CN101900115A - 涡旋压缩机 - Google Patents

Abstract

通过使设于涡旋构件的背面的背压室的压力稳定化，减小为了将一方的涡旋构件推压在另一方的涡旋构件而施加的力的变动，实现涡旋压缩机的高效率化。在一方的涡旋构件的齿根，在面对两系统的压缩室的那样的位置设置背压连通道的压缩室侧连通口，设置了压缩室侧连通口的涡旋构件的内线成为使形成的压缩室的压缩开始先行的齿形。这样，与压缩室侧连通口连通的压缩室的压力变动幅度变小，与此相随的背压的变动幅度变小。通过该背压变动的抑制，对涡旋构件的变形变动进行抑制，通过改善两涡旋构件间的间隙的密封性降低泄漏损失，通过抑制干涉降低摩擦损失，从而提高总绝热效率。

Description

涡旋压缩机

技术领域

本发明涉及由固定或非绕行涡旋构件和绕行涡旋构件对工作流体进行压缩的涡旋压缩机，特别是涉及这样的涡旋压缩机，该涡旋压缩机由至少设于上述一方的涡旋构件的背面的背压室的压力(背压)产生拉近力，该拉近力对抗从压缩的工作流体受到的两涡旋构件的拉开力，通过抑制该背压的变动，提高总绝热效率。

背景技术

上述拉近力基于在上述两涡旋构件中压缩了的工作流体的升压量而产生，所以，为了产生与其对抗的拉近力，背压室的压力(背压)必须在吸入压力以上。以往的涡旋压缩机(这样构成的涡旋压缩机，即，非绕行涡旋构件为固定了的固定涡旋构件，绕行涡旋构件被向固定涡旋构件施力)例如专利文献1那样设置背压连通道，该背压连通道将成为排出压力的压缩机内的工作流体供给到绕行涡旋构件背面的背压室，通过由阀体和推压弹簧构成的差压控制阀使其向压缩室逃逸。结果，上述背压相应于阀装置内的推压弹簧的强度控制为大概比背压连通道开口的压缩室大一定值(以下将该值称为“过中间压值”)的值，设定为比吸入压力高、比排出压力低的中间压力。这样，绕行涡旋构件由作为拉开力和拉近力的矢量和的施加的力推压在固定(非绕行)涡旋构件，继续压缩动作。

[专利文献1]日本特开平11-132164号公报

一般情况下，在涡旋压缩机中，如背压变动，则拉近力变动。另一方面，拉近力不会具有与拉近力的变动相同的变动量，所以，施加的力变动。如施加的力变动，则施加了背压的涡旋构件的变形量变动，所以，分隔压缩室的两涡旋构件间的密封间隙的大小变得不稳定，最大间隙扩大、在最小间隙时产生干涉。密封间隙用供给到压缩室的油填充，从而保持密封性，但如密封间隙的大小不稳定，则即使油存留在密封间隙，在间隙扩大时气体从该间隙流出，所以，密封不完全，泄漏损失增大。另外，上述干涉的产生使得可靠性下降，同时还产生滑动损失增大的问题。出于这样的原因，上述背压的变动导致涡旋压缩机的性能下降。

另一方面，涡旋压缩机为了有效地利用由两涡旋构件形成的工作空间，具有由绕行涡旋的涡旋体(渦卷体)外周侧侧面和非绕行涡旋的涡旋体内周侧侧面形成的非绕行内线侧压缩室(绕行外线侧压缩室)与由绕行涡旋构件的涡旋体内周侧侧面和非绕行涡旋构件的涡旋体外周侧侧面形成的非绕行外线侧压缩室(绕行内线侧压缩室)的双系统的压缩室。

在上述现有技术的背压设定中，将背压控制为比背压连通道开口的压缩室的压力高过与中间压值相当量的值，所以，相应于背压连通道开口的压缩室的压力变动，产生背压变动。为此，基于上述原因，为了提高涡旋压缩机的性能，需要在使背压连通道开口的压缩室的压力变动幅度尽可能地变小的那样的位置设定背压连通道的开口。

另一方面，在上述以往的涡旋压缩机中，非绕行内线侧压缩室和非绕行外线侧压缩室的双系统的压缩室同时地开始压缩，所以，形成于两涡旋构件间的任意的二个压缩室的压力差成为0(两者为按相同时机开始了压缩的压缩室的场合)，或成为绕行涡旋绕行N周的期间的升压量(两者的压缩开始时机存在N周的绕行差的场合)。

为此，在仅连通到单系统的压缩室地配置背压连通路(在固定涡旋构件的齿根，配置成开口部整个区域进入到从固定涡旋构件的涡旋体到绕行涡旋构件的涡旋体的厚度以内的距离)的场合，与上述现有技术相比不能减小所连通的压缩室的压力变化幅度。但是，向吸入室的连通也包含在内，为设置了使压缩室侧开口部连通的压缩室的平均压力为一定的前提条件的场合，如脱离该条件，则通过接近涡旋体的旋绕终点，使压缩室侧开口部连通的压缩室的变动变小的平均压力也降低。然而，在该场合，产生不能确保必要的背压水平的情形。为此，在使压缩室侧开口部接近旋绕终点时存在极限。

该压力变化幅度，原理上为绕行涡旋构件绕行一周(绕行2×π弧度)时的压力变化幅度(实际上，压缩室侧开口部与其相比按与被啮合对方的齿顶遮蔽的角度区间相当的量变窄)。在这里，“啮合”意味着一边传递力一边接触的关系和接近但保持非接触、保持密封性那样的关系。

根据以上原因，在将背压连通道连接到压缩室的以往的涡旋压缩机中，不能充分地抑制开口部面对的压缩室的压力变动，存在由伴随着其产生的背压变动导致压缩机性能下降的问题。

本发明的目的在于获得这样一种涡旋压缩机，该涡旋压缩机使设于涡旋构件的背面的背压室(拉近力产生机构)的压力稳定化，减小把一方的涡旋构件向另一方的涡旋构件推压的施加力的变动，由此能够高效率化。

发明内容

为了解决上述问题，本发明的涡旋压缩机具有绕行涡旋构件、非绕行涡旋构件、压缩室、拉近力施加机构、及涡旋支承构件；该绕行涡旋构件具有端面板和立设于该端面板的涡旋体，且在与该涡旋体进行立设的轴线方向垂直的面内不自转地进行绕行运动；该非绕行涡旋构件具有端面板和立设于该端面板的涡旋体，且至少在与上述轴线方向垂直的面内的方向上的运动大致受到限制；该压缩室使上述两涡旋构件啮合，并由形成于上述非绕行涡旋构件的涡旋体的外周侧侧面的非绕行外线侧压缩室和形成于上述非绕行涡旋构件的涡旋体的内周侧侧面的非绕行内线侧压缩室构成；该拉近力施加机构对抗由该压缩室侧的工作流体的压力产生的将上述两涡旋构件的端面板拉开的方向的拉开力，对各个上述涡旋构件施加将上述两涡旋构件的端面板拉近的方向的拉近力；该涡旋支承构件在各个上述涡旋构件上产生相对于施加力的反力，该施加力为上述拉近力和上述拉开力的矢量和；其特征在于：

设有背压室、背压连通道、排他性连通目的地选择机构、及压缩开始时机调整机构；该背压室位于上述绕行涡旋构件的背面，构成上述拉近力施加机构；

该背压连通道连通上述背压室与上述两压缩室；

该排他性连通目的地选择机构按不同的时机将上述背压连通道分别连接到上述两压缩室；    

该压缩开始时机调整机构为了在上述两压缩室的绝热压缩时使上述背压连通道面对的上述两压缩室的压力范围至少重合一部分，将上述非绕行内线侧压缩室和上述非绕行外线侧压缩室中的闭合开始时机错开。

本发明的涡旋压缩机的特征在于：上述非绕行涡旋构件为固定于静止系统(固定于地面的系统)的固定涡旋构件，上述绕行涡旋构件的涡旋支承构件为上述固定涡旋构件。

另外，本发明的特征在于：上述排他性连通目的地选择机构，在任一方的上述涡旋构件中的端面板的处于上述涡旋体间的齿根部设置上述背压连通道的压缩室侧开口部，该压缩室侧开口部的至少一部分配置在从涡旋体的侧面离开与其啮合的涡旋构件的涡旋体的齿顶宽度以上的距离的位置，另外，具有有借助于啮合的涡旋构件的绕行运动由其涡旋体的齿顶全部遮蔽的时间的形状尺寸。

另外，本发明的特征在于：上述压缩室侧开口部设于上述非绕行涡旋构件。

另外，本发明的特征在于：上述压缩室侧开口部设于上述非绕行涡旋构件，设有压缩室压力抑制机构，该压缩室压力抑制机构对上述压缩室的压力变得比排出压力高这一情形进行抑制，该排出压力为将在上述压缩室内加压了的工作流体向外部导出的排出系内的压力，在上述背压连通道设有背压室压力导入机构和差压控制阀，该背压室压力导入机构向上述背压室导入压力，该差压控制阀在作为上述背压室的压力的背压与上述压缩室的压力的压力差超过规定值时进行开控制。

另外，本发明的涡旋压缩机具有绕行涡旋构件、非绕行涡旋构件、压缩室、拉近力施加机构、及涡旋支承构件；该绕行涡旋构件具有端面板和立设于该端面板的涡旋体，并在与该涡旋体进行立设的轴线方向垂直的面内不自转地进行绕行运动；该非绕行涡旋构件具有端面板和立设于该端面板的涡旋体，且至少在与上述轴线方向垂直的面内的方向上的运动大致受到限制；该压缩室使上述绕行涡旋构件和上述非绕行涡旋构件啮合，并由形成于上述非绕行涡旋构件的涡旋体的外周侧侧面的非绕行外线侧压缩室和形成于上述非绕行涡旋构件的涡旋体的内周侧侧面的非绕行内线侧压缩室构成；该拉近力施加机构对抗由该压缩室侧的工作流体的压力产生的将上述两涡旋构件的端面板拉开的方向的拉开力，对各个上述涡旋构件施加将上述两涡旋构件的端面板拉近的方向的拉近力；该涡旋支承构件在各个上述涡旋构件上产生相对于施加力的反力，该施加力为上述拉近力和上述拉开力的矢量和；其特征在于：

上述非绕行涡旋构件的涡旋支承构件为上述绕行涡旋构件，设有位于上述非绕行涡旋构件的背面、构成上述拉近力施加机构的背压室；向上述背压室导入压力的背压室压力导入机构；及连通上述背压室与上述压缩室的背压连通道，具有按不同的时机与上述绕行外线侧压缩室和上述绕行内线侧压缩室两者连接的排他性连通目的地选择机构，还设有压缩开始时机调整机构，该压缩开始时机调整机构为了在上述两侧压缩室进行了绝热压缩时使上述压缩室侧连通口面对的上述两侧压缩室中的压力变化范围至少重合一部分，将上述非绕行内线侧压缩室和上述非绕行外线侧压缩室中的闭合开始时机错开。

另外，本发明的特征在于：上述排他性连通目的地选择机构，在任一方的上述涡旋构件中的端面板的处于上述涡旋体间的齿根部设置上述背压连通道的压缩室侧开口部，同时，上述压缩室侧开口部的至少一部分配置在从涡旋体的侧面离开与其啮合的涡旋构件的涡旋体的齿顶宽度以上的距离的位置，另外，上述压缩室侧开口部具有这样的形状尺寸，该形状尺寸具有借助于啮合的涡旋构件的涡旋体的绕行运动由其齿顶全部遮蔽的时机。

另外，本发明的特征在于：上述压缩室侧开口部设于上述非绕行涡旋构件。

另外，本发明的特征在于：在上述背压连通道设有压缩室压力抑制机构、背压室压力导入机构、及差压控制阀；该压缩室压力抑制机构对上述压缩室的压力变得比排出压力高这一情形进行抑制，该排出压力为将在上述压缩室内加压了的工作流体向外部导出的排出系内的压力；该背压室压力导入机构向上述背压室导入压力；该差压控制阀在作为上述背压室的压力的背压与上述背压连通道开口的上述压缩室的压力的压力差超过规定值时进行开控制。

另外，本发明的特征在于：上述压缩开始时机调整机构与容积变化率一致机构一起，作为内周侧压缩开始先行机构；该容积变化率一致机构形成为使上述两压缩室相对于绕行角度的容积变化率相同的涡旋体形状；该内周侧压缩开始先行机构使在设置上述压缩室侧连通口的上述涡旋构件的上述涡旋体的内周侧侧面形成的压缩室的闭合开始比在上述同一涡旋体的外周侧侧面形成的压缩室的闭合开始先行。

另外，本发明的特征在于：上述容积变化率一致机构通过使用对称性涡旋体形状而实现，该对称性涡旋体实现这样的对称形状，该对称形状具有上述非绕行外线侧压缩室和上述非绕行内线侧压缩室按同一形状并存的场合；上述内周侧压缩开始先行机构通过相对于同时地开始形成上述非绕行外线侧压缩室和上述非绕行内线侧压缩室的涡旋体，使设置上述压缩室侧连通口的上述涡旋构件的上述涡旋体的内周侧侧面和与其内周侧侧面啮合的未设置上述压缩室侧连通口的上述涡旋构件的上述涡旋体外周侧侧面朝上述涡旋体旋绕终点侧延伸而实现。

另外，本发明的特征在于：将形成上述压缩室的上述涡旋体整个区域形成为以圆的渐开线曲线为截面线的曲面，相对于同时地开始形成上述非绕行外线侧压缩室和上述非绕行内线侧压缩室的涡旋体，将设置上述压缩室侧连通口的上述涡旋构件的上述涡旋体的上述内周侧侧面延伸量和与其内周侧侧面啮合的未设置上述压缩室侧开口部的上述涡旋构件的上述涡旋体的上述外周侧侧面延伸量按渐开线涡旋夹角大致设为180度。

另外，本发明的特征在于：使设置上述压缩室侧开口部的上述涡旋构件的上述涡旋体的内周侧侧面延伸量和与其内周侧侧面啮合的未设置上述压缩室侧连通口的上述涡旋构件的上述涡旋体的上述外周侧侧面延伸量，按渐开线涡旋夹角设为大致比180度大用下式表示的角度α的量。

α≡K·π·β/(V-K·β)[rad]

其中：K≡2·π·ε·a·H[mm³/rad]

π：圆周率

ε：绕行涡旋构件的绕行半径[mm]

a：作为构成涡旋体截面形状的渐开线的缩闭线的圆的半径(基圆半径)[mm]

H：涡旋体的高度[mm]

β：从设置压缩室侧开口部的涡旋构件的内线侧压缩室的闭合开始点到压缩室开口部的涡旋夹角[rad]

V：在设置压缩室侧开口部的涡旋构件的上述内周侧侧面形成的压缩室的闭合开始容积[mm³]

另外，本发明的特征在于：上述压缩室侧开口部设置在比所设置的齿根的宽度中央靠外径侧。

另外，本发明的特征在于：上述闭合开始时机调整机构，使当在上述两侧压缩室进行绝热压缩时面对上述压缩室侧连通口的上述非绕行外线侧压缩室和上述非绕行内线侧压缩室中的基于上述绕行运动的旋转角平均获得的压力平均值大致一致。

另外，本发明的特征在于：上述内周侧闭合开始先行机构，相对于同时开始形成上述非绕行外线侧压缩室和上述非绕行内线侧压缩室的涡旋体，设置在使设置上述压缩室侧开口部的上述涡旋构件的上述涡旋体的内周侧侧面和与其内周侧侧面啮合的未设置上述压缩室侧连通口的上述涡旋构件的上述涡旋体外周侧侧面向绕行运动的方向旋转了的位置。

另外，本发明的特征在于：在上述绕行涡旋构件设置上述压缩室侧连通口，与此相随，上述内周侧压缩开始先行机构使绕行涡旋体的内周侧侧面和固定涡旋体外周侧侧面向绕行运动的方向旋转。

按照本发明，能够减小上述绕行涡旋构件的绕行一周中的、对非绕行涡旋构件的施加力的变动，所以，通过抑制涡旋构件的变形的变动，利用两涡旋构件间的间隙处的密封性改善降低泄漏损失和通过抑制干涉来降低摩擦损失，具有能够获得总绝热效率高的涡旋压缩机的效果。

附图说明

图1为本发明第一实施方式的涡旋压缩机的纵剖视图。

图2(A)为第一实施方式的压缩机构部的放大图(图1的N部)。

图2(B)为第一实施方式的差压控制阀的放大图(图2的U部)。

图3为第一实施方式的供油泵附近的放大图(图1的M部)。

图4为第一实施方式的固定涡旋构件的仰视图。

图5为第一实施方式的绕行涡旋构件的俯视图。

图6为第一实施方式的涡旋旋绕终点部的放大图(图4的Q部)。

图7为第一实施方式的压缩室侧开口部附近的放大图(图4的P1部)。

图8为本发明第二实施方式的压缩室侧开口部附近的放大图(图4的P2部)。

图9为本发明第三实施方式的压缩室侧开口部附近的放大图(图4的P1部)。

图10为本发明第四实施方式的压缩室侧开口部附近的放大图(图4的P2部)。

图11为本发明第五实施方式的涡旋旋绕终点部放大图(图4的Q部)。

图12为本发明第六实施方式的涡旋旋绕终点部放大图(图4的Q部)。

图13为本发明第七实施方式的涡旋压缩机的纵剖视图。

图14(A)为第七实施方式的背压连通道附近的放大图(图13的P部)。

图14(B)为第7B实施方式的差压控制阀的放大图(图13的P部)。

图15为第七实施方式的非绕行涡旋构件的仰视图。

图16为第七实施方式的绕行涡旋构件的俯视图。

图17为本发明第八实施方式的绕行涡旋构件的俯视图。

图18为第八实施方式的固定涡旋构件的仰视图。

图19为第八实施方式的绕行涡旋构件的纵剖视图。

图20(A)为第八实施方式的背压连通道附近的放大图(图19的S部)。

图20(B)为第8B实施方式的差压控制阀的放大图(图19的S部)。

图21为本发明第九实施方式的非绕行涡旋构件的仰视图。

图22为第九实施方式的绕行涡旋构件的俯视图。

图23为本发明的压缩室的容积变化例说明图。

图24为本发明的压缩室的压力变化例说明图。

图25为本发明的绕行角和压缩室侧开口部位置关系图。

图26为本发明的(3)式的立式说明图。

具体实施方式

下面根据附图说明本发明的涡旋压缩机的实施方式。以下虽然说明多个实施方式，但分别列举了在背压连通道设置差压控制阀的场合和不设置差压控制阀的场合这样两种情形。其中，设置差压控制阀的类型称为阀类型，在不设置差压控制阀的类型中进行适当说明。

(第一实施方式)

根据图1～7、图23及图24说明将本发明适用于绕行施力式涡旋压缩机的第一实施方式，在该绕行施力式涡旋压缩机中，设非绕行涡旋构件为相对于壳体固定了的固定涡旋构件，在作为绕行涡旋构件的端面板的绕行端面板的背面侧(反压缩室侧)设置背压室，在要求的运行压力条件范围向上述固定涡旋构件对绕行涡旋构件施力。在这里，将已称为“非绕行”的涡旋构件称为“固定”进行说明(例如将非绕行端面板称为固定端面板，将非绕行涡旋体称为固定涡旋体等)。

图1为涡旋压缩机的纵剖视图。图2(A)为压缩机构部的放大图(图1的N部)，图2(B)为阀类型的场合的差压控制阀的放大图(图2(A)的U部)，图3为供油泵附近的放大图(图1的M部)，图4为固定涡旋构件的仰视图，图5为绕行涡旋构件的俯视图，图6为涡旋旋绕终点部放大图(图4的Q部)，图7为压缩室侧开口部附近的放大图。另外，图23、图24为压缩室的容积变化和压力变化的典型的一例，为说明本发明的动作的图。该例为压缩机直径10mm～1000mm左右的例子。

首先，用图1～图4说明涡旋压缩机的整体构成。使绕行涡旋构件3(参照图5)与固定涡旋构件2(参照图4)啮合，在两者间形成压缩室100，该绕行涡旋构件3在绕行端面板3a立设以圆的渐开线为截面线的绕行涡旋体3b，该固定涡旋构件2在固定端面板2a立设同样形状的固定涡旋体2b。这些涡旋体的厚度相同，所以，为同一形状的固定内线侧压缩室100a和固定外线侧压缩室100b并存的对称形状的涡旋构件。在这里，上述压缩室100a和100b用图25表示。

固定涡旋构件2用螺钉固定在构架4。另一方面，绕行涡旋构件3将作为曲柄轴6的偏心部的销部6a插入在设于背面的绕行轴承23，借助于用主轴承24进行旋转支承的曲柄轴6的旋转进行绕行运动。在这里，为了防止自转运动，在与构架4间配置欧氏环(オルダムリング)5。在绕行涡旋构件3的下端设置凸缘部3t，与设置于构架4的背压密封件40一起构成密封部，在绕行涡旋构件3的背面构成背压室110。该背压室110利用后述的作用保持中间压力，与成为排出压力的背压密封件40内侧的区域一起，形成绕行涡旋构件3的拉近力施加机构。这样，绕行涡旋构件3被朝固定涡旋构件2侧施力，绕行涡旋构件3的支承构件成为固定涡旋构件2。

在这里，为了向压缩室100引导工作流体，将吸入管50压入到固定涡旋构件2。另外，为了防止刚停止后的工作流体的逆流，在吸入管50下部设置单向阀70。另外，在固定涡旋构件2的中央附近，开设使工作流体从压缩室100排出的排出孔2d。另外，在其外周侧，设置多个旁通孔2e(参照图4)，分别设置旁通阀22。

在曲柄轴6的中央，设置纵向贯通的进排油孔6b，在其中，从上部压入进排分隔管75，形成双层管结构。将该双层管结构的内侧流路75a作为从后述的供油泵30供油的供油路，将外侧流路75b作为轴承供油后的排油路。在曲柄轴6的比构架4更处于下部的位置，热装或压入用于获取旋转平衡的轴配重80和在其下端面固定平衡块82的转子7a。使该转子7a和热装或压入到圆筒壳体8a的定子7b在径向保持均匀的间隙地将构架4点焊在圆筒壳体8a。结果，由这些定子7b和转子7a构成马达7。

另外，在圆筒壳体8a上，在侧面固定配置排出管55，在下部固定配置下构架35，该下构架35支承副轴承25和供油泵30。副轴承25和供油泵30各自的构成主要使用图3进行说明。副轴承25被压入到副轴保持架25a，通过螺钉固定或焊接将该副轴保持架25a固定配置到下构架35。在该副轴保持架25a的下面设置供油泵30。供油泵30为使内转子30a和外转子30b啮合的内接齿轮式泵，内转子30a通过设于曲柄轴6的下端的间隔构件53进行转动。在这里，间隔构件53如图3所示那样，压入到进排分隔管75与进排油孔6b间，还起到用于将进排分隔管75固定到进排油孔6b的作用。

这些供油泵部件由泵圆筒壳体30c和泵基座壳体30d围绕。在这里，在副轴保持架25b的下面，设置将从副轴承25流出的油排出到外部的排油口85。另外，在内转子30a的上面设置具有对形成于两转子间的泵室进行覆盖的直径的端面板30a1。这起到承受轴向面的力的作用，同时，具有抑制供油泵30的转子侧泄漏的效果，该轴向面承受曲柄轴6受到的朝下的力。

将以上说明了的部件全部围住地在圆筒壳体8a的上部和下部分别焊接上壳体8b和底壳体8c，构成壳体8。在这里，在上壳体8b焊接密封端子220和吸入管50，该密封端子220将供给电力的马达线连接到马达7，该吸入管50压入到固定涡旋构件2。另外，在壳体8内，在组装的适当阶段封入油。结果，在固定涡旋构件2的上部，形成固定背面室120，在定子7b与构架4间配置上部马达室90，在与作为马达7的构架35间形成下部马达室95，在下构架35与底壳体8c间，形成储油部125。

下面，使用图1、图2(A)、图2(B)、图4、图6、图7说明本发明的主要构成部(但是，图2(B)仅用于阀类型的说明)。

首先，在固定涡旋构件2设置连通压缩室100与背压室110的背压连通道60。该通道60如图2(A)所示那样，在开设贯通孔后封闭各部，形成为ㄈ字形，将压缩室100侧的端部设为压缩室侧开口部60b。该压缩室侧开口部60b的直径设定为绕行涡旋体3b的齿顶宽度以下的形状尺寸。这样，将压缩室侧开口部60b形成为随着绕行涡旋构件3的绕行按某一时机由绕行涡旋体3b的齿顶遮蔽整个区域的大小。另外，其开口位置为固定涡旋体2b的齿根中央(参照图7)。即，压缩室侧开口部60b的至少一部分配置在从固定涡旋体2b的侧面离开与其啮合的绕行涡旋体3b的齿顶宽度以上的位置。另外，背压室侧开口部60a设于固定涡旋构件2的凹部2c1(参照图7)。这样，背压室侧开口部60a一直在背压室110开口。

在这里，使用图2(B)说明在该背压连通道60设置了差压控制阀26的阀类型的构成。从固定涡旋构件2的上面开设阀孔2k，在其底面设置阀密封面26d。在该阀密封面26d，用阀簧26b推压阀体26a，阀簧26b由阀盖26c保持。该阀盖26c还承担与固定涡旋构件2的固定背面室120的密封的作用。这样，构成差压控制阀26。

另一方面，使设置了背压连通道60的固定涡旋构件2的固定涡旋体2b的内线侧的旋绕终点从以往的α(参照图4)向β(参照图6)延伸。这是按渐开线涡旋夹角旋转了180度的位置(在图4中从α旋转了180度的正下方的位置)，成为隔着齿槽与固定外线侧压缩室100b的闭合开始点γ相向的位置。上述构成表示压缩开始时机调整机构，通过对压缩室侧开口部60b开口的涡旋构件的内线侧的旋绕终点的延伸长度(角度)进行调整，能够调整压缩室的闭合开始时机。

下面，说明涡旋压缩机整体的概要动作。用马达7使曲柄轴6旋转，绕行涡旋构件3进行绕行运动。这样，在与啮合的固定涡旋构件2间形成压缩室100，其中，通过吸入室105(参照图6)将来自吸入管50的工作流体吸入。然后，随着绕行运动，一边朝中央移送，一边由体积缩小的压缩室对工作流体进行压缩，从靠中央的排出孔2d流出到作为壳体8内的上部空间的固定背面室120。这样，壳体8内部的压力成为排出压力，成为所谓的高压腔室。在过压缩条件下，压缩室100内的压力变得比排出压力高，所以，放泄阀22的阀体上升，使压缩室内的工作流体流出到固定背面室120。即，该旁通阀22成为压缩室压力控制机构。这样，能够抑制作为不需要的功的过压缩，所以，具有性能提高的效果。

流出到固定背面室120的工作流体此后借助于固定涡旋构件2和构架4的外周的槽流入到上部马达室90，从排出管55排出到了外部。在这里，如后述那样，工作流体中还包含油，但当工作流体流出到了该固定背面室120时，油分离附着在壳体内壁。然后，该油沿壳体内壁流动，最终返回到压缩机底部的储油部125。在这里，工作流体的一部分从上部马达室90通过马达7的外周槽、绕组间隙往返于下部马达室95，然后排出。这样，油附着到定子7b的绕组、叠层钢板的概率变高，工作流体中的油的分离得到促进。

供油时，借助于马达7的旋转，供油泵30动作，使储油部125的油流入到曲柄轴6的内侧流路75a。然后，上升到上端后，一边通过绕行轴承槽6e，一边对绕行轴承23进行润滑。然后，一边通过主轴承槽6d，一边对主轴承24进行润滑，通过主轴横孔6c，返回到外侧流路75b。进入到了该外侧流路75b的油下降后，通过副轴横孔6f进入到副轴槽6g，对副轴承25进行润滑后，通过排油口85返回到储油部125。借助于利用该双层管结构的向各轴承的进排油，从而不需要切开定子7b以穿过排油管，具有避免马达效率的下降、不需要使排油管通到定子7b、下构架35，和改善组装性的效果。

另外，背压室110内的油的区域用背压密封件40分隔，但跨过该背压密封件40地设于凸缘部3t的油兜45在其上往返(参照图2(A))。这样，向背压室110供油。该油由于为排出压力，所以，具有使背压室的压力升压的效果。另外，在工作流体溶入到油的场合，通过流入到背压室110而减压，由此进行气化，为此，还具有由此带来的背压室110的压力上升效果。即，由油兜45进行的背压室供油为背压室压力导入机构。由该背压室供油进行欧氏环5的润滑，同时，对被施加了力的绕行端面板3a进行润滑。余下部分经由背压连通道60排到压缩室100，如上述那样，从排出口2d、旁通阀22与工作流体一起流出到固定背面室120。在这里，背压密封件40的内侧用排出压力的油充满，所以，绕行涡旋构件3的靠背面中央的部位成为施加排出压力的区域，成为拉近力施加机构的一个。

下面，使用图2(A)、图4、图6、图7、图23及图24说明本实施方式的主要动作。在这里，具有差压控制阀26的阀类型使用图2(B)在后面说明。设于固定涡旋构件2的背压连通道60的压缩室侧开口部60a在齿根中央开口，选择性地面对作为固定涡旋构件2的内线侧压缩室的固定内线侧压缩室100a和作为外线侧压缩室的固定外线侧压缩室100b的两压缩室地构成。为此，作为背压室110的压力的背压以压缩室开口部60a面对的两压缩室100a、100b的平均压力为中心变动。

在本实施方式中，使设置了压缩室开口部60a的固定涡旋构件2的固定涡旋体2b内线侧的旋绕终点为比以往的齿形(内线侧压缩室和外线侧压缩室同时地开始压缩的齿形)的位置α(参照图4)按涡旋夹角延伸了180度的位置β(参照图6)，所以，固定内线侧压缩室100a的压缩开始(闭合开始)比另一方的固定外线侧压缩室100b先行180度(参照图23，如使横轴刻度为180倍或2×π倍，则能够分别将绕行角度改读为以度、rad表示的形式)。

本实施方式的涡旋体使用圆的渐开线曲线，所以，其压缩室容积相对于绕行角度成为在图23中所示那样的负斜度的直线图形(在使用阿基米德螺线、对数螺线、以它们为基本线的偏置螺线的场合，如将极座标形式的角度设为参数，则能够近似地看成直线)。另外，由于内线外线都采用作为相同的缩闭线的同一半径的圆(以后称为基圆)，所以，两压缩室的容积变化度一致，上述直线的斜度一致。另外，从基圆开始出来的开卷点在固定内线和绕行内线处于180度相向的位置，所以，两涡旋体的厚度相同，同时，产生固定内线侧压缩室100a和固定外线侧压缩室100b按相同形状并存的时间。即，为对称性涡旋体形状。这样，在本实施方式中，固定内线侧压缩室100a的压缩开始附近的容积变化在重合的两压缩室的图形中的、表示固定外线侧压缩室100b的容积变化的图形(图23的虚线)用向斜上延伸到了180度(0.5周)前面的图形(图23的实线)表示。

这意味着固定内线侧压缩室100a不仅压缩开始比固定外线侧压缩室100b先行180度，而且压缩开始容积增大。为此，伴随着这些容积变化的压力变化在压缩开始容积变大的固定内线侧压缩室100a的场合比固定外线侧压缩室100b的压力变化平缓(参照图24)。图24在该一例中为了简化说明，假设绝热指数为1(用此时的容积除压缩开始的容积后获得的值＝容积比)。即使设绝热指数为1，与1以上的实际工作流体时比较，上升变化也变得平缓(由于压力比为容积比的绝热指数次方)，但变化的状况相同。为此，今后使用设绝热指数为1的图24进行说明。

压缩室侧开口部60b在固定内线侧压缩室100a开口的绕行角区间，如用图25所示那样，为以比压缩室侧开口部60b的设定涡旋夹角(图25的μ)错开90度的绕行角为中心的最大360度的绕行角范围。该开口绕行角范围根据压缩室侧开口部60b设定在齿根部的哪个位置而不同。如从图25可以看出的那样，开口绕行角范围在压缩室侧开口部60b如本实施方式那样处于齿根中心的场合成为最大180度，随着朝外径侧移动而增大到最大360度。另外，在存在压缩室侧开口部60b由作为啮合的对方的涡旋体的齿顶全遮蔽的角度范围的场合，开口绕行角范围变得比上述最大值小。在本实施方式的场合，使压缩室侧开口部60b的直径比绕行涡旋体3b的齿顶宽度小，设置全遮蔽区间，在固定涡旋构件2的齿根中央设置了压缩室侧开口部60b。结果，开口绕行角范围变得比180度小。

在这里，如上述那样，由于设置了作为背压连通道60所面对的压缩室的切换时机的、压缩室侧开口部60b和由对方涡旋体齿顶全遮蔽的区间，所以，背压室110按不同的时机与各压缩室100a、100b相连。即，由上述构成来构成排他性连通目的地选择机构。换言之，排他性连通目的地选择机构这样构成，即，在任一方的涡旋构件的作为上述涡旋体间的齿根部设置压缩室侧开口部，该压缩室侧开口部配置在从涡旋体的侧面离开啮合的涡旋构件的涡旋体的齿顶宽度以上的距离的位置，另外，具有借助于啮合的涡旋构件的绕行运动由该涡旋体的齿顶全遮蔽的形状尺寸。这样，不会产生借助背压连通道的、压力水平不同的固定内线侧压缩室100a与固定外线侧压缩室100b的连通，所以，不会产生从高压侧压缩室向低压侧压缩室的泄漏，泄漏损失受到抑制，具有总绝热效率提高的效果。

更严密地说，根据遮蔽的一侧的涡旋体弯曲情况，开口绕行角区间产生微小的不同。在本实施方式的场合，绕行涡旋体3b的凹面朝向固定内线侧压缩室100a一侧，另一方面，凸面朝向固定内线侧压缩室100a一侧，结果，开口绕行角区间相比按作为无限小的曲率面的平面近似的场合，在固定内线侧压缩室100a增大，相反，在固定外线侧压缩室100b减小。

根据上述那样的情况，在如本实施方式(图4的P1部，图7)那样将压缩室侧开口部60b设置在从固定涡旋体2b的内线侧旋绕终点进入到270度内侧的位置的场合，压缩室侧开口部60b开口的压缩室的压力如图24的粗实线那样过渡。结果，相比以往(对称性涡旋体形状)的场合(在将压缩室侧开口部60b设置在从固定涡旋体2b的内线侧旋绕终点进入到270度内侧的位置的场合，成为图24的粗虚线。不论将压缩室侧开口部60b设置在齿根径向的怎么样的位置，压缩室侧开口部60b面对的固定外线侧压缩室与固定内线侧压缩室的压力都相同，所以，粗的虚线不变化)，变化幅度大幅度减小，结果，考虑了由背压连通道60的流路阻力产生的变化缓和效果的背压室110的压力变化(图24的中粗实线，本发明)也比以往(图24的中粗虚线)大幅度下降。这样，背压变动得到抑制，涡旋构件的变形变动得到抑制，通过改善两涡旋构件间的间隙的密封性而减小泄漏损失，通过抑制干涉而减小摩擦损失，从而提高总绝热效率。

该效果的根源在于，如图23、图24所示那样使固定内线侧压缩室100a的压缩开始比固定外线侧压缩室100b先行180度。因此，在绕行的1周(360度)间，压缩室100a和100b一边错开半周(180度)，一边开始压缩，交替地连通到背压连通道60，所以，能够减小背压连通道60内的压力变动。另外，在作为另一变更点的、压缩开始容积不同这一点能够忽略的那样的场合(容积变化率小的场合、压缩开始容积非常大的场合等)，背压室侧开口部60a面对的压缩室的旋转角度平均，在压缩室100a和100b成为同一压力，背压的变动进一步变小，能够进一步提高由上述背压变动抑制产生的总绝热效率的提高效果。在这里，图24的中线所示本发明的背压(实线)与以往的背压(虚线)的绝对水平错开，但这是为了容易理解说明而对两者都在按压缩开始时机使开口开始的位置(从固定涡旋体2b的内线侧旋绕终点进入到了270度内侧的位置)设定了压缩室侧开口部的结果，在实际的场合，成为适当的背压水平地调整两者的开口位置。即，图24的背压的图形仅两者的变动幅度具有意义。

下面根据图2(B)和图24说明将差压控制阀26设于背压连通道60的阀类型的场合的动作。如背压与压缩室侧开口部60b面对的上述压缩室的压力的差压超过阀簧26b的推压力，则阀体26a从阀密封面26d离开，对背压连通道60进行开控制。这样，背压比压缩室侧开口部60b面对的压缩室的压力设定得高与阀簧26b的推压力对应的值(过中间压值)，如用图24的一点划线所示那样，相比未设置差压控制阀26的场合，成为整体向上移动了的典型。在这里，背压变动幅度与未设置上述差压控制阀26的场合同等，所以，由背压变动抑制带来的总绝热效率提高效果相同。在该场合，由与旁通阀的叠加效果，能够在要求的总运行范围向固定涡旋构件对绕行涡旋构件施力，同时，能够在宽运行范围减小施加的力，实现滑动损失小的、总绝热效率高的压缩机。在该场合，也如在前段落说明了的那样，在实际的情况下，按压缩室侧开口部的设定位置调整绝对水平。为此，图24的阀类型的背压图形仅变动幅度具有意义。

在本实施方式中，将压缩室侧开口部60b设在作为固定涡旋构件2的非绕行涡旋构件，所以，与在第八实施方式说明的、将压缩室侧开口部60b设到绕行涡旋构件3侧的情况相比，具有适合于小直径化的效果。即，在将压缩室侧开口部60b设置到绕行涡旋构件3侧的场合，需要随着绕行涡旋构件的内线侧的延伸使涡旋体延伸和使作为啮合对方的固定外线侧延伸，所以，首先，成为绕行涡旋体的涡卷长度如图17那样增大了(延伸部为斜线部)的绕行内线延伸涡旋体3b1。另外，与此相应，需要固定涡旋构件2的涡旋体外线侧的延伸，所以，需要围住固定涡旋构件2的外线的外周齿根槽2x。根据该两个理由，将压缩室侧开口部60b设置到绕行涡旋构件3侧是因为小直径化受到妨碍。

另外，在本实施方式中，将固定涡旋构件2的内线侧延伸了180度，但不限于此，也可为90度那样的小角度。在该场合，图24中所示粗实线从先行了90度的点上升，相比延伸了180度的场合，背压变动幅度扩大，但背压变动幅度相比以往受到抑制，能够提高总绝热效率。例如，在180度左右的延伸因为空间的问题而受到制约的场合，可采用这样的方法。即，上述构成能够调整内线侧的延伸长度，所以，不限于该角度，成为压缩开始时机调整机构。

(第二实施方式)

下面，使用作为压缩室侧开口部附近的放大图(图4的P2部)的图8说明本发明第二实施方式的涡旋压缩机。在第二实施方式中，说明与第一实施方式不同的部分，相同部分省略。第二实施方式为将压缩室侧开口部60b设置在从固定涡旋体2b的内线侧旋绕终点进入到240度左右内侧的位置的场合。相比上述第一实施方式，从内线侧旋绕终点离开的角度小，所以，压缩室侧开口部60b从压缩开始前的吸入室105之时开始连通。然而，在该场合，除了背压变动的中心接近吸入压力以外，没有本质上的不同，具有与第一实施方式相同的效果。另外，作为该实施方式特有的效果，在连通的空间中包含吸入室105这样的压力一定的空间，结果，背压的变动水平进一步降低，所以，只要能够确保必要的背压水平，则具有进一步提高由背压变动减小带来的总绝热效率的效果。然而，在该实施方式中，连通的上述空间向低压侧移动，所以，背压水平下降，有时也不能确保必要的背压水平。

(第三实施方式)

下面，使用作为压缩室侧开口部附近的放大图(图4的P1部)的图9说明本发明第三实施方式的涡旋压缩机。在第三实施方式中，说明与第一实施方式不同的部分，相同部分省略。该第三实施方式为压缩室侧开口部60b比固定齿根的中央更偏往外径侧地设定的实施方式。但是，压缩室侧开口部的一部分形成于从固定涡旋体2b的侧面离开绕行涡旋体3b的齿顶宽度以上的位置，确保与固定外线侧压缩室100b也连通的区间。与固定内线侧压缩室100a的连通角度区间比与固定外线侧压缩室100b的连通角度区间大。

从图24可以看出，根据压缩开始容积的不同，压力上升曲线在固定外线侧压缩室100b一方比固定内线侧压缩室100a更陡急，所以，如两压缩室按同一角度区间开口，则固定外线侧压缩室100b一方的压力变动幅度比固定内线侧压缩室100a大。因此，通过减小与固定外线侧压缩室100b的连通角度区间，能够减小作为连通的压缩室变动的最大值的固定外线侧压缩室的压力变动。因此，通过比固定齿根的中央更往外径侧地设定压缩室侧开口部60b，能够减小连通压缩室的压力变动的最大值，具有减小背压变动的效果。但是，如过度地偏往外径侧，则相反地固定内线侧压缩室100a的压力变动幅度变得比固定外线侧压缩室100b的压力变动幅度大，所以，可使固定内线侧压缩室100a的压力变动幅度与固定外线侧压缩室100b的压力变动幅度变得相同地决定位置。

(第四实施方式)

下面，使用作为压缩室侧开口部附近的放大图(图4的P2部)的图10说明本发明第四实施方式的涡旋压缩机。在第四实施方式中，说明与第二实施方式不同的部分，相同部分省略。该第四实施方式为压缩室侧开口部60b比固定齿根的中央更偏往外径侧地设定的实施方式。但是，压缩室侧开口部的一部分形成于从固定涡旋体2b的侧面离开绕行涡旋体3b的齿顶宽度以上的位置，确保与固定外线侧压缩室100b也连通的区间。这样，与固定内线侧压缩室100a的连通角度区间比与固定外线侧压缩室100b的连通角度区间大，所以，如在上述第三实施方式说明的那样，能够减小连通压缩室的压力变动的最大值，所以，具有减小背压的变动的效果。

另外，在第三实施方式中，连通的空间仅为压缩室，所以，连通的空间的压力的角度平均值基本上不变化(实际上如图24所示那样，由于压力变化相对于绕行角度为曲线，所以，角度平均值多少产生变化。其变化方向为压力平均值随着连通角度区间减小而下降的方向)，而在本实施方式中，连通的空间的压力角度平均值变化。其原因在于存在连通到一定压力(吸入压力)的吸入室105的连通角度区间。在增大了连通角度区间的场合，下限值成为吸入压力固定而不减小，所以，连通的空间的压力的角度平均值增大。相反，在减小了连通角度区间的场合，连通的空间的压力的角度平均值下降。在不能使用如后述那样的调整连通空间的压力的角度平均值的手法的场合，使用该手法在二个压缩室能够使连通空间的压力的角度平均值一致。即，具有能够使二个压缩室压力的绕行角度平均值一致的效果。

(第五实施方式)

下面，使用作为涡旋旋绕终点部放大图(图4的Q部)的图11说明本发明第五实施方式的涡旋压缩机。在第五实施方式中，按以下说明的点说明与第一～第四实施方式不同的部分，其它点与第一～第四实施方式相同，省略说明。该第一～第四实施方式设置切割了绕行涡旋构件3的绕行涡旋体3b的内线侧旋绕终点部的绕行内线切割部3x(交叉影线部)。另外，使各压缩室100a、100b的开口角区间的中央角处的压缩室容积相对于各压缩开始时的容积的比相同地设定其切割区间。具体地说，去除与下式所示α的涡旋夹角量相当的涡旋体旋绕终点。

α≡K·π·β/(V-K·β)[rad](1)

其中：K≡2·π·ε·a·H[mm³/rad](2)

π：圆周率

ε：绕行涡旋构件的绕行半径[mm]

a：作为构成涡旋体截面形状的渐开线的缩闭线的圆的半径(基圆半径)[mm]

H：涡旋体的高度[mm]

β：从设置压缩室侧开口部的涡旋构件的内线侧压缩室的闭合开始点到压缩室开口部的涡旋夹角[rad]

V：在设置压缩室侧开口部的涡旋构件的上述内周侧侧面形成的压缩室的闭合开始容积[mm³]

该式如从图26可以看出的那样，通过根据各压缩室100a、100b的开口角区间的中央角处的压缩室容积相对于各压缩开始时的容积的比相同这一条件，建立下式并推导而得到。

V/(V-K·β)＝

{(V+K·(π+α)}/{(V+K·(π-β)}    (3)

结果，在将设置压缩室侧开口部60b的固定涡旋构件2的涡旋体2b的内周侧侧面延伸量和与其啮合的绕行涡旋构件3的涡旋体3b的外周侧侧面延伸量按渐开线涡旋夹角设为大概180度的场合产生的、连通的压缩室的平均压力差(参照图24)基本上消失。结果，背压变动进一步变小，所以，具有压缩机的总绝热效率进一步提高的这样的效果。在实际的场合，即使如上述那样各压缩室100a、100b的开口角区间的中央角处的压缩室容积相对于各压缩开始时的容积的比相同，压缩室压力的旋转角平均值也不严密地一致。这是因为，如图24所示那样，压力相对于绕行角的图形成为曲线。为此，为了使压缩室压力的旋转角平均值严密地一致，需要设置比按(1)式求出的值大一些的大的切割区间。

另外，在本实施方式中，绕行内线切割部3x按与内侧面相接的平面切断，但也可如双点划线所示那样形成为挖出形状3X′。在该场合，压缩开始时机变得明确，所以，能够避免压缩开始以前的不完全的压缩开始，具有总绝热效率提高的效果。

(第六实施方式)

下面，使用作为涡旋旋绕终点部放大图(图4的Q部)的图12说明本发明第六实施方式的涡旋压缩机。该第六实施方式除了按上述式(1)所示涡旋夹角区间切割固定涡旋构件的涡旋体2b侧以外，其它与第五实施方式相同，所以，省略重复的说明。在本实施方式中，设有比切割区间朝旋绕终点侧延伸了的区间的固定外线切割部2x(交叉影线部)。与绕行涡旋体不同，固定涡旋体2b在旋绕终点部的更外周侧也立设有涡旋体，所以，即使设置固定外线切割部2x，固定涡旋体2b的刚性也基本不下降，实际工作时的变形量也不增大，所以，具有能够避免涡旋构件的变形增大导致的总绝热效率的下降的效果。

(第七实施方式)

下面，根据图13～图16说明在非绕行施力式涡旋压缩机实施本发明的第七实施方式，该非绕行施力式涡旋压缩机能够使非绕行涡旋构件在轴线方向移动，在作为其端面板的非绕行端面板的反压缩室侧设置背压室，向绕行涡旋构件对非绕行涡旋构件施力。图13为涡旋压缩机的纵剖视图，图14(A)为背压连通道附近的放大图(图13的P部)，图14(B)为阀类型的场合的差压控制阀的放大图(图13的P部)，图15为非绕行涡旋构件的仰视图，图16为绕行涡旋构件的俯视图。本实施方式的由涡旋体进行的基本的压缩过程、由泄压阀进行的压缩室压力抑制动作、及实现它们的构成、作用、效果与第一实施方式相同，对与第一实施方式相同或相当的部分标注相同的符号(例如非绕行涡旋构件标注与固定涡旋构件相同的符号2，非绕行端面板标注与固定端面板相同的符号2a，非绕行涡旋体标注与固定涡旋体相同的符号2b)，因此，仅说明构成、动作、作用、效果与第一实施方式不同之处。

首先，说明构成。非绕行涡旋构件2具有非绕行端面板2a和在其上立设的非绕行涡旋体2b，该绕行涡旋构件3具有绕行端面板3a和在其上立设的绕行涡旋体3b，使非绕行涡旋构件2和绕行涡旋构件3啮合，在两者间形成压缩室100。非绕行涡旋构件2通过板簧145用螺钉固定在构架4，仅轴向可动。另一方面，绕行涡旋构件3载置在构架4上。在非绕行涡旋构件2的背面侧，在与压力分隔壁135间形成以内侧背面密封件41和外侧背面密封件42为密封件的背压室110。该背压室110由后述的作用保持中间压，与内侧密封件41内侧的排出压力区域一起构成非绕行涡旋构件2的拉近力施加机构。

结果，非绕行涡旋构件2被朝绕行涡旋构件3侧施力，所以，绕行涡旋构件3承受非绕行涡旋构件2的施加的力。另一方面，绕行涡旋构件3由用于对抗工作流体产生的拉开力的、来自非绕行涡旋构件2的施加的力在构架4施力，所以，绕行涡旋构件3的支承构件成为构架4。在这里，为了向压缩室100引导工作流体，在圆筒壳体8a连接吸入管50，使其一时流入到壳体内。这样，壳体内部成为吸入压力，成为所谓的低压室方式。

另一方面，在非绕行端面板2a的中央附近，与排出口2d一起开设具有簧片阀的旁通阀22的旁通孔2e。它们面对由压力分隔壁135分隔了的排出室130。排出室130通过焊接压力分隔壁135和具有排出管55的上壳体8b而构成。在这里，在压力分隔壁135设置具有微小直径的孔的、伴随着节流的节流片140。这成为向背压室110导入压力的背压室压力导入机构。在曲柄轴6，在内部设有轴供油孔6z、主轴承供油孔6y、及副轴承供油孔6f。另外，压入轴配重80，在其上部存在销部6a。

马达7除了在转子7a上部设置马达配重81以外，其它与上述第一实施方式相同。另外，将上述组装部插入到焊接了定子16、吸入管50、密封端子220和下构架35的上述圆筒壳体8a，在上述构架4的侧面进行点固焊后，安装副轴承25和供油泵30，焊接底壳体8c，形成储油部125。油在该组装工序中适当装入。

下面说明动作。从吸入管50通过构架槽4r吸入到吸入室105的工作流体由上述绕行涡旋构件3的绕行运动在压缩室100内压缩，从上述排出孔2d排出到非绕行涡旋构件2上部的排出室130，进行油的分离，然后从上述排出管55排出到压缩机外部。在这里分离了的油由节流片140进行节流，减压后流入到背压室110。

存积在储油部125的油由供油泵30通过轴供油孔6z供给到绕行轴承23。另外，经由主轴承供油孔6y供给到上述主轴承24。该油进入到上述绕行背面室123后，一部分一边对滑动推力轴承4t进行润滑，一边进入到吸入室105，其它通过油排出路4s进入到上部马达室90后，沿马达7外周的槽、绕组的孔流动，返回到上述储油部125。非绕行涡旋构件2承受由上述压缩室100内部的工作流体产生的从绕行涡旋构件3离开的方向的拉开力，但由背压室110和排出室130的压力产生的拉近力推压在上述绕行涡旋构件3。

下面，说明本实施方式的背压室110的构成、动作、作用、效果。除了在设置压缩室侧开口部60a的非绕行涡旋构件2的背面设置背压室110以外，其它与第一实施方式相同。背压连通道60成为贯通非绕行端面板2b的单纯的贯通孔形状，所以，加工极为容易，能够降低加工成本。在阀类型的场合，动作、作用效果与第一实施方式相同。在图14(B)中，在将弹簧26b和阀体26a装入到阀孔2k后，用具有阀座26d的阀密封件26e盖住而构成。在阀簧26b的周围配置弹簧姿势保持圆筒26f，在其内周设置纵槽。由该纵槽使通过该差压控制阀26的气体、油的流路阻力变小，具有实现可靠的背压控制的效果。

(第8实施方式)

下面，说明本发明的第八实施方式的涡旋压缩机。图17为绕行涡旋构件的俯视图，图18为固定涡旋构件的仰视图，图19为绕行涡旋构件的纵剖视图，图20(A)为背压连通道附近的放大图(图19的S部)，图20(B)为阀类型的差压控制阀的放大图(图19的S部)。

该第八实施方式与在非绕行涡旋构件(固定涡旋构件)侧实现内线侧的延伸的上述7个实施方式不同，用绕行涡旋构件3实现，与此对应，作为啮合对方的固定涡旋构件2的外线侧也延伸。对应于该根本性的不同点，除了将压缩室侧开口部60b设定到在内线侧延伸的绕行涡旋构件3的齿根这一点以外，其它与在绕行涡旋构件3的背面设置背压室110的上述第一～第六的实施方式相同。

如图17所示，绕行涡旋构件3延伸用粗线所示内线部，结果，外线侧也不得不延伸(但是，不需要形成密封点，所以，形状精度不需要)，具有全长延伸了的延长绕行涡旋体3b1(用影线表示延长部)。另一方面，固定涡旋构件2如图18所示那样，延伸用粗线表示的外线部，结果，作为与构架4的固定部的固定外周部2u与涡旋体分离，具有分离固定涡旋体2b1和分离槽2w。另外，在绕行涡旋构件3的齿根设置压缩室侧开口部60b。结果，如图19、20所示那样，背压连通道60成为贯通绕行涡旋构件的端面板2b的单纯的贯通孔形状，所以，加工变得极为容易，具有能够降低加工成本的效果。

图20(B)所示阀类型由于动作、作用效果与第一～第六实施方式的阀类型相同，所以，仅说明构成。在将弹簧26b和阀体26a装入到阀孔3k后，用具有阀座26d的阀密封件26e盖住。在阀孔3k的上面设置插入阀簧26b的弹簧保持突起3h，所以，从阀座26d到压缩室侧的流路的容积变得极小。结果，当压缩室侧开口部60b连通到不同压力的压缩室时产生的再膨胀损失得到抑制，具有压缩机的总绝热效率提高的效果。

(第九实施方式)

最后，根据图21的固定涡旋构件的仰视图和图22的绕行涡旋构件的俯视图说明本发明第九实施方式的涡旋压缩机。阀类型与图20(B)所示第八阀类型的差压控制阀26相同，所以，省略说明。该第九实施方式与通过使压缩室侧开口部60b开口的涡旋构件的内线侧延伸而实现压缩开始时机调整机构的上述8个实施方式不同，为使压缩室侧开口部60b开口的涡旋构件的内线侧在绕行运动的方向旋转移动而实现的一例。该变化点以外基本上与上述第一～第八实施方式相同。

相对于闭合开始在两压缩室同时进行的以往的涡旋体(图21、22的粗双点划线)的位置，在产生压缩的逆时针方向的绕行运动方向使设置压缩室侧开口部60b的绕行涡旋构件3的内线侧移动，同时，作为啮合对方的固定涡旋构件2的外线侧也在同一方向旋转移动。结果，绕行涡旋构件3如图22所示那样使内线部旋转(图22的粗线)，这样，具有厚度小的薄壁绕行涡旋体3b2。另一方面，固定涡旋构件2如图21所示那样使外线部旋转(图21的粗线)，结果，具有厚度大的厚壁绕行涡旋体2b2。

结果，不改变闭合容积，能够错开压缩开始时机(在图23中，不延伸表示压缩室的容积变化的图形，而是单纯地朝旁边错开)，各压缩室的压力变化图形成为完全相同的曲线图形(在图24中，表示两压缩室的容积变化的图形成为形状相同、单纯地向旁边错开的图形)，能够进行高精度的设计。另外，由于绕行涡旋构件3的涡旋体的厚度变薄，所以，能够轻量化，能够实现曲柄轴的挠曲的降低，具有实现轴承可靠性提高、运行的高速化的效果。另外，背压连通道60成为极为单纯的贯通绕行涡旋构件的端面板2b的单纯的贯通孔形状，所以，加工极为容易，具有能够降低加工成本的效果。

Claims (17)

1.一种涡旋压缩机，具有绕行涡旋构件、非绕行涡旋构件、压缩室、拉近力施加机构、及涡旋支承构件；该绕行涡旋构件具有端面板和立设于该端面板的涡旋体，且在与该涡旋体进行立设的轴线方向垂直的面内不自转地进行绕行运动；该非绕行涡旋构件具有端面板和立设于该端面板的涡旋体，且至少在与上述轴线方向垂直的面内的方向上的运动大致受到限制；该压缩室使上述两涡旋构件啮合，并由形成于上述非绕行涡旋构件的涡旋体的外周侧侧面的非绕行外线侧压缩室和形成于上述非绕行涡旋构件的涡旋体的内周侧侧面的非绕行内线侧压缩室构成；该拉近力施加机构对抗由该压缩室侧的工作流体的压力产生的将上述两涡旋构件的端面板拉开的方向的拉开力，对各个上述涡旋构件施加将上述两涡旋构件的端面板拉近的方向的拉近力；该涡旋支承构件在各个上述涡旋构件上产生相对于施加力的反力，该施加力为上述拉近力和上述拉开力的矢量和；其特征在于：

设有背压室、背压连通道、排他性连通目的地选择机构、及压缩开始时机调整机构；该背压室位于上述绕行涡旋构件的背面，构成上述拉近力施加机构；

该背压连通道连通上述背压室与上述两压缩室；

该排他性连通目的地选择机构按不同的时机将上述背压连通道分别连接到上述两压缩室；

该压缩开始时机调整机构为了在上述两压缩室的绝热压缩时使上述背压连通道面对的上述两压缩室的压力范围至少重合一部分，将上述非绕行内线侧压缩室和上述非绕行外线侧压缩室中的闭合开始时机错开。

2.根据权利要求1所述的涡旋压缩机，其特征在于：上述非绕行涡旋构件为固定于静止系统的固定涡旋构件，上述绕行涡旋构件的涡旋支承构件为上述固定涡旋构件。

3.根据权利要求1所述的涡旋压缩机，其特征在于：上述排他性连通目的地选择机构，在任一方的上述涡旋构件中的端面板的处于上述涡旋体间的齿根部设置上述背压连通道的压缩室侧开口部，该压缩室侧开口部的至少一部分配置在从涡旋体的侧面离开所啮合的涡旋构件的涡旋体的齿顶宽度以上的距离的位置，进而，具有借助于啮合的涡旋构件的绕行运动有由其涡旋体的齿顶全部遮蔽的时间的形状尺寸。

4.根据权利要求3所述的涡旋压缩机，其特征在于：上述压缩室侧开口部设于上述非绕行涡旋构件。

5.根据权利要求1所述的涡旋压缩机，其特征在于：上述压缩室侧开口部设于上述非绕行涡旋构件，设有压缩室压力抑制机构，该压缩室压力抑制机构对上述压缩室的压力变得比排出压力高这一情形进行抑制，该排出压力为将在上述压缩室内加压了的工作流体向外部导出的排出系内的压力；在上述背压连通道设有背压室压力导入机构和差压控制阀，该背压室压力导入机构向上述背压室导入压力，该差压控制阀在作为上述背压室的压力的背压与上述压缩室的压力的压力差超过规定值时进行开控制。

6.一种涡旋压缩机，具有绕行涡旋构件、非绕行涡旋构件、压缩室、拉近力施加机构、及涡旋支承构件；该绕行涡旋构件具有端面板和立设于该端面板的涡旋体，并在与该涡旋体进行立设的轴线方向垂直的面内不自转地进行绕行运动；该非绕行涡旋构件具有端面板和立设于该端面板的涡旋体，且至少在与上述轴线方向垂直的面内的方向上的运动大致受到限制；该压缩室使上述绕行涡旋构件和上述非绕行涡旋构件啮合，并由形成于上述非绕行涡旋构件的涡旋体的外周侧侧面的非绕行外线侧压缩室和形成于上述非绕行涡旋构件的涡旋体的内周侧侧面的非绕行内线侧压缩室构成；该拉近力施加机构对抗由该压缩室侧的工作流体的压力产生的将上述两涡旋构件的端面板拉开的方向的拉开力，对各个上述涡旋构件施加将上述两涡旋构件的端面板拉近的方向的拉近力；该涡旋支承构件在各个上述涡旋构件上产生相对于施加力的反力，该施加力为上述拉近力和上述拉开力的矢量和；其特征在于：

上述非绕行涡旋构件的涡旋支承构件为上述绕行涡旋构件，设有位于上述非绕行涡旋构件的背面、构成上述拉近力施加机构的背压室；向上述背压室导入压力的背压室压力导入机构；及连通上述背压室与上述压缩室的背压连通道，具有按不同的时机与上述绕行外线侧压缩室和上述绕行内线侧压缩室两者连接的排他性连通目的地选择机构，还设有压缩开始时机调整机构，该压缩开始时机调整机构为了在上述两侧压缩室进行了绝热压缩时使上述压缩室侧连通口面对的上述两侧压缩室中的压力变化范围至少重合一部分，将上述非绕行内线侧压缩室和上述非绕行外线侧压缩室中的闭合开始时机错开。

7.根据权利要求6所述的涡旋压缩机，其特征在于：上述排他性连通目的地选择机构，在任一方的上述涡旋构件中的端面板的处于上述涡旋体间的齿根部设置上述背压连通道的压缩室侧开口部，而且，上述压缩室侧开口部的至少一部分配置在从上述涡旋体的侧面离开所啮合的涡旋构件的涡旋体的齿顶宽度以上的距离的位置，进而，上述压缩室侧开口部具有借助于啮合的涡旋构件的涡旋体的绕行运动有由其齿顶全部遮蔽的时间的形状尺寸。

8.根据权利要求7所述的涡旋压缩机，其特征在于：上述压缩室侧开口部设于上述非绕行涡旋构件。

9.根据权利要求6所述的涡旋压缩机，其特征在于：在上述背压连通道设有压缩室压力抑制机构、背压室压力导入机构、及差压控制阀；该压缩室压力抑制机构对上述压缩室的压力变得比排出压力高这一情形进行抑制，该排出压力为将在上述压缩室内加压了的工作流体向外部导出的排出系内的压力；该背压室压力导入机构向上述背压室导入压力；该差压控制阀在作为上述背压室的压力的背压与上述背压连通道开口的上述压缩室的压力的压力差超过规定值时进行开控制。

10.根据权利要求1所述的涡旋压缩机，其特征在于：上述压缩开始时机调整机构与容积变化率一致机构一起，作为内周侧压缩开始先行机构；该容积变化率一致机构形成为使上述两压缩室相对于绕行角度的容积变化率相同的涡旋体形状；该内周侧压缩开始先行机构使在设置上述压缩室侧连通口的上述涡旋构件的上述涡旋体的内周侧侧面形成的压缩室的闭合开始比在上述同一涡旋体的外周侧侧面形成的压缩室的闭合开始先行。

11.根据权利要求10所述的涡旋压缩机，其特征在于：上述容积变化率一致机构通过使用对称性涡旋体形状而实现，该对称性涡旋体实现这样的对称形状，该对称形状具有上述非绕行外线侧压缩室和上述非绕行内线侧压缩室按同一形状并存的场合；上述内周侧压缩开始先行机构通过相对于同时地开始形成上述非绕行外线侧压缩室和上述非绕行内线侧压缩室的涡旋体，使设置上述压缩室侧连通口的上述涡旋构件的上述涡旋体的内周侧侧面和与其内周侧侧面啮合的未设置上述压缩室侧连通口的上述涡旋构件的上述涡旋体外周侧侧面朝上述涡旋体旋绕终点侧延伸而实现。

12.根据权利要求11所述的涡旋压缩机，其特征在于：将形成上述压缩室的上述涡旋体整个区域形成为以圆的渐开线曲线为截面线的曲面，相对于同时地开始形成上述非绕行外线侧压缩室和上述非绕行内线侧压缩室的涡旋体，将设置上述压缩室侧连通口的上述涡旋构件的上述涡旋体的上述内周侧侧面延伸量和与其内周侧侧面啮合的未设置上述压缩室侧开口部的上述涡旋构件的上述涡旋体的上述外周侧侧面延伸量，按渐开线涡旋夹角大致设为180度。

13.根据权利要求12所述的涡旋压缩机，其特征在于：使设置上述压缩室侧开口部的上述涡旋构件的上述涡旋体的上述内周侧侧面延伸量和与其内周侧侧面啮合的未设置上述压缩室侧连通口的上述涡旋构件的上述涡旋体的上述外周侧侧面延伸量，按渐开线涡旋夹角设为大致比180度大用下式表示的角度α的量，

α≡K·π·β/(V-K·β)     [rad]

其中：K≡2·π·ε·a·H    [mm³/rad]

π：圆周率

ε：绕行涡旋构件的绕行半径  [mm]

a：作为构成涡旋体截面形状的渐开线的缩闭线的圆的半径(基圆半径)[mm]

H：涡旋体的高度[mm]

β：从设置压缩室侧开口部的涡旋构件的内线侧压缩室的闭合开始点到压缩室开口部的涡旋夹角[rad]

V：在设置压缩室侧开口部的涡旋构件的上述内周侧侧面形成的压缩室的闭合开始容积[mm³]。

14.根据权利要求1所述的涡旋压缩机，其特征在于：上述压缩室侧开口部设置在比所设置的齿根的宽度中央靠外径侧。

15.根据权利要求1所述的涡旋压缩机，其特征在于：上述闭合开始时机调整机构，使当在上述两侧压缩室进行绝热压缩时面对上述压缩室侧连通口的上述非绕行外线侧压缩室和上述非绕行内线侧压缩室中的基于上述绕行运动的旋转角平均的压力平均值大致一致。

16.根据权利要求10所述的涡旋压缩机，其特征在于：上述内周侧闭合开始先行机构，相对于同时开始形成上述非绕行外线侧压缩室和上述非绕行内线侧压缩室的涡旋体，设置在使设置上述压缩室侧开口部的上述涡旋构件的上述涡旋体的内周侧侧面和与其内周侧侧面啮合的未设置上述压缩室侧连通口的上述涡旋构件的上述涡旋体外周侧侧面向绕行运动的方向旋转了的位置。

17.根据权利要求16所述的涡旋压缩机，其特征在于：在上述绕行涡旋构件上设置上述压缩室侧连通口，与此相随，上述内周侧压缩开始先行机构使绕行涡旋体的内周侧侧面和固定涡旋体外周侧侧面向绕行运动的方向旋转。

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