄ]
   Ｖ：圧縮室側開口部を設けるスクロール部材の前記内周側側面で形成される圧縮室の閉込み開始容積 [ｍｍ ^３ ]
10. 請求項１〜９の何れかに記載のスクロール圧縮機において、
    前記圧縮室側開口部は、設置する歯底の幅中央より外径側に設けることを特徴とするスクロール圧縮機。
11. 請求項１〜１０の何れかに記載のスクロール圧縮機において、
    前記圧縮開始タイミング調整手段は、前記両側圧縮室で断熱圧縮した時に前記圧縮室側連通口を臨む前記非旋回外線側圧縮室と前記非旋回内線側圧縮室における前記旋回運動の旋回角平均による圧力平均値を概略一致させることを特徴とするスクロール圧縮機。
12. 請求項６に記載のスクロール圧縮機において、
    前記内周側圧縮開始先行手段は、前記非旋回外線側圧縮室と前記非旋回内線側圧縮室が同時に形成開始される渦巻体に対して、前記圧縮室側開口部を設ける前記スクロール部材の前記渦巻体の内周側側面と、その内周側側面と噛合う前記圧縮室側連通口を設けない前記スクロール部材の前記渦巻体外周側側面を、旋回運動の向きに回転させた位置に設けることで実現することを特徴とするスクロール圧縮機。
13. 請求項１２に記載のスクロール圧縮機において、
    前記旋回スクロール部材に前記圧縮室側連通口を設け、それに伴い、前記内周側圧縮開始先行手段は、旋回渦巻体の内周側側面と固定渦巻体外周側側面を、旋回運動の向きに回転させることで実現することを特徴とするスクロール圧縮機。

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