CN102483060A - 涡旋压缩机、制冷循环装置及热泵供热水机 - Google Patents

Abstract

在无法充分地进行压缩室的油密封时，无法充分地进行制冷剂的压缩，因此无法提高效率。即，从提高效率的观点出发，如何进行油密封成为课题。本发明的目的通过将背压控制阀配设在当回旋涡盘的内线侧的吸入室和回旋涡盘的外线侧的吸入室这双方的容积增加时进行间歇连通的连通开始的位置来实现。另外，通过经由设置在比固定涡盘的齿根更深的位置上的空间向压缩室进行齿顶供油来实现。

Description

涡旋压缩机、制冷循环装置及热泵供热水机

技术领域

本发明涉及对制冷剂进行压缩的涡旋压缩机等，尤其是涉及向压缩室供给润滑油而提高密封性并减少泄漏损失的结构。

背景技术

使用于室内空调装置或热泵供热水机等涡旋压缩机中，利用背压控制阀来控制设置在回旋涡盘的卷板相反侧的背压室的压力即背压，利用控制后的背压使回旋涡盘向固定涡盘施力，在由两涡盘形成的压缩室内压缩制冷剂。需要说明的是，作为具备背压控制阀的结构，除了常时连通结构以外，还已知有间歇连通结构。

向压缩室供给润滑油，提高压缩室的密封性，减少泄漏损失。只要能够将泄漏损失尽可能地抑制得较小，就能够相应地提高压缩机的效率。作为减少泄漏损失的技术，已知有专利文献1、专利文献2等。

专利文献1所公开的压缩机具有齿顶供油结构，作为供给来自密闭容器的底部的积油处的润滑油的供油通路，在回旋涡盘内设有将喷出压力作用的空间(20)和回旋涡盘的卷板的前端连接的通路(第二连接通路)。在回旋涡盘的卷板的前端设置向该卷板的内外两侧的压缩室开口的一对圆弧槽，且一对圆弧槽的任一方与该第二连接通路连通。由此，公开了即使在比吸入室的压力高的压缩空间中也能够良好地维持回旋涡盘与固定涡盘的滑动部的润滑的情况。

专利文献2所公开的压缩机在回旋涡盘的内部设有将滑动分隔环的内侧区域即高压部与压缩室连通的连通路，将连通路的开口部中的压缩室侧的部分以面向固定涡盘的中央部的喷出口的方式设置在回旋涡盘的卷板前端。由此，公开了防止向压缩比较接近结束的压缩室供油，固定涡盘的卷板前端与回旋涡盘的镜板的烧结的情况。而且，公开了能抑制吸入加热产生的体积效率下降引起的性能恶化的情况。

另外，在现有产品中，在沿本申请的第三图的方向观察时的大致11点钟的位置配设背压控制阀(图22)，使用从背压室经由背压控制阀向吸入侧流入的油来进行压缩室的密封。

【先行技术文献】

【专利文献】

【专利文献1】日本特开2009-062908号公报

【专利文献2】日本特开2009-052464号公报

然而，在专利文献1中，若在卷板前端设置圆弧槽，则在该卷板的内外两侧的压缩室之间、即在后述的回旋内线室与回旋外线室之间会发生泄漏。为了防止泄漏而考虑增多供油量来提高密封性的情况，但为此需要增深圆弧槽。若增深圆弧槽，则在所述压缩室之间会发生泄漏增加这样相反的现象。

另外，在专利文献2中，无法期待压缩比较接近开始的区域(接近吸入部的区域)、即距喷出口远的外径侧的压缩室的油密封。

当压缩室的油密封不充分时，无法充分地进行制冷剂的压缩，因此无法提高效率。即，从效率提高的观点出发，如何进行油密封成为课题。

另外，在现有产品中，设置圆角槽5h，进行固定涡盘的镜板面中的面积大的部分与回旋涡盘的镜板面的润滑。即，在11点钟位置设置背压控制阀主要是从润滑的观点出发。因此，从压缩室的密封性、效率提高的观点出发对背压控制阀的位置想办法，而能够改善效率。

发明内容

鉴于以上的课题，本发明的目的在于提供一种效率高的涡旋压缩机。另外，本发明的目的在于提供一种效率高的制冷循环装置、热泵供热水机。

本发明的目的通过如下的涡旋压缩机来实现，该涡旋压缩机是间歇连通结构的涡旋压缩机，利用由背压控制阀控制的背压使回旋涡盘向固定涡盘施力，并在由两涡盘形成的压缩室内压缩制冷剂，其中，所述背压控制阀配设在如下的位置，该位置是当所述回旋涡盘的内线侧的吸入室和所述回旋涡盘的外线侧的吸入室这双方的容积增加时，进行间歇连通的连通开始的位置。

另外，本发明的目的通过如下的涡旋压缩机来实现，该涡旋压缩机是齿顶供油结构的涡旋压缩机，利用设置在回旋涡盘的卷板相反侧的背压室的压力即背压使所述回旋涡盘向固定涡盘施力，并在由两涡盘形成的压缩室内压缩制冷剂，其中，经由设置在比所述固定涡盘的齿根更深的位置上的空间向所述压缩室进行齿顶供油。

另外，本发明的目的通过如下的涡旋压缩机来实现，该涡旋压缩机是间歇连通结构且齿顶供油结构的涡旋压缩机，利用背压控制阀来控制设置在回旋涡盘的卷板相反侧的背压室的压力即背压，并利用控制的背压使所述回旋涡盘向固定涡盘施力，并在由两涡盘形成的压缩室内压缩制冷剂，其中，所述背压控制阀配设在如下的位置，该位置是当所述回旋涡盘的内线侧的吸入室和所述回旋涡盘的外线侧的吸入室这双方的容积增加时，进行间歇连通的连通开始的位置，经由设置在比所述固定涡盘的齿根更深的位置上的空间向所述压缩室进行齿顶供油。

【发明效果】

根据本发明，能够提供高效率的涡旋压缩机。而且，能够提供高效率的制冷循环装置、热泵供热水机。

本发明的其他的目的、特征及优点根据与附图相关的以下的本发明的实施例的记载更为明确。

附图说明

图1是涡旋压缩机的纵向剖视图。

图2表示供油结构。

图3是回旋涡盘与固定涡盘啮合的图。

图4是表示假想回旋内线室及假想回旋外线室的图。

图5A是表示吸入室的容积变化和背压控制阀的连通孔的连通区间的图。

图5B是对图5A的曲线图和其一阶微分的曲线图进行比较的图。

图6是说明来自假想回旋内线室及假想回旋外线室的泄漏的图。

图7是说明背压控制阀的配设位置的图。

图8是说明向吸入空间的供油量与体积效率的关系的图。

图9是齿顶供油的说明图(1)。

图10是齿顶供油的说明图(2)。

图11是压缩室的油密封说明图。

图12是表示连通孔的另一形状的图。

图13是表示起动时的压力变化的图。

图14是表示对称卷板型的涡盘的啮合的图。

图15是横置型涡旋压缩机的剖视图。

图16表示本实施例与现有技术的65℃积存热水条件下的压缩机的效率比较。

图17是热泵供热水机的单元结构图。

图18是说明凹处的图。

图19是将喷出压供油室和回旋外线室连通的图。

图20是说明轴贯通型涡盘型压缩机的图。

图21是说明强制供油的图。

图22表示现有产品的背压控制阀的配设位置。

具体实施方式

以下，参照图面，说明本发明的实施例。

【实施例1】

以下，详细说明第一实施例。

图1是涡旋压缩机的纵向剖视图，图2表示供油结构，图3是回旋涡盘与固定涡盘啮合的图。需要说明的是，图2不是现实的一截面，而是便于说明各种结构用的截面。

说明涡旋压缩机1的基本的结构和动作。涡旋压缩机1具备：压缩机构部3；驱动该压缩机构部3的电动机4；用于向压缩机构部3供给润滑油的供油部50；收纳压缩机构部3、电动机4及供油部50的密闭容器2。

密闭容器2将盖室2b和底室2c上下焊接于圆筒状的壳体2a而构成。在盖室2b设有吸入管2d，在壳体2a的侧表面设有喷出管2e。在密闭容器2内的上部配置有压缩机构部3，在下部配置有电动机4，在电动机4的下部配置有供油部50。并且，在密闭容器2的底部积存有润滑油13。此外，密闭容器2的内部成为喷出压室2f，从而形成所谓高压室型的涡旋压缩机。

压缩机构部3具有：在台板6b上竖立设置有涡卷状的卷板6a的回旋涡盘6；在台板5d上竖立设置有涡卷状的卷板5c的固定涡盘5。回旋涡盘6与固定涡盘5对置地配置成回旋自如。在回旋涡盘6的下表面侧与框架9的上表面侧之间配置有欧氏环12，形成在欧氏环12的一个表面和另一个表面上的各个键与形成在回旋涡盘6的下表面侧的槽和与该槽呈直角地形成在框架9的上表面侧的槽嵌合。

固定涡盘5通过螺栓8相对于框架9固定。框架9的外周通过焊接而固定在密闭容器2的内壁面，由此将压缩机构部3固定于密闭容器2。框架9具备将曲轴7支承为旋转自如的主轴承9a。在回旋涡盘6的下表面侧插入曲轴7的偏心部7b。回旋涡盘6位于该固定涡盘5与框架9之间，回旋涡盘6由曲轴7支承。

电动机4具有定子4a和转子4b。定子4a通过压入及/或焊接等而固定于密闭容器2。而且，转子4b固定于曲轴7，且以可旋转的方式配置在定子4a内。曲轴7具备主轴7a和偏心部7b，由设置在框架9上的主轴承9a和下轴承17支承。偏心部7b相对于曲轴7的主轴7a偏心且一体地形成，且与设置在回旋涡盘6的背面的回旋轴承6c嵌合，曲轴7对回旋涡盘6进行支承。

曲轴7由电动机4驱动，偏心部7b相对于主轴7a进行偏心旋转运动。欧氏环12起到如下作用：不使回旋涡盘6自转，而传递曲轴7的偏心部7b的偏心旋转，并使回旋涡盘6进行公转运动。而且，在曲轴7设有向下轴承17、主轴承9a及回旋轴承6c引导润滑油13的供油通路7c，在图1的下侧、即电动机4侧的轴端侧安装有汲取润滑油13向供油通路7c引导的供油管7d。经由该供油通路7c用于向各部供给润滑油的机构是供油部50。

如图2所示，在回旋涡盘6的背面与框架9之间、即在回旋涡盘6的卷板相反侧形成有背压室14。经由供油通路7c，向回旋涡盘6的背面与曲轴7的上侧的端部之间的空间导入被施加了密闭容器内的压力即喷出压力的润滑油。该空间称为喷出压供油室51。喷出压供油室51也形成在回旋涡盘6的卷板相反侧。

积存有润滑油13的密闭容器2下部经由供油通路7c→喷出压供油室51→回旋轴承6c与偏心部7b的间隙→背压室14→背压控制阀16→吸入空间10的路径而连通。而且，经由供油通路7c→孔7z→主轴7a与主轴承9a的间隙→切口100→背压室14→背压控制阀16→吸入空间10的路径而连通。润滑油13从成为喷出压力的密闭容器2下部欲向吸入空间10流动。此时若从背压室14观察，则在油的入口侧，回旋轴承6c与偏心部7b的间隙、及主轴7a与主轴承9a的间隙缩小，在油的出口侧，背压控制阀16节流，背压室14的压力即背压Pb成为吸入压力Ps与喷出压力Pd的中间的压力。而且，在压缩机下部空间的喷出压力与背压室14的背压的压力差的作用下，向回旋轴承6c和主轴承9a供给润滑油13。是所谓差压供油方式。

基于由电动机4驱动的曲轴7的旋转而回旋涡盘6进行公转运动时，气体制冷剂从吸入管2d被导入由回旋涡盘6及固定涡盘5形成的压缩室11。被压缩后的气体制冷剂从设置在固定涡盘5的台板5d的大致中央的喷出口5e向密闭容器2内、即喷出压室2f喷出，从喷出管2e向外部流出。流出的制冷剂流经未图示的第一热交换器、膨胀装置、第二热交换器，经由吸入管2d返回涡旋压缩机1。将它们依次连接成环状而构成的循环称为制冷循环，利用该制冷循环的设备称为制冷循环装置。

在固定涡盘5设有溢流阀15。溢流阀15在压缩室11的压力成为喷出压室2f的压力以上时，用于从压缩室11向喷出压室2f喷出。例如，在液压缩状态时或过压缩状态时，溢流阀15发挥作用。需要说明的是，在溢流阀15与压缩室之间设有溢流阀孔15a。该溢流阀孔15a可以说是设置在比固定涡盘5的齿根更深的位置的空间。

在本实施例中，在各压缩室配设有至少一个以上的溢流阀15。大体是因为无论在何种曲轴角的压缩室中都能与溢流阀15连通，由此，使压缩室不成为完全的密闭空间，能够释放压力。因此，在卷板的卷绕数增加，压缩室的个数增加时，溢流阀15的个数优选也对应于压缩室的个数增加。

通常，压缩室内的压力由(1)式表示，由压除容积与压缩室容积的比率决定。

Pc＝Ps·(V0/Vc)^γ...(1)

在此，Pc表示压缩室压力，Ps表示吸入压力，V0表示压除容积，Vc表示压缩室容积，γ表示隔热指数。

根据运转的压力条件的不同，有时压缩室的压力会高于喷出压室2f的压力，此时从溢流阀15排出气体制冷剂。位于台板的外径侧的溢流阀15的压力不怎么上升，因此在稳定运转时几乎不打开，但其设置的缘由更多是在刚起动之后等吸入液体制冷剂时为了避免液体压缩。

图3表示在回旋涡盘6的镜板面(回旋涡盘6的齿根面)以及固定涡盘5的镜板面(固定涡盘5的齿顶面)处将两涡盘5、6切断，朝向固定涡盘5，即朝向图1的上方观察的情况。对回旋涡盘6的卷板添加剖面线。中心侧称为卷板的卷绕起点，外径侧称为卷板的卷绕终点。在图3中，沿顺时针方向卷绕卷板。沿逆时针可以称为反绕卷板。

图3所示的轴的原点为密闭容器2的中心。其与固定涡盘5的台板的中心一致。纵轴如下所述，横轴与纵轴呈直角地通过原点。

纵轴以形成有容积最大的回旋外线室时的回旋涡盘6的外线侧卷板的卷绕终点部6Xo的位置为基准。回旋外线室是回旋涡盘6的卷板的外径侧的压缩室。该容积最大的回旋外线室也是最外径侧的回旋外线室(11a)。回旋外线室也从此处向内径侧形成，由符号11a′表示。

回旋涡盘6的外线侧卷板的卷绕终点部6Xo与固定涡盘5相接的点位于纵轴上而由图3表示。此时的固定涡盘5侧的接点称为固定涡盘5的内线侧卷板的卷绕终点部5Xi。同样地，也定义固定涡盘5的外线侧卷板的卷绕终点部5Xo，这些卷绕终点部5X位于图3的纵轴上。在固定涡盘5的外线侧卷板的卷绕终点部5Xo与回旋涡盘6的内线侧卷板的卷绕终点部6Xi相接时，形成回旋内线室、即回旋涡盘6的卷板的内径侧的压缩室。此时的回旋内线室是容积最大的回旋内线室，也是最外径侧的回旋内线室。在图3中未表示，但根据曲轴7的旋转角度的不同，而回旋内线室也从此处向内径侧形成。例如作为图6(b)的11b′来表示。而且，虽然表现为“相接”，但更准确来说是指将各卷绕终点部彼此6Xo-5Xi相连的假想线AA、将6Xi-5Xo相连的假想线BB的长度最小。而且，内线、外线是指涡卷即齿的侧表面、即卷板侧表面。

比这些固定涡盘5的各卷绕终点部5Xi、5Xo更靠顺时针的曲线所连续的部分称为延长部。在图3中，卷绕终点部5Xi、5Xo位于时针的短针所示的6点钟位置，虚线所示的吸入管2d和吸入口2d1位于延长部的7点钟位置附近。而且，圆角槽5h形成至11点钟附近，背压控制阀16配设在9点钟位置。背压控制阀16的导通路5i与圆角槽5h连通。与图3中的第一象限、第四象限相比，第二象限、第三象限中的两涡盘5、6的镜板面的接触面积增大，因此该圆角槽5h设置在这样的部分。该圆角槽5h是为了进行两涡盘5、6的镜板面的润滑而从背压控制阀16引导油的槽。

如图3所示，在卷板5c与卷板6a之间形成有作为吸入部的吸入空间10及压缩室11。吸入空间10是指其压力成为吸入压力的区域，与吸入管2d连通。压缩室11是与吸入管2d的连通被切断的区域，大体分为回旋外线室和回旋内线室这两种。

通常，压缩室的边界具有四个，即，具有第一由固定涡盘的齿根形成的第一边界、第二由回旋涡盘的齿根形成的第二边界、第三由回旋涡盘的内线形成的第三边界、第四由固定涡盘的外线形成的第四边界这四个边界。例如，如图3的11b所指示的小室那样，具有这样的边界的压缩室称为回旋内线室(或固定外线室)。而且，第一、第二边界与上述同样，且具有第三由回旋涡盘的外线形成的第三边界、第四由固定涡盘的内线形成的第四边界这四个边界的压缩室称为回旋外线室(或固定内线室)，例如，是图3的11a、11a′所指示的小室。

向上述的边界与边界之间供给润滑油而保持密封性。无论是哪个压缩室，在卷板侧表面彼此之间、即第三边界与第四边界之间都存在微小的间隙(5μm左右以下)。在该微小的间隙中的接近压缩室前端的喷出口5e、即接近卷板的卷绕起点部的间隙中，在该前端的更前方形成有压力更高的压缩室。因此，压力更高的气体制冷剂从第三边界与第四边界之间的微小的间隙泄漏。另一方面，在该微小的间隙中的接近压缩室后端的吸入口2d1、即接近卷板的卷绕终点部的间隙中，在该后端的更后方形成有压力更低的压缩室。因此，气体制冷剂从第三边界与第四边界之间的微小的间隙向所述压力低的压缩室漏出。该前端或后端的泄漏也称为从回旋内线室向回旋内线室的泄漏，或从回旋外线室向回旋外线室的泄漏。这称为第一种泄漏。

另一方面，在齿顶与齿根之间分别存在有比上述更微小的间隙(3μm左右以下)。若从压缩室观察，则回旋内外线室均在第一边界与第三边界之间、及第二边界与第四边界之间这两处之间存在这样微小的间隙。压缩室11以这些间隙为边界，与压力更高的压缩室或压力更低的压缩室相邻。当然，气体制冷剂从压力高的压缩室泄漏，而气体制冷剂向压力低的压缩室漏出。该齿顶与齿根之间的泄漏也称为从回旋内线室向回旋外线室的泄漏，或从回旋外线室向回旋内线室的泄漏。这称为第二种泄漏。

为了减少这些泄漏而向压缩室供给油，利用该油填埋间隙。因此，如何进行该部分的密封十分重要。

上述的回旋涡盘6的内线侧卷板的卷绕终点部6Xi将图3的位置作为时针的6点钟位置，如虚线所示描绘逆时针的轨迹地动作。另一方的外线侧卷板的卷绕终点部6Xo也同样地描绘轨迹，但未图示。在图3中，11a所指示的回旋外线室表示曲轴角0°的回旋外线室。如此，11a′所指示的回旋外线室可以表示曲轴角360°的回旋外线室。曲轴角0°的回旋外线室11a的容积在回旋外线室的容积中最大。需要说明的是，回旋内线室在曲轴角180°时形成，此时的回旋内线室的容积在回旋内线室的容积中最大(参照图6(b))。

如此，回旋内外线室的压缩开始的时间以曲轴7的旋转角度错开180°的方式的压缩机称为非对称卷板型。需要说明的是，最大容积的回旋内线室在图6的(b)中进行了图示，但在图3中未图示。在图3中，11b所指示的回旋内线室是最大容积的回旋内线室的曲轴角超前了180°的回旋内线室，成为曲轴角360°的回旋内线室。需要说明的是，图3中表示曲轴角0°的回旋外线室11a、曲轴角360°的回旋外线室11a′、曲轴角360°的回旋内线室11b、曲轴角720°的回旋内线室(11b′)这总计四个压缩室。曲轴角720°的回旋内线室(11b′)向喷出口5e开口，因此严格来说不能称为压缩室，但为了容易理解而如此表现。

接下来，说明对背压室14的压力即背压Pb进行调整的机构即背压控制阀16。回旋涡盘6在背压Pb的作用下向固定涡盘5施力。也就是说，回旋涡盘6受到由背压Pb朝向固定涡盘5按压那样的力。若为大的背压则作用力也增大，在两涡盘间产生的摩擦力也增大，不优选。背压控制阀16是进行控制以免背压过分增大的阀。

在固定涡盘5形成有弹簧收纳孔5f。在弹簧收纳孔5f的背压室14侧形成有贯通孔5g，在该贯通孔5g内压入有螺钉16a。在螺钉16a内形成有将弹簧收纳孔5f和背压室14连通的连通孔16b。在弹簧收纳孔5f配设有阀芯16c，阀芯16c由弹簧16d施力而塞住连通孔16b。弹簧16d安装于密封构件16e，密封构件16e被压入固定涡盘5，以划分弹簧收纳孔5f与喷出压室2f。在弹簧收纳孔5f的侧表面形成有导通路5i，该导通路5i与形成在固定涡盘5的镜板面的所述延长部上的圆角槽5h连通。圆角槽5h与吸入管2d连通，因此结果是弹簧收纳孔5f的压力成为吸入压力Ps。

对背压控制阀16的动作进行说明。积存在密闭容器2下部的润滑油13在密闭容器2的压力与背压室14的压力的压力差的作用下，通过供油管7d和供油通路7c向各轴承供油。到达上侧的曲轴7的端部、即到达喷出压供油室51的润滑油13经由节流处而进入背压室14。而且，也有经由孔7z、切口100进入背压室14的润滑油13。在该背压室14中，溶入润滑油13内的制冷剂发泡。

由于背压室14的压力与弹簧收纳孔5f的压力即吸入压力Ps的压力差而作用于阀芯16c的向上的力(图1、图2中的向上的力)大于弹簧16d产生的向下的力时，阀芯16c打开，背压室14内的润滑油13通过导通路5i和圆角槽5h向吸入空间10供给。这是由于不仅气体制冷剂而且油也通过背压控制阀16的缘故。该油可以认为是附着于孔或壁面的油、或成为雾状的油。背压室14的压力如此由弹簧力来调整，成为吸入压力Ps+规定值。该规定值由16d的弹簧力决定，初始位移即阀闭时的弹簧的弯曲量、弹簧常数k越大，即弹簧越难弯曲，越能够增大背压Pb。

在被称为意高库特(EcoCute)(注册商标)的热泵供热水机中，使用二氧化碳CO₂作为制冷循环装置的制冷剂。该制冷循环被称为高压侧的压力超过CO₂的临界点的超临界制冷循环。该高压例如由本实施例那样的涡旋压缩机制作出。以CO₂为制冷剂的涡旋压缩机相对于以往的弗利昂系制冷剂用涡旋压缩机，动作压成为3～5倍，由背压控制阀控制的差压也成为3～5倍。在成为由弹簧力决定的背压(＝吸入压力Ps+规定值)时，背压控制阀打开，但在这样的高压力差的环境下，从背压室向吸入空间流动的气体制冷剂的量和油量多，因此背压控制阀打开瞬间的背压与打开之后的背压产生差。与打开瞬间的背压相比，打开之后的背压降低。稳定运转时的背压由于在效率方面存在适当的压力，因此对应于稳定运转时的背压来进行背压控制阀的设计。因此，使弹簧难以弯曲，以便于即使背压控制阀进行动作，背压也不会过分下降。如此，在起动时等必要的情况下，能发现背压控制阀未打开的问题。

作为用于解决该问题的方法，有利用回旋涡盘6的公转运动，通过其镜板面来塞住或连通背压控制阀16的连通孔16b的所谓间歇连通结构。这是回旋涡盘6基于曲轴7的旋转而相对于固定涡盘5进行公转运动，由此回旋涡盘6的台板6b的镜板面间歇性地塞住背压控制阀16的连通孔16b的部件，换言之，是间歇性地使背压控制阀16与背压室14连通的部件。

阀芯16c和螺钉16a在弹簧力下仅进行金属接触，由于构件的表面粗糙度等而存在微小的间隙，并不能完全地使泄漏为零。在台板6b塞住连通孔16b期间，连通孔16b内的气体制冷剂从阀芯16c与螺钉16a的微小的间隙向弹簧收纳孔5f泄漏。此时，由于背压控制阀16被塞住，因此背压不会变化。那么，连通孔16b的体积缩小，例如，在连通孔16b的孔径为2mm时，体积为0.03cm³左右，即便稍泄漏时，在连通被切断期间，连通孔16b内的压力也会减压。当连通孔16b内的压力下降时，在回旋涡盘6的台板6b通过连通孔16b而与背压室14连通的瞬间，背压室14的气体制冷剂和油流入连通孔16b，由下式表示的惯性力F作用于阀芯16c。

F∝A^*ρ^*V²...(2)

在此，F表示惯性力，A表示连通孔16b的截面积，ρ表示流体密度，V表示流速。

如此，通过形成为间歇连通结构，而对阀芯16c施加背压室14与弹簧收纳室5f的压力差而作用有流体的惯性力，容易将背压控制阀16打开。需要说明的是，在超临界制冷循环中使用的涡旋压缩机中承认了这样的效果，因此即使是以更低压进行动作的弗利昂系制冷剂用涡旋压缩机，虽然可能程度小，但认为具有同样的效果。

当形成为间歇连通结构时，从背压室14通过背压控制阀16向回旋外线室11a和回旋内线室11b分配的供油量因背压控制阀16的位置而变化。关于向该回旋外线室和回旋内线室的供油分配，参照图4～图7进行说明。图4是表示假想回旋内线室及假想回旋外线室的图，图5A是表示吸入室的容积变化与背压控制阀的连通孔的连通区间的图，图5B是对图5A的曲线图和其一阶微分的曲线图进行了比较的图，为了理解相互的关系而形成相同尺寸排列。图6是说明来自假想回旋内线室及假想回旋外线室的泄漏的图，图7是说明背压控制阀的配设位置的图。

图4表示吸入行程中的气体制冷剂或油流入的假想的小室11A、11B，这些区域称为吸入室，是吸入空间10的一部分。将这些假想的小室11A、11B称为假想回旋外线室11A、假想回旋内线室11B。因此，吸入室是指假想回旋外线室11A或假想回旋内线室11B。假想回旋外线室11A、假想回旋内线室11B这双方均是吸入压力。这是由于上述的假想线AA、BB始终与吸入管2d连通的缘故。需要说明的是，假想回旋外线室11A、假想回旋内线室11B如下所述定义。

假想回旋外线室11A是指，由将固定涡盘5的内线侧卷板的卷绕终点部5Xi与回旋涡盘6的外线侧卷板的卷绕终点部6Xo连结的假想线AA、回旋涡盘6的外线侧卷板、固定涡盘5的内线侧卷板所围成的区域。

假想回旋内线室11B是指由假想线BB、回旋涡盘6的内线侧卷板、固定涡盘5的外线侧卷板所围成的区域，该假想线BB将固定涡盘5的外线侧卷板的卷绕终点部5Xo和回旋涡盘6的内线侧卷板的卷绕终点部6Xi连结。

各小室11A、11B未被分隔，但这些小室为对象的空间是后面的回旋外线室11a和回旋内线室11b。即，吸入结束时的小室11A成为最大容积的回旋外线室11a，吸入结束时的小室11B成为最大容积的回旋内线室11b。之后，伴随着曲轴7的旋转而使容积缩小，压缩气体制冷剂。

图5A表示各吸入室的各自的吸入行程中的容积的相对于曲轴7的旋转角度的变化和背压控制阀位置θb中的背压控制阀16的连通孔16b的连通区间。该涡旋压缩机1中的螺旋的种类是渐开式曲线，但可知代数螺旋中也显示出同样的容积变化。在此，吸入室的容积变化以吸入结束时为1的比率表示。因此，与假想回旋外线室11A相比，假想回旋内线室11B的吸入容积比的峰值增大。纵轴切片、旋转角度0°是假想回旋外线室11A的吸入开始，是图3或图6(a)表示的状态。

背压控制阀位置θb由图7的纵轴的负侧为0°的角度表示。只要考虑与上述的曲轴角同样地应对即可。需要说明的是，由时针的短针表示时，θb＝0°是6点钟的方向，θb＝210°是11点钟的方向，θb＝270°是9点钟的方向。假想回旋外线室11A在回旋涡盘6旋转一圈期间，容积逐渐增加，超过闭合时的容积(α₁)，在中途临近峰值(α₂)，然后减少，在旋转角度360°处消失(α₃)。并且，如上所述定义的下一假想回旋外线室11A又重新形成而显示相同的容积变化。

如图6(b)所示，假想回旋内线室11B显示与假想回旋外线室11A错开180°的容积变化。在图3或图6(a)中，表示某尺寸的容积的假想回旋内线室11B，如图5A所示，成为最大容积的回旋内线室的60％左右。然后，假想回旋内线室11B的容积逐渐增加，超过闭合时的容积(β₁)，在中途临近峰值(β₂)，然后减少，在旋转角度180°处消失(β₃)。并且，如上所述定义的如下的假想回旋内线室11B又重新形成而显示相同的容积变化。

但是，当追随吸入室即假想回旋外线室11A、假想回旋内线室11B的容积的作为对象的空间时，该相同的空间从吸入室成为闭合的空间即压缩室，称呼变化为回旋外线室11a、回旋内线室11b。即，在由于回旋涡盘6的公转运动而各吸入室的假想线的要素即卷绕终点部一致时，严格来说在假想线成为最小长度时，吸入行程结束，该吸入室的成为对象的空间即假想回旋外线室11A、假想回旋内线室11B与吸入管2d的连通被切断，因此在去除“假想”这一用词的同时，符号也变化，分别成为闭合的空间即压缩室，分别将称呼变更为回旋外线室11a、回旋内线室11b。

若仅观察假想回旋外线室11A、假想回旋内线室11B的容积变化，则每180°，重复大致相同的容积变化。例如，在θb＝30°的位置、即在5点钟位置设置背压控制阀16时，连通孔16b的连通区间以旋转角度计为130°至290°的范围。在该背压控制阀位置上，在连通孔16b的连通初期，伴随着曲轴7的旋转而假想回旋内线室11B的容积开始减少(β₂～β₃)。在与上述位置错开180°的θb＝210°的位置、即在11点钟位置设置背压控制阀16时，连通孔16b的连通区间以旋转角度计为310°至470°的范围。在该背压控制阀位置上，在连通孔16b的连通初期，伴随着曲轴7的旋转而假想回旋外线室11A的容积开始减少(α₂～α₃)。

另外，间歇连通的连通区间即连通孔16b的连通区间是图5A中所示的两条斜虚线之间的部分。为了便于说明而特征性的背压控制阀16设置位置由空心的箭头表示。当然无论将背压控制阀16配设在哪个位置上，因间歇连通而背压控制阀16与背压室14连通的角度范围均为160°，相同。

从背压室14通过背压控制阀16的油穿过圆角槽5h向假想回旋外线室11A和假想回旋内线室11B供给，进而由回旋外线室11a和回旋内线室11b取入，被使用于压缩室的密封。然而，在容积减少的区间(α₂～α₃、β₂～β₃)中，气体制冷剂从吸入室脱出而向吸入口2b的方向逆流返回，因此供油与其相反地进行。即，在该区间中难以供油，供油的效率差。可以说是供油受阻。该区间在图5B中可见。容积减少的区间是图5B(b)的一阶微分的曲线图成为负的部分。

即，在θb＝30°时难以向假想回旋内线室11B供油，在θb＝210°时难以向假想回旋外线室11A供油。尤其是，通常认为从背压室14通过背压控制阀16的油在背压控制阀16打开的瞬间大量涌出，若在连通孔16b的连通初期无法供油，则几乎无法进行供油。因此，回旋外线室11a与回旋内线室11b的供油分配偏向任一方。在取入的油减少的压缩室中，压缩室的密封性下降而产生泄漏损失。

在此，在现有产品中，为了能够向圆角槽5h的端部供油，而在大致11点钟位置、即θb≈210°的位置设置背压控制阀16。如此是为了能够大范围地进行两涡盘5、6的镜板面的润滑。

然而，如上所述，由于在11点钟位置设有背压控制阀16，因此另一方面认为难以向假想回旋外线室11A供油。通常过剩地供油，剩余的油从喷出口5e向喷出压室2f喷出。以往，认为假想回旋外线室11A、假想回旋内线室11B均为平衡性良好，能够供给从体积效率的观点出发的适当量以上的油，即，整体来看，认为能够平衡性良好地供油，但个别研究时，关于压缩室11的密封性而供油量不平衡，对于从体积效率的观点出发的适当量，一部分供给不足～适当量程度的油，而一部分供给有点过剰～极其过剰的油。即使在10点钟位置(α₂～α₃)配设背压控制阀16，不平衡也同样存在。当然，该不平衡由间歇连通引起，若为后述的常时连通，则不平衡不会发生。

相对于此，例如，将背压控制阀位置θb形成为270°的位置、即9点钟位置时，能够消除偏斜。在θb＝270°，假想回旋外线室11A、假想回旋内线室11B均没有吸入室容积减少的部分，没有逆流(α₄)，因此对之后容积增加的假想回旋外线室11A、假想回旋内线室11B容易供油。即，假想回旋外线室11A、假想回旋内线室11B这双方的容积未减少时，若在进行间歇连通的连通开始的位置上设置背压控制阀，则伴随着曲轴7的旋转而各吸入室的容积增加，吸入室自动地取入油。认为与机动车的往复式发动机中的自然吸气为同样的现象。如此，吸入室容积未减少的部分(β₃～α₂、α₃～β₂)与连通初期重合的背压控制阀位置θb是90°～210°、270°～390°的位置，是11点钟～3点钟位置、5点钟～9点钟位置。

若利用与汽油的喷射的对比进行讨论，则从背压控制阀16喷射的油到达吸入室花费时间。该时间可能为极短的时间，虽然未必如以下所述，但在该到达时间之间，曲轴7旋转，容积发生变化，因此油到达假想回旋内外线室11A、11B时，更优选从容积未减少的位置喷射油。即，优选在即将到达活塞的下止点之前避免喷射。因此，从该点出发，优选的范围为90°～150°、270°～330°的位置，为1点钟～3点钟位置、7点钟～9点钟位置。这从图7观察可知，成为点对称的位置。吸入室的容积变化每180°反复，由于是非对称卷板型的涡旋压缩机，因此优选这样的位置。但是，1点钟～3点钟位置必须将圆角槽5h延长至11点钟→12点钟→1点钟～3点钟，因此需要进行外径的变更或内径侧的涡卷的变更等。

在本实施例中，为了顺时针卷绕卷板，而在270°～330°的位置、即7点钟～9点钟位置没有固定涡盘5的齿根，而存在有配设背压控制阀16的充分的空间。因此，更优选在该位置配设背压控制阀16。需要说明的是，在9点钟位置附近，假想回旋外线室11A的容积几乎没有(α₄)，但若利用与汽油的喷射的对比进行研究，则油到达假想回旋外线室11A时进入容积增加的区域。在该点上，1点钟～3点钟位置的从背压控制阀16到吸入室的距离变长，难以调整来自背压控制阀16的油的喷射时间。

因此，从喷射的点出发，更优选在7～9点钟位置配设背压控制阀16，越接近7点钟位置，越能够缩短背压控制阀16与吸入室的距离，因此能够缩短油到达吸入室的时间。与将背压控制阀16形成为1～3点钟位置相比，该短时间内的吸入室的容积变化减小，因此可以不考虑时间延迟而研究油从间歇连通的连通开始至到达吸入室为止的旋转角度和吸入室的容积变化的旋转角度。需要说明的是，若在7～9点钟位置配设背压控制阀16，则从该位置到11点钟位置的圆角槽5h的油会滞留。然而实际上，供给的高压的油通过镜板面间的间隙而漏出，因此能够进行油的循环。这里所说的高压是指相对于吸入压力Ps的背压Pb。

若研究更优选的位置，则为了配设吸入管2d而需要空间，因此通过除去该部分来提高加工性和组装性。在本实施例中，如图7所示，在7点30分的位置认为没有余量，因此更优选大致7点40分～9点钟的位置、即270°～310°的位置。

而且，双方的吸入室均更优选容积增加的范围(α₅～β₂)。若为该范围，则在双方的吸入室的容积均增加时，背压控制阀16与背压室14连通，这是为了能够在向吸入室吸入的流动的过程中开始喷射。然而，吸入室的容积之比超过1时，均是容积减少而比最终成为1。即，假想回旋内外线室均大于成为闭合的空间即压缩室时的容积，最后该容积减少而闭合。若考虑在喷射的作用下油到达吸入室的时间，则双方的吸入室均优选在容积比成为1之前，在容积增加的范围(α₅～β₁)内使背压控制阀16与背压室14连通。更优选大致7点钟～8点30分的位置、即285°～330°的位置。

换言之，优选在间歇连通的连通开始进行的位置上配设背压控制阀，该间歇连通在吸入室即假想回旋内外线室的容积的作为对象的空间这双方的容积增加到成为闭合的空间即各自的压缩室、回旋内外线室时的容积为止时连通开始进行。

因此，考虑为最佳的位置的范围是285°～310°的位置、即7点40分～8点30分的位置。

如以上所述，通过从压缩室形成前向回旋内线侧、回旋外线侧这双方平衡性良好地供油，而能够确保这双方的压缩行程开始时的密封性，提高效率。

此外，虽然说明了积存在密闭容器2的下部的润滑油13在密闭容器2的压力与背压室14的压力的压力差的作用下通过供油管7d和供油通路7c向上述的各轴承部供油的情况，但该供油量与体积效率密切相关。在此，说明轴承供油量。轴承供油量是指向背压室14流入的油量，是经由回旋轴承6c与偏心部7b的间隙而向背压室14流入的量、及经由主轴7a与主轴承9a的间隙而向背压室14流入的量的总计。即，轴承供油量主要是用于润滑轴承的油量。

该油从背压控制阀16向吸入空间10供给。基本上可以认为向吸入空间10的供油量与轴承供油量相同。然而，此种从背压控制阀16向吸入空间10的供油量与实际上向压缩室11内供给的油量不同。向吸入空间10的供油量一部分用于镜板面的润滑，一部分被取入吸入室而向压缩室11内供给。

向该吸入空间10的供油量少时，进而向压缩室11的供油量下降，无法进行基于油的密封而泄漏损失增加，体积效率下降。然而，即使向吸入空间10的供油量过多，体积效率也会下降。其理由如以下所述。通过背压控制阀16向吸入空间10供给的油比吸入气体的温度高，因此将吸入气体加热。如此，吸入气体的气体密度下降，而向吸入室、进而向压缩室11流入的气体制冷剂的制冷剂循环量减小。因此，体积效率从后述的(3)式开始下降。这称为吸入气体的加热损失。

即，向吸入空间10的供油量从体积效率的观点出发存在适当的范围。图8示意性地表示向吸入空间的供油量与体积效率的关系。在此，将体积效率为规定以上的值的范围作为适当。然而，从体积效率的观点出发，若向吸入空间10的供油量为适当时，则无法提供作为轴承供油量所需的量。若轴承供油量过少，则会产生比体积效率的下降更严重的烧结等问题。因此，通常过剩地供油，剩余的油从喷出口5e向喷出压室2f喷出。如此，从轴承和滑动部分的可靠性的观点出发也存在必要的供油量，作为涡旋压缩机整体所需的供油量即轴承供油量必须为适当量。如此，从体积效率来看的向吸入空间10的供油量多于适当供油量，成为过剰。即，由于吸入气体的加热损失，而体积效率会下降。

在以下说明的本实施例中，成为能够减少该吸入气体的加热损失的结构，以下，使用图9～图13、图6进行说明。图9是表示齿顶供油的说明图(1)，图10是表示齿顶供油的说明图(2)，图11是表示压缩室的油密封说明图，图12是表示连通孔的另一形状的图，图13是表示起动时的压力变化的图。

如图9所示，欲从背压室14向压缩室11(回旋外线室11a)，经由连通孔18和溢流阀孔15a1供油。如此，从回旋涡盘6的齿顶供油的结构称为齿顶供油结构。在图9中，除了齿顶供油结构之外，还利用设置在比固定涡盘5的齿根更深的位置上的空间即溢流阀孔15a1，向压缩室11(回旋外线室11a)供油。

回旋涡盘6在卷板内具有连通孔18，第一开口设置于卷板的端面即齿顶，相对于回旋涡盘6的台板，在第一开口的背侧即卷板相反侧设有第二开口。第一开口称为卷板前端侧开口或齿顶开口，第二开口称为卷板相反侧开口。齿顶开口与溢流阀孔15a1连通，卷板相反侧开口与形成在回旋涡盘6的卷板相反侧的、压力为背压的空间即背压室14连通。

图10表示连通孔18与溢流阀孔15a1连通的情况。由于回旋涡盘的公转运动，而背压室14和回旋外线室11a经由连通孔18的齿顶开口和溢流阀孔15a1而连通。该溢流阀孔15a1是与位于图3所示的台板的外径侧的溢流阀15对应的孔，是形成在最外径侧的回旋外线室11a用的孔。

图10(a)是与图3表示的两涡盘5、6的位置关系相同且曲轴7的角度为0°的情况。在此，连通孔18未与溢流阀孔15a1连通，而连通孔18的卷板前端侧开口是由固定涡盘5的卷板底面塞住的状态。

图10(b)是曲轴7的角度为约80°的情况。在此，连通孔18与溢流阀孔15a1连通。如图9所示，在该时间，背压室14和回旋外线室11a经由连通孔18和溢流阀孔15a1而连通，因此来自背压室14的润滑油13向回旋外线室11a供给。需要说明的是，如此，背压室14和回旋外线室11a经由连通孔18和溢流阀孔15a1而连通的是曲轴7的角度为约45°～约90°的范围，称为间歇性地连通。

图10(c)是曲轴7的角度为约120°的情况。在此，连通孔18与溢流阀孔15a1未连通，连通孔18的齿顶开口再次由固定涡盘5的卷板底面塞住。

图11表示压缩室内的间隙由润滑油密封的状态的示意图。压缩室压力为P1＜P2＜P3。向压缩室11供给的润滑油13附着于卷板壁面，将齿顶与齿根之间密封，抑制第二种泄漏。而且，虽然在该图中未表示，显然进入压缩室11的油将卷板彼此的间隙密封而也抑制第一种泄漏。

在图11中，在相邻的压缩室存在压力差，因此由于该压力差而润滑油13流入间隙191或间隙192。向压缩室11供给的润滑油13少时，间隙191、192未由润滑油13充满，密封破坏。如此，未确保密封性，因此引起气体制冷剂的吹起而泄漏损失增加，进而导致效率下降。

如图10(b)中说明那样，在背压室14的压力高于回旋外线室11a的压力时，润滑油13从背压室14流入回旋外线室11a。此时，不仅润滑油13，而且气体制冷剂向回旋外线室11a流入。这期间，曲轴7旋转约45°，因此回旋外线室11a的压力上升。该上升量是从图13所示的下侧的虚线向上侧的虚线的上升。在压力的上升中，油和气体制冷剂的流入也起作用，但回旋外线室11a的容积变化是主要原因。

连通孔18由固定涡盘5的卷板底面塞住时，间隙192的最小密封长度成为从卷板的厚度t减去连通孔18的直径所得到的值的一半。即使其他的部分的密封长度确保充分，若该最小密封长度短而不充分，则也会引起如上所述不优选的状况。

因此，从卷板的强度的观点、密封性的观点、润滑油13的供给量的观点出发，最小密封长度存在下限值。若从供给量的观点出发，优选尽量增大连通孔18的直径。然而，在密封性或强度的点上，优选减小连通孔18的直径而尽量增大密封长度。

卷板的厚度假设为3.0mm，从强度上的观点出发，若将作为壁厚的最小尺寸确保为0.5mm，则连通孔18的直径最大成为2.0mm。而且，根据工具的尺寸决定的值成为连通孔18的最小尺寸，但这为例如0.6mm。因此，连通孔18的直径成为例如0.6mm～2.0mm左右(1/5·t～2/3·t)。在连通孔18的直径为0.6mm以下的情况等、润滑油13的供给量不足的情况等，需要后述的图12那样进一步想办法。以比率来表示这些情况的卷板的厚度t和最小密封长度时，成为1/6·t～2/5·t，即，最小密封长度优选卷板的厚度t的17％以上且40％以下。但是，这是在卷板的中心线上，使圆形截面的连通孔18的中心一致的情况。如以上所述，但实际的最小密封长度与齿厚的比率无关地，只不过应该由长度表示。在考虑本涡旋压缩机时，齿厚至少在成倍或一半的1.5～6.0mm左右的范围内，因此最小密封长度也由上述的比率表示，并没有特别不良情况。

溢流阀孔15a的直径为1.8mm，因此若为这样的最小密封长度，则如图9所示，溢流阀孔15a1能够跨过连通孔18。因此，能够经由连通孔18和溢流阀孔15a1，从背压室14向回旋外线室11a供油。

此外，如图12所示，也可以使该连通孔18为长圆形状。图12表示回旋涡盘6进行公转运动时的连通孔18的运动轨迹。通过使连通孔18为长圆形状等，而能够延长溢流阀孔15a1与连通孔18连通的区间。而且，具有如下的优点：能够较大地确保最小密封长度，并同时增大连通孔18向溢流阀孔15a1开口的面积，增加从背压室14向回旋外线室11a的供油量。

另外相反地，在回旋外线室11a的压力高于背压室14的压力时，产生与上述图10(b)中说明的情况相反的润滑油13流动。若产生逆流，则回旋外线室11a的气体大量流入背压室14，而使背压室14的压力过度上升。然而，由于背压控制阀16打开，因此背压Pb下落至规定值。如此，好不容易压缩至中途，所需的能量白白浪费，而使效率下降。因此，在此为了确保密封性而需要充分获得密封长度。在此与上述同样地，优选将最小密封长度形成为卷板的厚度t的17％以上且40％以下。

图13表示涡旋压缩机起动后的压力变化。吸入压力Ps、背压Pb、喷出压力Pd这三根线是实验结果。Pcom所示的部分是图10所示的连通孔18与溢流阀孔15a1连通的区间的回旋外线室11a的压力。当压缩机起动时，喷出压力Pd与吸入压力Ps的差压增大。

假想回旋外线室11A追随该相同空间时，在闭合瞬间，回旋外线室11a发生变化。该瞬间的回旋外线室11a的压力为Ps。然后，随着曲轴7旋转而回旋外线室11a的压力上升。该上升时的两涡盘的动作由图10表示。

由图13的虚线包围的带状的部分(Pcom所指示的部分)表示连通孔18与溢流阀孔15a1连通时的回旋外线室11a的压力Pcom。即，是图10(b)说明的回旋外线室11a的压力。但是，不是追随该闭合的一个回旋外线室11a，而是连续表示旋转n圈后的压力。

起动前，吸入压力Ps、背压Pb、喷出压室的压力P_2f当然相同，没有差，因此起动后初期，压缩室的压力Pc直接成为喷出压室的压力P_2f，因此溢流阀15打开。如(1)式所示，压缩室压力Pc由压除容积V0与压缩室容积Vc的比率的规定值次幂来决定，因此如刚起动之后那样喷出压力Pd与吸入压力Ps的比率Pd/Ps低时，压缩室11的压力Pc直接达到喷出压室2f的压力P_2f。如此，回旋外线室11a的压力与喷出压室的压力P_2f相同，在图13中，Pcom表示为喷出压力Pd。这是区域A。需要说明的是，喷出压室的压力P_2f是与喷出压力Pd相同的意思。

因此，刚起动之后的A区间的比率Pd/Ps低，Pcom成为P_2f以上，溢流阀15打开。如刚起动之后那样Pcom高于背压Pb时，背压室14和回旋外线室11a经由连通孔18和溢流阀孔15a1而连通，由此回旋外线室11a的气体制冷剂向背压室14逆流，背压室14的压力上升。此时的背压Pb与吸入压力Ps之差为小压力，因此还无法克服背压控制阀16的弹簧16d产生的作用力，背压控制阀16不会打开。因此，因逆流而背压Pb升高，在涡旋压缩机1起动时，回旋涡盘6可靠地浮起，能够减小齿顶与齿根的间隙。即，能够提高起动时的效率。

在起动后，经过某程度的时间时，吸入压力Ps与喷出压力Pd之差增大。这是区域B。在该区域B的初期，溢流阀15打开，Pcom成为喷出压力Pd。在该附近，Pcom高于背压Pb，因此气体制冷剂从齿顶开口向卷板相反侧开口流入，背压Pb上升。

然后，Pcom与吸入压力Ps一起下降。在(1)式中，Vc为连通孔18与溢流阀孔15a1连通时的回旋外线室11a的容积，Pc为Pcom时，随着吸入压力Ps降低，而Pcom下降。背压Pb由背压控制阀16的弹簧力控制成吸入压力Ps+规定值，但仅限于不会克服弹簧力而打开阀，如图13所示，显示成为Pb＞Ps的行为。当克服弹簧力而开阀时，背压Pb成为吸入压力Ps+规定值。其结果是，B区间的开始的Pcom高于背压Pb，但之后，低于背压Pb。

在成为稳定运转等而Pcom低于背压Pb时，即背压Pb高于Pcom时，为了使气体制冷剂从卷板相反侧开口向齿顶开口流入，而背压室14的润滑油13经由连通孔18和溢流阀孔15a1向回旋外线室11a供给。如上所述，在现有产品中，由于在11点钟位置设有背压控制阀16，因此难以向假想回旋外线室11A供油。因此，虽然在回旋外线室11a形成后，但通过向闭合的空间即回旋外线室11a进行齿顶供油，而能够提高回旋外线室11a的密封性来提高压缩机的效率。而且，该齿顶供油朝向消除上述的不平衡的方向作用。

另外，对轴承供油而向背压室14供给的润滑油13的一部分未经由背压控制阀16从吸入空间10流入吸入室，而直接向闭合的压缩室即回旋外线室11a供给，因此能够减少吸入气体的加热损失而改善体积效率。详细情况如下所述。

经由背压控制阀16、吸入空间10向吸入室即假想回旋外线室11A或假想回旋内线室11B供给油时，吸入气体被加热而气体制冷剂的密度减小，因此制冷剂循环量下降而体积效率下降。然而，若向吸入空间10供给的油减少，则能够抑制制冷剂循环量的下降而抑制体积效率的下降。该减少的量的供油量经由连通孔18从齿顶向压缩室11供油。压缩室11为闭合的空间，因此制冷剂循环量不变化，而体积效率不会下降。

即，即使供油量的一部分从间接供油路径向直接供油路径移动，吸入气体的加热损失也不会从间接供油路径向直接供油路径移动，因此向吸入空间10的供油量减少，相应地作为整体能够减少吸入气体的加热损失，其中该间接供油路径经由吸入空间10而间接地向压缩室11供给油，该直接供油路径不经由吸入空间10而直接地向压缩室11供给油。因此，减少体积效率这一观点上成为过剰的、从背压室14经由背压控制阀16、吸入空间10的压缩室11的供油量，对应于该减少量，抑制体积效率的下降，作为整体也能够改善体积效率。在图8的“过剰”范围内，相当于向左侧移动，即接近“适当”范围。成为“适当”范围时，轴承供油量发生不足。

例如，即使常时连通或在7～9点钟位置配设背压控制阀16等而向假想回旋内外线室的供油量已经平衡的状态下，也能够得到齿顶供油产生的体积效率的改善效果。需要说明的是，常时连通结构是指始终使背压室14和背压控制阀16连通的结构，在将背压室14的压力抑制成比较小时使用。即，是即使未间歇连通也容易打开背压控制阀16的结构。主要在上述的弗利昂系制冷剂用涡旋压缩机中使用。而且，即使在将称为意高库特(注册商标)的热泵供热水机中使用的CO₂作为制冷剂的涡旋压缩机中，只要是回旋涡盘6的卷板相反侧的纵轴方向的投影面积中的、喷出压力的作用的面积比本实施例的该面积大的结构，就可以减小背压而采用常时连通结构。

如以上所述，刚起动之后以使背压室14的压力上升的方式发挥功能而将回旋涡盘6向固定涡盘5可靠地施力，然后，在成为稳定运转时，向压缩室11(回旋外线室11a)供给润滑油13并使压缩室内的密封性提高，从而能够提高压缩机的效率。

在此，根据压缩室11内的间隙是与压力高的小室相邻还是与压力低的小室相邻，而润滑油13的向间隙密封的利用方法不同。

首先，具体说明抑制第一种泄漏的情况。

作为某一个小室形成的压缩室的压力低于比该压缩室的曲轴角超前360°形成的压缩室的压力。因此，来自该超前了360°的小室的油从该压缩室的前端的间隙泄漏。而且，油从该压缩室的后端的间隙向滞后了360°的小室漏出。

图6(a)(b)所示的回旋外线室11a′比回旋外线室11a的曲轴角超前360°而开始压缩，因此比较回旋外线室11a′与回旋外线室11a的压力时，回旋外线室11a′的压力高。由此，回旋外线室11a′内的润滑油13在压缩行程中通过间隙向回旋外线室11a泄漏，该泄漏的润滑油13进行回旋外线室11a的间隙的密封。而且，向回旋外线室11a供给的润滑油13向假想回旋外线室11A泄漏，进而进行回旋外线室的密封。

图6(a)(b)所示的回旋内线室11b′比回旋内线室11b的曲轴角超前360°而开始压缩，因此比较回旋内线室11b′与回旋内线室11b的压力时，回旋内线室11b′的压力高。由此，回旋内线室11b′内的润滑油13在压缩行程中通过间隙向回旋内线室11b泄漏，该泄漏的润滑油13进行回旋内线室11b的间隙的密封。而且，回旋内线室11b内的润滑油13向假想回旋内线室11B泄漏，进而进行回旋内线室的密封。

接下来，具体说明抑制第二种泄漏的情况。

在图11中，经由连通孔18和溢流阀孔15a1供给润滑油13的回旋外线室11a为P2的小室。回旋外线室11a内的润滑油13通过间隙191向压力低的P1的小室漏出，由此抑制气体制冷剂从间隙191的漏出。润滑油13从与压力高的P3的小室相邻的一侧的间隙192泄漏，由此保持该小室的密封性。

图6(a)所示的回旋外线室11a′比回旋内线室11b的曲轴角超前180°而开始压缩，因此比较相同容积的回旋外线室11a′与回旋内线室11b的压力时，回旋外线室11a′的压力高。由此，回旋外线室11a′内的润滑油13在压缩行程中通过间隙向回旋内线室11b泄漏，该泄漏的润滑油13进行回旋内线室11b的间隙的密封。而且，向回旋外线室11a′供给的润滑油13也向假想回旋内线室11B泄漏，进而进行回旋内线室的密封。

另外，图6(a)所示的回旋内线室11b比回旋外线室11a的曲轴角超前180°而开始压缩，因此比较回旋外线室11a与回旋内线室11b的压力时，回旋内线室11b的压力高。由此，回旋内线室11b内的润滑油13在压缩行程中通过间隙向回旋外线室11a泄漏，该泄漏的润滑油13进行回旋外线室11a的间隙的密封。

另外，图6(a)所示的回旋外线室11a比假想回旋内线室11B超前而开始压缩，因此回旋外线室11a的压力高。由此，回旋外线室11a内的润滑油13在压缩行程中通过间隙向假想回旋内线室11B泄漏，进而进行回旋内线室的密封。

另外，图6(b)所示的回旋外线室11a′与喷出口5e连通，因此严格来说回旋外线室11a′不是最超前压缩室，但在与前后的曲轴角的关系上容易理解，而与上述同样地进行记载。回旋外线室11a′比回旋内线室11b′的曲轴角超前180°而开始压缩，因此比较回旋外线室11a′与回旋内线室11b′的压力时，回旋外线室11a′的压力高。而且，回旋外线室11a′比回旋内线室11b的曲轴角超前360°，且比回旋内线室11b′超前180°而开始压缩，因此回旋外线室11a′的压力高。图6(b)所示的回旋外线室11a′其本身的话，未止于升高，而回旋外线室11a′的压力成为喷出压力。如上所述，这是由于回旋外线室11a′与喷出口5e连通的缘故。因此，如所述那样，回旋外线室11a′的压力高，因此回旋外线室11a′内的润滑油13在压缩行程中通过间隙向回旋内线室11b′和回旋内线室11b泄漏，该泄漏的润滑油13进行回旋内线室11b′的间隙的密封和回旋内线室11b的间隙的密封。

另外，图6(b)所示的回旋内线室11b′比回旋外线室11a的曲轴角超前180°而开始压缩，因此比较回旋外线室11a与回旋内线室11b′的压力时，回旋内线室11b′的压力高。由此，回旋内线室11b′内的润滑油13在压缩行程中通过间隙向回旋外线室11a泄漏，该泄漏的润滑油13进行回旋外线室11a的间隙的密封。

另外，图6(b)所示的回旋外线室11a比回旋内线室11b的曲轴角超前180°而开始压缩，因此比较相同容积的回旋外线室11a与回旋内线室11b的压力时，回旋外线室11a的压力高。因此，回旋外线室11a内的润滑油13在压缩行程中通过间隙向回旋内线室11b泄漏，该泄漏的润滑油13进行回旋内线室11b的间隙的密封。

另外，图6(b)所示的回旋内线室11b比假想回旋外线室11A超前而开始压缩，因此回旋内线室11b的压力高。由此，回旋内线室11b内的润滑油13在压缩行程中通过间隙向假想回旋外线室11A泄漏，进而进行回旋外线室的密封。

需要说明的是，在以上的说明中，说明了溢流阀15未打开的情况，但根据实际的运转条件而溢流阀15有时打开，若如此，则必然与以上的说明不同。当溢流阀15打开时，在那里暴露的压缩室11的压力成为与喷出压力相同。在成为相同压力的压缩室之间，泄漏消失，在压力不同的压缩室之间，润滑油13从压力高的压缩室向压力低的压缩室漏出。

需要说明的是，假想回旋外线室11A中的吸入结束的回旋外线室为回旋外线室a，比该回旋外线室的相位超前了360°的回旋外线室为回旋外线室a′，假想回旋内线室11B中的吸入结束的回旋内线室为回旋内线室b，比该回旋内线室的相位超前了360°的回旋内线室为回旋内线室b′。在增加卷板的卷数而压缩室的个数增加时，为a″、a″′、……、b″、b″′、……等，可以同样地进行说明。

如此，经由连通孔18和溢流阀孔15a1供给的润滑油13在喷出结束之前为了密封间隙而被利用，剩余的润滑油从喷出口5e向喷出压室2f喷出。

考虑到以上那样的泄漏和剩余时，为了从压缩开始时能够可靠地压缩，而在压缩室形成时的前后，尽可能向外径侧的压缩室供油的情况更有利。而且，压缩室11的压力越高，齿顶供油产生的供油量减少，当压缩室11的压力成为背压以上时，无法从背压室14进行齿顶供油。因此，从该点出发，尽可能向外径侧的压缩室供油的情况更有利。通过进行背压控制阀16向吸入室的供油和齿顶供油向回旋外线室11a的供油，而能够形成效率更高的压缩机。

在此，在本实施例中，说明了将背压室14和回旋外线室11a经由连通孔18和回旋外线室11a用的溢流阀孔15a1连通，仅向回旋外线室11a进行齿顶供油的方式，但如果也能向回旋内线室11b进行齿顶供油，则能够形成更高效率。此时，只要是与连通孔18同样地在回旋涡盘6的卷板内设置连通孔(18-2)，且经由回旋内线室11b用的溢流阀孔15a2也向回旋内线室11b进行齿顶供油的结构即可。此时，连通孔(18-2)的卷板相反侧开口也可以与连通孔18的卷板相反侧开口共用。进行齿顶供油的回旋内外线室11a、11b是最外径侧的回旋内外线室。

向回旋外线室11a和回旋内线室11b这双方进行齿顶供油的结构尤其在对称卷板型的情况下具有特有的效果。图14是对称卷板的回旋外线室11a和回旋内线室11b均为吸入结束的时间的图。在对称卷板型的情况下，回旋外线室11a和回旋内线室11b在相同时间开始压缩，因此若回旋外线室11a的容积与回旋内线室11b的容积相同，则压力也相同。由此，在对称卷板型的情况下，相同容积的回旋内外线室相互之间的润滑油13的泄漏消失，即在相同容积的回旋内外线室相互之间，第二种泄漏消失，因此优选在回旋外线室11a和回旋内线室11b分别设置与溢流阀孔15a1、15a2连通的连通孔18、18-2。

若上述的不平衡是向假想回旋内线室11B的吸入少，则齿顶供油可以仅向回旋内线室11b进行。

需要说明的是，以上全部以图1所示的纵型涡旋压缩机1为前提进行了说明，但如图15那样以横型涡旋压缩机为前提，也能够得到同样的作用效果。

图16表示本实施例的涡旋压缩机1的效率。(a)(b)均是上图以比来表示体积效率，下图以比来表示压缩机效率。(a)是对表示本实施例的θb＝270°(9点钟位置)的左图与表示现有的θb＝210°(11点钟位置)的右图进行了比较的图。(b)是θb＝270°下的具有连通孔18的左图与不具有连通孔18的右图进行了比较的图。在此，(a)以表示θb＝210°的右图的效率为100％的比率表示，(b)以不具有连通孔18的右图的效率为100％的比率表示。运转条件是将涡旋压缩机1搭载于意高库特(注册商标)时的65℃的热水为积存热水的条件。体积效率由(3)式表示，压缩机效率由(4)式表示。

η_v＝Γ/(V0·ρ_s·f)...(3)

η_c＝Γ·Δh/w...(4)

在此，η_v表示体积效率，η_c表示压缩机效率，Γ表示制冷剂循环量，V0表示压除容积，ρ_s表示吸入气体密度，f表示电动机旋转频率，Δh表示吸入气体与喷出气体的焓差，w表示电动机输入。

正如观察(a)可知那样，背压控制阀位置θb＝270°(9点钟位置)相对于θb＝210°(11点钟位置)，体积效率和压缩机效率提高1.5～2％左右。而且，正如观察(b)可知那样，具有连通孔18的情况相对于不具有连通孔18的情况，体积效率和压缩机效率提高2～2.5％。尤其是体积效率上升，因此压缩室的密封性提高，可知(3)式、(4)式的制冷剂循环量增加。

如以上所述，能够平衡性良好地向假想回旋外线室11A和假想回旋内线室11B供油，能够提高各压缩室的密封性而减少泄漏损失。而且，将连通孔18和溢流阀孔15a1连通而从背压室14向回旋外线室11a供油，由此能够减少通过背压控制阀16向吸入空间10、吸入室流入的油量，能够减少吸入气体的加热损失。

接下来，说明将该涡旋压缩机1作为单元搭载于热泵供热水机、意高库特(注册商标)的情况。图17是单元结构图。与上述实施例相同的符号的部件起到相同的作用效果，因此省略说明。

在成为深夜的某一设定的时刻(例如，凌晨3点钟)时，涡旋压缩机1起动，从喷出管2e喷出被压缩后的高温高压的制冷剂。喷出的制冷剂在水-制冷剂热交换器29中与积存热水罐32的水进行热交换而被冷却。作为水-制冷剂热交换器29可以使用上述的第一热交换器。从水-制冷剂热交换器29出来的制冷剂由膨胀阀33减压而进入蒸发器34，吸取大气的热量而蒸发。从蒸发器34出来的制冷剂从吸入管2d被吸入涡旋压缩机1，在涡旋压缩机1中再次被压缩。搭载了此种本实施例的涡旋压缩机1的制冷循环装置也由于涡旋压缩机1的效率上升而相应地成为高效率的制冷循环装置。

另一方面，积存热水罐32的水由水循环泵31传送，向水-制冷剂热交换器29引导。从积存热水罐32下部引导的水由水-制冷剂热交换器29加热，加热后的水向积存热水罐32上部返回。

接下来，说明控制方法。使用者利用遥控器30来设定在积存热水罐32中积存的热水的温度。来自出热水温度传感器35、喷出气体温度传感器36的信号向控制单元25输入。由出热水温度传感器35或喷出气体温度传感器36检测到的温度低于由遥控器30设定的热水的温度时，涡旋压缩机1的转速上升而制冷剂循环量增加，或膨胀阀33节流而喷出压力上升，从而进行提升热水的温度的控制。

根据以上的方法，为了使积存热水罐32的热水的温度成为所希望的温度而控制制冷循环，例如在成为早晨7点钟时停止运转。在成为白天时，积存热水罐32的热水与来自自来水管的自来水混合，按照使用者的要求而从使用终端即淋浴27或水龙头28供给热水。而且，在对浴槽24的热水进行再加热时，利用设置在积存热水罐32内的再加热用热交换器26对浴槽内的热水与积存热水罐32内的热水进行热交换。

此种涡旋压缩机搭载于室内空调装置或业务用的封装空调、热泵供热水机等。作为室内空调装置或热泵供热水机的整年的表示性能的指标，有整年能量消耗效率(Annual Performance Factor)。该APF例如在热泵供热水机的情况下，相对于由规格决定的按外气温度的供热水负载，根据设备消耗何种程度的电力来决定，由供热水负载÷消耗电力表示。在此，供热水负载由下式表示。

Lw＝(θo-θi)·Cw·v·d...(5)

在此，Lw表示供热水负载，θo表示供热水温度，θi表示入水温度，Cw表示水的比热，v表示供热水量，d表示天数。

在此，供热水温度θo和入水温度θi由外气温度决定。天数d由该外气温度由一年多少天来决定。对上述供热水负载Lw以整年进行积分时，算出整年的供热水负载。压缩机效率提高是指消耗电力减少，是指搭载了本实施例的涡旋压缩机的设备的APF提高。即，能够实现节能化。或者在使用与以前相同的消耗电力时，能够提高加热能力。例如，在寒冷地区也能够提高加热能力，因此能够提高积存热水的温度，不用变更积存热水罐32的容量就能够实质性地增加可使用的热水量。

【实施例2】

图18表示第二实施例。图18所示的涡旋压缩机大致与第一实施例为相同的结构，同一名称、同一符号的部件能得到相同的作用效果。在第二实施例与第一实施例中，不同点在于连通孔18不与溢流阀孔15a连通，而与形成在比固定涡盘5的卷板底面即齿根深的位置上的凹处20连通。即，齿顶开口与凹处20连通，卷板相反侧开口与背压室14连通。该凹处20也称为设置在比固定涡盘5的齿根更深的位置上的空间。

如实施例1所述那样，溢流阀15的主要目的是在压缩室11的压力成为喷出压室2f的压力P2f以上时或刚起动之后等液体制冷剂被吸入时进行动作，因此设置位置在某种程度上被限定。然而，如本实施例那样，通过形成为凹处20而设置位置变得自由，背压室14和压缩室11经由连通孔18和凹处20而连通的时间的设定自由度增加。

【实施例3】

图19表示第三实施例。图19所示的涡旋压缩机1大致与第一实施例为相同的结构，同一名称、同一符号的部件能得到相同的作用效果。与第一实施例的不同点在于连通孔18与回旋轴承6c内的曲轴7的上部空间、即喷出压供油室51连通。齿顶开口与溢流阀孔15a1连通，卷板相反侧开口与形成在回旋涡盘6的卷板相反侧的、压力比背压高的空间即喷出压供油室51连通。

喷出压供油室51内大致为喷出压力Pd，因此通过将连通孔18与溢流阀孔15a连通，而能够利用差压从喷出压供油室51向压缩室11供油。但是，与第一实施例相比，供油的差压增大，因此需要进行连通孔18与溢流阀孔15a的连通区间的缩短等来抑制润滑油13的供给量。因此，连通孔18的截面积处于比第一、第二实施例小的范围。在此，使孔从回旋涡盘6的台板6b外周面朝向喷出压供油室51贯通，从回旋涡盘6的齿顶朝向该贯通孔来加工孔，在向台板6b外周面贯通的孔内压入栓或通过螺纹紧固等塞严，由此能够形成连通孔18。

【实施例4】

图20表示第四实施例。本实施例的制冷剂的流动、润滑油的流动与图1所示的实施例几乎相同。与图1的实施例的不同点在于回旋轴承6c贯通回旋涡盘6的所谓轴贯通型涡旋压缩机这一点。压缩室11的压力产生的气体压缩载荷作用在卷板高度的中央部。该气体压缩载荷沿回旋轴承6c方向起作用，作为轴承载荷而作用于回旋轴承6c。由此，气体压缩载荷与轴承载荷的作用点一致，使回旋涡盘6翻倒的力矩消失。

【实施例5】

图21表示第五实施例。本实施例的制冷剂的流动与图1所示的实施例大致相同。与图1的实施例的不同点在于供油方式，是被称为强制供油的方式。在曲轴7的下端部设有余摆线泵等供油泵103。该供油泵103与曲轴7的旋转连动。通过供油泵103向回旋轴承6c和主轴承9a供油。曲轴7周边的空间和背压室14由密封环102分隔。向背压室14的油的供给通过在曲轴7周边的空间和背压室14中往复移动的油槽101进行。该往复移动利用回旋涡盘6的公转运动。在利用供油泵供油时，不依赖于压力条件而能够供给供油泵的容积量，具有再喷出压力与吸入压力的压力差大时能够减少轴承供油量的优点。

如以上所述，通过各实施例说明的技术，能够提高压缩机、制冷循环装置等的效率。需要说明的是，除了这些实施例所记载的其本身的结构以外，将纵型涡旋压缩机形成为横型涡旋压缩机也能得到相同的作用效果那样，只要不变更特征的背压控制阀的配设位置和齿顶供油的部分，在将各结构适当组合的结构中也能够得到同样的作用效果。

上述记载针对实施例进行，但本发明不局限于此，对于本领域技术人员而言，在本发明的精神和权利要求书的范围内能够进行各种变更及修正的情况不言自明。

【符号说明】

1涡旋压缩机

2密闭容器

2a壳体

2b盖室

2c底室

2d吸入管

2d1吸入口

2e喷出管

2f喷出压室

3压缩机构部

4电动机

4a定子

4b转子

5固定涡盘

5c卷板

5d台板

5e喷出口

5f弹簧收纳孔

5g贯通孔

5h圆角槽(R槽)

5i导通路

5Xi固定涡盘5的内线侧卷板的卷绕终点部

5Xo固定涡盘5的外线侧卷板的卷绕终点部

6回旋涡盘

6a卷板

6b台板

6c回旋轴承

6Xi回旋涡盘6的内线侧卷板的卷绕终点部

6Xo回旋涡盘6的外线侧卷板的卷绕终点部

7曲轴

7a主轴

7b偏心部

7c供油通路

7d供油管

7z孔

8螺栓

9框架

9a主轴承

10吸入空间

11压缩室

11A假想回旋外线室

11a回旋外线室

11a′回旋外线室

11B假想回旋内线室

11b回旋内线室

11b′回旋内线室

12欧氏环

13润滑油

14背压室

15溢流阀

15a溢流阀孔

16背压控制阀

16a螺钉

16b连通孔

16c阀芯

16d弹簧

16e密封构件

17下轴承

18连通孔

191、192间隙

20凹处

25控制单元

26再加热用热交换器

29水-制冷剂热交换器

30遥控器

31水循环泵

32积存热水罐

33膨胀阀

34蒸发器

35出热水温度传感器

36喷出气体温度传感器

50供油部

51喷出压供油室

101油槽

102密封环

103供油泵

Claims (15)

1.一种涡旋压缩机，其是间歇连通结构的涡旋压缩机，利用由背压控制阀控制的背压使回旋涡盘向固定涡盘施力，并在由两涡盘形成的压缩室内压缩制冷剂，所述涡旋压缩机的特征在于，

所述背压控制阀配设在如下的位置，该位置是当所述回旋涡盘的内线侧的吸入室和所述回旋涡盘的外线侧的吸入室这双方的容积增加时，进行间歇连通的连通开始的位置。

2.根据权利要求1所述的涡旋压缩机，其中，

所述背压控制阀配设在如下的位置，

该位置是在由将所述固定涡盘的内线侧卷板的卷绕终点部与所述回旋涡盘的外线侧卷板的卷绕终点部连结的假想线、所述回旋涡盘的外线侧卷板、所述固定涡盘的内线侧卷板所围成的所述吸入室中的一个即假想回旋外线室的容积增加时，所述背压控制阀与所述背压室连通，并且在由将所述固定涡盘的外线侧卷板的卷绕终点部与所述回旋涡盘的内线侧卷板的卷绕终点部连结的假想线、所述回旋涡盘的内线侧卷板、所述固定涡盘的外线侧卷板所围成的所述吸入室中的一个即假想回旋内线室的容积增加时，所述背压控制阀与所述背压室连通的位置。

3.根据权利要求1所述的涡旋压缩机，其中，

所述背压控制阀配设在如下的位置，该位置是在所述回旋涡盘的内线侧的吸入室和所述回旋涡盘的外线侧的吸入室这双方的容积增加到成为所述各吸入室闭合的空间即所述各压缩室时的各自的容积时，进行间歇连通的连通开始的位置。

4.根据权利要求1所述的涡旋压缩机，其中，

所述压缩室是在所述回旋涡盘的内线侧及所述回旋涡盘的外线侧形成的回旋内线室及回旋外线室，所述背压控制阀配设在如下的位置，该位置是所述回旋涡盘的内线侧的吸入室增加到与成为所述回旋内线室时的容积相同的容积时，且所述回旋涡盘的外线侧的吸入室增加到与成为所述回旋外线室时的容积相同的容积时，进行间歇连通的连通开始的位置。

5.根据权利要求1所述的涡旋压缩机，其中，

所述背压控制阀配设在从所述固定涡盘的卷板的卷绕终点部沿着反绕所述卷板的方向为270°～330°的位置。

6.一种涡旋压缩机，其是齿顶供油结构的涡旋压缩机，利用设置在回旋涡盘的卷板相反侧的背压室的压力即背压使所述回旋涡盘向固定涡盘施力，并在由两涡盘形成的压缩室内压缩制冷剂，所述涡旋压缩机的特征在于，

经由设置在比所述固定涡盘的齿根更深的位置上的空间向所述压缩室进行齿顶供油。

7.根据权利要求6所述的涡旋压缩机，其中，

所述回旋涡盘在所述卷板内具有连通孔，该连通孔具备在卷板的端面即齿顶设置的齿顶开口和相对于所述回旋涡盘的台板在卷板相反侧设置的卷板相反侧开口，通过所述回旋涡盘的公转运动，间歇性地将所述空间与所述齿顶开口连通，并将设置在所述回旋涡盘的卷板相反侧而成为所述背压以上的压力的空间与所述卷板相反侧开口连通，从成为所述背压以上的压力的空间向所述压缩室进行齿顶供油。

8.根据权利要求7所述的涡旋压缩机，其中，

所述固定涡盘具有将所述压缩室的压力向所述涡旋压缩机的密闭容器内释放的溢流阀，设置在比所述固定涡盘的齿根更深的位置上的空间是所述溢流阀的溢流阀孔，成为所述背压以上的压力的空间是所述背压室。

9.根据权利要求7所述的涡旋压缩机，其中，

设置在比所述固定涡盘的齿根更深的位置上的空间是设置于所述固定涡盘的凹处，成为所述背压以上的压力的空间是所述背压室。

10.根据权利要求7所述的涡旋压缩机，其中，

成为所述背压以上的压力的空间是处于所述回旋涡盘的卷板相反侧的、将所述涡旋压缩机的密闭容器内的压力的油导入的喷出压供油室。

11.一种涡旋压缩机，其在密闭容器内具备固定涡盘、回旋涡盘、背压控制阀、溢流阀，

该固定涡盘具有涡卷状的卷板，

该回旋涡盘具有涡卷状的卷板且与所述固定涡盘的卷板啮合而形成压缩制冷剂的压缩室，并基于曲轴的旋转而相对于所述固定涡盘进行公转运动，

该背压控制阀对形成在所述回旋涡盘的卷板相反侧的背压室的压力进行控制，

该溢流阀配设于所述固定涡盘，在所述压缩室的压力大于所述密闭容器内的压力时将该压缩室的制冷剂向所述密闭容器内排出，

所述涡旋压缩机对所述背压控制阀与所述背压室进行间歇连通，

所述涡旋压缩机的特征在于，

所述背压控制阀配设在如下的位置，该位置是在由将所述固定涡盘的内线侧卷板的卷绕终点部与所述回旋涡盘的外线侧卷板的卷绕终点部连结的假想线、所述回旋涡盘的外线侧卷板、所述固定涡盘的内线侧卷板所围成的假想回旋外线室的容积伴随着所述曲轴的旋转而增加时，所述背压控制阀与所述背压室连通的位置，并且是在由将所述固定涡盘的外线侧卷板的卷绕终点部与所述回旋涡盘的内线侧卷板的卷绕终点部连结的假想线、所述回旋涡盘的内线侧卷板、所述固定涡盘的外线侧卷板所围成的假想回旋内线室的容积伴随着所述曲轴的旋转而增加时，所述背压控制阀与所述背压室连通的位置，

所述回旋涡盘在所述卷板内具有连通孔，该连通孔具备在卷板的端面即齿顶设置的齿顶开口和相对于所述回旋涡盘的台板在卷板相反侧设置的卷板相反侧开口，

在所述回旋涡盘的公转运动的作用下，所述齿顶开口与所述溢流阀的溢流阀孔间歇性地连通，

所述背压室与所述卷板相反侧开口连通，

所述背压室与所述压缩室连通。

12.根据权利要求8或11所述的涡旋压缩机，其中，

所述压缩室是形成在所述回旋涡盘的卷板的外径侧的压缩室即回旋外线室。

13.根据权利要求12所述的涡旋压缩机，其中，

所述固定涡盘具有将所述压缩室中的、形成在所述回旋涡盘的卷板的内径侧的回旋内线室的压力向所述涡旋压缩机的密闭容器内释放的第二溢流阀，

所述回旋涡盘在所述卷板内具有第二连通孔，该第二连通孔具有在卷板的端面即齿顶设置的第二齿顶开口和相对于所述回旋涡盘的台板在卷板相反侧设置的第二卷板相反侧开口，

在所述回旋涡盘的公转运动的作用下，所述第二齿顶开口与所述第二溢流阀的溢流阀孔间歇性地连通，

所述背压室与所述第二卷板相反侧开口连通，

所述背压室与所述回旋内线室连通。

14.一种制冷循环装置，将涡旋压缩机的喷出管、第一热交换器、膨胀装置、第二热交换器、所述涡旋压缩机的吸入管依次连接，其中，

使用权利要求1、6、11中任一项所述的涡旋压缩机作为所述涡旋压缩机，

构成制冷剂为二氧化碳的超临界制冷循环。

15.一种热泵供热水机，其中，

具备权利要求14所述的制冷循环装置、积存热水罐、水-制冷剂热交换器、水循环泵，

使用所述第一热交换器作为所述水-制冷剂热交换器，通过使所述水循环泵运转而从所述积存热水罐引导水，在所述水-制冷剂热交换器内将水加热，并使该加热后的水返回所述积存热水罐，

积存在所述积存热水罐内的热水向使用终端供给。

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