CN101772646A - 涡旋压缩机 - Google Patents

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CN101772646A CN200880100335A CN200880100335A CN101772646A CN 101772646 A CN101772646 A CN 101772646A CN 200880100335 A CN200880100335 A CN 200880100335A CN 200880100335 A CN200880100335 A CN 200880100335A CN 101772646 A CN101772646 A CN 101772646A
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松川和彦
山路洋行
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Daikin Industries Ltd
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Abstract

本发明提供一种涡旋压缩机，其带吸入容积调节机构，能抑制导入吸入容积调节用流体导入路的高压流体向压缩室的流入和通常运转时的能力下降。涡旋压缩机(1)在第1涡旋部件(21)形成贯通端板(21a)且在涡卷槽底面开口的第1贯通孔(32)。在第1贯通孔插入活塞(33)，活塞通过施力部件(35)向压缩室的相反侧施力。活塞具有形成于侧面的环状槽(33d)和在活塞压缩室的相反侧的端面和环状槽底面开口的第2贯通孔(33f)。在环状槽嵌入阶梯开口的活塞环(33e)。活塞在承载高压负荷时成为遮蔽第1贯通孔的压缩室侧的空间的状态，在承载低压负荷时成为在第1贯通孔的压缩室侧形成间隙空间的状态。

Description

涡旋压缩机
技术领域
本发明涉及一种涡旋压缩机，尤其是涉及一种能够调节吸入容积的涡旋压缩机。
背景技术
以往，提案有“在静涡旋盘的端板内安装有吸入容积调节机构的涡旋压缩机”(例如，参照专利文献1)。
该吸入容积调节机构主要包括：贯通静涡旋盘的端板(end plate)且在静涡旋盘的涡卷槽(spiral groove、螺旋槽)的底面开口的贯通孔；与贯通孔连通的流体导入路；插入贯通孔的活塞；在贯通孔内向流体导入路侧对活塞施加作用力的施力部件；和嵌入活塞的环状槽内的直角开口的金属制活塞环，通过切换连通“在静涡旋盘的涡旋齿的内周面和动涡旋盘的涡旋齿的外周面之间形成的第1压缩室”和“在静涡旋盘的涡旋齿的外周面和可动侧涡旋齿的内周面之间形成的第2压缩室”的调节运转状态、和遮断第1压缩室与第2压缩室的通常运转状态(吸入容积为100％的状态)，来调节涡旋压缩机构的吸入容积。具体而言，当比施力部件每单位面积施加的作用力高的压力的流体被导入到流体导入路内时，活塞被向下按压，闭塞贯通孔下端的空间，从而其成为遮断第1压缩室和第2压缩室的状态，即通常运转状态。另一方面，当比施力部件每单位面积施加的作用力低的压力的流体被导入到流体导入路内时，活塞被向上按压，开放贯通孔下端的空间，成为第1压缩室和第2压缩室连通的状态，即调节运转状态。
专利文献1：(日本)特开2007-154761号公报
但是，这样的吸入容积调节机构在贯通孔和活塞之间存在微小的间隙。因此，当高压流体被导入到流体导入路时，其高压流体通过其间隙而流入压缩室内，有可能导致通常运转时的涡旋压缩机能力的下降。为了消除这种担心，在该吸入容积调节机构中，在活塞的环状槽中嵌入有直角开口的金属制活塞环。该活塞环通过自身的弹性力与贯通孔的壁面密接，能够防止导入到流体导入路内的高压流体流入到压缩室。但是，在直角开口的金属制活塞环与活塞一起被插入到贯通孔中的状态下，开口的部分产生微小的间隙，因此，不能完全防止导入到流体导入路中的高压流体向压缩室的流入。
发明内容
本发明的课题在于提供一种涡旋压缩机，其在静涡旋盘的端板内安装有吸入容积调节机构，进一步抑制被导入到流体导入路内的高压流体向压缩室的流入，抑制通常运转时的涡旋压缩机的能力下降。
本发明的第1方面的涡旋压缩机，其包括第1涡旋部件、第2涡旋部件、壳体、流体导入管、活塞和阶梯开口的活塞环。第1涡旋部件包括第1平板部、第1涡卷壁部(涡形壁部)、流体吸入口和第1贯通孔。第1涡卷壁部从第1平板部的第11板面朝向与第11板大致垂直的方向保持涡卷形状延伸。流体吸入口在第1涡卷壁部的卷绕终端附近形成。另外，该流体吸入口也可以设于第1平板部。第1贯通孔从第1开口开始延伸贯通第1平板部，该第1开口开设于夹在第1涡卷壁部的最外壁和与最外壁相对的内周壁之间、并位于距离流体吸入口规定长度位置的第11板面部分处。第2涡旋部件具有第2平板部和第2涡卷壁部。第2涡卷壁部从第2平板部的第21板面向与第21板面大致垂直的方向保持涡卷形状延伸。而且，该第2涡卷壁部与第1涡卷壁部啮合。壳体收容第1涡旋部件和第2涡旋部件。流体导入管从第1贯通孔的第1开口的相反侧所形成的开口贯通壳体而延伸。而且，该流体导入管的内部空间与第1贯通孔连通。活塞包括环状槽和第2贯通孔。环状槽形成于活塞的侧面。第2贯通孔开设在流体导入管侧的活塞的端面和环状槽的底面。另外，有关第2贯通孔在流体导入管侧的活塞的端面开口的开口数和配置、在环状槽的底面开口的开口数和配置，可以适宜地进行决定。另外，优选第2贯通孔的截面积为活塞和第1贯通孔的间隙的截面积以上。而且，该活塞在第1贯通孔内，通过施力部件向流体导入管侧施力。而且，该活塞在被导入到流体导入管内部的流体施加的压力比施力部件每单位面积施加的作用力大的情况下，该活塞处于遮蔽第1开口的状态，在被导入到流体导入管内部的流体施加的压力比施力部件每单位面积施加的作用力小的情况下，该活塞处于在第1开口的上部形成有间隙空间的状态。阶梯开口的活塞环被嵌入在活塞的环状槽内。
在该涡旋压缩机中，在活塞上形成有环状槽和第2贯通孔，而且在环状槽内嵌入有阶梯开口的活塞环。因此，在该涡旋压缩机中，在被导入到流体导入管内部的流体施加的压力比施力部件每单位面积施加的作用力大且第1开口被活塞遮蔽时，高压流体通过活塞的第2贯通孔，将阶梯开口的活塞环按压向第2贯通孔的壁。另外，此时，虽然活塞环微微扩张，但由于开口具有阶梯结构，所以活塞环不会产生间隙，能够有效地防止高压流体的泄漏。另外，此时，高压流体在活塞和第2贯通孔的微小的间隙流动。因此，活塞环被按压向第1开口侧。因此，在该涡旋压缩机中，在被导入到流体导入管内部的流体施加的压力比施力部件每单位面积施加的作用力大的情况下，能够有效地抑制该高压流体流入由第1涡旋部件和第2涡旋部件形成的压缩室。因此，在该涡旋压缩机中，能够抑制通常运转时(吸入容积为100％的运转时)的能力下降。
本发明的第2方面的涡旋压缩机，是在第1方面发明的基础上，第1涡旋部件还包括与第1贯通孔连通的第3贯通孔。另外，该第3贯通孔使第1贯通孔和涡旋压缩机的低压空间连通。而且，对于活塞而言，在被导入到气体制冷剂导入管内部的流体施加的压力比施力部件每单位面积施加的作用大的情况下，该活塞处于遮蔽第1开口并且遮蔽第2贯通孔的活塞侧的开口的状态，在被导入到流体导入管内部的流体施加的压力比施力部件每单位面积施加的作用小的情况下，该活塞处于间隙空间与第2贯通孔连通的状态。
对于本发明的涡旋压缩机，在被导入到流体制冷剂导入管内部的流体施加的压力比施力部件每单位面积施加的作用力大的情况下，能够有效地制其高压流体向由第1涡旋部件和第2涡旋部件形成的压缩室的流入。因此，利用该涡旋压缩机能够抑制通常运转时(吸入容积为100％的运转时)的能力下降。
附图说明
图1是第1实施方式的涡旋压缩机的纵剖面图；
图2是图1的II-II剖面图；
图3是吸入容积调节机构的纵剖面图；
图4是静涡旋盘的底面图；
图5是表示静涡旋盘的组件的纵剖面图；
图6是构成吸入容积调节机构的压缩螺旋弹簧的纵剖面图；
图7(a)是构成吸入容积调节机构的活塞的纵剖面图，(b)是(a)所示的活塞的III-III剖面图；
图8是活塞环的外观立体图；
图9是表示调节运转时的活塞的状态的纵剖面图；
图10是表示通常运转时的活塞的状态的纵剖面图；
图11是表示压缩机构的第一阶段的状态的横剖面图；
图12是表示压缩机构的第二阶段的状态的横剖面图；
图13是表示压缩机构的第三阶段的状态的横剖面图；
图14是表示压缩机构的第四阶段的状态的横剖面图；
图15是表示压缩机构的第五阶段的状态的横剖面图；
图16是表示压缩机构的第六阶段的状态的横剖面图；
图17是第1实施方式的变形例的压缩机构的横剖面图；
图18是第2实施方式的吸入容积调节机构的纵剖面图；
图19是表示第3实施方式的压缩机构的第一阶段的状态的横剖面图；
图20是表示第3实施方式的压缩机构的第二阶段的状态的横剖面图。
图中符号说明
1：涡旋压缩机
10：壳体(casing)
20：压缩机构
21：静涡旋盘(静涡盘、fixed scroll)(第1涡旋部件)
21a：端板(end plate)
21b：涡旋齿(wrap)
21c：缘部(最外壁)
22：动涡旋盘(动涡盘、movable scroll)(第2涡旋部件)
22a：端板(end plate)
22b：涡旋齿
29：吸入口(流体吸入口)
32：连通孔(第1贯通孔)
33：活塞
33c：环状槽
33e：活塞环
33f：贯通孔(第2贯通孔)
35：压缩螺旋弹簧(施力部件)
50：气体制冷剂导入管(流体流入管)
SP：间隙空间
具体实施方式
-第1实施方式-
第1实施方式的高压圆顶型(穹式)涡旋压缩机(the high pressuredome-type scroll compressor)1起到与蒸发器和冷凝器、膨胀机构等一起构成制冷剂回路，压缩该制冷剂回路中的低压气体制冷剂，生成高压气体制冷剂的作用，如图1所示，其主要由密闭圆顶型壳体10、涡旋压缩机构20、吸入容积调节机构30、驱动马达45、曲轴40、下部主轴承48、吸入管14和喷出管15构成。以下，分别对该高压圆顶型涡旋压缩机1的构成零件进行详细说明。
<高压圆顶型涡旋压缩机的构成零件的详细说明>
(1)壳体
如图1所示，壳体10主要包括：大致圆筒状的机身部(trunk shell、机身壳体部)11；覆盖机身壳体部11的上部的碗状的盖部12；和覆盖机身壳体部11的下部的碗状的底部13。另外，机身部11和盖部12、以及机身部12和底部13以不泄漏气体制冷剂的方式密闭地(气密地)焊接成一体。而且，在该壳体10中，主要收容有压缩气体制冷剂的涡旋压缩机构20、配置于涡旋压缩机构20下方的驱动马达45。另外，该涡旋压缩机构20和驱动马达45通过配置成在壳体10内上下方向延伸的曲轴40而相连结。
(2)涡旋压缩机构
如图1所示，涡旋压缩机构20主要包括：外壳23、在外壳23的上方密接(密封接触)配置的静涡旋盘(固定涡旋部件)21、与静涡旋盘21啮合的动涡旋盘(可动涡旋部件)22、和防止动涡旋盘22自转的欧氏环(oldham ring、十字连接环)24。以下，分别对该涡旋压缩机构20的构成零件进行详细说明。
a)外壳
如图1所示，外壳23主要由凸缘部23a、主体部23b和轴承部23c构成，主体部23b与壳体10的机身部11嵌合而接合。凸缘部23a在主体部23b的上端从主体部23b向径向外侧突出。轴承部23c与主体部23b相比，形成为小径(小直径)，并从主体部23b的下面向下方突出。该轴承部23c经由滑动轴承23d，旋转自如地支承曲轴40的主轴部41。
b)静涡旋盘
如图1所示，静涡旋盘21主要由形成为大致圆板状的端板21a、形成于端板21a下面的涡卷状(渐开线状(involute)、涡形状)的涡旋齿21b、缘部21c构成。
在端板21a上形成有与由静涡旋盘21和动涡旋盘22形成的压缩室连通的喷出通路26、与喷出通路26连通的扩大凹部21g、用于构成吸入容积调节机构30所需要的连通孔32。喷出通路26在端板21a的中央部分以上下方向延伸的方式形成。扩大凹部21g为在端板21a的上面开口的凹部。而且，在静涡旋盘21的上面，通过螺栓(未图示)联结固定有盖体27，以堵塞该扩大凹部21g。而且，通过在扩大凹部21g覆盖盖体27，形成喷出空间28。另外，端板21a和盖板27经由未图示的填充剂(packing)密封而被封闭。另外，从上述喷出空间28喷出来的气体制冷剂通过形成于静涡旋盘21和外壳23的气体通路(未图示)，被导向外壳23下方的高压空间16，然后从喷出管15被喷向壳体10外。另外，在壳体10内，外壳23下方的空间为高压空间16，壳体上方的空间(压缩机构20周围的空间)为低压空间。连通孔32为沿端板21a的板厚方向贯通端板21a的孔，由大径孔部(大直径孔部)32a和小径孔部(小直径孔部)32b构成。大径孔部32a在端板21a的上面开口，小径孔部32b在位于从静涡旋盘21的涡卷槽(spiral groove、螺旋槽)21g的卷绕终端进入规定距离内侧的部位的涡卷槽21g的底面开口。另外，该小径部32b的涡卷槽底面的开口为具有比动涡旋盘22的涡旋齿22b的厚度大的直径的圆形的孔。另外，在后面详细叙述吸入容积调节机构30。
涡旋齿21b与动涡旋盘22的涡旋齿22b相比，涡卷的卷数长大约1/2卷绕量(半圈)(即，形成非对称涡卷结构)。但是，在该涡旋齿21b的最外周的一卷量不形成外周面，在其范围内，涡旋齿21b与固定涡卷21的缘部21c连接。而且，固定侧涡旋齿21b的卷绕终端以外周侧端部和比其长一卷量地卷绕的部位的内周侧端部相向的形状终结，可动侧涡旋齿22b的外周侧端部(卷绕终端)位于该固定侧涡旋齿21b的卷绕终端附近。
缘部21c由从端板21a的外周缘部向下方延伸的壁状的部分、和从其壁上部分的下端部向径方向外侧突出且螺栓联接在外壳23的凸缘部23a上面的凸缘状的部分构成。
另外，该静涡旋盘21在涡旋齿21b的卷绕终端附近形成有吸入口29。而且，在该吸入口29嵌合有吸入管14。另外，在该吸入口29设有逆止阀(未图示)。该逆止阀只允许制冷剂向通过静涡旋盘21和动涡旋盘22形成的压缩室流入，阻止制冷剂逆向流动。
c)动涡旋盘
如图1所示，动涡旋盘26主要包括：形成为大致圆板状的端板22a、形成于端板22a上面的涡卷状(渐开线状)的涡旋齿22b、形成于端板22a下面的轴承部22c、和形成于端板22a的两端部的槽部22e。
端板22a位于设在外壳23的上端面的第1凹部23e内。
轴承部22c位于设于外壳23的主体部23b的第2凹部23f内。
涡旋齿22b与静涡旋盘21的涡旋齿21b啮合。其结果是，在两涡旋齿21b、22b的接触部之间，如图2所示，形成多个压缩室25a、25b。另外，在本实施方式中，为了说明上的便利，将在静涡旋盘21的涡旋齿21b的内周面和动涡旋盘22的涡旋齿22b的外周面之间形成的压缩室25a称作“第1压缩室”，将在静涡旋盘21的涡旋齿21b的外周面和可动侧涡旋齿22b的内周面之间形成的压缩室25b称作“第2压缩室”。另外，在涡旋压缩机构20中，第1压缩室25a和第2压缩室25b分别形成多个。另外，在本实施方式中，涡旋齿21b的卷绕数比动涡旋盘22的涡旋齿22b的卷绕数多。因此，第1压缩室25a的最大容积比第2压缩室25b的最大容积大。而且，在轴承部22c经由滑动轴承22d插入曲轴40的偏心部42。在槽部22e嵌入欧氏环24。另外，欧氏环24嵌入形成于外壳23的欧氏槽(Oldham grooves、十字槽)(未图示)，因此动涡旋盘22经由欧氏环24支承在外壳23上。而且，动涡旋盘22通过如此装入涡旋压缩机构20，不进行自转，而是以主轴部41的轴心为中心随曲轴40的旋转在外壳23内进行公转。另外，动涡旋盘22的公转半径与偏心部42的偏心量、即从主轴部41的轴心到偏心部42的轴心的距离相等。而且，压缩室25a、25b随着可动涡旋22的公转，容积逐渐向中心收缩。在本实施方式的高压圆顶型涡旋压缩机1中，就这样压缩气体制冷剂。
d)欧氏环(Oldham Ring)
欧氏环24，如上所述，是用于防止动涡旋盘22的自转运动的部件，嵌入在形成于外壳23的欧氏槽(未图示)。另外，该欧氏槽为长圆形状的槽，在外壳23上配设在彼此对向的位置。
(3)吸入容积调节机构
吸入容积调节机构30是通过调节压缩机构20的吸入行程的压缩室25a、25b的吸入关闭位置(吸入行程结束、压缩形成开始的位置)，来调节吸入容积的机构，如图3所示，其主要包括：在静涡旋盘21的端板21a上形成的连通孔32；内部空间与连通孔32连通的气体制冷剂导入管50；具有容纳气体制冷剂导入管50的端部的开口并且支承气体制冷剂导入管50且覆盖连通孔32的上侧的盖体27；插入连通孔32的活塞33；对活塞33向气体制冷剂导入管侧施力的压缩螺旋弹簧35；和切换“通过气体制冷剂导入管50对活塞33施加低压压力的状态”和“通过气体制冷剂导入管X抵抗压缩螺旋弹簧35每单位面积施加的作用力而向活塞33施加高压压力的状态”的切换阀36。
如图7所示，活塞33主要包括：与小径孔部32b嵌合的尺寸的插塞部(plug portion)33a；直径比插塞部33a大且在外周侧安装压缩螺旋弹簧35的弹簧座部33b；直径比弹簧座部33b大的封闭安装部33c；形成于密封安装部33c的外周的圆环状的密封安装槽33d；和在密封安装部33c的上端面和密封安装槽33d的底面开口的贯通孔33f。另外，在密封安装槽33d中安装有如图8所示的树脂制的活塞环33e。另外，该活塞环33e的开口，如图8所示，不是直角开口，而是形成阶梯开口。而且，该活塞33通过压缩螺旋弹簧35和切换阀36能够在开放连通孔32的开放位置和闭锁(封闭)连通孔32的闭锁位置移动。另外，贯通孔33f，如图7所示，由沿活塞33的中心轴形成的纵孔33g、从纵孔的下端向半径方向外周侧延伸的四个横孔33h构成。
该吸入容积调节机构30通过采用这样的构成，能够将第1压缩室25a和第2压缩室25b切换成连通状态和遮断状态。具体地说，在通过切换阀36对活塞33的后端面(上端面)施加有低压压力的状态下，与向下按压活塞33的力相比，压缩螺旋弹簧35向上按压活塞33的力更大，如图3和图9所示，上述连通孔32打开，其结果是，在活塞33下部形成间隙空间SP，第1压缩室25a和第2压缩室25b成为连通状态(参照图3)。另一方面，通过切换阀36对活塞33的后端面施加有高压压力的状态下，向下按压活塞33的力比通过压缩螺旋弹簧35向上按压活塞33的力更大，如图10所示，闭塞连通孔32，第1压缩室25a和第2压缩室25b成为遮蔽状态。另外，在遮蔽状态下，按设计值的吸入容积(suction capacity)压缩制冷剂。另外，以下将在该状态下的运转称作“通常运转”。另外，在通常运转状态下，以比设计值少的吸入容积压缩制冷剂。另外，以下将在该状态下的运转称作“调节运转”。另外，在本实施方式中，进行调节运转时，驱动马达45的转速度高于通常运转时的驱动马达45的转速。
(4)驱动马达
在本实施方式中，驱动马达45为通过变换器控制而能够可变调节转速的无刷DC马达，主要包括：固定在壳体10的内壁面的环状的定子46、和以微小的间隙(空气隙通路)旋转自如地收容于定子46的内侧的转子47。而且，该驱动马达45配置成在定子46上侧形成的线圈末端46a的上端位于与外壳23的轴承部23c的下端大致相同高度的位置。
定子46在齿部(tooth portion)卷绕有铜线，在上方和下方形成有线圈末端46a。
转子47经由以上下方向延伸的方式配置于机身部11的轴心的曲轴40，与涡旋压缩机构20的动涡旋盘22连结。而且，曲轴40随该转子47的旋转而进行旋转。
(5)曲轴
曲轴40以上下方向延伸的方式配置于机身部11的轴心。该曲轴40主要由主轴部41和偏心部42构成。偏心部42与主轴部41相比形成为小径，形成于主轴部41的上端部。而且，该偏心部42相对于主轴部41的轴心只偏心规定尺寸。
另外，在曲轴40的内部形成有上下方向延伸的给油通路。另外，在主轴部41的下端部设有给油泵43。通过该给油泵43，冷冻机油从壳体10的底部被吸上，其冷冻机油通过曲轴40的给油通路向压缩机构20的滑动部、曲轴40的轴承部而被供给。
(6)下部主轴承
下部主轴承48配设在驱动马达45下方的下部空间。该下部主轴承45固定于壳体10的机身部11，并且经由滑动轴承48a旋转自如地支承曲轴40的主轴部41的下端部。
(7)吸入管
吸入管14用于将制冷剂回路的制冷剂导向涡旋压缩机构15，其贯通壳体10的盖部12，嵌入静涡旋盘21。
(8)喷出管
喷出管15用于将壳体10内的制冷剂喷向壳体10外，其贯通壳体10的机身部11，并被安装于机身部11。另外，该喷出管15以端部位于壳体10内的压缩机构20和驱动马达45之间的方式配置。
<高压圆顶型涡旋压缩机的运转动作>
若驱动马达45被驱动，则曲轴40进行旋转，动涡旋盘22相对于静涡旋盘21进行公转。此时，动涡旋盘22被欧氏环24阻止自转。而且，压缩室25a、25b的容积随动涡旋盘22的公转而周期性反复进行增减。在压缩室25a、25b中，当与吸入口29连通的部分的容积增大时，制冷剂回路的制冷剂从吸入管14通过吸入口29被吸入到压缩室25a、25b，在关闭吸入侧的部分的容积减少时，制冷剂被压缩。另外，此时第1压缩室25a和第2压缩室25b分别间断性地与吸入口29连通。另外，第1压缩室25a和第2压缩室25b分别间断性地与喷出通路26连通。而且，被压缩的制冷剂通过喷出通路26从喷出空间28喷出。从喷出空间28喷出来的制冷剂其后通过未图示的气体通路，流入外壳23下方的高压空间16，然后从喷出管15被供给至制冷剂回路的冷凝器。
(1)通常运转时的压缩机构的动作
在此，参照图11～图16，对通常运转时的压缩机构20的制冷剂吸入动作和制冷剂压缩动作进行说明。在通常运转中，活塞33位于闭锁位置，闭锁连通孔32，第1压缩室25a和第2压缩室25b成为遮断状态。另外，在图11～图16中，将压缩机构20的动作状态分六个阶段表示。另外，在这些图表示出动涡旋盘22沿顺时针方向以规定的角度间隔进行公转的样态。
首先，在第1阶段(参照图11)，动涡旋盘22的涡旋齿22b的卷绕终端位于静涡旋盘21的涡旋齿21b之间，最外周的第1压缩室25a-0和第2压缩室25b-0双方与吸入口29连通，成为低压侧被开放的状态。另外，在图的中心线Y上的点P1，可动侧涡旋齿22b的外周面和固定侧涡旋齿21b的内周面实质上接触(另外，在此所说的“接触”意味着有微米级(精密级、micron-order)的间隙，但由于形成油膜，所以不存在制冷剂泄漏的问题的状态)，位于比其接触位置(液封点(seal point))P1更靠内周侧(涡卷的卷绕开始测)的第1压缩室25a-1已经进入压缩行程。
当动涡旋盘22继续沿顺时针方向进行公转，从第1阶段转至第2阶段(参照图12)时，动涡旋盘22的涡旋齿22b的卷绕终端的内周面与静涡旋盘21的涡旋齿21b的外周面接触，其接触位置(液封点)P2成为第2压缩室25b-1的吸入关闭位置。此时，最外周的第1压缩室25a-0为容积扩大的吸入行程的中途，还未形成卷绕终端侧的液封点。
当动涡旋盘22继续沿顺时针方向进行公转，从第2阶段转至第三阶段(参照图13)时，第2压缩室25b-1的容积缩小，制冷剂的压缩行程开始，最外周的第1压缩室25a-0的容积进一步扩大，进入制冷剂的吸入行程。
当动涡旋盘22继续沿顺时针方向进行公转，从第三阶段转至第四阶段(参照图14)时，第2压缩室25b-1的压缩行程、以及最外周的第1压缩室25a-0的吸入行程继续进行。另外，此时相对于已经在压缩中途的第2压缩室25b-1，在涡卷的卷绕终端侧形成新的第2压缩室25b-0，于是，吸入行程开始。
当动涡旋盘22继续沿顺时针方向进行公转，从第四阶段转至第五阶段(参照图15)时，最外周的第2压缩室25b-0的吸入行程继续进行，而动涡旋盘22的涡旋齿22b的卷绕终端的外周面与静涡旋盘21的涡旋齿21b的内周面接触，其接触位置(液封点)P1成为第1压缩室25a-1的吸入关闭位置。
当动涡旋盘22继续沿顺时针方向进行公转，从第五阶段转至第六阶段(参照图16)时，在第五阶段形成的第1压缩室25a-1的压缩行程继续，并且最外周的第2压缩室25b-0的吸入行程继续。而且，当动涡旋盘22从该阶段继续沿顺时针方向进行公转时，返回第1阶段，在压缩中途的第1压缩室25a-1的外周侧(涡卷的卷绕终端侧)形成新的第1压缩室25a-0。而且，第1压缩室25a-2和第2压缩室25b-2向最内周侧移动，容积变成最小时，与喷出口26连通，充分被压缩的制冷剂从压缩机构20喷出。
(2)调节运转时的压缩机构的动作
在此，同样参照图11～图16，对调节运转时的压缩机构20的制冷剂吸入动作和制冷剂压缩动作进行说明。在调节运转中，活塞33位于开放位置，连通孔32的小径部32b被开放，第1压缩室25a和第2压缩室25b成为连通状态。
首先，在第1阶段(参照图11)中，与通常运转时相同，动涡旋盘22的涡旋齿22b的卷绕终端位于静涡旋盘21的涡旋齿21b之间，最外周的第1压缩室25a-0和第2压缩室25b-0双方与吸入口29连通，成为低压侧被开放的状态。但是，在调节运转中，该第1压缩室25a-1经由连通孔32与位于吸入行程中途的最外周的第2压缩室25b-0连通。因此，第1压缩室25a-1仍是吸入关闭位置时的状态，与第2压缩室25b-0一样，位于吸入行程的中途阶段。
当动涡旋盘22继续沿顺时针方向进行公转，从第1阶段转至第2阶段(参照图12)时，静涡旋盘21的涡旋齿21b的内周面与动涡旋盘22的涡旋齿22b的外周面的接触点P1变位到通过连通孔32之后的位置。因此，此时的接触位置(液封点)P1成为第1压缩室25a-1的吸入关闭位置。另一方面，在该状态下，在通常运转时，关闭的最外周的第2压缩室25b-1通过连通孔32与形成于进入了压缩行程的第1压缩室25a-1的涡卷外周侧的最外周的第1压缩室25a-0连通。而且，由于该最外周的第1压缩室25a-0为吸入行程的中途，所以第2压缩室25b-1为吸入关闭之前。另外，该状态在第三阶段(参照图13)和第四阶段(参照图14)也相同，第2压缩室25b-1在吸入关闭前的状态下，还没有形成卷绕终端侧的液封点。另外，此时，最外周的第1压缩室25a-0也为吸入行程的中途。另外，在第四阶段中，在第2压缩室25b-1的涡卷外周侧开始形成新的第2压缩室25b-0。
当动涡旋盘22继续沿顺时针方向进行公转，从第四阶段转至第五阶段(参照图15)时，静涡旋盘21的涡旋齿21b的外周面和动涡旋盘22的涡旋齿22b的内周面的接触点P2通过连通孔32。因此，此时的接触点P2成为第2压缩室25b-1的液封点，开始第2压缩室25b-1的压缩行程。另外，在通常运转时，在该状态下，最外周的第1压缩室25a-1成为关闭状态，但在调节运转时，最外周的第1压缩室25a-1通过最外周的第2压缩室25b-0与低压侧连通。因此，第1压缩室25a-1还在吸入行程的中途。另外，该状态在第六阶段(参照图16)和第1阶段(参照图11)也一样。
这样，当开放连通孔32时，第1压缩室25a和第2压缩室25b双方的吸入容积比通常运转时小。其结果是，调节运转时比通常运转时相比，气体循环量小，成为低能力运转。另外，在本实施方式中，在进行调节运转的情况下，驱动马达45的转速设定成比通常运转时高。因此，也能够保持通常运转时的能力与调节运转时的能力相同。
<第1实施方式的高压圆顶型涡旋压缩机的特征>
在本实施方式的高压圆顶型涡旋压缩机1中，在吸入容积调节机构30中，活塞33上形成有密封安装槽33d和贯通孔33f，而且，在密封安装槽33d中嵌入有阶梯开口的活塞环33e。因此，在该涡旋压缩机1中，当被导入到气体制冷剂导入管50内部的气体制冷剂施加的压力比对活塞33施加作用力的压缩螺旋弹簧35每单位面积所施加的作用力大时，高压气体制冷剂通过活塞33的贯通孔33f将活塞环33e按压向贯通孔33f的壁。此时，活塞环33e微微扩张，但由于开口具有阶梯结构，所以能够有效抑制高压流体的泄漏。另外，高压气体制冷剂导入当初，高压气体制冷剂在活塞33和静涡旋盘21的连通孔32的微小的间隙流动。因此，活塞环33e被按压向压缩室侧。因此，在该涡旋压缩机1中，在被导入到气体制冷剂导入管50内部的高压气体制冷剂施加的压力比压缩螺旋弹簧35每单位面积所施加的作用力大的情况下，能够有效抑制其高压流体流入压缩室25a、25b。因此，该涡旋压缩机1能够抑制通常运转时的能力下降。
<第1实施方式的变形例>
(A)
在第1实施方式的高压圆顶型涡旋压缩机1中，静涡旋盘21的涡旋齿21b与动涡旋盘22的涡旋齿22b相比，涡卷的卷绕数长大约1/2卷绕量，但是如图17所示，静涡旋盘21的涡旋齿21b的卷绕数与动涡旋盘22的涡旋齿22b的卷绕数相等也没关系。另外，在该情况下，运转动作与图11～图16的例子相同。
(B)
在第1实施方式的高压圆顶型涡旋压缩机1中，只在静涡旋盘21的涡卷槽的外周侧一卷的范围内的一个部位设有连通孔32的小径孔部32b的开口，但是也可以在多个部位设置连通孔32的开口。另外，在该情况下，也可以形成多个与其开口对应的连通孔。如果这样，则能够阶段性地调节压缩机构20的吸入容积。因此，根据制冷剂回路的运转条件，能够进行更细致的控制。
(C)
在第1实施方式中，作为一例，对具有安装有静涡旋盘21和动涡旋盘22的涡旋压缩机构20的涡旋压缩机进行了说明，但本发明也可以应用于两齿类型的涡旋压缩机、双方的涡旋部件进行旋转类型的涡旋压缩机。
(D)
在第1实施方式的高压圆顶型涡旋压缩机1中，形成于静涡旋盘21的连通孔32由大径孔部32a和小径孔部32b构成，但连通孔并不仅限于这样的形状，也可以成形为适宜的形状。
-第2实施方式-
第2实施方式的高压圆顶型涡旋压缩机1除吸入容积调节机构外，其余的与第1实施方式的高压圆顶型涡旋压缩机1相同。因此，在此主要仅对吸入容积调节机构进行说明。
第2实施方式的吸入容积调节机构130在第1实施方式的吸入容积调节机构30的构成要素的基础上，还设有将低压空间17和小径孔32b连通的泄露孔(leak hole)132。在本实施方式中，吸入容积调节机构130通过如此构成，在调节运转时第1压缩室25a和第2压缩室25b彼此连通，并且第1压缩室25a和第2压缩室25b与低压空间17连通。另外，在通常运转时，第1压缩室25a和第2压缩室25b被遮断，并且第1压缩室25a和第2压缩室25b被低压空间17遮断。
<第2实施方式的变形例>
(A)
在第2实施方式的高压圆顶型涡旋压缩机1中，低压空间17和小径孔部32b通过泄露孔132连通，但泄露孔也可以以连通压缩机构20的吸入侧的配管和小径孔部32b的方式形成，在设有吸入空间时，也可以以连通其吸入空间和小径孔部32b的方式形成。
(B)
在第2实施方式的高压圆顶型涡旋压缩机1中，调节运转时以第1压缩室25a和第2压缩室25b彼此连通，并且第1压缩室25a和第2压缩室25b与低压空间17连通的方式形成有连通孔32和泄露孔132，但也可以在调节运转时以第1压缩室25a和第2压缩室25b的一方与低压空间17连通的方式形成有连通孔32和泄露孔132。
-第3实施方式-
在第3实施方式的高压圆顶型涡旋压缩机1中，除连通孔外，其余的与第1实施方式的高压圆顶型涡旋压缩机1相同。因此，在此仅对连通孔进行说明。
第3实施方式的连通孔132a、132b如图19所示形成有两个，一个形成为第1压缩室25a用，另一个形成为第2压缩室25b用。另外，在此符号132a所示的连通孔(以下，称作“第1连通孔”)为第1压缩室25a用的连通孔，符号132b所示的连通孔(以下，称作“第2连通孔”)为第2压缩室25b用的连通孔。另外，在本实施方式中，这些连通孔132a、132b为彼此独立的孔。另外，这些连通孔132a、132b的开口如图19所示为圆弧形状，第1连通孔132a的开口沿静涡旋盘21的涡旋齿21b的内周面，第2连通孔132b的开口沿静涡旋盘21的涡旋齿21b的外周面。
这种情况下，吸入容积调节机构只要是与第1实施方式的吸入容积调节机构30相同的机构即可。只是，活塞33的形状必须适合各连通孔132a、132b。
在本实施方式中，通常运转时与第1实施方式和第2实施方式相同，在涡卷的卷绕终端侧离开的涡旋齿21b、22b彼此实质上接触，形成有液封点的位置成为吸入关闭的位置，在该时刻，形成第1压缩室25a和第2压缩室25b。
另一方面，在调节运转时，第1压缩室25a和第2压缩室25b在两涡旋齿21b、22b的接触位置通过连通孔132a、132b的开口所处的位置前，均不关闭压缩室25a、25b。即，第1压缩室25a和第2压缩室25b一方在接触位置通过连通孔132a、132b的开口之前，接触位置的内周侧的部分经由外周侧的部分成为与压缩机构20的吸入侧连通的状态，接触位置通过连通孔132a、132b的开口之后的位置成为吸入关闭的位置。参照图19和图20，做进一步的具体说明，在图19所示的阶段中，通常运转时关闭的第2压缩室25b-1在调节运转中不关闭。另外，在图20所示的阶段中，通常运转时关闭的第1压缩室25a-1与图19所示的阶段相同，在调节运转时不关闭。
因此，该本实施方式的涡旋压缩机也能够调节吸入容积的大小。
<第3实施方式的变形例>
(A)
在第3实施方式的涡旋压缩机中，在静涡旋盘的端板上设有第1压缩室25a用的第1连通孔132a、第2压缩室25b用的第2连通孔132b，但也可以以只减小第1压缩室25a的吸入容积的方式只形成第1压缩室25a用的连通孔132a。据此，能够减小第1压缩室25a和第2压缩室25b的气体的压力差。因此，能够减小气体负荷的不平衡或涡卷的自转转矩的变动引起的振动影响。
(B)
在第三实施方式中，虽然没有特别提到，但气体负荷的平衡为第1压缩室25a和第2压缩室25b的相对关系。因此，也可以将第2压缩室25b的吸入容积的调节位置移到比第1压缩室25a的吸入容积更靠涡卷的外周侧(卷绕终端侧)，以便能够调节第1压缩室25a和第2压缩室25b双方的吸入容积。
产业上的可利用性
本发明的涡旋压缩机具有如下特征，在被导入到流体导入管内部的流体施加的压力比施力部件每单位面积所施加的作用力大的情况下，也能够防止其高压流体向由第1涡旋部件部件和第2涡旋部件部件形成的压缩室泄漏，尤其是，对作为面向更新需要的涡旋压缩机有用。

Claims (2)

1.一种涡旋压缩机(1)，其特征在于，包括：第1涡旋部件(21)、第2涡旋部件(22)、壳体(10)、流体导入管(50)、活塞(33)和阶梯开口的活塞环(33e)，其中，
所述第1涡旋部件(21)包括：第1平板部(21a)；从所述第1平板部的第11板面向与所述第11板面大致垂直的方向保持涡卷形状延伸的第1涡卷壁部(21b)；在所述第1涡卷壁部的卷绕终端附近形成的流体吸入口(29)；和第一贯通孔(32)，该第一贯通孔(32)从第1开口开始延伸贯通所述第1平板部，所述第1开口开设于夹在所述第1涡卷壁部的最外壁(21c)和与所述最外壁相对的内周壁之间、并位于距离所述流体吸入口规定长度位置的第11板面部分处，
所述第2涡旋部件(22)包括：第2平板部(22a)；和第二涡卷壁部(22b)，该第二涡卷壁部(22b)从所述第2平板部的第21板面向与所述第21板面大致垂直的方向保持涡卷形状延伸且与所述第1涡卷壁部啮合，
所述壳体(10)收容所述第1涡旋部件和所述第2涡旋部件，
所述流体导入管(50)从所述第1贯通孔的所述第1开口的相反侧所形成的开口贯通所述壳体而延伸，该所述流体导入管(50)的内部空间与所述第1贯通孔连通，
所述活塞(33)在所述第1贯通孔内通过施力部件(35)对流体导入管侧施加作用力，该活塞(33)具有形成于其侧面的环状槽(33d)、和在所述流体导入管侧的端面以及所述环状槽的底面开口的第2贯通孔(33f)，在被导入到所述流体导入管内的流体施加的压力比所述施力部件每单位面积施加的作用力大的情况下，所述活塞处于遮蔽所述第1开口的状态，在被导入到所述流体导入管内的流体施加的压力比所述施力部件每单位面积施加的作用力小的情况下，所述活塞处于在所述第1开口的上部形成有间隙空间(SP)的状态，
所述阶梯开口的活塞环(33e)被嵌入在所述活塞的环状槽内。
2.如权利要求1所述的涡旋压缩机，其特征在于：
所述第1涡旋部件还包括与所述第1贯通孔连通的第3贯通孔(132)，
所述活塞，在被导入到所述流体导入管内的流体施加的压力比所述施力部件每单位面积施加的作用力大的情况下，所述活塞处于遮蔽所述第1开口并且遮蔽所述第3贯通孔的所述活塞侧的开口的状态，在被导入到所述流体导入管内的流体施加的压力比所述施力部件每单位面积施加的作用力小的情况下，所述活塞处于所述间隙空间与所述第3贯通孔连通的状态。
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Cited By (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN104912795A (zh) * 2014-03-10 2015-09-16 珠海格力节能环保制冷技术研究中心有限公司 变容量涡旋压缩机
CN105275804A (zh) * 2015-10-15 2016-01-27 珠海格力节能环保制冷技术研究中心有限公司 涡旋压缩机的变容机构及涡旋压缩机
CN105317675A (zh) * 2014-06-30 2016-02-10 珠海格力节能环保制冷技术研究中心有限公司 变容量涡旋压缩机
WO2021120656A1 (zh) * 2019-12-20 2021-06-24 艾默生环境优化技术(苏州)有限公司 涡旋压缩机
CN114222862A (zh) * 2019-08-30 2022-03-22 大金工业株式会社 涡旋式压缩机

Families Citing this family (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP5357800B2 (ja) 2009-02-12 2013-12-04 キヤノン株式会社 電子機器およびその制御方法
US20150004039A1 (en) * 2013-06-28 2015-01-01 Emerson Climate Technologies, Inc. Capacity-modulated scroll compressor
US20160017894A1 (en) * 2014-07-15 2016-01-21 Borgwarner Inc. Coolant pump with heat sinking to coolant
DE102015207909A1 (de) * 2015-04-29 2016-11-03 Mahle International Gmbh Axialkolbenmaschine
WO2019138553A1 (ja) * 2018-01-12 2019-07-18 日立ジョンソンコントロールズ空調株式会社 スクロール圧縮機
WO2021088467A1 (zh) * 2019-11-04 2021-05-14 艾默生环境优化技术(苏州)有限公司 涡旋压缩机
KR20220015237A (ko) * 2020-07-30 2022-02-08 엘지전자 주식회사 스크롤 압축기

Family Cites Families (14)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS5743369U (zh) 1980-08-22 1982-03-09
JPH0361681A (ja) 1989-04-07 1991-03-18 Fuji Electric Co Ltd 冷凍機の圧縮機
JPH03189382A (ja) 1989-12-19 1991-08-19 Tokico Ltd 往復動圧縮機
JP2890174B2 (ja) 1995-03-31 1999-05-10 東京瓦斯株式会社 高圧ガス圧縮機用ピストン
JPH1037857A (ja) 1996-07-23 1998-02-13 Tokico Ltd 往復動圧縮機
JP3874469B2 (ja) * 1996-10-04 2007-01-31 株式会社日立製作所 スクロール圧縮機
EP0903490B1 (en) * 1997-03-25 2003-09-24 Isuzu Motors Limited Injector
US6146119A (en) * 1997-11-18 2000-11-14 Carrier Corporation Pressure actuated seal
JP4193333B2 (ja) 2000-06-02 2008-12-10 株式会社Ｉｎａｘ 一軸型バルブ
KR100557057B1 (ko) * 2003-07-26 2006-03-03 엘지전자 주식회사 용량 조절식 스크롤 압축기
KR100664058B1 (ko) * 2004-11-04 2007-01-03 엘지전자 주식회사 스크롤 압축기의 용량 가변장치
JP4488222B2 (ja) * 2005-05-20 2010-06-23 株式会社富士通ゼネラル スクロール圧縮機
JP2007154761A (ja) 2005-12-05 2007-06-21 Daikin Ind Ltd スクロール圧縮機
JP2007154762A (ja) 2005-12-05 2007-06-21 Daikin Ind Ltd スクロール圧縮機

Cited By (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN104912795A (zh) * 2014-03-10 2015-09-16 珠海格力节能环保制冷技术研究中心有限公司 变容量涡旋压缩机
CN105317675A (zh) * 2014-06-30 2016-02-10 珠海格力节能环保制冷技术研究中心有限公司 变容量涡旋压缩机
CN105317675B (zh) * 2014-06-30 2017-11-14 珠海格力节能环保制冷技术研究中心有限公司 变容量涡旋压缩机
CN105275804A (zh) * 2015-10-15 2016-01-27 珠海格力节能环保制冷技术研究中心有限公司 涡旋压缩机的变容机构及涡旋压缩机
US10941774B2 (en) 2015-10-15 2021-03-09 Gree Electric Appliances, Inc. Of Zhuhai Variable-capacity mechanism of scroll compressor and scroll compressor
CN114222862A (zh) * 2019-08-30 2022-03-22 大金工业株式会社 涡旋式压缩机
WO2021120656A1 (zh) * 2019-12-20 2021-06-24 艾默生环境优化技术(苏州)有限公司 涡旋压缩机

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Publication number Publication date
EP2177763A1 (en) 2010-04-21
EP2177763A4 (en) 2014-10-29
US8622723B2 (en) 2014-01-07
WO2009014128A1 (ja) 2009-01-29
JP2009030469A (ja) 2009-02-12
US20100189585A1 (en) 2010-07-29

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