涡旋式压缩机的制作方法

1.本发明涉及压缩制冷剂气体的涡旋式压缩机，其用于例如供冷供暖空调装置和冷藏库等的制冷装置或者热泵式的供热水装置。


背景技术：

2.现有的构成制冷装置的涡旋式压缩机中，形成有按压回旋涡旋件或者固定涡旋件的背面的背压室。
3.在回旋涡旋件或者固定涡旋件设置有将背压室与压缩室连通的中间压孔，以使得背压室内的压力成为吸入侧压力与排出侧压力的中间压力。
4.在涡旋式压缩机形成有利用密闭容器内的排出侧压力与背压室内的中间压力的压力差向背压室供油的供油机构。
5.在涡旋式压缩机设置有将压缩室与密闭容器内的排出侧连通的泄压孔、和利用压缩室与密闭容器内的排出侧的压力差来开闭泄压孔的安全阀。安全阀设置于间歇地连通泄压孔与中间压孔的位置(专利文献1)。
6.此外，在现有的构成制冷装置的涡旋式压缩机中，在回旋涡旋件或者固定涡旋件设置有流路，该流路包括与一对压缩室任一者连接的开口部和与背压室连接的开口部。
7.流路的密闭空间侧的开口部所连接一侧的压缩室的容积比构成为比开口部没有连接的一侧的压缩室的容积比小(专利文献2)。
8.任一结构中，背压室的压力成为吸入压力与排出压力之间的中间压力。由于从背压室向压缩室供油，压缩室压力容易上升。
9.因此，专利文献1中，通过使中间压孔与泄压孔连通，来防止成为过压缩状态。
10.此外，专利文献2中，通过调节压缩室的容积比，来实现抑制过压缩导致的所需动力的增加。
11.现有技术文献
12.专利文献
13.专利文献1：日本国专利第3584781号公报
14.专利文献2:日本国专利第4693984号公报


技术实现要素：

15.现有的涡旋式压缩机中，防止压缩比(排出压力与吸入压力之比)比较高的状态下的运转即高压缩比运转时的过压缩状态。
16.避免过压缩状态对减低压缩室的压力是有效的，但是同时背压室的压力也下降，不能连接稳定的压缩动作。而且，通过空调、冷冻及供油装置等的节能化、和压缩机的转速控制技术，在涡旋式压缩机中实现了较缓慢的、压缩比较低的低压缩比下的运转。
17.但是，现有的涡旋式压缩机在低压缩比运转时，回旋涡旋件与固定涡旋件之间的按压力比来自压缩室的按压力低。因此，存在产生回旋涡旋件与固定涡旋件分离的现象即
倾覆的问题。
18.本发明鉴于上述问题，提供一种涡旋式压缩机，其在低压缩比运转时，没有回旋涡旋件与固定涡旋件分离的现象即倾覆，能够进行稳定的压缩动作。
19.本发明的涡旋式压缩机包括：具有第1端板和第1涡旋状涡旋齿的固定涡旋件；具有第2端板和第2涡旋状涡旋齿的回旋涡旋件；所述固定涡旋件与所述回旋涡旋件啮合而构成的压缩室；和背压室，其保持将所述回旋涡旋件压向所述固定涡旋件的背压。
20.所述压缩室具有：外侧压缩室，其位于所述回旋涡旋件的所述第2涡旋状涡旋齿的外侧；和内侧压缩室，其位于所述回旋涡旋件的所述第2涡旋状涡旋齿的内侧。
21.所述背压室在压缩中途仅与所述外侧压缩室或者所述内侧压缩室连通。
22.所述外侧压缩室和所述内侧压缩室分别具有结束封闭工作流体的时间点的吸入封闭容积。
23.在压缩中途，所述外侧压缩室和所述内侧压缩室之中的一个压缩室与所述背压室连通。
24.将所述一个压缩室与所述背压室结束连通时的、所述一个压缩室的所述吸入封闭容积与所述一个压缩室的容积之比设为背压室封闭时容积比。
25.关于所述外侧压缩室和所述内侧压缩室，将所述吸入封闭容积与内部压力上升至排出压力以上而能够排出到排出路径的所述工作流体的容积之比设为可排出容积比。
26.所述背压室封闭时容积比小于所述一个压缩室的所述可排出容积比。
27.利用这样的结构，在压缩比小于背压室封闭时容积比的低压缩比运转时，在背压室所连通一侧的一个压缩室产生过压缩，背压室连动也成为过压缩状态。
28.之后，背压室与压缩室的连通关闭，在到达了可排出容积比的时间点压缩室降低至排出压力。另一方面，因为背压室与压缩室是分开的，所以维持过压缩状态。
29.因此，回旋涡旋件以成为排出压力以上的背压室的压力按压固定涡旋件，能够抑制产生倾覆。
30.根据本发明，能够提供在低压缩比运转时不从回旋涡旋件的固定涡旋件脱离、且进行稳定的压缩动作的涡旋式压缩机。
附图说明
31.图1是从本发明的实施方式的涡旋式压缩机的侧面观察的截面图。
32.图2是该涡旋式压缩机的压缩机构的主要部分放大截面图。
33.图3是图2的c
‑
c线箭头的截面图。
34.图4是表示伴随该涡旋式压缩机的回旋运动的、与背压室的连通路和注入口的开口状态的图。
35.图5是说明表示该涡旋式压缩机的回旋运动的、与背压室的连通路和与密封部件的位置关系的图。
36.图6是使用本发明的实施方式的涡旋式压缩机的制冷循环图。
37.图7是图2的a
‑
a线的向视截面图。
38.图8是图7的b
‑
b线的向视截面图。
具体实施方式
39.本发明的涡旋式压缩机包括：具有第1端板和第1涡旋状涡旋齿的固定涡旋件；具有第2端板和第2涡旋状涡旋齿的回旋涡旋件；使所述固定涡旋件与所述回旋涡旋件啮合而构成的压缩室；和背压室，其保持将所述回旋涡旋件向所述固定涡旋件按压的背压。
40.所述压缩室具有：外侧压缩室，其位于所述回旋涡旋件的所述第2涡旋状涡旋齿的外侧；和内侧压缩室，其位于所述回旋涡旋件的所述第2涡旋状涡旋齿的内侧。
41.所述背压室在压缩中途仅与所述外侧压缩室或者所述内侧压缩室连通。
42.所述外侧压缩室和所述内侧压缩室分别具有结束封闭工作流体的时间点的吸入封闭容积。
43.在压缩中途，所述外侧压缩室和所述内侧压缩室之中的一个压缩室与所述背压室连通。
44.将所述一个压缩室与所述背压室结束连通时的、所述一个压缩室的所述吸入封闭容积与所述一个压缩室的容积之比设为背压室封闭时容积比。
45.关于所述外侧压缩室和所述内侧压缩室，将所述吸入封闭容积与内部压力上升至排出压力以上而能够排出到排出路径的所述工作流体的容积之比设为可排出容积比。
46.所述背压室封闭时容积比小于所述一个压缩室的所述可排出容积比。
47.通过该结构，在压缩比小于背压室封闭时容积比的低压缩比运转时，在背压室所连通一侧的一个压缩室产生过压缩，背压室也与背压室所连通一侧的一个压缩室连动而成为过压缩状态。之后，背压室与一个压缩室的连通关闭，一个压缩室在到达了可排出容积比的时间点降低至排出压力。另一方面，因为背压室与压缩室是分开的，所以维持过压缩状态。因此，回旋涡旋件以成为排出压力以上的背压室的压力按压固定涡旋件，能够抑制产生倾覆。
48.此外，也可以构成为所述背压室封闭时容积比大于所述外侧压缩室和所述内侧压缩室之中与所述背压室不连通的另一个压缩室的可排出容积比。
49.由此，进而与背压室不连通的另一个压缩室没有成为背压室以上的过压缩状态，利用来自背压室侧的高压力产生按压力，能够实现稳定的压缩动作。
50.此外，也可以所述外侧压缩室的所述吸入封闭容积大于所述内侧压缩室的所述吸入封闭容积，所述背压室所连通一侧的一个压缩室是所述内侧压缩室。
51.由此，进而，因为使背压室为过压缩状态，所以使可排出容积比较大而与背压室连通的一个压缩室为容积小的内侧压缩室，能够确保容积大的外侧压缩室的可排出容积比较小。
52.对回旋涡旋件的按压力由压缩室的在按压方向视图投影的面积与压力的积来决定。由此，产生过压缩状态的压缩室，容积越小越难以产生消除按压力的力，能够实现更稳定的压缩动作。
53.此外，也可以包括：排出室，其排出到达了排出压力的工作流体；设置于所述固定涡旋件的中央部的排出口；和排出旁通口，其设置于与所述背压室不连通的所述另一个压缩室，在比所述排出口靠前处使所述另一个压缩室与所述排出室连通。此外，也可以构成为利用所述排出旁通口，与所述背压室不连通的所述另一个压缩室的所述可排出容积比小于与所述背压室连通的所述一个压缩室的所述可排出容积比。
54.由此，与背压室连通一侧的一个压缩室在与背压室的连通关闭后与排出口或者排出旁通口连通，从过压缩状态解放，下降至排出压力。另一方面，背压室的压力因为无处排泄压力而维持过压缩状态，所以变得比排出压力大。因此，在回旋涡旋件上作用有从背压室侧向固定涡旋件侧的按压力，能够一边维持压缩室的气密性，一边持续压缩动作。
55.此外，通过包括排出旁通口，不管与回旋涡旋件的涡旋齿形状和固定涡旋件的涡旋齿形状如何，都能够任意调节内侧压缩室和外侧压缩室中仅一者的可排出容积比，因此相对于背压室封闭时容积比能够构成实现本发明的各压缩室的可排出容积比。
56.此外，所述背压室与所述一个压缩室结束连通时的所述背压室也可以是从与所述背压室具有压力差的其他空间划分成的封闭空间。
57.由此，进而在回旋涡旋件上作用有从背压室侧向固定涡旋件侧的按压力，能够一边维持压缩室的气密性一边持续压缩动作。
58.以下对本发明的实施方式，参照附图进行说明。另外，本公开并不由这些实施方式限定。
59.(实施方式)
60.图1是从本发明的实施方式的涡旋式压缩机的侧面观察的截面图，图2是该涡旋式压缩机的压缩机构的主要部分放大截面图。
61.以下，针对本实施方式的涡旋式压缩机，说明其动作和作用。
62.如图1所示，本实施方式的涡旋式压缩机91包括密闭容器1、位于密闭容器1的内部的压缩机构2、驱动压缩机构2的电动机部3、和设置于密闭容器1的底部的贮油部20。
63.如图2所示，压缩机构2在密闭容器1内包括：由溶接或者热套等固定的主轴承部件11；固定涡旋件12，其螺栓固定于主轴承部件11上，涡旋状涡旋齿(第1涡旋状涡旋齿)直立于端板(第1端板)；和涡旋状涡旋齿(第2涡旋状涡旋齿)直立于端板(第2端板)的回旋涡旋件13。压缩机构2包括：压缩室15，其能够使固定涡旋件12与回旋涡旋件13啮合；和背压室29，其保持将回旋涡旋件13向固定涡旋件12按压的压力。
64.在回旋涡旋件13与主轴承部件11之间设置有包括十字滑环等的自转限制机构14，十字滑环防止回旋涡旋件13的自转，以进行圆轨道运动的方式来引导。
65.旋转轴4由电动机部3旋转驱动。旋转轴4由主轴承部件11轴支承，回旋涡旋件13被位于旋转轴4的上端的偏心轴部4a偏心驱动。
66.由此，回旋涡旋件13进行圆轨道运动。形成于固定涡旋件12与回旋涡旋件13之间的压缩室15一边从外周侧向中央部压缩容积一边移动。利用上述活动，从通到密闭容器1外的吸入管16(参照图1)和固定涡旋件12的外周部的吸入口17吸入工作流体，封闭压缩室15后被压缩。
67.到达了规定压力的工作流体从设置于固定涡旋件12的中央部的排出口18压开排出簧片阀19。到达了排出压力的工作流体通过排出室31排出到密闭容器1内，从排出管22(参照图1)向密闭容器1外送出。
68.如图1所示，在旋转轴4的下端设置有泵25。泵25以其吸入口存在于贮油部20内的方式配置。泵25与回旋涡旋件13被同时驱动。由此，不管压力条件和运转速度如何，泵25都能够可靠地吸上来处于贮油部20的油6。因此，不会引起没油的情况。
69.由泵25吸上来的油6通过纵贯(贯通)旋转轴4内的供油孔26被供给到压缩机构2。
70.另外，用泵25将油6吸上来之前或者吸上来之后，用滤油器等从油6中去除异物后，能够防止异物混入压缩机构2，而实现可靠性的进一步提高。
71.引导至压缩机构2的油6的压力与涡旋式压缩机91的排出压力大致相同，成为对于回旋涡旋件13的背压源。进而，油6的一部分利用供给压和自重，为了寻求逃脱，而进入偏心轴部4a与回旋涡旋件13的嵌合部、和旋转轴4与主轴承部件11之间的轴承部66，润滑各个部分之后，落下返回贮油部20。
72.图3是图2中的c
‑
c线向视截面图。
73.在由固定涡旋件12和回旋涡旋件13形成的压缩室15中，包括位于回旋涡旋件13的涡旋齿外侧的外侧压缩室15a和位于涡旋齿内侧的内侧压缩室15b。
74.涡旋式压缩机91是外侧压缩室15a的吸入封闭容积与内侧压缩室15b的吸入封闭容积不同的不对称涡旋式压缩机。
75.此处，吸入封闭容积是指将从吸入口17吸入的工作流体刚封闭后的压缩室容积。而且，涡旋式压缩机91是外侧压缩室15a的吸入封闭容积大于内侧压缩室15b的吸入封闭容积的不对称涡旋式压缩机。
76.通过采用不对称涡旋式压缩机，作为压缩机整体的吸入封闭容积增加，因此能够有效地使用压缩机内部的空间。
77.此外，能够在外侧压缩室15a的吸入口17附近封闭从吸入口17吸入的工作流体，而进入压缩工序。因此，低压低温的工作流体被压缩机构2加热，而能够抑制工作流体的密度降低。
78.外侧压缩室15a与内侧压缩室15b的吸入封闭容积的不同受容积比的影响。容积比是压缩工序中的某时间点下的吸入封闭容积与压缩室的容积之比。能够针对外侧压缩室和内侧压缩室分别规定容积比。
79.一般而言，内侧压缩室和外侧压缩室在与设置于固定涡旋件12的中央部的排出口18连通时的压缩室容积大致相等。在排出口18是压缩室内的工作流体唯一的排出路径的情况下，各压缩室的可排出容积比由吸入封闭容积决定。
80.此处，可排出容积比是指吸入封闭容积相对于当压缩室为可排出即压缩室与排出室31连通的时间点的压缩室的容积之比。能够针对外侧压缩室和内侧压缩室分别规定可排出容积比。
81.本实施方式中，因为外侧压缩室15a的吸入封闭容积大于内侧压缩室15b的吸入封闭容积，所以外侧压缩室15a相对于内侧压缩室15b来说压缩工序长、可排出容积比大。
82.在压缩比比较低的状态下的运转即低压缩比运转时，外侧压缩室15a比内侧压缩室15b容易成为过压缩状态。此处，压缩比是排出压力与吸入压力之比。此外，外侧压缩室15a与内侧压缩室15b相比，在按压压缩室方向视图上投影的面积大。因此，外侧压缩室15a的过压缩容易使将回旋涡旋件13从固定涡旋件12推开的力增大。
83.此外，在回旋涡旋件13的涡旋齿前端13c(参照图2)基于测定运转中温度分布的结果设置有斜坡形状，该斜坡形状是从作为中心部的卷绕起始部至作为外周部的卷绕结束部渐渐涡旋齿高度变高而形成的。由此，能够吸收由热膨胀引起的尺寸变化，防止局部滑动。
84.涡旋式压缩机91如图2所示，作为从贮油部20将油引导至压缩室15的供油路径55，包括连接路径55
‑
1和供给路径55
‑
2。
85.此外，作为向压缩室15的供油路径，包括形成于回旋涡旋件13的内部的通路13a和形成于固定涡旋件12的涡旋齿面侧端板的凹部12a。通路13a包括供给路径55
‑
2。
86.通路13a的一侧开口端55
‑
2b形成于涡旋齿前端13c，与回旋运动配合周期性的在凹部12a开口。此外，通路13a的另一侧开口端55
‑
2a总是在背压室29开口。由此，背压室29仅与内侧压缩室15b间歇地连通，而与外侧压缩室15a不连通。
87.此外，通过积极地对压力上升速度快的内侧压缩室15b供给油，在压缩工序能够抑制从前一个形成的内侧压缩室15b
‑
1(参照图3)向下一个形成的内侧压缩室15b
‑
2(参照图3)的泄漏。
88.此外，如图2所示，在回旋涡旋件13的背面13e设置有密封部件78、保持排出压力的工作流体的高压区域30、和保持排出压力与吸入压力的中间压力的工作流体的背压室29。利用密封部件78，将密封部件78的内侧划分为高压区域30，将密封部件78的外侧划分为背压室29。
89.供油路径之中至少一个构成为经由背压室29。也就是说，由从高压区域30向背压室29去的连接路径55
‑
1和从背压室29向内侧压缩室15b去的供给路径55
‑
2构成供油路径55。
90.由此，利用来自背面13e的背压，回旋涡旋件13稳定地按压固定涡旋件12，能够降低从背压室29向压缩室15的工作流体的泄漏，并且稳定地进行运转。
91.此外，通过使用密封部件78，高压区域30的压力与背压室29的压力(以下，背压)完全分离，能够稳定地控制来自回旋涡旋件13的背面的压力施加。
92.此外，通过设置从高压区域30向背压室29去的连接路径55
‑
1，能够对自转限制机构14的滑动部和固定涡旋件12与回旋涡旋件13的推力滑动部供给油6。
93.此外，通过设置从背压室29向内侧压缩室15b去的供给路径55
‑
2，能够积极地增加向内侧压缩室15b的供油量，能够抑制内侧压缩室15b的泄漏损失。
94.此外，在回旋涡旋件13的背面13e形成连接路径55
‑
1的一侧开口端55
‑
1b，在密封部件78来回移动，使另一侧开口端55
‑
1a总是在高压区域30开口。由此，能够实现间歇供油和背压的调节。
95.首先，说明间歇供油。
96.图5是说明伴随涡旋式压缩机的回旋运动的、与背压室的连通路与密封部件的位置关系的图。
97.图5表示使相位一次偏移90度的、(i)0
°
～90
°
、(ii)90
°
～180
°
、(iii)180
°
～270
°
、(iv)270
°
～360
°
的状态。
98.也就是说，图5的(ii)表示从图5的(i)旋转轴4旋转了90度的状态，图5的(iii)表示从图5的(ii)旋转了90度的状态，图5的(iv)表示从图5的(iii)再旋转90度的状态，图5的(i)表示从图5的(iv)进一步旋转90度的状态。
99.如图5所示，连接路径55
‑
1的一侧开口端55
‑
1b位于回旋涡旋件13的背面13e。回旋涡旋件13的背面13e被密封部件78分隔为内侧的高压区域30和外侧的背压室29。
100.在图5的(ii)的状态下，一侧开口端55
‑
1b在密封部件78的外侧即背压室29开口。因此，背压室29与高压区域30连通。由此，从高压区域30向背压室29供给油6。
101.对此，在图5的(i)、(iii)、(iv)的状态下，开口端55
‑
1b在密封部件78的内侧开口。
因此，背压室29不与高压区域30连通。因此，不从高压区域30向背压室29供给油6。
102.即，连接路径55
‑
1的一侧开口端55
‑
1b在高压区域30与背压室29来回移动，仅在连接路径55
‑
1的两侧的、开口端55
‑
1a与55
‑
1b之间产生压力差时，向背压室29供给油6。由此，供油量通过一侧开口端55
‑
1b在密封部件78上来回移动的时间比例来调节。因此，能够以相对于滤油器10倍以上的尺寸来构成连接路径55
‑
1的通路路径。
103.此外，没有在通路啮合咬入异物而堵塞的担心，能够稳定地施加背压，同时推力滑动部和自转限制机构14的润滑也能够维持良好的状态，能够实现高效且高可靠性。
104.另外，上述的说明中，以下述情况为例进行了说明，即另一侧开口端55
‑
1a总是位于高压区域30，一侧开口端55
‑
1b在高压区域30与背压室29来回移动。本发明不限定于该例，例如另一侧开口端55
‑
1a在高压区域30与背压室29来回移动、一侧开口端55
‑
1b总是位于背压室29的情况下，也在开口端55
‑
1a与55
‑
1b之间产生压力差，因此能够实现间歇供油，能够得到同样的效果。
105.接着，说明背压的调节。
106.图4是表示伴随涡旋式压缩机的回旋运动的、与背压室的连通路和注入口的开口状态的图。
107.图4是使固定涡旋件12与回旋涡旋件13啮合而从回旋涡旋件13的背面13e观察的状态下、使相位一次偏移90度的图。与图5同样，图4表示(i)0
°
～90
°
，(ii)90
°
～180
°
，(iii)180
°
～270
°
，(iv)270
°
～360
°
的状态。
108.也就是说，图4的(ii)表示从图4的(i)旋转轴4旋转了90度的状态，图4的(iii)表示从图4的(ii)再旋转90度的状态，图4的(iv)是从图4的(iii)进一步旋转90度旋转的状态，图4的(i)表示从图4的(iv)再进一步旋转90度的状态。
109.图4的(i)所示的状态是外侧压缩室15a位于封闭工作流体的位置，图4的(iii)所示的状态是内侧压缩室15b位于封闭工作流体的位置。
110.图4的(i)所示的状态下，形成有2个外侧压缩室15a。位于外周侧的外侧压缩室15a是刚封闭工作流体后的低压状态，位于内周侧的外侧压缩室15a是中间压状态。
111.图4的(ii)所示的状态下，形成于内周侧的外侧压缩室15a是排出前的高压状态。
112.图4的(iii)所示的状态下，形成有2个内侧压缩室15b，位于外周侧的内侧压缩室15b是刚封闭工作流体后的低压状态，位于内周侧的内侧压缩室15b是中间压状态。
113.图4的(iv)所示的状态下，形成于内周侧的内侧压缩室15b是排出前的高压状态。
114.首先，说明高压缩比运转的情况。
115.图4的(iv)的状态下，一侧开口端55
‑
2b在凹部12a开口。因此，内侧压缩室15b与背压室29连通。在高压缩比运转时，通过供给路径55
‑
2和通路13a(参照图2)，从背压室29向内侧压缩室15b供给油6。
116.凹部12a设置于内侧压缩室15b刚封闭所吸入的工作流体(也记作吸入制冷剂)后一侧开口端55
‑
2b开口的位置(参照图4的(iv))。换言之，通过一侧开口端55
‑
2b，供油路径设置于在封闭吸入制冷剂后的压缩工序中的内侧压缩室15b处开口的位置。因此，与内侧压缩室15b连通期间的背压室29的压力与内侧压缩室15b的压力大致相等。
117.与此相反，在图4的(i)、(ii)、(iii)的状态下，一侧开口端55
‑
2b没有在凹部12a开口。因此，没有从背压室29向内侧压缩室15b供给油6。此外，背压室29的压力也没有受内侧
压缩室15b的影响。
118.此外，如上述，在与图4的(ii)对应的图5的(ii)的状态下，背压室29与高压区域30连通。由此，背压室29的压力与高压区域30的压力、也就是排出压力相同。
119.也就是，在高压缩比运转时，将背压室29调节为吸入压力与排出压力中间的压力状态，该压力作为低压缩比运转时的向回旋涡旋件的按压力来起作用。
120.接着，说明低压缩比运转的情况。
121.在低压缩比运转时，在图4的(iv)的状态下，与背压室29连通且位于外周侧的内侧压缩室15b的压力上升至排出压力以上，同时背压室29也成为排出压力以上的压力。
122.在图5的(iv)的状态下，背压室29没有与高压区域30连通，由内侧压缩室15b和背压室29构成的空间是封闭空间。因此，背压室29成为比与排出压力相等的高压区域30高的压力状态。
123.压缩工序进一步进行，使背压室29与内侧压缩室15b连通的开口端55
‑
2b从凹部12a脱离时，背压室29成为独立的封闭空间。因此，背压室29的压力不依赖于内侧压缩室15b的压力和高压区域30的压力。在压缩进行至可排出容积比以上时，压缩室内部的工作流体向排出室31排出，内侧压缩室15b的压力向排出压力下降。与此相反，背压室29的压力，从内侧压缩室15b分离时的过压缩状态再次持续至背压室29与内侧压缩室15b或者高压区域30连通。
124.也就是，在低压缩比运转时，在图4的(i)和图5的(i)的状态下，仅背压室29维持比排出压力高的压力状态，该压力作为向回旋涡旋件的按压力起作用。
125.除了排出口18，在涡旋式压缩机91还设置有排出旁通口21(参照图2)，作为将在压缩室15被压缩的工作流体引导至排出室31的通路。
126.排出旁通口21与排出口18同样包括簧片阀。压缩室15内的压力到达了排出室31的压力的情况下，簧片阀被推开，工作流体排出到排出室31。压缩室15的压力不足排出室31的压力的情况下，簧片阀关闭，能够抑制工作流体从排出室31向压缩室15的逆流。
127.但是，作为排出旁通口21实现上述功能的条件，需要在与压缩室15连通的位置存在排出旁通口21。排出旁通口21是设置于固定涡旋件12的端板的固定通路。
128.压缩室15与压缩动作一起一边缩小容积一边向中心侧移动，仅当压缩室15到达与排出口18或者排出旁通口21连通的位置时，能够将压缩室15的工作流体向排出室31排出。
129.排出旁通口21设置成在压缩工序中利用排出口18使与排出室31连通前的压缩室15与排出室31连通。
130.如图4所示，在涡旋式压缩机91分别设置有外侧压缩室15a所连通的排出旁通口21a和内侧压缩室15b所连通的排出旁通口21b，由此错过进行连通的时机。
131.排出旁通口21a在图4的(i)的状态下没有与外侧压缩室15a连通，在图4的(ii)～(iv)的状态下，设置于与位于外周侧的外侧压缩室15a连通的位置。
132.排出旁通口21b在图4的(iv)的状态下没有与内侧压缩室15b连通，在图4的(i)～(iii)的状态下，设置于与位于外周侧的内侧压缩室15b连通的位置。
133.外侧压缩室15a在图4的(i)的时刻结束吸入工序，外侧压缩室15a内被封闭。压缩工序进行了90
°
的图4的(ii)中，外侧压缩室15a与排出旁通口21a已经成为连通状态。该情况下，外侧压缩室15a的可排出容积比，由外侧压缩室15a的吸入封闭容积相对于外侧压缩
室15a与排出旁通口21a连通的时刻的压缩室容积之比来决定，实质上不依赖于与排出口18的连通时刻。
134.另一方面，内侧压缩室15b在图4的(iii)的时刻结束吸入工序，而内侧压缩室15b内被封闭。压缩工序进行了90
°
的图4的(iv)中，内侧压缩室15b没有与排出旁通口21b连通。再进行90
°
的图4的(i)中，内侧压缩室15b与排出旁通口21b连通。此外，在图4的(iv)的时刻中，内侧压缩室15b经由供给路径55
‑
2和通路13a与背压室29连通。
135.该情况下，内侧压缩室15b的可排出容积比也由与排出旁通口21b的连通时刻决定。背压室29所连通的内侧压缩室15b的可排出容积比大于背压室封闭时容积比和外侧压缩室15a的可排出容积比。
136.此处，背压室封闭时容积比是指：在背压室29所连通一侧的压缩室即内侧压缩室15b，背压室29与压缩中途的内侧压缩室15b的连通结束时(也就是，图4的(iv)之后的时刻)的、吸入封闭容积与外周侧的内侧压缩室15b的容积之比。
137.通过采用这样的结构，在低压缩比运转时，即使在较早的时刻压缩室15的压力到达排出压力，投影面积大的外侧压缩室15a也没有过压缩，能够向排出室31排出工作流体。
138.与此相反，在内侧压缩室15b发生过压缩，其压力也传递至背压室29，提高回旋涡旋件13的按压力。在内侧压缩室15b与背压室29的连通结束后，维持背压室29的过压缩状态的压力。
139.另一方面，内侧压缩室15b的过压缩由与排出旁通口21b的连通来消除。由此，能够抑制在将回旋涡旋件13从固定涡旋件12拉开的方向上作用的、来自压缩室15侧的力，并且对回旋涡旋件的背面13e施加强的按压力，一边将回旋涡旋件13稳定地按压在固定涡旋件12，一边持续压缩动作。
140.接着，说明使用涡旋式压缩机91的制冷循环装置。
141.图6是使用本发明实施方式的涡旋式压缩机的制冷循环图。
142.如图6所示，制冷循环装置包括：涡旋式压缩机91、冷凝器92、蒸发器93、两个减压器94、注入管95和气液分离器96。涡旋式压缩机91、冷凝器92、上游侧的减压器94a、气液分离器96和下游侧的减压器94b利用配管环状连接。注入管95将气液分离器96与涡旋式压缩机91连接。
143.在冷凝器92被冷凝后的工作流体(以下也记作制冷剂)在上游侧的减压器94a减压至中间压，并流入到气液分离器96。气液分离器96将中间压的制冷剂分离为气相成分(气体制冷剂)和液相成分(液体制冷剂)。中间压的液体制冷剂再通过下游侧的减压器94，成为低压制冷剂而流入到蒸发器93。
144.流入到蒸发器93的液体制冷剂通过热交换而蒸发，气体制冷剂或者一部分作为混合有液体制冷剂的气体制冷剂被排出。从蒸发器93排出来的制冷剂流入到涡旋式压缩机91的压缩室15。
145.另一方面，由气液分离器96分离后的中间压的气体制冷剂通过注入管95被喷射(注入，injection)到涡旋式压缩机91内的压缩室15。也可以在注入管95设置封闭阀或者减压器94等调节和停止进行注入的压力的机构。
146.涡旋式压缩机91，在对从蒸发器93流入的低压制冷剂进行压缩的压缩过程中，将气液分离器96的中间压制冷剂注入到压缩室15来压缩制冷剂，将高温高压制冷剂从排出管
22(参照图1)排出到冷凝器92。
147.针对由气液分离器96分离的制冷剂的气相成分与液相成分的比率进行说明。
148.上游侧的膨胀阀(减压器94a)的入口侧压力与出口侧压力的压力差越大，气相成分越多。此外，冷凝器92出口的制冷剂的过冷却度越小或者干燥度越大，气相成分越多。
149.另一方面，涡旋式压缩机91经由注入管95吸入的制冷剂的量当中间压越高时越多。从注入管95吸入比在气液分离器96分离的制冷剂的气相成分比率多的制冷剂时，气液分离器96的气体制冷剂耗尽，液体制冷剂流入到注入管95。
150.为了最大限度发挥涡旋式压缩机91的能力，期望在气液分离器96中分离的气体制冷剂完全没有剩余地从注入管95吸入到涡旋式压缩机91。假设，若从其均衡状态偏离，则液体制冷剂从注入管95流入到涡旋式压缩机91。因此，即使在液体制冷剂从注入管95流入的情况下，也需要涡旋式压缩机91构成为能够维持高的可靠性。
151.图7是图2的a
‑
a线向视截面图。图8是图7的b
‑
b线向视截面图。
152.在从注入管95流入的中间压下，如图1、图2、图7和图8所示，制冷剂流入中间压室41，打开设置于注入口43的止回阀42，注入到关闭后的压缩室15。所注入的制冷剂与从吸入口17吸入的制冷剂一起从排出口18排出到密闭容器1内。
153.用于注入中间压的制冷剂的注入口43设置为贯通固定涡旋件12的端板。注入口43依次在外侧压缩室15a和内侧压缩室15b开口。注入口43设置于在外侧压缩室15a和内侧压缩室15b各自的封闭后的压缩工序中在各自压缩室开口的位置。
154.如图1和图2所示，在涡旋式压缩机91设置有中间压室41，中间压室41对从注入管95送来的、注入到压缩室15之前的中间压工作流体进行引导。
155.中间压室41由作为压缩室划分部件的固定涡旋件12、中间压板44和中间压盖45(参照图2)形成。中间压室41和压缩室15夹着固定涡旋件12相对。
156.中间压室41具有：中间压工作流体流入的中间压室入口41a；将中间压工作流体注入到压缩室15的注入口43的注入口入口43a；和形成于比中间压室入口41a低的位置的存液部41b。
157.存液部41b由固定涡旋件12的端板的上表面形成。
158.在中间压板44设置有防止制冷剂从压缩室15向中间压室41逆流的止回阀42。注入口43在压缩室15开口的区间中，压缩室15的内压比注入口43的中间压高的情况下，制冷剂从压缩室15向中间压室41逆流。这样，通过设置止回阀42，能够阻止制冷剂的逆流。
159.本实施方式的涡旋式压缩机91中，止回阀42抬升至压缩室15侧，由使压缩室15与中间压室41连通的簧片阀42a构成。由此，仅在压缩室15的内压比中间压室41的压力低时，能够使中间压室41与压缩室15连通。
160.通过使用簧片阀42a，可动部中的滑动部位少，长期来看能够维持密封性，并且根据需要容易扩大流路面积。
161.在没有设置止回阀42的情况下，和在注入管95设置有止回阀42的情况下，压缩室15的制冷剂逆流至注入管95，消耗无用的压缩动力。本实施方式中，通过将止回阀42设置于靠近压缩室15的中间压板44，来抑制来自压缩室15的逆流。
162.固定涡旋件12的端板的上表面位于比中间压室入口41a低的位置。在固定涡旋件12的端板的上表面设置有贮存液相成分的制冷剂的存液部41b。
163.注入口入口43a设置于比中间压室入口41a的高度高的位置。因此，中间压工作流体之内气相成分的制冷剂被引导至注入口43，贮存于存液部41b的液相成分的制冷剂在处于高温状态的固定涡旋件12的表面被气化，所以液相成分的制冷剂难以流入到压缩室15。
164.而且，中间压室41和排出室31设置于隔着中间压板44相邻的位置。由此，促进液相成分的工作流体流入中间压室41时的气化，并且能够抑制排出室31的高压制冷剂的温度上升。因此，仅该部分，能够进行运转至高的排出压条件。
165.引导至注入口43的中间压制冷剂利用注入口43与压缩室15的压力差推开簧片阀42a，与从吸入口17吸入的低压制冷剂在压缩室15汇流。
166.因为在从止回阀42至压缩室15之间的注入口43残留的中间压制冷剂反复再膨胀和再压缩，所以使降低涡旋式压缩机91的效率的主要原因。因此，使限制簧片阀42a的最大位移量的阀挡42b的厚度根据簧片阀42a的升程限制部位而变化，使比簧片阀42a靠下游的注入口43内体积构成得较小。
167.此外，簧片阀42a和阀挡42b利用作为固定部件的螺栓48固定于中间压板44。设置于阀挡42b的螺栓48的固定用孔没有贯通阀挡42b，仅在螺栓48的插入侧开口。因此，作为结果，固定部件48构成为仅在中间压室41开放。由此，能够抑制经由固定部件48的间隙工作流体在中间压室41与压缩室15之间泄漏，提高注入率。
168.为了能够使向压缩室15的注入量充分供给，中间压室41的容积为压缩室15的吸入容积以上。此处吸入容积是指，在将从吸入口17导入的工作流体封闭在压缩室15的时间点、即吸入工序结束时间点的压缩室15的容积，外侧压缩室15a与内侧压缩室15b的合计容积。
169.本实施方式的涡旋式压缩机91中，将中间压室41设置成在固定涡旋件12的端板的平面上扩展，扩大容积。
170.然而，封入于涡旋式压缩机91的油6的一部分与排出制冷剂一起从涡旋式压缩机91出来，并从气液分离器96通过注入管95而回到中间压室41的情况下，残留于存液部41b的油6过多时，产生贮油部20的油6不足的问题。因此，中间压室41的容积过大也不合适。鉴于此，优选使中间压室41的容积为压缩室15的吸入容积以上，且为封入其中的润滑油6的润滑油容积的1/2以下。
171.如图4所示，注入口43设置于依次在第1压缩室(外侧压缩室15a)和第2压缩室(内侧压缩室15b)开口的位置。此外，如图4的(ii)、(iii)所示，在封闭吸入制冷剂后的压缩行程中的外侧压缩室15a处开口的位置，或者如图4的(i)所示在封闭吸入制冷剂后的压缩行程中的内侧压缩室15b处开口的位置，贯通固定涡旋件12的端板地设置有注入口43。
172.另外，本实施方式中，作为压缩室与背压室的连通路使用了供油路径，但是与供油路径不同，设置独立的路径也能够获得相同的效果。此外，背压室不限制于在回旋涡旋件的背面侧，也可以是设置于固定涡旋件的背面侧、固定涡旋件按压回旋涡旋件的结构。此外，本实施方式中，使用具有注入管的涡旋式压缩机进行了说明，也可以是没有设置注入管的涡旋式压缩机。
173.工业上的可利用性
174.本发明的涡旋式压缩机用于供冷供暖空调装置和冷藏库等制冷装置、或者热泵式的供热水装置等。
175.附图标记说明
[0176]1ꢀꢀꢀꢀ
密闭容器
[0177]2ꢀꢀꢀꢀ
压缩机构
[0178]3ꢀꢀꢀꢀ
电动机部
[0179]4ꢀꢀꢀꢀ
轴
[0180]
4a
ꢀꢀꢀ
偏心轴部
[0181]6ꢀꢀꢀꢀ
油
[0182]
11
ꢀꢀꢀ
主轴承部件
[0183]
12
ꢀꢀꢀ
固定涡旋件
[0184]
12a
ꢀꢀ
凹部
[0185]
13
ꢀꢀꢀ
回旋涡旋件
[0186]
13a
ꢀꢀ
通路
[0187]
13c
ꢀꢀ
涡旋齿前端
[0188]
13e
ꢀꢀ
背面
[0189]
14
ꢀꢀꢀ
自转限制机构
[0190]
15
ꢀꢀꢀ
压缩室
[0191]
15a
ꢀꢀ
外侧压缩室
[0192]
15b、15b
‑
1、15b
‑2ꢀꢀ
内侧压缩室
[0193]
16
ꢀꢀꢀ
吸入管
[0194]
17
ꢀꢀꢀ
吸入口
[0195]
18
ꢀꢀꢀ
排出口
[0196]
19
ꢀꢀꢀ
排出簧片阀
[0197]
20
ꢀꢀꢀ
贮油部
[0198]
21、21a、21b
ꢀꢀ
排出旁通口
[0199]
22
ꢀꢀꢀ
排出管
[0200]
25
ꢀꢀꢀ
泵
[0201]
26
ꢀꢀꢀ
供油孔
[0202]
29
ꢀꢀꢀ
背压室
[0203]
30
ꢀꢀꢀ
高压区域
[0204]
31
ꢀꢀꢀ
排出室
[0205]
41
ꢀꢀꢀ
中间压室
[0206]
41a
ꢀꢀ
中间压室入口
[0207]
41b
ꢀꢀ
存液部
[0208]
42
ꢀꢀꢀ
止回阀
[0209]
42a
ꢀꢀ
簧片阀
[0210]
42b
ꢀꢀ
阀挡
[0211]
43
ꢀꢀꢀ
注入口
[0212]
43a
ꢀꢀ
注入口入口
[0213]
44
ꢀꢀꢀ
中间压板(中间压室分隔壁部件)
[0214]
45
ꢀꢀꢀ
中间压盖(中间压室分隔壁部件)
[0215]
48
ꢀꢀꢀ
螺栓(固定部件)
[0216]
55
ꢀꢀꢀ
供油路径
[0217]
55
‑1ꢀꢀ
连接路径
[0218]
55
‑
1a 另一侧开口端(高压区域侧)
[0219]
55
‑
1b 一侧开口端(背压室侧)
[0220]
55
‑2ꢀꢀ
供给路径
[0221]
55
‑
2a 另一侧开口端(背压室侧)
[0222]
55
‑
2b 一侧开口端(压缩室侧)
[0223]
66
ꢀꢀꢀ
轴承部
[0224]
78
ꢀꢀꢀ
密封部件
[0225]
91
ꢀꢀꢀ
涡旋式压缩机
[0226]
92
ꢀꢀꢀ
冷凝器
[0227]
93
ꢀꢀꢀ
蒸发器
[0228]
94、94a、94b
ꢀꢀ
减压器
[0229]
95
ꢀꢀꢀ
注入管
[0230]
96
ꢀꢀꢀ
气液分离器。