专利名称：旋转式压缩机的制作方法
技术领域：
本发明涉及一种通过让汽缸和活塞相对地进行偏心旋转来压縮流体的旋转式压缩机。
技术背景
至今为止，例如，公开在专利文献l中的旋转式压縮机被众所 周知。该旋转式压縮机包括汽缸和偏心旋转的活塞部件。汽缸和活塞部件 形成成为封闭空间的压縮机。并且，在汽缸和活塞部件的每一个中形成有 端壁。汽缸的端壁和活塞部件的端壁夹着压縮室相对。并且，该旋转式压 縮机通过让活塞部件进行偏心旋转，来压縮吸入到压縮室的流体。
在该旋转式压縮机中，压縮室的内压作用在汽缸的端壁和活塞 部件的端壁中的每一个端壁上。当压縮室内的流体被压縮时，压縮室的内 压上升。因此，如果不采取任何对策的话，汽缸和活塞部件会因作用在各 自端壁上的压力而朝着彼此相反的方向移动，结果造成不能充分保持压縮 室的密封状态，导致压縮效率的下降。
于是，在上述专利文献l所示的旋转式压縮机中，让推压力作 用在活塞部件的端壁上，来防止活塞部件与汽缸之间的间隙扩大的现象， 确保压縮室的密封状态。专利文献l:特开平6 — 288358号公报
上述旋转式压縮机吸入低压的流体，进行压縮，喷出被压縮之 后成为高压的流体。根据该旋转式压縮机的用途不同，有时吸入汽缸室的 吸入流体的压力和从汽缸室喷出的喷出流体的压力会产生变动。例如，在 将该旋转式压縮机用作进行制冷循环的空调机的压縮机时，吸入流体和喷 出流体的压力会因空调机的运转状态而产生变化。
当吸入流体和喷出流体的压力产生变化时，应该让作用在活塞
部件上的推压力的大小也会随之产生变化。因此，在上述专利文献l的旋 转式压縮机中，有时会因其运转条件而使作用在活塞部件上的推压力过剩， 此时，活塞部件与汽缸之间的摩擦会变大，有可能导致机械损失的增大。发明内容
本发明为鉴于上述各点的发明，目的在于即使在旋转式压縮 机的运转条件产生变化时，也能够在不增加机械损失的情况下，确保较高 的压縮效率。
第一发明是以这样的旋转式压縮机为对象的，包括形成汽缸室 (60、 65)的汽缸(40)、以相对于该汽缸(40)偏心的状态收纳在上述汽缸室 (60、 65)中的活塞(50)、和用以将上述汽缸室(60、 65)划分为高压室(61、66) 和低压室(62、 67)的叶片(45)。该旋转式压縮机通过上述汽缸(40)与上 述活塞(50)相对地进行偏心旋转，来使上述高压室(61、 66)及低压室(62、67) 的容积产生变化。并且，在上述汽缸(40)的基端侧和上述活塞(50)的基 端侧分别设置有镜板部，上述汽缸(40)的镜板部(41)和上述活塞(50)的镜板 部(51)各自的前表面夹着上述汽缸室(60、 65)相对。上述汽缸(40)及上述活 塞(50)中的其中之一构成推侧部件，另一个构成接受侧部件。该旋转式压 縮机包括推压机构(70)，将上述推侧部件朝向上述接受侧部件的镜板部 推压；以及调节机构(80)，根据被吸入上述低压室(62、 67)的吸入流体和 从上述高压室(61、 66)喷出的喷出流体的压力差，来改变作用在上述推侧 部件上的朝向上述接受侧部件的镜板部方向的负荷的大小。
在第一发明中，被汽缸(40)和活塞(50)包围的汽缸室(60、 65) 被叶片(45)隔离为高压室(61、 66)和低压室(62、 67)。在汽缸(40)和活塞(50) 相对地进行偏心旋转时，高压室(61、 66)和低压室(62、 67)的容积产生变 化。在低压室(62、 67)的容积扩大的过程中，流体被吸入低压室(62、 67)， 在高压室(61、 66)的容积縮小的过程中，高压室(61、 66)内的流体被压縮。 高压室(61、 66)内的流体压力相对于汽缸(40)的镜板部(41)和活塞(50)的镜 板部(51)中的每一个作用，使两者朝向彼此离开的方向。
另一方面，在本发明的旋转式压縮机(10)设置有推压机构(70)。 推压机构(70)将推压力作用在汽缸(40)和活塞(50)中的任意一个上。在本发
明中，使汽缸(40)和活塞(50)中的、从推压机构(70)接受推压力的一个为推 侧部件，剩下的一个为接受侧部件。当汽缸(40)为推侧部件，活塞(50)为 接受侧部件时，让推压机构(70)相对于为推侧部件的汽缸(40)，作用朝向 为接受侧部件的活塞(50)的镜板部(51)方向的推压力。相反，当活塞(50) 为推侧部件，汽缸(40)为接受侧部件时，让推压机构(70)相对于为推侧部 件的活塞(50)，作用朝向为接受侧部件的汽缸(40)的镜板部(41)方向的推压 力。该推压机构(70)的推压力使汽缸(40)和活塞(50)中的其中之一被推向另 一个的镜板部。
这里，在包括仅相当于该推压机构(70)的以往的旋转式压縮机 (IO)中，作用在推侧部件上的负荷中的、朝向接受侧部件的镜板部方向的 负荷的大小成为推侧部件的镜板部从高压室(61、 66)内的流体接受的力、 和从推压机构(70)接受的力的合力。并且，当与从高压室(61、 66)内的流 体接受的力相比，推侧部件从推压机构(70)接受的力过大时，作用在推侧 部件和接受侧部件之间的摩擦力变大，引起动力损失(即，摩擦损失)增大。
于是，在本发明中，在旋转式压縮机(10)设置有调节机构(80)。 该调节机构(80)用以调节作用在推侧部件上的负荷中的、朝向接受侧部件 的镜板部方向的负荷的大小。那时，调节机构(80)根据吸入低压室(62、 67) 的吸入流体的压力(即，吸入压力)和从高压室(61、 66)喷出的喷出流体的 压力(即，喷出压力)的差来调节该负荷的大小。
第二发明是在第一发明的基础上，上述汽缸(40)构成为上述汽 缸室(60、 65)的横截面为环状，上述活塞(50)包括活塞本体(52)，该活塞本 体(52)形成为环状，将上述汽缸室(60、 65)划分为该活塞(50)外侧的外侧汽 缸室(60)和该活塞(50)内侧的内侧汽缸室(65)。上述外侧汽缸室(60)和内侧 汽缸室(65)中的每一 个汽缸室由上述叶片(45)划分为高压室(61、66)和低压 室(62、 67)。
在第二发明中，由汽缸(40)形成的汽缸室(60、 65)的横截面(即， 与汽缸(40)的轴方向正交的截面)成为环状。该汽缸室(60、 65)被环状活塞 (50)隔离为外侧汽缸室(60)和内侧汽缸室(65)。位于活塞(50)外侧的外侧汽 缸室(60)被叶片(45)隔离为高压室(61)和低压室(62)。并且，位于活塞(50) 内侧的内侧汽缸室(65)也被叶片(45)隔离为高压室(66)和低压室(67)。当活
塞(50)和汽缸(40)相对地进行偏心旋转时，这些高压室(61、 66)和低压室 (62、 67)的容积产生变化，进行朝向低压室(62、 67)的流体的吸入、和在 高压室(61、 66)中的流体的压縮。
第三发明是在上述第一或第二发明的基础上，上述调节机构 (80)通过改变让上述推压机构(70)朝向上述推侧部件作用的推压力的大 小，来改变作用在上述推侧部件上的朝向上述接受侧部件的镜板部方向的 负荷的大小。
在第三发明中，调节机构(80)改变推侧部件从推压机构(70)接受 的推压力的大小本身。并且，在调节机构(80)改变推压机构(70)的推压力 的大小之后，作用在推侧部件上的朝向接受侧部件的镜板部的负荷的大小 产生变化。
第四发明是在上述第三发明的基础上，上述推压机构(70)构成 为让上述喷出流体的压力作用在上述推侧部件的镜板部背面的一部分上， 让上述吸入流体的压力作用在剩余的部分上。上述调节机构(80)通过改变 上述推侧部件的镜板部背面中的、上述喷出流体的压力作用的部分的面积， 来改变让上述推压机构(70)朝向上述推侧部件作用的推压力的大小。
在第四发明中，推压机构(70)通过让喷出流体和吸入流体的压 力作用在推侧部件的镜板部背面，来让推压力作用在推侧部件上。并且， 调节机构(80)改变推侧部件的镜板部背面中的、接受喷出流体的压力的部 分的面积。如果对喷出流体的压力相同的情况进行比较的话，则推侧部件 的镜板部背面中的、接受喷出流体的压力的部分的面积越广，作用在推侧 部件上的推压力越大。
第五发明是在上述第四发明的基础上，设置有支撑部件(35)， 该支撑部件(35)沿着上述推侧部件的镜板部背面配置，在与该镜板部的整 个背面之间形成背面侧间隙(75)。上述推压机构(70)包括形成为直径彼此 不同的环状且配置在上述背面侧间隙(75)的大直径密封环(71)及小直径密 封环(72)，让上述喷出流体的压力不断作用在上述背面侧间隙(75)中的上 述小直径密封环(72)内侧的部分上，让上述吸入流体的压力不断作用在上 述大直径密封环(71)外侧的部分上。上述调节机构(80)包括连通路(81)和开 闭阀(82)，该连通路(81)将上述背面侧间隙(75)中的、上述小直径密封环(72))之间的部分连接到上述喷出流体存在的空间，该开闭 阀(82)在上述喷出流体和上述吸入流体的压力差低于规定值时，打开上述 连通路(81)，在该压力差成为规定值以上时，关闭上述连通路(81)。
在第五发明中，在支撑部件(35)与推侧部件的镜板部之间形成 背面侧间隙(75)。该背面侧间隙(75)被大直径密封环(71)和小直径密封环 (72)隔离为3部分。具体地说，背面侧间隙(75)被划分为小直径密封环(72) 的内侧部分、小直径密封环(72)与大直径密封环(71)之间的部分、和大直 径密封环(71)的外侧部分。在背面侧间隙(75)中，小直径密封环(72)的内侧 部分与喷出流体的压力大致相同，大直径密封环(71)的外侧部分与吸入流 体的压力大致相同。
在本发明中，在调节机构(80)设置有连通路(81)和开闭阀(82)。
在喷出流体和吸入流体的压力差低于规定值的状态下，开闭阀 (82)打开连通路(81)。在该状态下，喷出流体的压力被导入背面侧间隙(75) 中的、小直径密封环(72)与大直径密封环(71)之间的部分。也就是说，在 背面侧间隙(75)中，大直径密封环(71)的整个内侧成为喷出流体的压力， 仅有大直径密封环(71)的外侧成为吸入流体的压力。如果将推侧部件的镜 板部中的、让喷出流体的压力作用的部分的面积固定下来的话，则有可能 在喷出流体和吸入流体的压力差较小的状态下，作用在推侧部件上的推压 力会产生不足。于是，调节机构(80)使背面侧间隙(75)中的大直径密封环(71) 的整个内侧为喷出流体，确保作用在推侧部件上的推压力。
相反，在喷出流体和吸入流体的压力差成为规定值以上的状态 下，开闭阀(82)将连通路(81)关闭。在该状态下，背面侧间隙(75)中的小直 径密封环(72)与大直径密封环(71)之间的部分为喷出流体的压力和吸入流 体的压力的中间值。也就是说，由于大直径密封环(71)和小直径密封环(72) 并不是完全阻止了流体的漏出，因此在背面侧间隙(75)中，小直径密封环 (72)与大直径密封环(71)之间的压力成为小直径密封环(72)内侧的压力和 大直径密封环(71)外侧的压力的中间值。当推侧部件的镜板部中让喷出流 体的压力作用的部分的面积固定下来时，在喷出流体和吸入流体的压力差 较大的状态下，作用在推侧部件上的推压力有可能过剩。于是，调节机构 (80)使背面侧间隙(75)中的小直径密封环(72)与大直径密封环(71)之间的 部分的压力低于喷出流体的压力，削减作用在推侧部件上的推压力。
第六发明是在上述第一或第二发明的基础上，设置有支撑部件 (35)，该支撑部件(35)沿着上述推侧部件的镜板部背面配置，在与该镜板 部的整个背面之间形成背面侧间隙(75)。上述推压机构(70)构成为通过上 述背面侧间隙(75)的流体压力将上述推侧部件朝向上述接受侧部件的镜板 部推压，且在上述背面侧间隙(75)配置有形成为直径彼此不同的环状的大 直径密封环(71)及小直径密封环(72)。上述调节机构(80)通过改变上述背面 侧间隙(75)中的、上述小直径密封环(72)与大直径密封环(71)之间的部分的 流体压力，来让上述推压机构(70)朝向上述推侧部件作用的推压力的大小 产生变化。
在第六发明中，在推侧部件的镜板部与支撑部件(35)之间形成 背面侧间隙(75)。推压机构(70)通过让存在于背面侧间隙(75)的流体压力作 用在推侧部件的镜板部背面，来让推压力作用在推侧部件上。另一方面， 调节机构(80)构成为能够调节上述背面侧间隙(75)中的上述小直径密封环 (72)与大直径密封环(71)之间的部分的流体压力。当该部分的流体压力产 生变化时，推侧部件从背面侧间隙(75)内的流体所接受的力产生变化，结 果使作用在推侧部件上的朝向上述接受侧部件的镜板部方向的负荷的大小 产生变化。
第七发明是在上述第六发明的基础上，上述大直径密封环(71) 的中心位于比上述汽缸(40)或上述活塞(50)的旋转中心靠近上述高压室 (61、 66)的位置。
在第七发明中，大直径密封环(71)被配置为其中心位置偏向高 压室(61、 66)侧。这里，作用在活塞(50)和汽缸(40)的镜板部上的流体压力 是高压室(61、 66)侧大于低压室(62、 67)侧。因此，仅让推压力平均地作 用在为活塞(50)或汽缸(40)的推侧部件的镜板部上的话，会使让活塞(50) 和汽缸(40)倾斜的力矩留下来。而如果将大直径密封环(71)配置在靠近高 压室(61、 66)的位置上的话，则背面侧间隙(75)中的、被小直径密封环(72) 和大直径密封环(71)夹着的部分的内压，会使作用在推侧部件的镜板部上 的推压力的作用点成为靠近高压室(61、 66)的位置。所以，降低了让推侧 部件倾斜的力矩。
第八发明是在上述第五发明的基础上，上述大直径密封环(71)及上述小直径密封环(72)各自的中心位于比上述汽缸(40)或上述活塞(50)的旋转中心靠近上述高压室(61、 66)的位置，且上述小直径密封环(72)的中心位于比上述大直径密封环(71)的中心靠近上述叶片(45)的位置。
在第八发明中，大直径密封环(71)及小直径密封环(72)各自的中心位置被配置为偏向高压室(61、 66)侧。这里，作用在活塞(50)和汽缸(40)的镜板部上的流体压力是高压室(61、 66)侧大于低压室(62、 67)侧。因此，如果仅让推压力平均地作用在为活塞(50)或汽缸(40)的推侧部件的镜板部的话，会使让活塞(50)和汽缸(40)倾斜的力矩留下来。而如果将大直径密封环(71)和小直径密封环(72)配置为靠近高压室(61、 66)的话，则在推侧部件的镜板部，作用在高压室(61、 66)的部分上的推压力与靠近低压室(62、67)的部分相比，较大。所以，降低了让推侧部件倾斜的力矩。
并且，在本发明中，大直径密封环(71)的偏心方向与小直径密封环(72)的偏心方向不同。因此，在背面侧间隙(75)中仅有小直径密封环(72)的内侧成为喷出流体的压力的状态下、和大直径密封环(71)的整个内侧成为喷出流体的压力的状态下，作用在推侧部件的镜板部上的推压力的作用中心的位置产生变化。也就是说，喷出流体和吸入流体的压力差使作用在推侧部件的镜板部上的推压力的作用中心的位置产生变化。
第九发明是在上述第一或第二发明的基础上，上述调节机构(80)通过让从上述接受侧部件的镜板部离开的方向的推回力作用在上述推侧部件上且改变该推回力的大小，来让作用在上述推侧部件上的朝向上述接受侧部件的镜板部方向的负荷的大小产生变化。
在第九发明中，调节机构(80)让与来自推压机构(70)的推压力方 向相反的推回力朝向推侧部件作用，改变该推回力的大小。由于由推压机 构(70)产生的推压力与调节机构(80)的推回力相互抵消，因此当调节机构 (80)改变推回力的大小时，作用在推侧部件上的朝向接受侧部件的镜板部 的负荷的大小产生变化。
第十发明是在上述第九发明的基础上，上述调节机构(80)包括 在与上述推侧部件的镜板部的前表面滑动接触的上述接受侧部件的前端面 开口的凹槽(88)，通过改变该凹槽(88)的内压，来改变上述推回力的大小。
在第十发明中，凹槽(88)在接受侧部件的前端面开口。该凹槽 (88)的内压作用在推侧部件的镜板部的前表面。也就是说，凹槽(88)的内 压使作用在推侧部件上的力的方向成为使推侧部件的镜板部从接受侧部件 离开的方向。调节机构(80)通过改变凹槽(88)的内压，来让朝向推侧部件 作用的推回力的大小变化。
第十一发明是在上述第十发明的基础上，上述调节机构(80)的 凹槽(88)在上述接受侧部件的前端面中靠近上述低压室(62、 67)的部分开 口。上述调节机构(80)包括连通路(81)和开闭阀(82)，该连通路(81)将上述 凹槽(88)连接到上述喷出流体存在的空间，该开闭阀(82)在上述喷出流体 和上述吸入流体的压力差超过规定值时，打开上述连通路(81)，在该压力 差成为规定值以下时，关闭上述连通路(81)。
在第十一发明中，凹槽(88)在接受侧部件的前端面中的靠近低 压室(62、 67)的部分开口。在喷出流体和吸入流体的压力差成为规定值以 上的状态下，由开闭阀(82)打开连通路(81)。在该状态下，喷出流体的压 力通过连通路(81)被导入凹槽(88)。在喷出流体和吸入流体的压力差较大 的状态下，将凹槽(88)的内压设定成喷出流体的压力，增大与推压机构(70) 的推压力方向相反的推回力。相反，在喷出流体和吸入流体的压力差低于 规定值的状态下，由开闭阀(82)关闭连通路(81)。在该状态下，受到低压 室(62、 67)内和高压室(61、 66)内的流体压力的影响，凹槽(88)的内压变 得低于喷出流体的压力。在喷出流体和吸入流体的压力差较小的状态下， 使凹槽(88)的内压低于喷出流体的压力，降低与推压机构(70)的推压力方 向相反的推回力。
如上所述，作用在为活塞(50)或汽缸(40)的推侧部件的镜板部的 前表面上的流体压力是低压室(62、 67)侧小于高压室(61、 66)侧。而在本 发明中，在接受侧部件的前端面中靠近低压室(62、 67)的部分中让凹槽(88) 开口。并且，当通过连通路(81)将喷出流体的压力导向该凹槽(88)时，作 用在推侧部件的镜板部中的低压室(62、 67)侧的部分上的推回力变大，让 推侧部件倾斜的力矩变小。
第十二发明是在上述第十发明的基础上，上述调节机构(80)的 凹槽(88)在上述接受侧部件的前端面中靠近上述髙压室(61、 66)的部分开
口。上述调节机构(80)包括连通路(81)和开闭阀(82)，该连通路(81)将上述 凹槽(88)连接到上述吸入流体存在的空间，该开闭阀(82)在上述喷出流体 和上述吸入流体的压力差低于规定值时，打开上述连通路(81)，在该压力 差成为规定值以上时，关闭上述连通路(81)。
在第十二发明中，凹槽(88)在接受侧部件的前端面中靠近高压 室(61、 66)的部分开口。在喷出流体和吸入流体的压力差成为规定值以下 的状态下，利用开闭阀(82)打开连通路(81)。在该状态下，吸入流体的压 力通过连通路(81)被导入凹槽(88)。在喷出流体和吸入流体的压力差较小 的状态下，将凹槽(88)的内压设定成吸入流体的压力，降低与推压机构(70) 的推压力方向相反的推回力。相反，在喷出流体和吸入流体的压力差超过 规定值的状态下，利用开闭阀(82)关闭连通路(81)。在该状态下，由于在 高压室(61、 66)中被压縮的流体仅有一点点漏入凹槽(88),因此凹槽(88) 的内压变得高于吸入流体的压力。在喷出流体和吸入流体的压力差较大的 状态下，使凹槽(88)的内压高于喷出流体的压力，增大与推压机构(70)的 推压力方向相反的推回力。
如上所述，作用在为活塞(50)或汽缸(40)的推侧部件的镜板部的 前表面上的流体压力是高压室(61、 66)侧大于低压室(62、 67)侧。而在本 发明中，在接受侧部件的前端面中靠近高压室(61、 66)的部分中让凹槽(88) 开口。并且，当通过连通路(81)将吸入流体的压力导入该凹槽(88)时，作 用在推侧部件的镜板部中的高压室(61、 66)侧的部分上的推回力较小，让 推侧部件倾斜的力矩较小。 (发明的效果)
在本发明中，推压机构(70)让推压力作用在为汽缸(40)或活塞 (50)中的其中之一的推侧部件上。因此，即使汽缸室(60、 65)内的流体压 力作用在汽缸(40)和活塞(50)的镜板部上，也能够在汽缸(40)和活塞(50)的 间隙不扩大的情况下，抑制流体从高压室(61、 66)漏出，提高压縮效率。 并且，在本发明中，作用在推侧部件上的负荷的大小是由调节机构(80)根 据喷出压力和吸入压力的差来调节的。因此，即使在旋转式压缩机(10)的 运转条件产生变化时，也能够适当地设定作用在推侧部件上的负荷中的、 朝向接受侧部件的镜板方向的负荷的大小，能够降低由推侧部件和接受侧
部件之间的摩擦所造成的损失。所以，根据本发明，能够提高旋转式压縮 机(10)的压縮效率，同时，减少该运转中的机械损失，能够谋求提高旋转 式压縮机(10)的性能。
并且，根据上述第三 第八发明，由于调节机构(80)调节由推 压机构(70)产生的推压力自身的大小，因此能够准确地调节作用在推侧部 件上的负荷的大小。特别是根据上述第七、第八发明，即使旋转式压縮机 (IO)的运转状态产生变化，喷出流体和吸入流体的压力差产生变化，也能 够确实地削减让为汽缸(40)和活塞(50)中的其中之一的推侧部件倾斜的力 矩的大小，能够回避因推侧部件倾斜而引起的压縮效率的降低和偏磨损等 问题。
并且，根据上述第九 第十二发明，由于调节机构(80)调节与 由推压机构(70)产生的推压力方向相反的推回力的大小，因此能够准确地 调节作用在推侧部件上的负荷的大小。特别是根据第十一及第十二发明， 能够降低让推侧部件倾斜的力矩的大小，能够回避因推侧部件倾斜而引起 的压縮效率的降低和偏磨损等问题。附图的简单说明
图1为第一实施例的旋转式压縮机的概要纵向剖面图。图2为表示第一实施例的压縮机构的要部的横向剖面图。图3为表示第一实施例的压縮机构的要部的纵向剖面图，图3(A)为表示连通路处于打开状态的图，图3(B)为表示连通路处于关闭状态的图。图4为表示第一实施例的压縮机构的要部的横向剖面图。 图5为表示旋转式压縮机的动作的压縮机构的横向剖面图。 图6为表示第二实施例的压縮机构的要部的纵向剖面图。 图7为表示第二实施例的压縮机构的要部的横向剖面图。 图8为表示第三实施例的压縮机构的要部的纵向剖面图。 图9为表示第三实施例的压縮机构的要部的横向剖面图。 图10为表示其它实施例的第一变形例中的压縮机构的要部的 横向剖面图。
图11为其它实施例的第二变形例中的旋转式压縮机的概要纵向剖面图。图12为其它实施例的第三变形例中的旋转式压縮机的概要纵向剖面图。(符号的说明)
IO—旋转式压縮机；35—第一外壳(支撑部件)；40_汽缸；41 一镜板部；45 —叶片；50 —第二外壳(活塞)；51 —镜板部；52—活塞本体； 60 —外侧汽缸室；61 —高压室；62 —低压室；65—内侧汽缸室；66 —高 压室；67 —低压室；70 —推压机构；71 —大直径密封环；72 —小直径密封 环；75 —背面侧间隙；80 —调节机构；81_连通路；82 —差压阀(开闭阀)；88—凹槽。具体实施例
以下，参照附图对本发明的实施例加以详细说明。
(第一实施例)对本发明的实施例加以说明。本实施例的旋转式压縮机(10)被 设置于冷冻机的制冷剂回路中，用于压縮制冷剂。
如图1所示，本实施例的旋转式压縮机(10)构成为所谓的全封 闭型。该旋转式压縮机(10)具有形成为纵长密封容器状的壳体(11)。该壳体 (11)由圆筒部(12)和一对端板部(13)构成，该圆筒部(12)形成为纵长圆筒 状，该一对端板部(13)形成为碗状，将圆筒部(12)的两端堵住。在上侧端 板部(13)设置有贯通该端板部(13)的喷出管(14)。在圆筒部(12)设置有贯通 该圆筒部(12)的吸入管(15)。
在壳体(11)的内部从下向上依次配置有压縮机构(30)和电动机 (20)。并且，在壳体(11)的内部设置有在上下方向延伸的曲柄轴(25)。压縮 机构(30)和电动机(20)通过曲柄轴(25)连接在一起。本实施例的旋转式压縮 机(10)为所谓的高压拱顶型。也就是说，在压縮机构(30)中压縮的制冷剂 被喷向壳体(ll)的内部空间，然后，通过喷出管(14)从壳体(11)送出。
曲柄轴(25)包括主轴部(26)和偏心部(27)。偏心部(27)被设置在 曲柄轴(25)的靠近下端的位置上，形成为直径大于主轴部(26)的圆柱状。
该偏心部(27)的轴心从主轴部(26)的轴心仅偏心规定的量。在曲柄轴(25) 的内部形成有从曲柄轴(25)的下端朝着上方延伸的供油通路，无图示。该 供油通路的下端部构成所谓的离心泵。积在壳体(ll)底部的润滑油通过该 供油通路而被提供给压縮机构(30)。
电动机(20)包括定子(21)和转子(22)。定子(21)被固定在壳体(11) 的圆筒部(12)的内壁。转子(22)被配置在定子(21)的内侧，与曲柄轴(25)的 主轴部(26)连接在一起。
压縮机构(30)包括第一外壳(35)、第二外壳(50)和汽缸(40)。在 该压縮机构(30)中，第一外壳(35)和第二外壳(50)以上下位置的关系设置 着，在被第一外壳(35)和第二外壳(50)包围的空间中收纳有汽缸(40)。
第一外壳(35)包括平板部(36)、周缘部(38)和轴承部(37)，构成 支撑部件。平板部(36)形成为较厚的圆板状，其外径与壳体(ll)的内径几乎 相等。该平板部(36)通过熔接等方法固定在壳体(11)的圆筒部(12)。并且， 曲柄轴(25)的主轴部(26)贯通平板部(36)的中央部分。周缘部(38)形成为连 续到平板部(36)的周缘附近的较短的圆筒状，从平板部(36)的前表面(图1 中的下表面)朝着下方突出设置着。在周缘部(38)形成有朝直径方向贯通该 周缘部(38)的吸入通道(port)(39)，吸入管(15)插入该吸入通道(39)中。轴 承部(37)形成为沿着主轴部(26)延伸的圆筒状，从平板部(36)的背面(图1 中的上表面)朝着上方突出设置着。该轴承部(37)构成支撑主轴部(26)的滑 动轴承。
第二外壳(50)包括镜板部(51)和活塞本体(52)，构成活塞。镜板 部(51)形成为较厚的圆板状，其外径稍小于壳体(ll)的内径。该镜板部(51) 通过螺栓等连接在第一外壳(35)上，第一外壳(35)的周缘部(38)顶在其前表 面(图l中的上表面)。并且，曲柄轴(25)的主轴部(26)贯通镜板部(51)的中 央部分，该镜板部(51)构成支撑主轴部(26)的滑动轴承。活塞本体(52)与镜 板部(51)形成为一体，从镜板部(51)的前表面突出。该活塞本体(52)为将较 短的圆筒的一部分切除之后的形状，从平面来看为"C"字形。以后再对 活塞本体(52)的详细情况加以说明。
汽缸(40)包括镜板部(41)、外侧汽缸部(42)和内侧汽缸部(43)， 被配置在形成在第一外壳(35)的周缘部(38)内侧的空间中。在该周缘部(38) 的内周面与汽缸(40)的外周面之间形成有空间。该空间与吸入通道(39)连 通，构成吸入空间(57)。
镜板部(41)为直径方向的宽度较宽的环型，形成为较厚的平板 状。镜板部(41)是图1中的下表面为前表面，同图中的上表面为背面。
又如图2所示，外侧汽缸部(42)和内侧汽缸部(43)各自形成为较 厚且较短的圆筒状。外侧汽缸部(42)突出设置在镜板部(41)的前表面的外 周部分，其外周面连续到镜板部(41)的外周面。内侧汽缸部(43)突出设置 在镜板部(41)的前表面的内周部分，其内周面连续到镜板部(41)的内周面。 外侧汽缸部(42)的内径大于内侧汽缸部(43)的外径，在外侧汽缸部(42)与内 侧汽缸部(43)之间形成有汽缸室(60、 65)。该汽缸室(60、 65)的横截面(即， 与汽缸(40)的轴方向正交的剖面、或者与汽缸(40)的镜板部(41)平行的剖節 的形状为环状。镜板部(41)的前表面面对该汽缸室(60、 65)。并且，外侧 汽缸部(42)和内侧汽缸部(43)的前端面(图1中的下端面)均与第二外壳(50) 的镜板部(51)滑动接触。
曲柄轴(25)的偏心部(27)贯通汽缸(40)。偏心部(27)的外周面与 镜板部(41)及内侧汽缸部(43)的内周面滑动接触。嵌合在偏心部(27)中的汽 缸(40)随着曲柄轴(25)的旋转而进行偏心旋转运动。
叶片(45)与汽缸(40)形成为一体，被配置为朝着汽缸室(60、 65) 的直径方向横断汽缸室(60、 65)。具体地说，叶片(45)从外侧汽缸部(42) 的内周面到内侧汽缸部(43)的外周面，形成为朝着汽缸(40)的直径方向延 伸的平板状，与外侧汽缸部(42)及内侧汽缸部(43)成为一体。并且，叶片(45) 为从镜板部(41)的前表面突出的状态，也与镜板部(41)成为一体。
如上所述，活塞本体(52)为从平面来看的"C"字形(参照图2)。 活塞本体(52)的外径小于外侧汽缸部(42)的内径，其内径大于内侧汽缸部 (43)的外径。该活塞本体(52)为从图1的下方插入形成在外侧汽缸部(42) 与内侧汽缸部(43)之间的汽缸室(60、 65)的状态。汽缸室(60、 65)被划分 为活塞本体(52)的外侧和内侧，活塞本体(52)的外侧为外侧汽缸室(60)，活 塞本体(52)的内侧为内侧汽缸室(65)。
活塞本体(52)被配置为其轴心与曲柄轴(25)的主轴部(26)的轴 心一致。该活塞本体(52)的外周面与外侧汽缸部(42)的内周面在一处滑动
接触，并且，其内周面与内侧汽缸部(43)的外周面在一处滑动接触。活塞本体(52)与外侧汽缸部(42)滑动接触之处相对于活塞本体(52)与内侧汽缸 部(43)滑动接触之处的位置，是位于夹着活塞本体(52)的轴心的相反侧， 即位于相位错开18(T的位置。
并且，活塞本体(52)被配置为叶片(45)贯通其断开的地方(参照 图2)。外侧汽缸室(60)与内侧汽缸室(65)分别由叶片(45)划分为高压室(61、 66)和低压室(62、 67)。
—对摇动衬套(bush)(56)插入活塞本体(52)的圆周方向的端面 与叶片(45)的侧面(图2中的左右侧面)的间隙。也就是说，摇动衬套(56) 在图2中的叶片(45)的左右各配置有一个。各摇动衬套(56)为外侧面形成 为圆弧面，内侧面形成为平面的小部件。活塞本体(52)的圆周方向的端面 为圆弧面，与摇动衬套(56)的外侧面滑动。并且，摇动衬套(56)的内侧面 与叶片(45)的侧面滑动。由该摇动衬套(56)将叶片(45)支撑为相对于活塞本 体(52)转动自如且进退自如。
在外侧汽缸部(42)形成有贯通孔(44)。贯通孔(44)形成在图2中 的叶片(45)的右侧附近，朝着直径方向贯通外侧汽缸部(42)。该贯通孔(44) 让外侧汽缸室(60)的低压室(62)与吸入空间(57)连通。并且，在活塞本体(52) 形成有贯通孔(53)。贯通孔(53)形成在图2中的叶片(45)的右侧附近，朝着 直径方向贯通活塞本体(52)。该贯通孔(53)让内侧汽缸室(65)的低压室(67) 与外侧汽缸室(60)的低压室(62)连通。
在第二外壳(50)的镜板部(51)形成有外侧喷出通道(54)和内侧 喷出通道(55)。外侧喷出通道(54)和内侧喷出通道(55)各自朝着厚度方向贯 通镜板部(51)。在镜板部(51)的前表面，外侧喷出通道(54)在活塞本体(52) 的靠近外周的位置且与图2中的叶片(45)左侧邻接的位置上开口。并且， 内侧喷出通道(55)在活塞本体(52)的靠近内周的位置且与图2中的叶片(45) 左侧邻接的位置上开口。并且，外侧喷出通道(54)连通到外侧汽缸室(60) 的高压室(61)，内侧喷出通道(55)连通到内侧汽缸室(65)的高压室(66)。并 且，利用图外的喷出阀打开、关闭外侧喷出通道(54)和内侧喷出通道(55)。
在第二外壳(50)的下侧安装有消音器(muffler)(31)。该消音器 (31)被设置为从下侧覆盖第二外壳(50)，在与第二外壳(50)之间形成有喷出
空间(32)。并且，在第一外壳(35)与第二外壳(50)的外缘部形成有让喷出空间(32)连接到比第一外壳(35)靠上侧的空间的连接通路(33)。 又如图3所示，在压縮机构(30)中，在第一外壳(35)的平板部(36)安装有大直径密封环(71)和小直径密封环(72)。大直径密封环(71)和小直径密封环(72)分别嵌入在平板部(36)的前表面(图3中的下表面)开口的凹槽中。大直径密封环(71)被设置为围绕小直径密封环(72)的外侧。并且，大直径密封环(71)和小直径密封环(72)分别顶到汽缸(40)的镜板部(41)的背面。 并且，如图4所示，大直径密封环(71)和小直径密封环(72)各自 的中心偏离活塞本体(52)的轴心(即，主轴部(26)的轴心)。大直径密封环(71) 的中心Oi和小直径密封环(72)的中心02均比活塞本体(52)的轴心偏向高 压室(61、 66)。而且，大直径密封环(71)和小直径密封环(72)各自的中心位 置彼此不同。小直径密封环(72)的中心02比大直径密封环(71)的中心Ch 靠近叶片(45)。 在第一外壳(35)的平板部(36)的前表面和汽缸(40)的镜板部(41) 的背面之间形成有很窄的间隙，该间隙成为背面侧间隙(75)(参照图3)。该 背面侧间隙(75)被划分为比小直径密封环(72)靠内侧的内侧间隙(76)、小直 径密封环(72)与大直径密封环(71)之间的中间间隙(77)、和比大直径密封环 (71)靠外侧的外侧间隙(78)。 由于外侧间隙(78)与吸入空间(57)连通，因此外侧间隙(78)的内 压几乎与被吸入压縮机构(30)的制冷剂的压力(吸入压力)相同。并且，由于 在内侧间隙(76)中充满了经由曲柄轴(25)的供油通路提供的润滑油，因此 内侧间隙(76)的内压几乎与从压縮机构(30)喷出的制冷剂的压力愤出压力) 相同。汽缸(40)受到内侧间隙(76)的内压的影响而被推向图3的下方。大 直径密封环(71)和小直径密封环(72)构成让推压力作用在汽缸(40)上的推 压机构(70)。并且，在本实施例中，汽缸(40)成为推侧部件，作为活塞的 第二外壳(50)成为接受侧部件。 如图3所示，在压縮机构(30)设置有调节机构(80)。调节机构(80) 由连通路(81)和为开闭阔的差压阀(82)构成。连通路(81)和差压阀(82)均被 设置在第一外壳(35)。
连通路(81)为形成在第一外壳(35)的细通路。该连通路(81)的一 端在背面侧间隙(75)的中间间隙(77)开口 ，另一端在第一外壳(35)的平板部 (36)的背面(图3的上表面)开口。
差压阀(82)包括阀体(83)、弹簧(85)和盖部件(86)。在第一外壳 (35)的平板部(36)，形成有横断连通路(81)的有底埋设孔(87)，该有底埋设 孔(87)从其背面朝着下方延伸，在该埋设孔(87)中收纳有阀体(83)、弹簧(85) 和盖部件(86)。阀体(83)大致形成为圆柱状，朝着埋设孔(87)的轴方向进退 自如。并且，在靠近阀体(83)的下端形成有在其外周面开口的外周槽(84)。 弹簧(85)被配置在埋设孔(87)的底部与阀体(83)之间，施加使阀体(83)朝向 上方的力。埋设孔(87)中比阀体(83)靠下的空间与吸入通道(39)连通。盖部 件(86)被设置为堵住埋设孔(87)的上端。并且，在盖部件(86)形成有小直径 的孔。埋设孔(87)中比阀体(83)靠上的空间通过盖部件(86)的？L，与充满了 喷出气体的壳体(ll)的内部空间连通。
在差压阀(82)的阀体(83)，喷出压力作用在其上表面，吸入压力和弹簧(85)所施加的力作用在其下表面。阀体(83)根据喷出压力与吸入压力的差而上下移动。并且，如图3(A)所示，当阀体(83)的外周槽(84)的高度到达连通路(81)的位置时，连通路(81)成为打开状态。并且，如图3(B)所示，当阀体(83)的外周槽(84)的高度偏离连通路(81)的位置时，连通路(81)成为关闭状态。
—运转动作一如上所述，上述旋转式压縮机(10)被设置在冷冻机的制冷剂回 路中。并且，该旋转式压縮机(10)吸入、压縮在蒸发器中蒸发的制冷剂， 且将被压縮之后成为高压的气体制冷剂喷向凝縮器。
这里，参照图5对旋转式压縮机(10)压縮制冷剂的动作加以说 明。在向电动机(20)通电之后，汽缸(40)被曲柄轴(25)驱动。汽缸(40)朝着 图5中的顺时针方向公转。
首先，对将制冷剂吸入内侧汽缸室(65)进行压縮的过程加以说 明。
当汽缸(40)从图5(A)的状态仅移动一点时，制冷剂开始被吸入 内侧汽缸室(65)的低压室(67)。流入吸入通道(39)的制冷剂依次经过吸入空
间(57)、夕卜侧汽缸部(42)的贯通孔(44)、外侧汽缸室(60)、活塞本体(52)的 贯通孔(53)而流入低压室(67)。并且，随着汽缸(40)公转，低压室(67)的容 积扩大(参照同图的(B)(C)(D))，当恢复到同图(A)的状态时，制冷剂被吸入 内侧汽缸室(65)的吸入过程结束。
当汽缸(40)进一步公转，内侧汽缸部(43)和活塞本体(52)的滑动 接触之处超过活塞本体(52)的贯通孔(53)时，制冷剂开始在内侧汽缸室(65) 的高压室(66)内被压縮。并且，随着汽缸(40)公转，高压室(66)的容积縮小 (参照同图的(B)(C)(D))，高压室(66)内的制冷剂被压縮。当在此过程中， 高压室(66)的内压高到一定程度时，喷出阀打开，内侧喷出通道(55)成为 开口状态，高压室(66)的制冷剂经由内侧喷出通道(55)喷向喷出空间(32)。 当恢复到同图(A)的状态时，从高压室(66)喷出制冷剂的喷出过程结束。
其次，对将制冷剂吸入外侧汽缸室(60)进行压縮的过程加以说 明。
当汽缸(40)从图5(C)的状态仅移动一点时，制冷剂开始被吸入 外侧汽缸室(60)的低压室(62)。流入吸入通道(39)的制冷剂依次经过吸入空 间(57)、夕卜侧汽缸部(42)的贯通孔(44)而流入低压室(62)。并且，随着汽缸 (40)公转，低压室(62)的容积扩大(参照同图的(D)(A)(B))，当恢复到同图(C) 的状态时，制冷剂被吸入外侧汽缸室(60)的吸入过程结束。
当汽缸(40)进一步公转，外侧汽缸部(42)和活塞本体(52)的滑动 接触之处超过活塞本体(52)的贯通孔(53)时，制冷剂开始在外侧汽缸室(60) 的高压室(61)内被压縮。并且，随着汽缸(40)公转，高压室(61)的容积縮小 (参照同图的(D)(A)(B))，高压室(61)内的制冷剂被压縮。当在此过程中， 高压室(61)的内压高到一定程度时，喷出阀打开，外侧喷出通道(54)成为 开口状态，高压室(61)的制冷剂经过外侧喷出通道(54)喷向喷出空间(32)。 当恢复到同图(C)的状态时，从高压室(61)喷出制冷剂的喷出过程结束。
从内侧汽缸室(65)和外侧汽缸室(60)喷向喷出空间(32)的制冷 剂经过连接通路(33)流入第一外壳(35)上侧的空间，然后，经过喷出管(14) 喷向壳体(ll)的外部。
如图3所示，在旋转式压縮机(10)的运转中，比小直径密封环 (72)靠内侧的内侧间隙(76)总为喷出压力，比大直径密封环(71)靠外侧的外 侧间隙(78)总为吸入压力。并且，中间间隙(77)的压力因差压阀(82)的状态 不同而不同。这些背面侧间隙(75)的内压作用在汽缸(40)的镜板部(41)的背 面，将汽缸(40)朝着第二外壳(50)的镜板部(51)侧卿，图3的下方)推压。 因此，即使高压室(61、 66)的内压上升，汽缸(40)也不会朝着上方移动， 能够使汽缸(40)和第二外壳(50)的轴方向的间隙保持不变。
并且，在该旋转式压縮机(10)中，调节机构(80)根据喷出压力和 吸入压力的差来调节作用在汽缸(40)上的朝下的负荷的大小。参照图3对 该动作加以说明。
如图3(A)所示，在喷出压力和吸入压力的差较小的运转状态下， 差压阀(82)的阀体(83)被弹簧(85)所施加的力推向上方，连通路(81)成为打 开的状态。在此状态下，充满了从压縮机构(30)喷出的气体制冷剂的壳体 (11)的内部空间通过连通路(81)连通到中间间隙(77)，中间间隙(77)的压力 成为喷出压力。也就是说，在此状态下，内侧间隙(76)和中间间隙(77)均 成为喷出压力，仅有剩余的外侧间隙(78)成为吸入压力。因此，汽缸(40) 的背面中喷出压力作用的部分的面积变大，作用在汽缸(40)上的朝下的推 压力与仅有内侧间隙(76)成为喷出压力的状态相比，较大。
象这样，在喷出压力和吸入压力的差较小，作用在汽缸(40)上 的推压力为不足倾向的运转状态下，将喷出压力导入中间间隙(77)，来确 保对汽缸(40)作用的朝下的负荷。
另一方面，如图3(B)所示，在喷出压力和吸入压力的差较大的 运转状态下，差压阀(82)的阀体(83)克服弹簧(85)所施加的力而被押向下 方，连通路(81)成为关闭的状态。并且，中间间隙(77)从壳体(11)的内部空 间切断，中间间隙(77)的压力成为喷出压力和吸入压力的中间值。也就是 说，由于并不是大直径密封环(71)和小直径密封环(72)完全阻止流体的漏 出，因此中间间隙(77)的压力成为内侧间隙(76)的压力和外侧间隙(78)的压 力的中间值。所以，汽缸(40)的背面中喷出压力作用的部分的面积变小， 作用在汽缸(40)上的朝下的推压力、与内侧间隙(76)和中间间隙(77)均成为 喷出压力的状态相比，变小。
通过象这样，在喷出压力和吸入压力的差较大，作用在汽缸(40) 上的推压力为过剩倾向的运转状态下，使中间间隙(77)的压力为喷出压力 和吸入压力的中间压，来削减对汽缸(40)作用的朝下的负荷。
这里，在上述旋转式压縮机(10)中，作用在汽缸(40)的镜板部(41) 上的气体压力是高压室(61、 66)侧大于低压室(62、 67)侧。因此，仅让推 压力平均作用在汽缸(40)的镜板部(41)的背面，会使让汽缸(40)倾斜的力矩 留下来。
在本实施例的旋转式压縮机(10)中，想到了为了降低该力矩的 对策。也就是说，如上所述，在该旋转式压縮机(10)中，使大直径密封环 (71)和小直径密封环(72)各自的中心位置偏向高压室(61、 66)。当将大直径 密封环(71)和小直径密封环(72)配置为靠近高压室(61、 66)时，在汽缸(40) 的镜板部(41)，作用在靠近高压室(61、 66)的部分上的推压力与靠近低压 室(62、 67)的部分相比，变大。所以，降低了让汽缸(40)倾斜的力矩。
并且，在上述旋转式压縮机(10)中，将大直径密封环(71)和小直 径密封环(72)配置为各自的中心处于不同的位置。因此，在仅有小直径密 封环(72)的内侧(即，仅有内侧间隙(76))成为喷出压力的状态下时作用在汽 缸(40)上的推压力的作用中心、和在大直径密封环(71)的整个内侧(g卩，内 侧间隙(76)和中间间隙(77))成为喷出压力的状态下时作用在汽缸(40)上的 推压力的作用中心的位置彼此不同。也就是说，喷出压力和吸入压力的差 使作用在汽缸(40)的镜板部(41)上的推压力的作用中心的位置产生变化。
—第一实施例的效果一在本实施例中，让朝下的推压力对汽缸(40)作用，通过推压力 将受到汽缸室(60、 65)内的气压的影响而要浮上去的汽缸(40)押下去。所 以，在旋转式压縮机(10)的运转中，也没有汽缸(40)和第二外壳(50)的轴方 向的间隙扩大的现象，能够抑制流体从高压室(61、 66)漏出，提高压縮效 率。
并且，在本实施例中，调节机构(80)根据喷出压力和吸入压力 的差来调节作用在作为推侧部件的汽缸(40)上的轴方向(上下方向)的负荷 的大小。因此，即使在旋转式压縮机(10)的运转条件产生变化时，也能够 适当地设定作用在汽缸(40)上的轴方向的负荷的大小，能够降低由汽缸(40) 和第二外壳(50)之间的摩擦所产生的动力损失。
因此，根据本实施例，能够提高旋转式压縮机(10)的压縮效率，
同时，降低该运转中的机械损失，能够谋求提高旋转式压縮机(10)的性能。
而且，根据本实施例，即使旋转式压縮机(10)的运转状态产生 变化，喷出流体和吸入流体的压力差产生变化，也能够确实地削减让作为 推侧部件的汽缸(40)倾斜的力矩的大小，能够回避因汽缸(40)倾斜而引起 的压縮效率的降低和偏磨损等问题。
(第二实施例)对本发明的第二实施例加以说明。本实施例的旋转式压縮机(10) 为在上述第一实施例中改变了调节机构(80)和推压机构(70)的结构的压縮 机。这里，对本实施例的旋转式压縮机(10)与上述第一实施例的不同之处 加以说明。
如图6所示，本实施例的调节机构(80)包括连通路(81)和差压阀 (82)。并且，本实施例的差压阀(82)包括阀体(83)、弹簧(85)和盖部件(86)。 关于这些方面，本实施例的调节机构(80)与上述第一实施例一样。不过， 本实施例的调节机构(80)的连通路(81)和差压阀(82)的配置与上述第一实 施例不同，并且，在连通路(81)和差压阀(82)之外，还包括凹槽(88)。
上述调节机构(80)的凹槽(88)形成在第二外壳(50)中的活塞本 体(52)。具体地说，凹槽(88)形成在活塞本体(52)中的靠近高压室(61、 66) 的部分(大致为图7的左半部分)。该凹槽(88)为在活塞本体(52)的前端面(图 7的上端面)开口的细长槽，沿着活塞本体(52)的伸长方向延伸为圆弧状。 象这样，使凹槽(88)在活塞本体(52)中的与汽缸(40)的镜板部(41)滑动的面 开口。
上述调节机构(80)的连通路(81)形成到第一外壳(35)的周缘部 (38)和第二外壳(50)。该连通路(81)的一端在周缘部(38)的内周面开口， 一 端侧与吸入空间(57)连通。并且，连通路(81)的另一端在形成在活塞本体(52) 的凹槽(88)的底面开口。也就是说，该连通路(81)将凹槽(88)连接到吸入空 间(57)。
上述调节机构(80)的差压阀(82)的阀体(83)、弹簧(85)和盖部件 (86)被埋设在第二外壳(50)。具体地说，在第二外壳(50)的镜板部(51)，形 成有横断连通路(81)的有底埋设孔(87)，该有底埋设孔(87)从其背面朝着上 方延伸，在该埋设孔(87)收纳有阀体(83)、弹簧(85)和盖部件(86)。阀体(83) 大致形成为圆柱状，朝着埋设孔(87)的轴方向进退自如。并且，在阀体(83) 的靠近上端之处形成有在其外周面开口的外周槽(84)。弹簧(85)被配置在 埋设孔(87)的底部与阀体(83)之间，对阀体(83)施加朝向下方的力。埋设孔 (87)中的比阀体(83)靠上的空间与吸入空间(57)连通。盖部件(86)被设置为 堵住埋设孔(87)的下端。并且，在盖部件(86)形成有小直径的孔。埋设孔(87) 中的比阀体(83)靠下的空间通过盖部件(86)的孔与充满了喷出气体的喷出 空间(32)连通。
在差压阀(82)的阀体(83)，喷出压力作用在其下表面，吸入压力 和弹簧(85)所施加的力作用在其上表面。阀体(83)根据喷出压力和吸入压 力的差上下移动。并且，当阀体(83)的外周槽(84)的高度下降到连通路(81) 的位置时，连通路(81)成为打开状态。并且，当阀体(83)的外周槽(84)的高 度偏离连通路(81)的位置时，连通路(81)成为关闭状态。另夕卜，在图6中， 阀体(83)为打开了连通路(81)的状态。
在本实施例的旋转式压縮机(10)中，在压縮机构(30)仅设有一个 密封环(73)，这一个密封环(73)构成推压机构(70)。该密封环(73)与上述第 一实施例的大直径密封环(71)和小直径密封环(72)—样，嵌入在第一外壳 (35)的平板部(36)的下表面开口的凹槽，顶在汽缸(40)的镜板部(41)的背 面。并且，该密封环(73)将形成在第一外壳(35)的平板部(36)与汽缸(40)的 镜板部(41)之间的背面侧间隙(75)隔离为密封环(73)内侧的内侧间隙(76) 和其外侧的外侧间隙(78)。在旋转式压縮机(10)的运转中，内侧间隙(76) 的内压保持在喷出压力，外侧间隙(78)的内压保持在吸入压力。
—运转动作一本实施例的调节机构(80)根据喷出压力和吸入压力的差来调节 作用在汽缸(40)上的朝下的负荷的大小。那时，该调节机构(80)通过改变 对于汽缸(40)作用的朝上的推回力的大小，来使作用在汽缸(40)上的朝下 的负荷的大小产生变化。
首先，在喷出压力和吸入压力的差较小的运转状态下，差压阀 (82)的阀体(83)被弹簧(85)所施加的力押向下方，连通路(81)成为打开状 态。在此状态下，凹槽(88)和吸入空间(57)通过连通路(81)连通在一起，凹 槽(88)的压力成为吸入压力。也就是说，在此状态下，不是高压室(61、 66)
内的流体压力作用在汽缸(40)的镜板部(41)前表面中的、面对凹槽(88)的部 分上，而是吸入压力作用在汽缸(40)的镜板部(41)前表面中的、面对凹槽(88) 的部分上。因此，要将汽缸(40)推向上方的推回力的大小变小，作用在汽 缸(40)上的朝下的负荷变大。
象这样，在喷出压力和吸入压力的差较小，作用在汽缸(40)上 的推压力为不足倾向的运转状态下，将吸入压力导入凹槽(88)，来削减作 用在汽缸(40)上的朝上的推回力，确保作用在汽缸(40)上的朝下的负荷。
另一方面，在喷出压力和吸入压力的差较大的运转状态下，差 压阀(82)的阀体(83)克服弹簧(85)所施加的力而被押向上方，连通路(81)成 为关闭状态。在此状态下，凹槽从吸入空间(57)切断，高压室(61、 66)内 的流体慢慢地漏入凹槽(88)。并且，凹槽(88)的压力与连通路(81)为打开状 态时相比，变高。因此，要将汽缸(40)推向上方的推回力的大小变大，作 用在汽缸(40)上的朝下的负荷变小。
象这样，在喷出压力和吸入压力的差较大，作用在汽缸(40)上 的推压力为过剩倾向的运转状态下，使凹槽(88)的压力高于吸入压力，来 增大作用在汽缸(40)上的朝上的推回力，削减作用在汽缸(40)上的朝下的 负荷。
在本实施例的压縮机构(30)中，作用在汽缸(40)的镜板部(41) 的前表面上的流体压力是高压室(61、 66)侧大于低压室(62、 67)侧。而在 本实施例中，让凹槽(88)在活塞本体(52)的前端面中的靠近高压室(61、 66) 的部分开口。并且，当通过连通路(81)将吸入压力导入该凹槽(88)时，作 用在汽缸(40)的镜板部(41)中的高压室(61、 66)侧的部分上的推回力较小， 让汽缸(40)倾斜的力矩变小。
—第二实施例的效果一在本实施例中，调节机构(80)调节对于汽缸(40)作用的朝上的 推回力的大小。因此，与上述第一实施例时一样，能够准确地调节作用在 汽缸(40)上的朝下的负荷的大小。
并且，在本实施例中，让凹槽(88)在活塞本体(52)的前端面中靠 近高压室(61、 66)的部分开口。因此，能够降低让汽缸(40)倾斜的力矩， 能够回避因汽缸(40)倾斜而引起的压縮效率的降低和偏磨损等问题。
(第三实施例)
对本发明的第三实施例加以说明。本实施例的旋转式压縮机(10) 为在上述第二实施例中改变了调节机构(80)的结构的压縮机。这里，参照 图8及图9对本实施例的调节机构(80)加以说明。 在本实施例的调节机构(80)中，凹槽(88)形成在第二外壳(50) 中的活塞本体(52)。该凹槽(88)形成在活塞本体(52)中的靠近低压室(62、 67)的部分(大致为图9的右半部分)。该凹槽(88)为在活塞本体(52)的前端 面(图8的上端面)开口的细长槽，沿着活塞本体(52)的伸长方向延伸为圆弧 状。象这样，使凹槽(88)在活塞本体(52)中的与汽缸(40)的镜板部(41)滑动 的面开口。 上述调节机构(80)的连通路(81)形成在第二外壳(50)。该连通路 (81)的一端在第二外壳(50)的镜板部(51)的背面(图8的下表面)开口， 一端 侧与喷出空间(32)连通。并且，连通路(81)的另一端在形成在活塞本体(52) 的凹槽(88)的底面开口。也就是说，该连通路(81)将凹槽(88)连接到喷出空 间(32)。
上述调节机构(80)的差压阀(82)的阀体(83)、弹簧(85)和盖部件
(86) 被埋设在第二外壳(50)。具体地说，在第二外壳(50)的镜板部(51)，形 成有横断连通路(81)的有底埋设孔(87)，该有底埋设孔(87)从其背面朝着上 方延伸，在该埋设孔(87)收纳有阀体(83)、弹簧(85)和盖部件(86)。阀体(83) 大致形成为圆柱状，朝着埋设孔(87)的轴方向进退自如。并且，在阀体(83) 的靠近上端之处形成有在其外周面开口的外周槽(84)。弹簧(85)被配置在 埋设孔(87)的底部与阀体(83)之间，对阀体(83)施加朝向下方的力。埋设孔
(87) 中的比阀体(83)靠上的空间与吸入通道(39)连通。盖部件(86)被设置为 堵住埋设孔(87)的下端。并且，在盖部件(86)形成有小直径的孑L。埋设孔(87) 中的比阀体(83)靠下的空间，通过盖部件(86)的孔与充满了喷出气体的喷 出空间(32)连通。 在差压阀(82)的阀体(83)，喷出压力作用在其下表面，吸入压力 和弹簧(85)所施加的力作用在其上表面。阀体(83)根据喷出压力和吸入压 力的差上下移动。并且，当阀体(83)的外周槽(84)的高度下降到连通路(81) 的位置时，连通路(81)成为打开状态。并且，当阀体(83)的外周槽(84)的高
度偏离连通路(81)的位置时，连通路(81)成为关闭状态。另夕卜，在图8中，
阀体(83)为打开连通路(81)的状态。 —运转动作一
与上述第二实施例一样，本实施例的调节机构(80)通过改变对于 汽缸(40)作用的朝上的推回力的大小，来使作用在汽缸(40)上的朝下的负 荷的大小产生变化。 首先，在喷出压力和吸入压力的差较大的运转状态下，差压阀 (82)的阀体(83)克服弹簧(85)所施加的力而被推向上方，连通路(81)成为打 开状态。在此状态下，凹槽(88)和喷出空间(32)连通，凹槽(88)的压力成为 喷出压力。也就是说，在此状态下，不是低压室(62、 67)内的流体压力作 用在汽缸(40)的镜板部(41)前表面中的面对凹槽(88)的部分上，而是喷出压 力作用在汽缸(40)的镜板部(41)前表面中的面对凹槽(88)的部分上。因此， 要将汽缸(40)推向上方的推回力的大小变大，作用在汽缸(40)上的朝下的 负荷变小。 象这样，在喷出压力和吸入压力的差较大，作用在汽缸(40)上 的推压力为过剩倾向的运转状态下，使凹槽(88)的压力为喷出压力，来增 大作用在汽缸(40)上的朝上的推回力，削减作用在汽缸(40)上的朝下的负 荷。 另一方面，在喷出压力和吸入压力的差较小的运转状态下，差 压阀(82)的阀体(83)被弹簧(85)所施加的力押向下方，连通路(81)成为关闭 状态。在此状态下，凹槽从喷出空间(32)切断，凹槽(88)内的气体制冷剂 慢慢地漏出到低压室(62、 67)。并且，凹槽(88)的压力与连通路(81)为打开 状态时相比，变低。因此，要将汽缸(40)推向上方的推回力的大小变小， 作用在汽缸(40)上的朝下的负荷变大。 象这样，在喷出压力与吸入压力的差较小，作用在汽缸(40)上 的推压力为不足倾向的运转状态下，使凹槽(88)的内压低于喷出压力，来 削减作用在汽缸(40)上的朝上的推回力，确保作用在汽缸(40)上的朝下的 负荷。 在本实施例的压縮机构(30)中，作用在汽缸(40)的镜板部(41) 的前表面上的流体压力是低压室(62、 67)侧小于高压室(61、 66)侧。而在
本实施例中，让凹槽(88)在活塞本体(52)的前端面中的靠近低压室(62、 67) 的部分开口。并且，当通过连通路(81)将喷出压力导入该凹槽(88)时，作 用在汽缸(40)的镜板部(41)中的低压室(62、 67)侧的部分上的推回力变大， 让汽缸(40)倾斜的力矩变小。
(其它实施例)
一第一变形例一
在上述第一实施例的压縮机构(30)中，让大直径密封环(71)的 中心与小直径密封环(72)的中心均偏离主轴部(26)的轴心，但是也可以代 替它，如图10所示，仅让大直径密封环(71)的中心Oi偏离主轴部(26)的 轴心，将小直径密封环(72)的中心02配置在主轴部(26)的轴心上。
当象这样配置大直径密封环(71)和小直径密封环(72)时，形成在 大直径密封环(71)和小直径密封环(72)之间的中间间隙(77)的、位于靠近高 压室(61、 66)的部分的面积变大。并且，在汽缸(40)的镜板部(41)，因中间 间隙(77)的内压所接受的力(即，推压力)的作用点靠近高压室(61、 66)，结 果是能够通过更小的推压力来确实地削减让汽缸(40)倾斜的力矩。所以， 根据本变形例，能够在将因作用在汽缸(40)上的推压力而引起的滑动损失 抑制得较低的同时，抑制汽缸(40)的倾斜。
—第二变形例一
上述第一实施例的压縮机构(30)也可以构成为背面侧间隙(75) 中的比大直径密封环(71)靠外侧的部分(即，外侧间隙(78))的压力成为喷出 压力。这里，对本变形例与上述第一实施例的不同之处加以说明。
如图11所示，在本变形例的压縮机构(30)中，吸入通道(39)形 成在第二外壳(50)。吸入通道(39)的终端在第二外壳(50)的上表面中的活塞 本体(52)的内周侧和外周侧分别开口。 在上述压縮机构(30)中，在第二外壳(50)形成有喷出压导入路 (59)。该喷出压导入路(59)让形成在第一外壳(35)的周缘部(38)的内周面与 汽缸(40)的外周面之间的空间、和喷出空间(32)连通。并且，第一外壳(35) 的周缘部(38)与汽缸(40)之间的空间的内压成为喷出压力，构成喷出压空 间(58)。
在上述压縮机构(30)中，连通路(81)从第二外壳(50)形成到第一
外壳(35)。该连通路(81)的一端连接到背面侧间隙(75)中的大直径密封环 (71)与小直径密封环(72)之间的部分(即，中间间隙(77))，另一端连接到吸 入通道(39)。并且，在本变形例的差压阀(82)中，埋设孔(87)内的阀体(83) 下侧的空间通过连通路(81)连接到吸入通道(39)。 在喷出压力和吸入压力的差较大的运转状态下，差压阀(82)的 阀体(83)克服弹簧(85)所施加的力而被押向下方，连通路(81)成为打开状态 (参照图11)。在此状态下，吸入通道(39)通过连通路(81)连通到中间间隙 (77)，中间间隙(77)的压力成为吸入压力。因此，汽缸(40)背面中的喷出压 力作用的部分的面积变小，作用在汽缸(40)上的朝下的推压力、与内侧间 隙(76)和中间间隙(77)均成为喷出压力的状态相比，变小。
象这样，在喷出压力和吸入压力的差较大，作用在汽缸(40)上 的推压力为过剩倾向的运转状态下，使中间间隙(77)的压力为吸入压力， 来削减对于汽缸(40)作用的朝下的负荷。 另一方面，在喷出压力和吸入压力的差较小的运转状态下，差 压阀(82)的阀体(83)被弹簧(85)所施加的力推向上方，连通路(81)成为关闭 状态。并且，中间间隙(77)从吸入通道(39)切断，中间间隙(77)的压力逐渐 上升，最终成为喷出压力。也就是说，由于并不是大直径密封环(71)和小 直径密封环(72)完全阻止流体的漏出，因此中间间隙(77)的压力与内侧间 隙(76)的压力和外侧间隙(78)的压力相等。
象这样，在喷出压力和吸入压力的差较小，作用在汽缸(40)上 的推压力为不足倾向的运转状态下，使中间间隙(77)的压力上升，来确保 对于汽缸(40)作用的朝下的负荷。
—第三变形例一
在上述各实施例的旋转式压縮机(10)中，如图12所示，也可以将压縮 机构(30)配置在电动机(20)的上方。这里，对将本变形例适用于上述第一 实施例中的情况加以说明。
在本变形例的旋转式压縮机(10)中，壳体(ll)的内部空间被压縮 机构(30)隔离为上下部分，压縮机构(30)上方的空间构成上侧空间(16)，其 下方的空间构成下侧空间(17)。喷出管(14)连接在上侧空间(16)，吸入管(15) 连接在下侧空间(17)。 在本变形例的压縮机构(30)中，将第一外壳(35)配置在下方(即， 靠近电动机(20))，将第二外壳(50)配置在上方。在第一外壳(35)形成有吸 入通道(39)。该吸入通道(39)让吸入空间(57)与下侧空间(17)连通。在第二 外壳(50)形成有外侧汽缸室(60)用的外侧喷出通道(54)和内侧汽缸室(65) 用的内侧喷出通道(55)。利用由簧片阀构成的喷出阀(34)来打开、关闭这 些喷出通道(54、 55)。在压縮机构(30)中压縮的制冷剂通过这些喷出通道 (63、 68)而被喷向消音器(31)内的喷出空间(32)，然后，流入上侧空间(16)。
在上述压縮机构(30)中，连通路(81)从第二外壳(50)形成到第一 外壳(35)。该连通路(81)的一端连接到背面侧间隙(75)中的、大直径密封环
(71) 与小直径密封环(72)之间的部分(g卩，中间间隙(77))，另一端连接到喷 出空间(32)。并且，在本变形例的差压阀(82)中，埋设孔(87)内的阀体(83) 上侧的空间通过连通路(81)连接到喷出空间(32)。 在上述旋转式压縮机(10)中，将供油泵(28)安装在曲柄轴(25) 的下端。该供油泵(28)由容积型泵构成，吸入积在壳体(11)底部的冷冻机油， 且将其提供给压縮机构(30)。
在上述压縮机构(30)中，背面侧间隙(75)中的比小直径密封环
(72) 靠内侧的部分(g卩，内侧间隙(76))的内压成为提供给压縮机构(30)的冷 冻机油的压力。也就是说，内侧间隙(76)的内压与下侧空间(17)的内压即 吸入压力大致相等。并且，背面侧间隙(75)中的比大直径密封环(71)靠外 侧的部分(即，外侧间隙(78))的压力与吸入空间(57)的内压即吸入压力相 等。
在喷出压力和吸入压力的差较小的运转状态下，差压阀(82)的 阀体(83)被弹簧(85)所施加的力推向上方，连通路(81)成为打开状态(参照 图12)。在此状态下，喷出空间(32)通过连通路(81)连通到中间间隙(77)， 中间间隙(77)的压力成为喷出压力。因此，汽缸(40)背面中的、喷出压力 作用的部分的面积变大，作用在汽缸(40)上的朝下的推压力与中间间隙(77) 成为吸入压力的状态相比，变大。 象这样，在喷出压力和吸入压力的差较小，作用在汽缸(40)上 的推压力为不足倾向的运转状态下，将喷出压力导入中间间隙(77)，来确 保对于汽缸(40)作用的朝下的负荷。
另一方面，在喷出压力和吸入压力的差较大的运转状态下，差
压阀(82)的阀体(83)克服弹簧(85)所施加的力而被押向下方，连通路(81)成 为关闭状态。并且，中间间隙(77)从喷出空间(32)切断，中间间隙(77)的压 力逐渐下降，最终成为吸入压力。也就是说，由于并不是大直径密封环(71) 和小直径密封环(72)完全阻止流体的漏出，因此中间间隙(77)的压力与内 侧间隙(76)的压力和外侧间隙(78)的压力相等。所以，吸入压力作用在汽 缸(40)的整个背面上，作用在汽缸(40)上的朝下的推压力与中间间隙(77) 成为喷出压力的状态相比，变小。
象这样，在喷出压力和吸入压力的差较大，作用在汽缸(40)上 的推压力为过剩倾向的运转状态下，使中间间隙(77)的压力为吸入压力， 来削减对于汽缸(40)作用的朝下的负荷。
—第四变形例一
在上述各实施例的压縮机构(30)中，采用了将具有活塞本体(52) 的第二外壳(50)固定起来，让汽缸(40)进行偏心旋转的结构，也可以与其 相反，采用将汽缸(40)固定起来，让具有活塞本体(52)的第二外壳(50)进行 偏心旋转的结构。此时，推压机构(70)让推压力朝向具有活塞本体(52)的 第二外壳(50)作用。也就是说，此时，第二外壳(50)成为推侧部件，汽缸(40) 成为接受侧部件。 另外，上述实施例是在本质上适于本发明的例子，本发明并不 刻意限制其适用物、或者其用途范围。
(工业上的利用可能性)
如上所述，本发明对于让汽缸和活塞相对地进行偏心旋转来压 縮流体的旋转式压縮机有用。
权利要求
1、一种旋转式压缩机，包括形成汽缸室(60、65)的汽缸(40)、以相对于该汽缸(40)偏心的状态收纳在上述汽缸室(60、65)中的活塞(50)、和用以将上述汽缸室(60、65)划分为高压室(61、66)和低压室(62、67)的叶片(45)，该旋转式压缩机通过上述汽缸(40)和上述活塞(50)相对地进行偏心旋转，来使上述高压室(61、66)及低压室(62、67)的容积产生变化，其特征在于在上述汽缸(40)的基端侧和上述活塞(50)的基端侧分别设置有镜板部，上述汽缸(40)的镜板部(41)和上述活塞(50)的镜板部(51)各自的前表面夹着上述汽缸室(60、65)彼此相对；上述汽缸(40)及上述活塞(50)中的一个构成推侧部件，另一个构成接受侧部件；该旋转式压缩机包括推压机构(70)，将上述推侧部件朝向上述接受侧部件的镜板部推压，以及调节机构(80)，根据被吸人上述低压室(62、67)的吸人流体和从上述高压室(61、66)喷出的喷出流体的压力差，来改变作用在上述推侧部件上的朝向上述接受侧部件的镜板部方向的负荷的大小。
2、 根据权利要求l所述的旋转式压縮机，其特征在于 上述汽缸(40)构成为上述汽缸室(60、 65)的横截面为环状； 上述活塞(50)包括活塞本体(52)，该活塞本体(52)形成为环状，将上述汽缸室(60、 65)划分为该活塞(50)外侧的外侧汽缸室(60)和该活塞(50)内侧 的内侧汽缸室(65);上述外侧汽缸室(60)和内侧汽缸室(65)中的每一个汽缸室由上述叶片 (45)划分为高压室(61、 66)和低压室(62、 67)。
3、 根据权利要求l所述的旋转式压縮机，其特征在于 上述调节机构(80)通过改变上述推压机构(70)让朝向上述推侧部件作用的推压力的大小，来改变作用在上述推侧部件上的朝向上述接受侧部件 的镜板部方向的负荷的大小。
4、 根据权利要求3所述的旋转式压縮机，其特征在于 上述推压机构(70)构成为让上述喷出流体的压力作用在上述推侧部件 的镜板部背面的一部分上，让上述吸入流体的压力作用在剩余的部分上；上述调节机构(80)通过改变上述推侧部件的镜板部背面中的、上述喷 出流体的压力作用的部分的面积，来改变上述推压机构(70)让朝向上述推 侧部件作用的推压力的大小。
5、 根据权利要求4所述的旋转式压缩机，其特征在于 设置有支撑部件(35)，该支撑部件(35)沿着上述推侧部件的镜板部背面配置，在与该镜板部的整个背面之间形成背面侧间隙(75);上述推压机构(70)包括形成为直径彼此不同的环状且配置在上述背面 侧间隙(75)的大直径密封环(71)及小直径密封环(72)，并且，让上述喷出流 体的压力不断作用在上述背面侧间隙(75)中的上述小直径密封环(72)内侧 的部分上，让上述吸入流体的压力不断作用在上述大直径密封环(71)外侧 的部分上；上述调节机构(80)包括连通路(81)和开闭阀(82)，该连通路(81)将上述 背面侧间隙(75)中的上述小直径密封环(72)与大直径密封环(71)之间的部 分连接到上述喷出流体存在的空间，该开闭阀(82)在上述喷出流体与上述 吸入流体的压力差低于规定值时，打开上述连通路(81)，在该压力差成为 规定值以上时，关闭上述连通路(81)。
6、 根据权利要求l所述的旋转式压缩机，其特征在于 设置有支撑部件(35)，该支撑部件(35)沿着上述推侧部件的镜板部背面配置，在与该镜板部的整个背面之间形成背面侧间隙(75);上述推压机构(70)构成为通过上述背面侧间隙(75)的流体压力将上述 推侧部件朝向上述接受侧部件的镜板部推压；在上述背面侧间隙(75)配置有形成为直径彼此不同的环状的大直径密 封环(71)及小直径密封环(72);上述调节机构(80)通过改变上述背面侧间隙(75)中的、上述小直径密 封环(72)与大直径密封环(71)之间的部分的流体压力，来使上述推压机构 (70)朝向上述推侧部件作用的推压力的大小产生变化。
7、 根据权利要求6所述的旋转式压縮机，其特征在于 上述大直径密封环(71)的中心位于比上述汽缸(40)或上述活塞(50)的旋转中心靠近上述高压室(61、 66)的位置。
8、 根据权利要求5所述的旋转式压縮机，其特征在于 上述大直径密封环(71)及上述小直径密封环(72)各自的中心位于比上述汽缸(40)或上述活塞(50)的旋转中心靠近上述高压室(61、 66)的位置，且 上述小直径密封环(72)的中心位于比上述大直径密封环(71)的中心靠近上 述叶片(45)的位置。
9、 根据权利要求l所述的旋转式压缩机，其特征在于 上述调节机构(80)通过让从上述接受侧部件的镜板部离开的方向的推回力作用在上述推侧部件上且改变该推回力的大小，来让作用在上述推侧 部件上的朝向上述接受侧部件的镜板部方向的负荷的大小产生变化。
10、 根据权利要求9所述的旋转式压縮机，其特征在于 上述调节机构(80)包括凹槽(88)，该凹槽(88)在与上述推侧部件的镜板部的前表面滑动接触的上述接受侧部件的前端面开口 ，且该调节机构(80) 通过改变该凹槽(88)的内压来改变上述推回力的大小。
11、 根据权利要求10所述的旋转式压缩机，其特征在于 上述调节机构(80)的凹槽(88)在上述接受侧部件的前端面中的靠近上述低压室(62、 67)的部分开口；上述调节机构(80)包括连通路(81)和开闭阀(82)，该连通路(81)将上述 凹槽(88)连接到上述喷出流体存在的空间，该开闭阀(82)在上述喷出流体 与上述吸入流体的压力差超过规定值时，打开上述连通路(81)，在该压力 差成为规定值以下时，关闭上述连通路(81)。
12、 根据权利要求10所述的旋转式压縮机，其特征在于 上述调节机构(80)的凹槽(88)在上述接受侧部件的前端面中的、靠近上述高压室(61、 66)的部分开口；上述调节机构(80)包括连通路(81)和开闭阀(82)，该连通路(81)将上述 凹槽(88)连接到上述吸入流体存在的空间，该开闭阀(82)在上述喷出流体 与上述吸入流体的压力差低于规定值时，打开上述连通路(81)，在该压力 差成为规定值以上时，关闭上述连通路(81)。
全文摘要
本发明公开了一种旋转式压缩机。在旋转式压缩机的压缩机构(30)中，由汽缸(40)和第二外壳(50)形成汽缸室(60、65)。在汽缸(40)的镜板部(41)与第一外壳(35)的平板部(36)之间形成背面侧间隙(75)。在第一外壳(35)设置有连通路(81)和差压阀(82)。由于在喷出压力与吸入压力的差较小的状态下，通过连通路(81)将喷出压力导入中间间隙(77)，内侧间隙(76)和中间间隙(77)均成为喷出压力，因此作用在汽缸(40)上的推压力变大。相反，由于在喷出压力与吸入压力的差较大的状态下，利用差压阀(82)切断连通路(81)，中间间隙(77)成为低于喷出压力的中间压力，因此作用在汽缸(40)上的推压力变小。
文档编号F04C18/32GK101163886SQ200680013669
公开日2008年4月16日 申请日期2006年5月23日 优先权日2005年5月23日
发明者古庄和宏, 堀和贵, 增田正典, 外岛隆造, 清水孝志, 芝本祥孝 申请人:大金工业株式会社