涡旋压缩机和制冷循环装置的制作方法

本发明主要涉及搭载于冷冻机、空调机、供热水机的涡旋压缩机和制冷循环装置。

背景技术：

以往，已知一种以分别具有涡旋体的固定涡旋件和摆动涡旋件协作而形成压缩室的方式组合而成的涡旋压缩机(例如参照专利文献1)。该涡旋压缩机在固定涡旋件的底板形成注入口，使液体制冷剂从注入口流入中间压力的压缩室内，从而使压缩室内的气体温度下降，降低从压缩室排出的制冷剂的温度(以下称为排出温度)而提高效率。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开2012－127222号公报

技术实现要素：

发明要解决的课题

近年来，从防止地球温暖化的观点来看，从以往的hfc制冷剂向低gwp的制冷剂的转移不断发展。作为相比hfc制冷剂为低gwp的备选制冷剂，存在二氧化碳等。二氧化碳是从其物性方面来看工作压力高且排出温度易于增高的制冷剂。

然而，在涡旋压缩机中，作为将相邻的压缩室间的轴向间隙密封的密封部，在固定涡旋件和摆动涡旋件各自的涡旋体的前端面配置有端部密封部件。在如上所述在涡旋体的前端面配置有端部密封部件的涡旋压缩机中，在采用二氧化碳作为制冷剂的情况下，会产生以下的问题。也就是说，若采用二氧化碳，则如上述那样压缩室内的压力增高，所以，停止注入中的注入口的内部的压力与压缩室内的压力之间的压力差变大。并且，当在摆动涡旋件的偏心回旋运动时摆动涡旋件侧的端部密封部件在注入口上通过了时，存在由该压力差导致端部密封部件进入注入口而使得端部密封部件破损的问题。

本发明是为了解决上述那样的课题而完成的，提供一种能防止端部密封部件的破损来提高可靠性的涡旋压缩机和制冷循环装置。

用于解决课题的方案

本发明的涡旋压缩机具有：外壳；固定涡旋件和摆动涡旋件，所述固定涡旋件和摆动涡旋件配置于外壳内；涡旋体，所述涡旋体分别设置于固定涡旋件和摆动涡旋件，相互啮合而形成多个压缩室；曲轴，所述曲轴使摆动涡旋件偏心回旋运动；端部密封部件，所述端部密封部件沿着涡旋方向插入到摆动涡旋件的涡旋体的前端部，并与固定涡旋件的底板滑动接触；以及注入口，所述注入口贯通固定涡旋件的底板而设置，将吸入压力与排出压力之间的中间压力的制冷剂从外部导入压缩室内，制冷剂是二氧化碳单体或包含二氧化碳的混合制冷剂，注入口的直径φinj和与涡旋方向正交的方向上的端部密封部件的宽度tip具有φinj≤0.95×tip的关系。

本发明的制冷循环装置具有：主回路，所述主回路具有涡旋压缩机、散热器、减压装置和蒸发器，并构成为将所述涡旋压缩机、所述散热器、所述减压装置和所述蒸发器依次连接而供制冷剂循环；中间注入回路，所述中间注入回路从散热器和减压装置之间分支并与涡旋压缩机的注入口连接；以及流量调节阀，所述流量调节阀调节中间注入回路的流量，所述制冷循环装置将液态的制冷剂从中间注入回路引导到注入口。

发明效果

根据本发明，由于注入口的直径φinj与端部密封部件的宽度tip具有φinj≤0.95×tip的关系，所以能够得到可以防止端部密封部件的破损来提高可靠性的涡旋压缩机和制冷循环装置。

附图说明

图1是本发明的实施方式1的涡旋压缩机的概略剖视图。

图2是在轴向上从摆动涡旋件侧观察本发明的实施方式1的涡旋压缩机的固定涡旋件与摆动涡旋件的组合结构的俯视图。

图3是表示具有本发明的实施方式1的涡旋压缩机的制冷循环装置的制冷剂回路的回路结构图。

图4是图1的涡旋压缩机的压缩进度图。

图5是在本发明的实施方式1的涡旋压缩机中未进行中间注入时的压缩室的剖视图。

图6是表示求出在本发明的实施方式1的涡旋压缩机中注入口直径φinj和端部密封宽度tip之比、与由摆动涡旋件2侧的端部密封部件17b的差压导致的挠曲量δ[mm]之间的关系的实机试验结果的曲线图。

图7是表示在具有本发明的实施方式1的涡旋压缩机的制冷循环装置中采用二氧化碳作为制冷剂时的p－h线图(表示制冷剂的压力[mpa]与焓[kj/kg]之间的关系的线图)。

图8是表示在具有本发明的实施方式1的涡旋压缩机的制冷循环装置中将散热器的出口温度作为参数来测定压缩机输入而得到的结果的图。

图9是表示本发明的实施方式1的涡旋压缩机的压缩室内的升压曲线的图。

图10是本发明的实施方式2的涡旋压缩机的概略剖视图。

具体实施方式

实施方式1.

下面，利用附图对本实施方式1进行说明。在此，在下面的各附图中，标注相同附图标记的部件表示相同或与之相当的部件，这在下面记载的实施方式的全文中是通用的。并且，在说明书全文中所示的结构要素的方式只不过是例示而并非限定于说明书所记载的方式。另外，关于温度、压力等的高低，并不特别以与绝对值的关系来确定高低等，而是在系统、装置等的状态、动作等中相对地确定高低等。

图1是本发明的实施方式1的涡旋压缩机的概略剖视图。图1以所谓的高压外壳型的密闭型涡旋压缩机的情况为例进行表示。图2是在轴向上从摆动涡旋件侧观察本发明的实施方式1的涡旋压缩机的固定涡旋件与摆动涡旋件的组合结构的俯视图。在图2中，用实线表示固定涡旋件1，用虚线表示摆动涡旋件2。

该涡旋压缩机100具有吸入并压缩制冷剂而使其以高温且高压的状态排出的功能。涡旋压缩机100构成为，在构成外轮廓的密闭容器即外壳8的内部收纳有压缩机构部35、驱动机构部36及其它结构配件。如图1所示，在外壳8内，在上侧配置有压缩机构部35，在下侧配置有驱动机构部36。外壳8下方成为油积存部12。

在外壳8的内部，以隔着驱动机构部36相向的方式配置有框架3和副框架19。框架3配置于驱动机构部36的上侧并位于驱动机构部36与压缩机构部35之间，副框架19位于驱动机构部36的下侧。框架3和副框架19通过热压配合、焊接等而固定于外壳8的内周面。在框架3的中央部设有轴承部3b，在副框架19的中央部设有副轴承19a。并且，曲轴4旋转自如地支承于该轴承部3b和副轴承19a。

在外壳8上连接有用于吸入制冷剂的吸入管5、用于排出制冷剂的排出管13、以及用于向压缩室9注入制冷剂的注入配管15。

压缩机构部35具有对从吸入管5吸入的制冷剂进行压缩并排出到在外壳8内的上方形成的高压空间14的功能。该高压制冷剂被从排出管13排出到涡旋压缩机100的外部。驱动机构部36起到如下的作用：为了利用压缩机构部35压缩制冷剂而对构成压缩机构部35的摆动涡旋件2进行驱动。也就是说，驱动机构部36经由曲轴4对摆动涡旋件2进行驱动，从而利用压缩机构部35压缩制冷剂。

压缩机构部35具有固定涡旋件1和摆动涡旋件2。如图1所示，摆动涡旋件2配置于下侧，固定涡旋件1配置于上侧。固定涡旋件1由第一底板1c、以及竖立设置于第一底板1c的一方的面的涡旋状突起即第一涡旋体1b构成。摆动涡旋件2由第二底板2c、以及竖立设置于第二底板2c的一方的面的涡旋状突起即第二涡旋体2b构成。固定涡旋件1和摆动涡旋件2以第一涡旋体1b和第二涡旋体2b相互啮合的状态装配于外壳8内。第一涡旋体1b和第二涡旋体2b仿照渐开线曲线而形成，第一涡旋体1b和第二涡旋体2b以啮合的方式组合，从而在第一涡旋体1b与第二涡旋体2b之间形成多个压缩室9。

固定涡旋件1经由框架3固定于外壳8内。在固定涡旋件1的中央部，形成有用于排出被压缩而成为高压的制冷剂的排出口1a。在排出口1a的出口开口部，配设有覆盖该出口开口部并防止制冷剂的倒流的板簧制的阀11。在阀11的一端侧设有用于限制阀11的提升量的阀挡板10。也就是说，当在压缩室9内制冷剂被压缩到规定压力时，阀11抵抗其弹性力而被提起，压缩后的制冷剂从排出口1a排出到高压空间14内，并通过排出管13排出到涡旋压缩机100的外部。

另外，在固定涡旋件1的第一底板1c，在不与低压空间(吸入压力空间)连通的位置处形成有注入口16。注入口16是用于从外壳8的外部向存在压缩中途过程的制冷剂的压缩室9内注入中间压力(吸入压力与排出压力之间的压力)的液体制冷剂的口。注入口16构成为，分别在隔着第一涡旋体1b和第二涡旋体2b的中心而对称的一对压缩室9各设有一个，对称的一对压缩室9的压力彼此相等。

另外，在固定涡旋件1，形成有将从注入配管15供给的注入制冷剂分支成两部分并使其流入两个部位的注入口16的注入分配流路15a。需要说明的是，图1示出了注入分配流路15a由形成于固定涡旋件1内的孔构成的例子，但也可以由独立于固定涡旋件1的配管形成。总之，只要是具有将注入制冷剂从外壳8的外部导入位于外壳8内的注入口16的配管并将该配管的流出侧分支为两个方向而使其分别与各注入口16连通的结构即可。

摆动涡旋件2相对于固定涡旋件1不自转而进行偏心回旋运动。另外，在摆动涡旋件2的与第二涡旋体2b的形成面相反的一侧的面(以下称为推力面)的大致中心部，形成有承接驱动力的中空圆筒形状的凹状轴承2d。在该凹状轴承2d中，嵌入(卡合)有在曲轴4的上端设置的后述的偏心销部4a。

另外，在固定涡旋件1和摆动涡旋件2的第一涡旋体1b和第二涡旋体2b各自的前端部，如图2的涂黑部分所示，沿着涡旋方向插入有端部密封部件17a和端部密封部件17b。端部密封部件17a和端部密封部件17b可在收纳它们的槽部18a(参照后述的图5)和槽部18b内在轴向(图1和图5中的上下方向)上进退。而且，摆动涡旋件2相对于固定涡旋件1进行偏心回旋运动，从而端部密封部件17a与摆动涡旋件2的第二底板2c的表面(齿底面)滑动接触，端部密封部件17b与固定涡旋件1的第一底板1c的表面(齿底面)滑动接触，这样一来，将相邻的压缩室9间的轴向间隙密封。

驱动机构部36至少由定子7、可旋转地配设于定子7的内周面侧并固定于曲轴4的转子6、以及在垂直方向上收容于外壳8内的作为旋转轴的曲轴4构成。定子7具有通过被通电而驱动转子6旋转的功能。另外，定子7的外周面通过热压配合等而固定支承于外壳8。转子6具有通过对定子7通电而进行旋转驱动并使曲轴4旋转的功能。转子6固定于曲轴4的外周，在内部具有永久磁铁，与定子7隔开微小的间隙而被保持。

曲轴4在上端部形成有偏心销部4a，偏心销部4a嵌合于摆动涡旋件2的凹状轴承2d，通过曲轴4的旋转而使摆动涡旋件2进行偏心回旋运动。

在曲轴4的下侧固定有油泵21。油泵21是容积式泵，起到如下的作用：随着曲轴4的旋转，油积存部12所保有的冷冻机油通过设置于曲轴4内部的油回路22而被供给到凹状轴承2d、轴承部3b。

另外，在外壳8内，配设有用于阻止摆动涡旋件2在偏心回旋运动中的自转运动的欧氏环20。该欧氏环20配设于固定涡旋件1与摆动涡旋件2之间，起到阻止摆动涡旋件2的自转运动并使其可进行公转运动的作用。

在此，对压缩机100的动作简单地进行说明。

在对设置于外壳8的省略图示的电源端子通电时，在定子7和转子6上产生转矩，曲轴4旋转。通过曲轴4的旋转，摆动涡旋件2由欧氏环20限制自转而进行偏心回旋运动。从吸入管5吸入到了外壳8内的制冷剂被取入到在固定涡旋件1的第一涡旋体1b与摆动涡旋件2的第二涡旋体2b之间形成的多个压缩室9中的外周部的压缩室9。

然后，取入气体后的压缩室9随着摆动涡旋件2的偏心回旋运动，从外周部向中心方向移动的同时减小容积，从而压缩制冷剂。然后，压缩后的制冷剂气体从设置于固定涡旋件1的排出口1a抵抗阀挡板10而排出，并从排出管13排出到外壳8外。

图3是表示具有本发明的实施方式1的涡旋压缩机的制冷循环装置的制冷剂回路的回路结构图。

图3的制冷循环装置具有主回路，该主回路具有涡旋压缩机100、散热器51、作为减压装置的膨胀阀52、以及蒸发器53，并构成为用配管将它们依次连接而供制冷剂循环。另外，该制冷循环装置具有从散热器51和膨胀阀52之间分支并与涡旋压缩机100的注入配管15连接的中间注入回路54。在中间注入回路54设有作为流量调节阀的膨胀阀55和作为对中间注入回路54进行开闭的开闭阀的电磁阀56。膨胀阀55和电磁阀56由未图示的控制装置控制，通过膨胀阀55的控制，可调节向压缩室9注入的流量。在制冷循环装置中填充有二氧化碳(co2)作为制冷剂。需要说明的是，可以采用包含二氧化碳的混合制冷剂作为制冷剂。

接下来，对制冷循环装置的动作进行说明。

从涡旋压缩机100排出的制冷剂流入散热器51，与通过散热器51的空气进行热交换而散热，并从散热器51流出。从散热器51流出的制冷剂在由膨胀阀52控制节流膨胀率和流量后，流入蒸发器53。流入到了蒸发器53的低压二相制冷剂在与通过蒸发器53的空气进行热交换后，从吸入管5返回涡旋压缩机100的内部，再次被吸入到压缩室9。

在此，在例如被吸入到涡旋压缩机100的制冷剂的温度(以下称为吸入温度)与排出温度之差大即高压低压的差压大的运转(以下称为高压缩比运转)中，从排出管13排出的制冷剂成为高温。于是进行如下的动作：通过将从散热器51的出口取出的液体制冷剂注入压缩室9来降低排出温度。具体地说，高压的液体制冷剂在从散热器51取出后，由膨胀阀52和电磁阀56控制节流膨胀率和流量而减压成中间压力。然后，中间压力的液体制冷剂从注入配管15进入涡旋压缩机100内部。进入到了涡旋压缩机100内部的液体制冷剂，经由形成于固定涡旋件1的注入分配流路15a通过注入口16而注入压缩室9，对在压缩室9内处于压缩中途的气体制冷剂进行冷却。以下，有时将注入中间压力的液体制冷剂的过程称为中间注入。

图4是图1的涡旋压缩机的压缩进度图，是每隔60°示出压缩室的压缩过程的图。参照图4和图1对涡旋压缩机100的压缩机构部35的动作简单地进行说明。

图4(a)示出了由固定涡旋件1和摆动涡旋件2形成的压缩室9的吸入完成而形成有一对最外室(在图4中用点表示的部分)的情形(封入完成角度0°)。在此，着眼于在图4(a)中成为最外室的压缩室9a而对压缩机构部35的动作进行说明。

在图4(b)中，摆动涡旋件2的回旋运动推进，第一涡旋体1b和第二涡旋体2b在注入口16上移动。

在图4(c)中，摆动涡旋件2的回旋运动进一步推进，注入口16与压缩室9a连通。由此，从注入口16向压缩室9a进行中间注入，进行压缩室9a内的冷却。

在图4(d)中，摆动涡旋件2的回旋运动进一步推进，压缩室9a与注入口16继续连通，通过中间注入来进行压缩室9a内的冷却。

在图4(e)中，摆动涡旋件2的回旋运动进一步推进，压缩室9a与注入口16继续连通，通过中间注入来进行压缩室9a内的冷却。

在图4(f)中，摆动涡旋件2的回旋运动进一步推进，压缩室9a与注入口16继续连通，通过中间注入来进行压缩室9a内的冷却。另外，在图4(f)中，压缩室9a与同其内侧的排出口1a连通的最内室9b连通。因此，在压缩室9a开口的注入口16与排出口1a连通。因此，在图4(f)中，注入口16与排出口1a连通，并且，继续进行中间注入。

而且，在摆动涡旋件2的回旋运动进一步推进时，再次返回图4(a)的状态。此时，在比最外室靠内侧的压缩室9c中继续进行中间注入。

在此，在高压缩比运转中进行注入，因此液体制冷剂通过注入口16，但在高压缩比运转以外停止注入，所以液体制冷剂不通过注入口16而使得注入口16空出。在本发明中，采用二氧化碳作为制冷剂，与hfc制冷剂相比，工作压力高达3～4倍，所以，注入口16内的压力与压缩室9内的压力之间的压力差变大。为了防止由这样的差压引起的端部密封部件17b的变形而导致的端部密封部件17b的破损，实施以下的对策。

图5是在本发明的实施方式1的涡旋压缩机中未进行中间注入时的压缩室的剖视图。图6是表示求出在本发明的实施方式1的涡旋压缩机中注入口直径φinj和端部密封宽度tip之比、与由摆动涡旋件2侧的端部密封部件17b的差压导致的挠曲量δ[mm]之间的关系的实机试验结果的曲线图。

图5示出了摆动涡旋件2侧的端部密封部件17b因差压而浮起并被推压到固定涡旋件1侧的状态。如图5的右侧的放大图所示，在摆动涡旋件2侧的端部密封部件17b在注入口16上通过时，由该差压而使得端部密封部件17b向注入口16内挠曲地变形。

而且，从图6的曲线图可知，注入口直径φinj越大、或者端部密封宽度(与涡旋方向正交的方向上的端部密封部件的宽度)tip越小，则挠曲量δ越大。另外，根据实机试验结果，端部密封部件17b不破损而能够确保可靠性的、φinj/tip的上限为(φinj/tip)≤0.95这种情况得到确认。因此，通过将注入口直径φinj与端部密封宽度tip的关系设计成满足φinj≤(0.95×tip)，能够防止端部密封部件17b的破损。

图7是在具有本发明的实施方式1的涡旋压缩机的制冷循环装置中采用二氧化碳作为制冷剂时的p－h线图(表示制冷剂的压力[mpa]与焓[kj/kg]之间的关系的线图)。二氧化碳的临界点高达31℃、临界压力高达大约7.5mpa，所以，成为压力非常高且高压侧成为超临界制冷剂的无冷凝现象的跨临界循环。

图8是表示在具有本发明的实施方式1的涡旋压缩机的制冷循环装置中将散热器出口的制冷剂温度作为参数来测定压缩机输入而得到的结果的图。在图8中，横轴是散热器出口的制冷剂温度(散热器出口温度)[℃]，纵轴是压缩机输入[w]。

从图8可知，从散热器出口温度超过30℃时起压缩机输入增加。关于其理由，与以往的采用hfc制冷剂作为制冷剂的情况进行比较来进行说明。

在以往的采用hfc制冷剂的涡旋压缩机中，使用中间注入机构注入液体制冷剂，利用该液体制冷剂从液相状态向气相状态进行相变时的潜热来冷却压缩室9内的气体制冷剂。这样，在以往利用潜热，所以，可进行气体制冷剂的高效的冷却。

但是，由于二氧化碳等超临界制冷剂不进行相变，所以，不存在熔化热和潜热。另外，如图8所示，在散热器51中，二氧化碳超过临界压力、即散热器出口温度超过30℃，二氧化碳成为超临界状态。因此，在将超过了30℃的二氧化碳直接注入到涡旋压缩机100的情况下，在压缩室9内，变成温度差不同的超临界状态的制冷剂彼此的热交换，热交换效率低。因此，为了使从压缩机排出的排出气体的温度降低到目标的排出温度，需要增加中间注入流量。其结果是，可认为压缩机输入增加了。

因此，在采用二氧化碳来进行中间注入的制冷循环装置中，优选进行膨胀阀52的开度控制等以便将散热器出口温度控制在30℃以下。通过将散热器51的出口温度控制在30℃以下，能够使散热器51的出口制冷剂、即注入用的制冷剂为液体制冷剂，从而能够高效地冷却压缩室9内的气体制冷剂。需要说明的是，散热器出口温度的下限值根据在散热器51中冷却制冷剂的热介质而变化，在热介质为空气的情况下，成为室外空气(周围)温度。另外，在热介质为水的情况下，超过0℃。

图9是表示本发明的实施方式1的涡旋压缩机的压缩室内的升压曲线的图。横轴表示压缩室容积，纵轴表示压力。图9示出了未进行中间注入时的升压曲线和进行了中间注入时的升压曲线。

在排出温度高的情况下，如上述那样进行中间注入以降低排出温度。在中间注入中，使中间压力制冷剂流入压缩室9，所以，有中间注入的升压曲线与无中间注入的升压曲线相比，向图右上方鼓起。在注入制冷剂的压力(中间压力)高出必要量的情况下，压缩室9内的压力会产生比目标的排出压力高的过压缩部而成为损失。在产生该损失时，压缩机的输入增高，cop降低。因此，希望防止过压缩，如在本实施方式1中用图4(f)已说明的那样，通过采用注入口16与排出口1a连通的结构，可防止过压缩。

也就是说，由于是注入口16与排出口1a连通的结构，在从注入口16流入的中间压力制冷剂的制冷剂量过大、压缩室9内的压力为排出压力以上时，压缩室9内的制冷剂从排出口1a排出到制冷剂回路中。因此，在进行中间注入时不会产生过压缩部，能够防止压缩机的输入增加。

如以上已说明的那样，根据本实施方式1，注入口直径φinj与端部密封宽度tip具有φinj≤(0.95×tip)的关系，所以，能够防止端部密封部件17b的破损，能够确保涡旋压缩机100的可靠性。

另外，由于采用注入口16与设置于固定涡旋件1的中央部的排出口1a在压缩过程中连通的结构，所以，能够防止过压缩。

另外，在隔着排出口1a而对称的压缩室9的每一个设有一个以上且数量相同的注入口16，所以，各压缩室9彼此的压力相等，因此，作用于摆动涡旋件2的自转力矩最小，能够得到提高用于防止自转的欧氏环的可靠性这样的效果。

实施方式2.

上述实施方式1的涡旋压缩机100是外壳8的内部空间的压力为高压的所谓高压外壳型的涡旋压缩机。相比之下，在本实施方式2中，采用外壳8的内部空间的压力为低压的所谓低压外壳型的涡旋压缩机。即便如上所述采用低压外壳型的涡旋压缩机，得到的效果也与高压外壳型的涡旋压缩机相同。下面，对采用低压外壳型时特有的结构进行说明。

图10是本发明的实施方式2的涡旋压缩机的概略剖视图。下面，以本实施方式2与实施方式1不同的部分为中心进行说明。

在本实施方式2的涡旋压缩机100中，从排出口1a排出的制冷剂气体不供给到外壳8的内部空间而直接被引导到排出管13。因此，外壳8的内部空间因从吸入管5流入的吸入压力制冷剂而成为低压。

在如上所述仅有吸入压力制冷剂作用于外壳8的情况下，外壳8被室外空气(冬季)或吸入压力制冷剂(夏季)冷却而进行热收缩。另一方面，在压缩机运转中，在压缩室9内压力变得比注入配管15内压力高时，高压制冷剂从压缩室9倒流到注入配管15，所以，注入配管15被该倒流的高压制冷剂加热而热膨胀。在该情况下，在外壳8内，注入配管15有绷紧而破损的危险性。于是，在图10中，将注入配管15中的位于外壳8的内部的部分设为在注入配管15的轴向和与之垂直的方向上弯曲了2次的结构。这样，通过将注入配管15设为抑制因热膨胀而导致的伸展的柔性结构，能够防止注入配管15的破损。需要说明的是，注入配管15的弯曲次数不限于2次，只要弯曲1次以上，就能够得到相同的效果。作为将注入配管15弯曲了1次时的具体的结构，例如设为如下结构即可：将注入配管15设为l字结构，在固定涡旋件1的背面(在图10中为固定涡旋件1的上表面)设置凸部并在此处插入注入配管15的外壳8内部侧的端部。

附图标记说明

1固定涡旋件、1a排出口、1b第一涡旋体、1c第一底板、2摆动涡旋件、2b第二涡旋体、2c第二底板、2d凹状轴承、3框架、3b轴承部、4曲轴、4a偏心销部、5吸入管、6转子、7定子、8外壳、9压缩室、9a压缩室、9b最内室、9c压缩室、10阀挡板、11阀、12油积存部、13排出管、14高压空间、15注入配管、15a注入分配流路、16注入口、17a端部密封部件、17b端部密封部件、18a槽部、18b槽部、19副框架、19a副轴承、20欧氏环、21油泵、22油回路、35压缩机构部、36驱动机构部、51散热器、52膨胀阀、53蒸发器、54中间注入回路、55膨胀阀、56电磁阀、100涡旋压缩机。