CN102454603B - 涡旋式压缩机 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种涡旋式压缩机，在防止固定涡盘与旋转涡盘的最外啮合部位密封性下降的同时，还抑制在吸入区域对工作流体的加热，从而实现提高能效。涡旋式压缩机具有固定涡盘、通过与该固定涡盘啮合进行旋转运动而与所述固定涡盘之间形成压缩室的旋转涡盘、给与旋转涡盘向固定涡盘的挤压力的背压室以及向该背压室导入压缩机排出侧的油的供油路。并且具备压缩室连通路和吸入区域连通路，该压缩室连通路具备仅使所述背压室与困油现象开始后的所述压缩室连通并且通过前后的差压进行开闭的背压阀，使背压室的油向压缩室流出，控制所述背压室的压力，该吸入区域连通路仅使所述背压室与到达所述压缩室的吸入区域连通，向所述吸入区域提供背压室的油。

Description

涡旋式压缩机

技术领域

本发明涉及具备固定涡盘以及与其啮合的旋转涡盘的涡旋式压缩机，尤其适于对CO₂、HFC等冷媒进行压缩的冷冻循环用涡旋式压缩机。

背景技术

作为现有的涡旋式压缩机，存在如专利文献1中所记载的那样的压缩机，即，在旋转涡盘的背面导入排出空间内的油而形成压力处于排出压力与吸入压力中间的背压室，使用该背压室的压力(下文中称作“背压”)对旋转涡盘向固定涡盘加力。

该种涡旋式压缩机为了生成适当的背压，将从排出空间导入背压室的油通过具备控制背压的背压阀的连通路向压缩室排出。所述连通路的压缩室侧开口部(压缩室侧开口)设在被固定涡盘涡卷(固定涡卷)夹住的槽(固定涡盘涡卷齿底，下文中也称作“固定齿底”)的宽度方向中央，其中的固定涡盘涡卷竖立设置在固定涡盘端板(固定端板)的压缩室侧。基于该种结构，通过将背压室的油均等地供给在旋转涡盘端板(旋转端板)上竖立设置的涡卷(旋转涡卷)的内线侧和外线侧形成的两个系统的压缩室，从而提高由固定涡盘和旋转涡盘所形成的压缩室的密封性。

专利文献1：日本特开2009-257287号公报

在上述专利文献1记载的涡旋式压缩机中，通向压缩室的连通路的所述压缩室侧开口设在固定齿底中从与旋转涡卷的卷绕终点部位(存在内线侧和外线侧的两个部位，下文中分别称作“内线侧旋转卷绕终点”、“外线侧旋转卷绕终点”)啮合的固定涡卷的部位(存在内线侧和外线侧的两个部位，下文中分别称作“内线侧固定卷绕终点”、“外线侧固定卷绕终点”)沿着涡旋状固定齿底进入到涡卷中央侧(涡卷的卷绕起始侧)的位置。

其结果为，从由于外线侧旋转卷绕终点和内线侧固定卷绕终点的啮合带来的旋转外线侧压缩室困油现象开始、或者由于内线侧旋转卷绕终点和外线侧固定卷绕终点的啮合带来的旋转内线侧压缩室困油现象开始的时刻(各压缩室困油现象开始)起，在预定的时间内，向在所述卷绕终点部分的啮合部位(最外啮合部位)的油的供给不足。因此，存在如下课题：所述最外啮合部位的密封性下降导致产生泄漏，涡旋式压缩机的能效下降。

另外还知道，在上述的现有的涡旋式压缩机中，背压室中高温的油通过所述连通路流出到所述压缩室侧，但是该油也大量流进吸入区域(吸入室)。因此，会对从吸入管流入压缩机内的气体(冷媒气体等工作流体)进行加热，加热后的气体的比容增大，因此取入压缩室的工作流体的质量下降。因此，由于现有的涡旋式压缩机相对于压缩所需的动力只能进行很少的工作，导致总绝热效率下降(下文中称作“吸入加热性能下降”)，从该点也存在能效下降的课题。

发明内容

本发明的目的在于得到一种涡旋式压缩机，其能够防止固定涡盘与旋转涡盘最外啮合部位的密封性下降，并且还抑制在吸入区域对工作流体的加热，从而能够提高能效。

为了达成上述目的，本发明的涡旋式压缩机具有：固定涡盘，其具有端板和竖立设置在端板上的涡盘涡卷；旋转涡盘，其具有端板和竖立设置在端板上的涡盘涡卷，通过与所述固定涡盘啮合进行旋转运动而与所述固定涡盘之间形成压缩室；背压室，其给与所述旋转涡盘靠近所述固定涡盘的力；以及供油路，其向所述背压室导入压缩机排出侧的油，所述涡旋式压缩机具有：压缩室连通路，其具备仅使所述背压室与困油现象开始后的所述压缩室连通并且通过前后的差压进行开闭的背压阀，使背压室的油向压缩室流出，控制所述背压室的压力；以及吸入区域连通路，其仅使所述背压室与到达困油现象开始后的所述压缩室的吸入区域连通，不与困油现象开始后的所述压缩室连通，向所述吸入区域供给所述背压室的油。

本发明的效果如下。

根据本发明，能够防止固定涡盘与旋转涡盘最外啮合部位密封性下降，并且还能够抑制在吸入区域对工作流体的加热，因此具有能够得到高能效涡旋式压缩机的效果。

附图说明

图1是表示本发明涡旋式压缩机的实施例1的纵剖视图。

图2是对图1所示的固定涡盘从下方观察得到的仰视图，(A)图是同时包括旋转外线侧压缩室困油现象开始时的旋转涡盘涡卷的图，(B)图是同时包括旋转内线侧压缩室困油现象开始时的旋转涡盘涡卷的图。

图3是图2所示的固定涡盘的III-III线剖视图，是用于说明背压阀附近结构的图。

图4是对图1所示的旋转涡盘从上方观察得到的俯视图。

图5是图4所示的旋转涡盘的V-V线剖视图。

图6是将图2的Q部放大表示的局部放大图，是吸入管附近的固定端板面的放大图。

图7是表示本发明的涡旋式压缩机的实施例2的纵剖视图。

图8是说明本发明的涡旋式压缩机的实施例3的旋转涡盘俯视图。

图9是图8的旋转涡盘的纵剖视图，是图8的IX-IX线剖视图。

图10是说明本发明的涡旋式压缩机的实施例3的固定涡盘的固定端板面中吸入管附近的放大图，是相当于图2的Q部的图。

图11是说明本发明涡旋式压缩机的实施例4的固定涡盘仰视图，同时重叠显示旋转外线侧压缩室困油现象开始时的旋转涡盘涡卷。

图12是说明具有图11所示的固定涡盘的背压阀的压缩室连通路的结构的纵剖视图，是图11的XII-XII线剖视图。

图13是说明现有的涡旋式压缩机中向最外啮合部位的供油可能性的固定涡盘仰视图，是同时包括旋转涡盘为230度旋转相位角时的旋转涡盘涡卷的图。

图14与图13同样为固定涡盘仰视图，是同时包括旋转涡盘为330度旋转相位角时的旋转涡盘涡卷的图。

图15与图13同样为固定涡盘仰视图，是说明旋转内线侧压缩室困油现象开始时和旋转外线侧压缩室困油现象开始时极坐标为270度的位置上旋转涡卷均到达固定齿底中央的图。

图中：

1-涡旋式压缩机，2-固定涡盘，2a-固定端板，2b-固定涡盘涡卷(固定涡卷)，2d-端板外边部，2e-旁通孔，2f-排出孔，2k-阀孔，2p-环形槽，2p1-凹陷部，2u-固定端板面，2y-吸入孔，3-旋转涡盘，3a-旋转端板，3b-旋转涡盘涡卷(旋转涡卷)，4-框架，5-欧氏环，6-曲轴，6a-偏心销部，6b-供油孔，6x-供油管，7-马达(7a-转子，7b-定子)，8-外壳(8a-圆筒外壳，8b-上壳，8c-底壳)，22-旁通阀，23-旋转轴承，24-主轴承，25-副轴承，26-背压阀，26a-阀芯，26b-阀簧，26c-阀盖，26d-阀密封面(阀座)，35-下框架，50-吸入管，55-排出管，60-压缩室连通路，60a-压缩室侧开口，60b-背压室侧开口，61-密封部，65、65′、65″-吸入区域连通路，65a-旋转端板供油孔，65a′-上面侧开口部(固定端板面侧开口部)，65b-固定端板供油槽，65c-外部驱动节流阀(流量控制阀)，65d-背压侧吸入区域连通孔，65e-吸入侧吸入区域连通孔，65f-传送路，65g-控制装置，65s-外部信号线，65x-吸入侧开口，65A-旋转端板供油凹陷部，65B-固定端板供油槽，65C-固定端板陷入部，70-止回阀，71-外周槽，100-压缩室，100a-旋转外线侧压缩室，100b-旋转内线侧压缩室，105-吸入区域(吸入室)，110-背压室，115-旋转轴承室，120-固定背面室，125-储油部。

具体实施方式

首先，针对上述专利文献1的涡旋式压缩机中在从压缩室困油现象开始不久的时间内向最外啮合部位的供油停止的原因，以下予以说明。

通常，作为困油现象空间的压缩室随着旋转涡盘(スクロ一ル)的旋转运动向涡卷(ラツプ)中央侧移动。因此，从静止系统的固定涡盘来看，存在于压缩室中的工作流体沿着涡卷向中央流动。其结果，从压缩室侧开口流入压缩室的油顺着该工作流体的流动向涡卷中央流动。另一方面，最外啮合部位也随着旋转涡盘的旋转运动向涡卷中央移动。因此，为了向最外啮合部位供给从压缩室侧开口流入的油，存在如下必要条件：

“最外啮合部位沿着涡卷相比压缩室侧开口更靠近涡卷中央。......(1)”

由于所述最外啮合部位由旋转涡盘的旋转相位角决定，因此只有在最外啮合部位相比压缩室侧开口更靠近涡卷中央的旋转相位角时，才能向最外啮合部位供给油。实际上，还进一步需要其他的追加条件。

接着，以与图13所示的现有涡旋式压缩机同样的情况(压缩室侧开口的设置方向角从固定卷绕终点以210度左右进入中央侧(涡卷的卷绕起始侧)的情况)为对象，研究所述追加条件和能够对啮合部位供油的旋转相位角范围。

此处，根据所述最外啮合部位是外线侧压缩室的最外啮合部位还是内线侧压缩室的最外啮合部位，状况有所不同，因此，首先将考察对象限定为通过外线侧旋转卷绕终点和内线侧固定卷绕终点的啮合(下文中称作“旋转外线侧最外啮合部位”)形成旋转外线侧压缩室的情况来考虑。并且，为了使说明简单化，在压缩室侧开口直径与旋转涡卷厚度相同的条件下进行考虑。另外，在以固定涡盘中心为原点、以基准方向为固定卷绕终点方向的极坐标中进行考虑。

此处，前提是以圆形渐开线曲线形成涡卷形状，该情况下，严格地讲，不能绘出通过固定涡盘中心并通过内线侧固定卷绕终点和外线侧固定卷绕终点这两点的直线。也就是，连接所述两点固定卷绕终点，即成为从固定中心通过基础圆的切线的直线。这样，在此处，将通过所述两点固定卷绕终点的中心的方向角作为基准方向，在角度方面允许有一定偏差。

由上可知，“旋转外线侧最外啮合部位的方向角与旋转涡盘的旋转相位角相等。......(2)”

(但是，旋转内线侧最外啮合部位的情况下偏差180度)

因此，根据上述(1)、(2)可知，用于从所述压缩室侧开口向旋转外线侧最外啮合部位供油的必要条件如下：

“旋转涡盘的旋转相位角为沿着涡卷相比压缩室侧开口更靠近涡卷中央。......(3)”

图13、图14中分别显示有满足上述必要条件的旋转相位角的旋转涡卷。可知其中图13的旋转涡卷由于压缩室侧开口向旋转内线侧压缩室开口，因此不能向旋转外线侧最外啮合部位供油，而图14的旋转涡卷能够向旋转外线侧最外啮合部位供油。

由此可得知：

“在旋转相位角以压缩室侧开口的设置方向角为中心前后各为90度(合计为180度)期间，压缩室侧开口向旋转内线侧压缩室开口。......(4)”

此处，如果旋转相位角达到360度以上，则在外侧形成其他的啮合部位，由于在此之前作为考察对象的啮合部位不再是最外啮合部位，还由于存在如下前提条件：“旋转相位角的范围为0度至360度以下......(5)”，因此，上述(4)和(5)为必须追加的条件。综上可知：

“能够从压缩室侧开口向旋转外线侧最外啮合部位供油的旋转相位角的范围为相比压缩室侧开口的设置方向角大90度以上的更靠近涡卷中央的范围，旋转相位角为360度以下。......(6)”

考虑到以上情况，在图13所示的现有例的情况下，由于压缩室侧开口的设置方向角为210度，因此可知能够在210度上加上90度的300度至360度的旋转相位角的范围(旋转相位角度间隔)供油。

在此之前的考察中所求得的、能够向旋转外线侧最外啮合部位供油的旋转相位角度间隔仅仅示出了所述压缩室侧开口在比旋转外线侧最外啮合部位更靠上游侧开口的旋转相位角度间隔，依然是能够供油的必要条件，而不是充分条件。

总之，即便满足了(6)，也会出现类似于下述的例外。

“如果从压缩室侧开口喷出的油的速度小，则在旋转涡盘旋转360度期间，喷出的油不能到达最外啮合部位。......(7)”

该油的喷出速度由所述连通路入口侧的压力(背压)和出口侧的压力的差以及所述连通路的流路阻力决定。

在上述现有技术中，由于在所述连通路内设有伴随节流的背压阀，流路阻力大，油的喷出速度变小。因此，从压缩室侧开口喷出的油到达最外啮合部位为止花费时间，实际上，基本上不向最外啮合部位供油，即便供油也很少。在前述说明中，叙述了现有例中从压缩室困油现象开始不久的时间内向最外啮合部位的供油停止，实际上，可知几乎不向最外压缩室供油。

将压缩室侧开口的设定位置沿着涡卷向外周侧移动，则能够增大所述最外啮合部位和相比于其在上游侧开口的所述压缩室侧开口的旋转相位角的间隔，因此，存在也能够增大向所述最外啮合部位的供油量的可能性。但是，由于从压缩室侧开口流入的油的速度经背压阀的流路阻力被抑制为很小，因此实质上能够增加供油量的可能性很低。

以上是针对旋转外线侧压缩室的情况的说明，而在旋转内线侧压缩室的情况下，也可以进行与上述说明同样的说明。具体如下：

“能够向旋转内线侧最外啮合部位供油的压缩室侧开口的旋转相位角与能够向旋转外线侧最外啮合部位供油的旋转相位角间隔处于偏差180度的角度关系。......(8)”

另外，为了使说明简单化，是在“压缩室侧开口直径与旋转涡卷厚度相同”的条件下进行的说明，但是在“压缩室侧开口直径小于旋转涡卷厚度”的情况下，产生压缩室侧开口不面向任一个压缩室的旋转相位角的范围(旋转相位角度间隔)。因此可知，能够供油的旋转相位角度间隔比上述角度的范围更窄，向最外啮合部位的供油更少。

由以上详细说明可知，现有涡旋式压缩机中，具备伴有大的节流的背压阀，压缩室侧开口设在相比固定涡卷的卷绕终点进入涡卷中央侧(卷绕起始侧)的固定齿底上，实质上不进行向最外啮合部位的供油，压缩室的密封性下降，导致性能大幅度下降。

另外，如图15所示的那样，旋转内线侧压缩室困油现象开始时和旋转外线侧压缩室困油现象开始时，在极坐标为270度的位置上，旋转涡卷的位置均到达固定涡盘的齿底中央(涡卷间的中央)。由此可知，将所述压缩室侧开口设置在固定齿底中央极坐标为270度以上(但优选为不足360度)的位置，则该压缩室侧开口只向困油现象开始后的压缩室开口。并且，在所述压缩室侧开口的开口位置从固定齿底的中央发生了偏离的情况下，由靠近一侧的固定涡卷的线形成的压缩室与所述压缩室侧开口的连通提前。因此，为了使两压缩室都只向困油现象开始后的压缩室开口，有必要在极坐标为270度以上(但优选为不足360度)并且靠近涡卷中央设置所述压缩室侧开口。并且，所述压缩室侧开口的设置位置如上所述优选为所述极坐标为不足360度的位置，即便为360度以上，只要是只向压缩室开口的位置即可。

与此不同，上述现有技术中具有背压阀的所述连通路的压缩室侧开口设置在从固定涡卷卷绕终点沿着固定涡卷的齿底向中央侧(卷绕起始侧)210度左右的位置(以固定涡盘的中心为原点、以基准方向为固定卷绕终点方向的极坐标中方向角为210度的位置)。其明显小于如上所述能够经常只与困油现象开始后的压缩室连通的角度最小值270度，因此可知至少在某一时间，所述压缩室侧开口面向与吸入管相通的吸入区域(吸入室)。

但是，由于背压室保持为作为中间压力的背压，因此，所述压缩室侧开口的压力越低时，在该压缩室侧开口流动的油量越增大。因此，在所述压缩室侧开口流动的油的大半在所述压缩室侧开口的压力成为最低的与吸入区域连通时流出。也就是，在上述现有技术中，由于从所述背压室通过所述压缩室侧开口排出的油的大半进入吸入区域，因此所述压缩室侧开口实质上成为只使背压室和吸入区域连通的流路。

流入所述背压室之前的油停留在涡旋式压缩机的排出空间内，因此为高温。因此，通过油从背压室流入吸入室时的减压，由于油中的工作流体(冷媒)的气化，产生油温下降，但是相比吸入温度，还处于高温。

因此，在上述现有的涡旋式压缩机中，吸入区域的工作流体被从背压室流入的高温的油和溶解于该油中的高温的工作流体加热，温度增高，比容增大，因此取入压缩室的工作流体的质量下降。另一方面，由于绝热指数随着吸入温度的上升增加，因此压缩所需要的动力增加。也就是，很明显地，虽然压缩所需要的动力增大，但是只能做很少的工作，总绝热效率下降(也就是导致吸入加热性能下降)。

于是，在本实施例中采用如下结构：使具有背压阀的所述连通路的压缩室侧开口只与困油现象结束后的压缩室连通，在不与吸入区域(吸入室)连通的位置上开口。另外，进一步具备只与所述吸入区域连通的其他系统的供油路(吸入区域连通路)，该吸入区域连通路采用间歇地进行供油的间歇供油结构，从而能够使向吸入区域的供油为所需最小限度。

以下，基于图1～图12说明本发明具体实施例。

实施例1

基于图1～图6说明本发明的实施例1。图1是表示本实施例的涡旋式压缩机的纵剖视图，图2是对图1所示的固定涡盘从下方观察得到的仰视图，(A)图是同时包括旋转外线侧压缩室困油现象开始时的旋转涡盘涡卷(スクロ一ルラツプ)的图，(B)图是同时包括旋转内线侧压缩室困油现象开始时的旋转涡盘涡卷的图，图3是图2所示固定涡盘的III-III线剖视图，是用于说明背压阀附近结构的图，图4是对图1所示的旋转涡盘从上方观察得到的俯视图，图5是图4所示旋转涡盘的V-V线剖视图，图6是将图2的Q部放大显示的局部放大图，是吸入管附近的固定端板面的放大图。并且，在该实施例中，压缩机的直径为10mm至1000mm左右。

首先，主要使用图1说明涡旋式压缩机的整体结构。

图1所示的涡旋式压缩机1具备固定涡盘2和旋转涡盘3，所述固定涡盘2将剖面线为圆形渐开线的固定涡盘涡卷(固定涡卷)2b竖立设置在固定涡盘端板(固定端板)2a上，并且所述旋转涡盘3也同样将以剖面线为圆形渐开线的旋转涡盘涡卷(旋转涡卷)3b竖立设置在旋转涡盘端板(旋转端板)3a上，通过使这些固定涡盘2和旋转涡盘3啮合，来在两者之间形成压缩室100。

这些涡卷通常厚度相同。另外，在固定涡盘和旋转涡盘具有相同形状的对称齿形的对称形状涡旋式压缩机中，在所述旋转涡盘3b的外线侧形成的旋转外线侧压缩室和在所述旋转涡盘3b的内线侧形成的旋转内线侧压缩室为相同形状。

另一方面，还存在一种将旋转涡盘3的旋转涡卷3b的卷绕终点侧的两侧面用于与固定涡盘2的固定涡卷2b的啮合的所谓非对称齿形的涡旋式压缩机。在该非对称齿形的涡旋式压缩机中，作为固定涡盘2的内线的卷绕终点的内线侧固定卷绕终点从所述的对称形状的涡旋式压缩机的对称齿形中内线侧固定卷绕终点α(参照图2)的位置移动到β(参照图2)的位置。该位置是使渐开线涡卷角度进一步旋转180度后的位置，是隔着固定涡卷齿槽与外线侧固定卷绕终点γ相对的位置。

所述固定涡盘2中固定涡卷2b的端板外边部2d的下表面(固定端板面2u)螺钉固定在框架4上。另一方面，所述旋转涡盘3在其端板背面上设置的旋转轴承23中插入曲轴6的偏心销部6a，通过由主轴承24旋转支撑的曲轴6的旋转进行旋转运动。在该旋转涡盘3的背面形成有所述框架4和背压室110。

为了使所述旋转涡盘3进行旋转运动而不自传，在旋转涡盘3与所述框架4之间设有欧式环5。作为所述背压室110的压力的背压通过后述的作用保持为排出压与吸入压之间的中间压。另外，设有所述旋转轴承23的旋转轴承室115从作为排出压力的空间的外壳8下部的储油部125接受排出压力的油的供给，因此，成为排出压。因此，对旋转涡盘3通过所述背压室110的背压和所述转转轴承室115的排出压向固定涡盘2侧加力，也就是对旋转端板3a向固定端板面2u加力。

为了向所述压缩室100导入冷媒等工作流体，在设在固定涡盘2上的吸入孔2y上压入地连接有吸入管50。另外，在该吸入孔2y中，为了防止压缩机刚刚停止时工作流体回流，在所述吸入管50的下方设有止回阀70。另外，在所述固定涡盘2的中央部附近，形成有用于排出在所述压缩室100中压缩后的工作流体的排出孔2f。在该排出孔2f外周侧的固定端板2a上设置多个旁通孔2e(参照图1、图2)，在各旁通孔2e上分别设有旁通阀(也称作“过压缩防止阀”或者“释放阀”)22，当所述旁通孔所连通的压缩室100的压力相比固定背面室120的压力上升时，所述旁通阀22打开，从而防止工作流体过压缩。

在所述曲轴6的中央设有纵向(轴方向)贯通的供油孔6b，来自所述储油部125的排出压力的油经过设在曲轴6下端的供油管6x以及所述供油孔6b等供油路，供给到所述旋转轴承室115。在所述曲轴6上，为了取得旋转平衡，在相比框架4靠下部设有轴平衡器80和平衡块82。所述平衡块82固定在热压配合或者压入安装在曲轴6上的马达7的转子7a下部。所述马达7的定子7b通过热压配合或者压入固定在圆筒外壳8a上，为了使该定子7b与所述转子7a在径向上保持均匀的间隙，所述框架4点固焊在圆筒外壳8a上。

在所述圆筒外壳8a的侧面设有连通到外壳8内的马达室上部的排出管55，从所述排出孔2f排出到固定背面室120的工作流体流入所述框架4下部的马达室后分离出油，从所述排出管55排出到冷冻循环等。在所述圆筒外壳8a内下部固定配置用于安装支撑所述曲轴6下部的副轴承25的下框架35。所述副轴承25由滚珠25a和滚珠支架25b构成，属于即便曲轴6发生弯曲也不会产生轮齿接触的结构。所述滚珠支架25b通过螺旋夹或者焊接固定配置在所述下框架35上。并且，所述供油管6x压入安装在所述曲轴6的下端。

在所述圆筒外壳8a的上部焊接有上壳8b，在下部焊接有底壳8c，从而构成密闭型的外壳8。并且，在所述上壳8b上通过焊接安装有连接用于向马达7供给电力的马达线的密封端子220，另外，压入在固定涡盘2中的所述吸入管50也焊接在该上壳8b上。在所述外壳8内在组装的适当阶段封入油，该油停留在形成于外壳8的所述底壳8c与所述下框架35之间的所述储油部125。并且，所述固定背面室120形成在所述上壳8b与所述固定涡盘2之间。这样，构成了涡旋式压缩机1。

接着，说明上述涡旋式压缩机的动作。通过马达7使曲轴6旋转后，旋转涡盘3进行旋转运动。由此，从吸入管50吸入的工作流体经过吸入压的吸入区域105(参照图2)取入到由于固定涡盘2与旋转涡盘3的啮合而形成的压缩室100。取入到压缩室100的工作流体由于压缩室向中央移动逐渐缩小而被压缩，从靠中央的排出孔2f向外壳8内上部空间即固定背面室120排出。固定背面室120与设置有马达7的空间(马达室)通过所述固定涡盘2以及设在框架4外周面的外周槽71连通，由此外壳8内部成为保持在排出压的排出区域，图1所示的涡旋式压缩机成为所谓高压腔方式的涡旋式压缩机。

在压缩室100内压力高于固定背面室120压力的过压缩条件下，所述旁通阀22的阀芯打开，使压缩室内的工作流体经过旁通孔2e向固定背面室120旁通。也就是，所述旁通阀22成为压缩室压力抑制单元。由此，能够抑制作为不需要工作的过压缩，因此能够进一步提高性能。

向固定背面室120流出的工作流体然后通过固定涡盘2和框架4的外周槽71向马达7的上部空间流入，从排出管55向外部排出。工作流体中所含的油在向所述固定背面室120排出时油冲击外壳内壁从而分离，该分离后的油沿着外壳内壁最终返回压缩机底部的储油部125。

流入马达7的上部空间的所述工作流体的一部分经过马达7的外周槽、线圈间隙在与马达7的下部空间之间往返后排出。由此，油易于附着在定子7b的线圈、马达的层叠钢板上，从而促进工作流体中油的分离。停留在储油部125中的油通过马达室内压力(排出压)与背压室110压力(背压)之间的差压经过供油管6x以及曲轴6内的供油孔6b等供油路向旋转轴承23和主轴承24供油后，向背压室110内流入。销部6a的上部为承受排出压的旋转轴承室115，因此旋转轴承室115具有通过排出压使旋转涡盘3向固定涡盘2侧靠近的作用。另外，所述背压室110也具有通过背压使旋转涡盘3向固定涡盘2侧靠近的作用。这些背压室110和旋转轴承室115成为使固定涡盘2和旋转涡盘3靠近的靠近力施加单元。

并且，从供油孔6b通过离心力对所述副轴承25供油。

流入背压室110的油具有接近排出压的压力，具有使背压室110的压力上升的作用。另外，溶在油中的工作流体流入中间压的背压室110时，由于通过减压发生气化，因此还具有伴随气化的背压室110压力上升作用。流入背压室110的油还对欧式环5进行润滑。然后，油通过后述的压缩室连通路60(参照图3)和吸入区域连通路65(参照图6)流入压缩室100，与工作流体混合。由此，所述背压保持为中间压。

接着，使用图2～图6详细说明本实施例中主要部位的结构。

如图2所示，固定涡盘2中设有连通压缩室100和背压室110的压缩室连通路60。如图3所示，该压缩室连通路为“コ”形状。该“コ”形状的通路的形成通过在开出贯通孔后密封不需作为通路的部分(参照密封部61)而能够实现。

所述压缩室连通路60可形成为图3中双点划线所示的倾斜孔形连通路，该情况下，压缩室连通路60的压缩室侧开口60a为椭圆，由于没有必要使压缩室连通路60形成为“コ”形状，不需要开出贯通孔后的密封处理(密封部61)，因此能够使加工更加容易。

如图2所示，由于使所述压缩室连通路60的压缩室侧开口60a向固定涡盘的齿底中央开口，因此能够连通到旋转涡盘3的旋转涡卷外线侧压缩室即旋转外线侧压缩室100a和内线侧压缩室即旋转内线侧压缩室100b的两压缩室。

本实施例中，采用非对称齿形，即，将使设有所述压缩室侧开口60a的固定涡盘2的固定涡卷2a内线侧的卷绕终点(内线侧固定卷绕终点)从现有齿形(旋转内线侧压缩室和旋转外线侧压缩室同时开始困油现象的对称齿形)的固定涡卷内线卷绕终点位置(内线侧固定卷绕终点)α(参照图2(A))延伸180度渐开线涡卷角度后的位置β(参照图2(A))作为内线侧固定卷绕终点。因此，与现有的对称齿形不同，能够使与压缩室侧开口60a连通的旋转外线侧压缩室100a与旋转内线侧压缩室100b的压力水平基本相同。因此，也能够使与这些压缩室100a、100b连通的所述背压室110的压力变动幅度减小。

将所述压缩室侧开口60a的直径设定为略小于旋转涡卷3b的齿宽的尺寸，使所述压缩室侧开口60a的大小为能够通过旋转涡卷3b堵塞压缩室侧开口60a整体。因此，压缩室连通路60中产生短时间的关闭时间，所述背压室110与所述各压缩室100a、100b在各不相同的时刻连通。由此，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不会通过压缩室连通路60连通，因此难以产生从高压侧压缩室向低压侧压缩室的泄漏，能够抑制泄漏损失，因此具有能够提高能效的效果。另外，由于尽可能使所述压缩室侧开口60a的口径大，因此压缩室连通路60的流道阻力减小，即便是在大流量流动的情况下，也具有能够迅速地将背压室的压力设定为希望值的效果。另外，该压缩室连通路60由于属于在一次的旋转过程中引起两次关闭的间歇连通路，因此使得后述设在该连通路中的背压阀打开，通过可靠地使背压阀动作，具有避免背压异常上升的效果。

并且，在本实施例中，将所述压缩室侧开口60a的形成位置设定在上述的以固定涡盘中心为原点、以基准方向作为固定卷绕终点方向的极坐标中从固定涡卷的卷绕终点沿着固定齿底向中央侧(卷绕起始侧)进入270度以上的位置。以下叙述由该种结构带来的效果。

考虑到图2(A)所示时刻的旋转涡卷的动作，不对困油现象开始前的旋转外线侧压缩室100a(吸入区域)开口的所述压缩室侧开口60a在固定齿底上的设定位置至少为(A)图中的影线所示的区域。并且，在极坐标为360度以上时，由于不管将压缩室侧开口60a设置在哪里都不对吸入区域开口，因此省略了影线。同样，图2(B)所示时刻的不对困油现象开始前的旋转内线侧压缩室100b(吸入区域)开口的所述压缩室侧开口60a在固定齿底上的设定位置至少为(B)图中的影线所示的区域。若将所述压缩室侧开口60a设在(B)图中交叉影线所示区域((A)图和(B)图中影线所示共同部分)，则压缩室连通路60能够经常仅与困油现象结束后的压缩室连通。在将具有接近于涡卷厚度的口径的压缩室侧开口60a设在固定齿底中央部的本实施例的情况下，在固定齿底中央部附近压缩室侧开口60a不与吸入区域连通的区域(交叉影线部分)的宽度必须为涡卷厚度以上。根据该交叉影线区域的分布可知，符合该条件的部位为所述极坐标为270度以上的位置。

因此，通过将所述压缩室侧开口60a设在固定齿底中央附近所述极坐标为270度以上的位置，能够使压缩室连通路60经常仅对作为旋转涡卷3b的卷绕终点与固定涡卷2b接触后困油现象结束后的空间的压缩室100a、100b开口，绝不和与吸入区域105相通的吸入空间(在涡卷之间形成的吸入室)连通。由此，能够防止来自背压室110的高温的油(也包括工作流体)流入所述吸入区域105，因此能够抑制吸入加热性能下降，可实现提高能效。

作为所述压缩室连通路60的另一开口部的背压室侧开口60b对凹陷部2p1开口，其中的凹陷部2p1与形成在固定涡盘2的固定端板面2u上的圆周方向的环形槽2p连通。因此，背压室侧开口60b经常与背压室110连通。

另外，如图3所示，在所述压缩室连通路60的中途设置有伴随有节流的背压阀26。以下针对该背压阀26的结构进行说明。

在与所述压缩室连通路60的中途连通位置的固定涡盘2上从其上面侧形成阀孔2k，在该阀孔2k的底面设置阀密封面(阀座)26d。通过阀簧26b将阀芯26a挤压在该阀密封面26d。所述阀簧26b由阀盖26c保持。该阀盖26c还担负着将与固定背面室120之间密封的功能。针对如此构成的背压阀26的动作进行说明。在背压阀26的阀芯26a上作用背压(背压室侧压力)与压缩室侧开口60a面对的压缩室侧压力的差压，由该差压产生的力超过阀簧26b的挤压力时，阀芯26a从阀密封面26d离开，打开压缩室连通路60。背压设定为比压缩室侧开口60a面对的压缩室的压力高出阀簧26b的挤压力所对应的值。

由于本实施例的涡旋式压缩机采用非对称齿形，因此与压缩室侧开口60a连通的旋转外线侧压缩室100a与旋转内线侧压缩室100b的压力水平基本相同。并且，由于与各压缩室100a或者100b连通的旋转相位角的范围也减小，所以其压力变动幅度也减小。其结果，通过背压阀26设定的背压的变动减小，因此抑制了将旋转涡盘向固定涡盘加力的力的变动。因此，抑制了伴随该加力的力的变动产生的各涡盘变形的变动，两涡盘之间的间隙的变动减小，其间隙中的油保持性提高，从而密封性提高，能够实现减少泄漏损失。并且，再加上通过抑制涡卷彼此干扰能够减少摩擦损失，可得到能够提高能效的效果。

另外，由于设有所述旁通阀22，基于这些协同作用，能够在涡旋式压缩机所要求的全部运转范围内将旋转涡盘向固定涡盘加力，并且能够在宽的运转条件范围内减小加力的力，从而具有能够实现滑动损失小、能效高的涡旋式压缩机的效果。

如上所述，通过不使高温的油从背压室110流入吸入区域105，能够避免吸入加热性能下降，但是如果完全不对吸入区域105供给油，则压缩室的密封性下降，反而产生能效下降。但是，将油加在所述吸入区域105中困油现象开始前的压缩室内部的情况下，基本不具有可改善密封性的效果。基于使所述吸入区域连通路65采用连接背压室110和吸入区域105并且使供油部位和供油量适当化的结构，通过对吸入区域105供油，能够实现既提高压缩室100的密封性又基本不引起吸入加热性能下降的涡旋式压缩机。

为了实现该种涡旋式压缩机，在本实施例中，使所述吸入区域连通路65为图4～图6所示的结构。也就是，所述吸入区域连通路65由旋转端板供油孔65a和固定端板供油槽65b构成，其中的旋转端板供油孔65a的直径小，在旋转端板3a中从背压室110侧向固定端板面2u侧贯通(参照图4、图5)，固定端板供油槽65b形成在固定端板面2u上，连接能够连通所述旋转端板供油孔65a的位置和所述吸入区域105(图6)。所述吸入区域连通路65的吸入区域105侧的开口部(所述固定端板供油槽65b的吸入区域105侧的开口部)即吸入侧开口65x设在工作流体从吸入管50至压缩室100的流动路径内(吸入区域105)。

所述旋转端板供油孔65a的上面侧开口部(固定端板面侧开口部)65a′(参照图5)随着旋转涡盘2的旋转运动，如图6中所示其轨迹那样，与所述固定端板供油槽65b在两个部位上重合。因此，所述吸入区域连通路65为旋转涡盘3一次旋转期间两次与吸入区域105侧连通的间歇连通路。其打开时刻能够通过与旋转端板供油孔65a的所述轨迹交叉形成的所述固定端板供油槽65b的形成方向来调整。

本实施例中，由于将与所述旋转端板供油孔65a的轨迹交叉的固定端板供油槽65b部分的形成方向设定为与连接所述两个固定卷绕终点β、γ的直线大致平行的方向，因此能够在两个压缩室分别困油现象开始的时刻分别以一定时间使吸入区域连通路65对吸入区域105开口。因此，产生最外啮合部位，在需要密封的时候供给油，因此能够以较少供给量的油进行最外啮合部位的密封。

另外，根据实验发现，通过使从所述吸入区域连通路65供给所述吸入区域105的适当油量为工作流体流量的1～5％左右，能够将能效提高1％以上。流入背压室110的油量为从压缩机向外部送出的工作流体量的20％起的基本相等水平的范围。由此，即便在流入背压室的油量最少要求为工作流体的20％，并且吸入区域连通路65的油量最多要求为工作流体量的5％的情况下，只要向吸入区域连通路流入向背压室流入油量中5/20比例的25％即可。在考虑到流入背压室的油量中向吸入区域供油的油量比例的情况下，该25％为最高的情况，因此可知，通过至少使从吸入区域连通路65向吸入区域流动的油量少于从所述压缩室连通路60向压缩室侧流动的油量，能够进一步提高能效。实际上，在很多情况下，通过使流入背压室的油中的1～10％左右的油流入吸入区域连通路65，能够得到最高的能效。也就是，根据本实施例，能够将向吸入区域105流入的油量极力减少至所需最小限度的量，由此能够抑制吸入加热性能下降，并且能够抑制最外啮合部位中从压缩室向吸入区域的泄漏，因此具有能够实现高能效涡旋式压缩机的效果。

并且，通过使与旋转端板供油孔65a的轨迹交叉的固定端板供油槽65b部分的形成方向从与连接所述两个固定卷绕终点β、γ的直线大致平行的方向在顺时针方向上稍微偏离，能够使向吸入区域105的供油开始时刻相对早于压缩室的困油现象开始时刻。由此，对于由于喷出的油的速度小导致通过固定端板供油槽65b需要很长时间的情况有效。另外，通过加深固定端板供油槽65b的深度、加大宽度、或者增大旋转端板供油孔65a的直径等手段，也能够增加流量。

从所述排出孔2f排出到外壳8内排出区域的工作流体中的油大部分在外壳8内被分离后返回储油部125，但是一部分未被分离，与工作流体一同从排出管55向外部(冷冻循环)排出。该排出到外部的油在冷冻循环中循环后最终从吸入管50再次返回涡旋式压缩机1，因此具有对通过吸入区域连通路65的供油进行补充的作用。但是，油被排出涡旋式压缩机外部后，由于导致搭载有该压缩机的冷冻循环装置的性能下降，因此通常采取尤其是在额定条件下极力减少从压缩机向外部排出的油的对策。因此，能够对所述吸入区域105进行所需最小限度供油的本实施例对于得到高能效涡旋式压缩机极为有效。

实施例2

接着，使用图7说明本发明的涡旋式压缩机的实施例2。该实施例为：在所述吸入区域连通路内设置外部驱动节流阀，通过控制该外部驱动节流阀来调整从所述背压室向所述吸入区域的供油量。其他的结构与上述实施例1基本相同，因此省略重复说明。

进一步对该实施例2进行详细说明。本实施例中的吸入区域连通路65′设置为连通涡旋式压缩机1的背压室110和工作流体从吸入管50至压缩室100的流动路径内即吸入区域105的吸入孔2y，并且在该吸入区域连通路65′的中途配置有能够通过设在涡旋式压缩机1外部的控制装置65g控制开度的外部驱动节流阀(流量控制阀)65c。

所述吸入区域连通路65′由连通所述节流阀65c和所述背压室110的背压侧吸入区域连通孔65d、以及连通所述节流阀65c和所述吸入区域105的吸入侧吸入区域连通孔65e构成，在这些连通孔65d和65e之间配置的所述节流阀65c在本实施例中内置有感知压缩机1内的状态、例如吸入压力Ps和排出压力Pd的传感器。也就是，在所述节流阀65c的所述吸入侧吸入区域连通孔65e侧设有用于检测吸入压力Ps的吸入压力检测传感器(未图示)，并且在所述节流阀65c的面对固定背面室120的部分设有用于检测排出压力Pd的排出压力检测传感器(未图示)。

所述节流阀65c与所述控制装置65g通过传送路65f连接，由所述控制装置65g通过该传送路65f控制所述节流阀65c，从控制装置65g向节流阀65c供给驱动电力。另外，来自设在节流阀65c上的所述吸入压力检测传感器、排出压力检测传感器的信号也通过所述传送路65f取入控制装置65g。

所述控制装置65g内存储有用于控制所述节流阀65c的控制程序，根据该程序能够进行例如以下控制：根据压缩机中压力比(Pd/Ps)等状况，如果压力比大则控制所述节流阀65c增加供油量，如果压力比小则减小所述节流阀65c的开度从而减少供油量，因此，能够进行对吸入区域105的细微的油量调整，能够在宽的运转条件范围内实现向最外啮合部位的所需最小限度的供油量。因此，不会损害最外啮合部位的密封性，能够在宽的运转范围内将吸入加热性能下降抑制到极限，从而具有能够获得在宽的运转范围内能效极高的涡旋式压缩机的效果。

上述的压力检测传感器是以直接检测压力的压力传感器进行的说明，由于压力传感器通常价格昂贵，因此也可以基于与压力相关的信息来推定所述吸入压力Ps、排出压力Pd。例如，可以取代上述排出压力检测传感器，而是组装检测压缩机的吸入温度和排出温度的传感器并组合来自它们的数据和吸入压力数据来推定排出压力Pd。另外，也可以通过图7中双点划线所示的外部信号线65s从搭载有涡旋式压缩机1的冷冻循环装置等获取能够掌握压力、温度等压缩机运转状态的数据，根据这些数据来推定压缩机的吸入压力Ps和排出压力Pd。该情况下，不再需要在压缩机内组装压力传感器、温度传感器，具有能够进一步降低制作成本的效果。

实施例3

使用图8～图10说明本发明的涡旋式压缩机的实施例3。图8是本实施例中旋转涡盘的俯视图，图9是图8的旋转涡盘的纵剖视图，是图8的IX-IX线剖视图，图10是本实施例中固定涡盘的固定端板面中吸入管附近的放大图，是相当于图2的Q部的图。该实施例3中，与上述实施例1符号相同的部分表示相同或者相应的部分。

该实施例3中，取代上述实施例1中的旋转端板供油孔65a，而是在旋转涡盘3中旋转端板3a的与所述固定端板面2u相对的位置设有旋转端板供油凹陷部(凹部)65A。另外，在固定涡盘2的所述固定端板面2u上，形成有圆弧状的固定端板供油槽65B，该固定端板供油槽65B连接能够与所述旋转端板供油凹陷部65A连通的位置和所述吸入区域105。并且，所述固定端板面2u上，以与在固定涡盘2上形成的所述环形槽2p连通的方式设有固定端板陷入部65C。其他点与实施例1相同，因此省略重复说明。

所述旋转端板供油凹陷65A如图10中所示其轨迹那样，在与面向背压室110的固定涡盘2的环形槽2p连接的固定端板陷入部65C和固定端板供油槽65B之间往返。通过这样构成吸入区域连通路65″，该吸入区域连通路65″可以为间歇供油路，即，旋转涡盘3每旋转一次，停留在旋转端板供油凹陷65A中的油能够对吸入区域105进行一次供油。

因此，在本实施例中，由于供油量根据所述供油凹陷部65A的容积发生变化，因此在希望增加供油量的情况下，只要增大所述供油凹陷部65A的容积即可，在希望减少供油量的情况下，只要减小所述供油凹陷部65A的容积即可。所述供油凹陷部65A的容积能够通过改变该凹陷部的深度或者直径而容易地制作成希望的容积，不再需要像上述实施例1那样制作成旋转端板供油孔65a为细的直径或者通过减小固定端板供油槽65b的宽度来增大节流量，并且即便背压室和吸入区域的差压发生变化，供油量也没有变化。其结果，能够容易高精度地设定极微量的供油量，显著提高制作性。并且，根据本实施例，由于不再需要像实施例1那样使旋转端板供油孔65a为细的直径或者减小固定端板供油槽65b的宽度等，能够避免吸入区域连通路65″引起堵塞，还能提高可靠性。

并且，在本实施例中，由于构成为旋转涡盘3旋转一次期间进行一次间歇供油，因此不会像实施例1那样对应于压缩室的困油现象来供油。因此，通过延伸固定端板供油槽65B来增大吸入区域连通路65″的流路阻力，通过缓和油的间歇流动能够实现平稳供油。基于此，能够通过少量油提高形成在旋转涡卷3b的内周侧以及外周侧的两个压缩室的最外啮合部位的密封性。

另外，即便在如本实施例那样采用以利用设在旋转涡盘的供油凹陷部65A的间歇性的水桶接力方式进行供油的情况下，只要以所述固定端板陷入部65C与旋转端板供油凹陷部65A的连通在一次旋转中产生两次的方式设定所述固定端板陷入部65C的形状或者个数，并以在该各连通之间产生所述固定端板供油槽65B与所述旋转端板供油凹陷部65A的连通的方式来构成所述固定端板供油槽65B，就能够成为对应于压缩室的困油现象进行供油的结构。并且，只要构成为在半径方向上以隔着所述固定端板供油槽65B的方式配置两个旋转端板供油凹陷部65A，各旋转端板供油凹陷65A伴随旋转涡盘的旋转运动、在不同的时刻与所述固定端板陷入部65C和所述固定端板供油槽65B连通，就能够确保最外啮合部位的密封性，并且能够进一步减少供油量。

根据本实施例，能够将流入吸入区域105的油的量高精度地设定为所需最小限度，因此具有能够进一步降低吸入加热性能下降的效果。

实施例4

使用图11以及图12说明本发明的涡旋式压缩机的实施例4。图11是本实施例中固定涡盘的仰视图，是同时重叠显示有旋转涡卷的外线侧压缩室困油现象开始时的旋转涡盘涡卷的图，图12是说明具有图11所示的固定涡盘的背压阀的压缩室连通路的结构的纵剖视图，是图11的XII-XII剖视图。该实施例4中与上述实施例1符号相同的部分也表示相同或者相应的部分。

该实施例4中，使实施例1中的压缩室连通路60的压缩室侧开口60a相比固定涡卷2b的齿底中央更靠半径方向外侧，并且设置在所述的极坐标为290度的位置，这一点与实施例1不同，其他点与实施例1相同，因此省略重复说明。

在使所述压缩室侧开口60a相比固定涡卷2b的齿底中央更靠半径方向外侧的情况下，在极坐标为270度的位置上，根据图2(B)所示交叉影线部分明显可知，旋转外线侧压缩室100a与困油现象开始前的吸入区域连通。为了避免这种情况，在本实施例中，使所述压缩室侧开口60a移动到极坐标为290度的位置(图2(B)所示交叉影线部分)。基于该种结构，能够得到与实施例1相同的效果，并且在通过压缩室连通路60向压缩室100供油时，能够使提供给旋转外线侧压缩室100a的供油量多于提供给旋转内线侧压缩室100b的供油量。

并且，在本实施例中使所述压缩室侧开口60a的设置位置为极坐标为290度的位置，但是并不局限于290度，只要是在大于270度、仅与困油现象开始后的压缩室连通的位置即可。

由于本实施例中采用非对称齿形的涡旋式压缩机结构，因此，旋转外线侧压缩室100a比配置在其周围的旋转内线侧压缩室100b压力高的情况较多，成为涡卷的齿顶与齿底之间间隙中泄漏流动的上游侧的情况较多。在本实施例中，由于向这样成为涡卷的齿顶与齿底之间间隙中泄漏流动的上游侧的情况较多的旋转外线侧压缩室100a的供油量多，因此根据涡卷的齿顶与齿底之间间隙中泄漏流动能够向涡卷的齿顶与齿底之间间隙供给大量的油，能够提高该部分的密封性。因此，能够进一步减少泄漏，具有进一步提高能效的效果。

并且，在涡卷厚度非常大的情况、或者涡卷的齿顶与齿底之间间隙非常小，从而涡卷的齿顶与齿底之间泄漏极端少的情况下，可以使所述压缩室侧开口60a相比固定齿底中央向涡卷内周侧移动。基于该种结构，由于能够增加向旋转内线侧压缩室100b的供油量，因此通过溶解于油的工作流体进一步提高旋转内线侧压缩室100b的压力。因此，对由于涡卷形状造成的旋转内线侧压缩室100b容积比下降进行补偿，能够提高旋转内线侧压缩室100b的压力比。其结果，能够使旋转内线侧压缩室100b的压力比接近旋转外线侧压缩室100a的的压力比，能够减小从排出口2f排出工作流体时两压缩室的压力差，具有能够抑制排出的工作流体的压力脉动的效果。

如上所述，根据本发明的上述各实施例，由于设置有压缩室连通路和吸入区域连通路，因此能够向吸入区域与压缩室的密封部的最外啮合部位供油，通过抑制从压缩室向吸入区域的泄漏，能够得到高能效涡旋式压缩机。

另外，由于采用所述压缩室连通路仅与困油现象开始后的压缩室连通，对吸入区域供油只通过所述吸入区域连通路进行的结构，因此能够向吸入区域只流入所需最小限度量的来自背压室的高温油，由此能够抑制吸入加热性能下降。

这样，根据本实施例，能够防止固定涡盘与旋转涡盘最外啮合部位的密封性下降，并且还能够抑制在吸入区域的工作流体的加热，因此具有能够得到高能效涡旋式压缩机的效果。

Claims (15)

1.一种涡旋式压缩机，具有：

固定涡盘，其具有端板和竖立设置在端板上的涡盘涡卷；

旋转涡盘，其具有端板和竖立设置在端板上的涡盘涡卷，通过与所述固定涡盘啮合进行旋转运动而与所述固定涡盘之间形成压缩室；

背压室，其给与所述旋转涡盘靠近所述固定涡盘的力；以及

供油路，其向所述背压室导入压缩机排出侧的油，

所述涡旋式压缩机的特征在于，具有：

压缩室连通路，其具备仅使所述背压室与困油现象开始后的所述压缩室连通并且通过前后的差压进行开闭的背压阀，使背压室的油向压缩室流出，控制所述背压室的压力；以及

吸入区域连通路，其构成为仅使所述背压室与到达困油现象开始后的所述压缩室的吸入区域连通，不与困油现象开始后的所述压缩室连通，向所述吸入区域供给所述背压室的油。

2.根据权利要求1所述的涡旋式压缩机，其特征在于，

所述吸入区域连通路由向所述吸入区域间歇性供给背压室的油的间歇供油机构构成。

3.根据权利要求2所述的涡旋式压缩机，其特征在于，

构成为，至少在额定运转条件下，使从所述压缩室连通路供给至压缩室的油量多于从所述吸入区域连通路供给至吸入区域的油量。

4.根据权利要求3所述的涡旋式压缩机，其特征在于，

所述固定涡盘和所述旋转涡盘构成为非对称齿形，即，将所述旋转涡盘的涡盘涡卷也就是旋转涡卷的卷绕终点两侧面用于与所述固定涡盘的涡盘涡卷也就是固定涡卷的啮合，所述压缩室连通路的压缩室侧开口设置在所述固定涡卷槽底的宽度方向大致中央并且从固定涡卷的卷绕终点沿着固定涡卷的齿底向中央侧也就是卷绕起始侧进入270度以上的位置。

5.根据权利要求4所述的涡旋式压缩机，其特征在于，

使所述压缩室侧开口的口径小于所述旋转涡卷的厚度。

6.根据权利要求5所述的涡旋式压缩机，其特征在于，

由所述间歇供油机构构成的所述吸入区域连通路由旋转端板供油孔和固定端板供油槽构成，该旋转端板供油孔在所述旋转涡盘的端板也就是旋转端板中从所述背压室侧向所述固定涡盘的端板也就是固定端板的端板面也就是固定端板面侧贯通，该固定端板供油槽形成在所述固定端板面上，连接能够连通所述旋转端板供油孔的位置和所述吸入区域。

7.根据权利要求6所述的涡旋式压缩机，其特征在于，

使所述旋转端板供油孔的固定端板面侧开口部伴随着旋转涡盘的旋转运动与所述固定端板供油槽在两个部位上重合，由此，所述吸入区域连通路成为在旋转涡盘旋转一次期间与所述吸入区域侧连通两次的间歇连通路。

8.根据权利要求7所述的涡旋式压缩机，其特征在于，

通过使与所述旋转端板供油孔的轨迹交叉的所述固定端板供油槽部分的形成方向为与连接所述固定涡卷的内线侧固定卷绕终点(3)和外线侧固定卷绕终点(γ)的直线大致平行的方向，或者从所述大致平行的方向在顺时针方向上偏离的方向，从而使向所述吸入区域的供油开始时刻为压缩室的困油现象开始时刻或者相对早于所述困油现象开始时刻。

9.根据权利要求1所述的涡旋式压缩机，其特征在于，

所述吸入区域连通路以如下方式构成：在该吸入区域连通路内设置节流阀，通过该节流阀调整从所述背压室向所述吸入区域的供油量。

10.根据权利要求9所述的涡旋式压缩机，其特征在于，

所述吸入区域连通路由连通所述节流阀和所述背压室的背压侧吸入区域连通孔、以及连通所述节流阀和所述吸入区域的吸入侧吸入区域连通孔构成，在这些连通孔之间配置所述节流阀，并且根据与所述压缩机的吸入压力(Ps)和排出压力(Pd)相关的信息控制该节流阀。

11.根据权利要求10所述的涡旋式压缩机，其特征在于，

根据与所述压缩机的吸入压力(Ps)和排出压力(Pd)相关的信息计算压力比，如果该压力比大则将所述节流阀控制为增加供油量，如果所述压力比小则控制为减小所述节流阀的开度来减少供油量。

12.根据权利要求6所述的涡旋式压缩机，其特征在于，

在所述旋转涡盘的旋转端板中与固定端板面相对的位置上设置旋转端板供油凹陷部也就是凹部来取代所述旋转端板供油孔，设在所述固定涡盘的固定端板面上的所述固定端板供油槽形成为连接能够连通所述旋转端板供油凹陷部的位置和所述吸入区域，并且，在所述固定端板面上以与所述背压室连通的方式设有固定端板陷入部，所述旋转端板供油凹陷部伴随着旋转涡盘的旋转运动而在所述固定端板陷入部与所述固定端板供油槽之间往返。

13.根据权利要求12所述的涡旋式压缩机，其特征在于，

以所述固定端板陷入部与旋转端板供油凹陷部的连通在旋转涡盘的一次旋转中产生两次的方式设定所述固定端板陷入部的形状或者个数，并以在该各连通之间产生所述固定端板供油槽与所述旋转端板供油凹陷部的连通的方式构成所述固定端板供油槽，对应于压缩室的困油现象开始向所述吸入区域供油。

14.根据权利要求12所述的涡旋式压缩机，其特征在于，

将所述固定端板供油槽配置在半径方向上两个所述旋转端板供油凹陷部之间，各旋转端板供油凹陷部伴随着旋转涡盘的旋转运动在不同的时刻与所述固定端板陷入部和所述固定端板供油槽连通，对应于压缩室的困油现象开始向所述吸入区域供油。

15.根据权利要求3所述的涡旋式压缩机，其特征在于，

所述固定涡盘和所述旋转涡盘构成为非对称齿形，即，将所述旋转涡盘的涡盘涡卷也就是旋转涡卷的卷绕终点两侧面用于与所述固定涡盘的涡盘涡卷也就是固定涡卷的啮合，所述压缩室连通路的压缩室侧开口设置在相比所述固定涡卷齿底的宽度方向中央更靠半径方向外侧，并且，该压缩室侧开口设置在从固定涡卷的卷绕终点沿着固定涡卷的齿底向中央侧也就是卷绕起始侧进入大于270度的位置，并且仅与困油现象开始后的压缩室连通的位置。