CN103189650B - 涡旋式压缩机 - Google Patents

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Abstract

涡旋式压缩机包括:让朝向静涡旋盘(60)一侧的推压力作用于动涡旋盘(70)的端板部(71)背面的推压机构(42)、让使动涡旋盘(70)与静涡旋盘(60)分离的反推力作用于动涡旋盘(70)的端板部(71)正面的反推机构(80)、充满压力比压缩机构(40)的喷气压力低的流体的低压部(12a、43、44)以及具有形成在静涡旋盘(60)的外缘部(62)的滑动面上的连通槽(90、96、101、102)的压缩机构(120)。该连通槽(90、96、101、102)在为减小动涡旋盘(70)的倾覆力矩的第一旋转角度范围内与低压部(12a、43、44)连通，在第一旋转角度范围以外的第二旋转角度范围内与低压部(12a、43、44)则被切断。

Description

涡旋式压缩机
技术领域
本发明涉及一种涡旋式压缩机,特别涉及一种防止动涡旋盘倾覆的技术措施。
背景技术
现在众人已知涡旋式压缩机属于作为对流体进行压缩的压缩机。例如专利文献1中公开了这种涡旋式压缩机。涡旋式压缩机在机壳内安装有静涡旋盘和动涡旋盘相互啮合的压缩机构。动涡旋盘由电动机驱动偏心于静涡旋盘旋转。这样一来，从静涡旋盘的外周侧吸入压缩室的流体便随着该压缩室容积逐渐缩小而逐渐接近静涡旋盘的中心侧喷出口。于是当已对流体进行了压缩的压缩室与喷出口连通时，流体即被从该喷出口喷出。
专利文献1中公开的涡旋式压缩机中包括将动涡旋盘朝着静涡旋盘一侧推压的推压机构。具体而言，该推压机构使喷气压力(高压压力)作用在动涡旋盘的端板部背面一侧。这样来减少由于压缩室内的气态制冷剂的压力(轴向、径向气体载荷)引起的作用于动涡旋盘的倾覆力矩。
另一方面，在上述具有推压机构的结构下，特别是在流体的高低差压较大的运转条件下，作用于动涡旋盘的端板部背面的高压压力会增大。因此，对动涡旋盘的推压力增大，静涡旋盘和动涡旋盘之间的轴向滑动损失增大。
于是，为了抑制上述过剩的推压力，在专利文献1公开的涡旋式压缩机中设置了反推机构。具体而言，在专利文献1公开的反推机构中，在静涡旋盘的外缘部与动涡旋盘的端板部的滑动面上形成了高压引入槽。例如在高低差压较大的运转条件下，若高压润滑油供向高压槽，就会在静涡旋盘和动涡旋盘之间产生使两涡旋盘沿着轴向分离的反推力(疏远力)。其结果是，能够抑制推压机构带来的过剩推压，从而能够减少轴向上的滑动损失。
现有技术文献
专利文献
专利文献1：日本专利第3731433号公报
发明内容
－发明要解决的技术问题－
受压缩机构的尺寸、形状等的制约会出现上述反推机构不能对动涡旋盘的端板部整个区域均匀地作用反推力的情况。因此，伴随着这样的反推力的不均匀化出现了倾覆力矩根据动涡旋盘的旋转角度发生很大变化的情况。其结果是，即使采用上述反推机构也会出现以下问题：当动涡旋盘转到某一旋转角度范围内时倾覆力矩增大。
本发明正是鉴于上述问题点而完成的。其目的在于:提供一种不管动涡旋盘的旋转角度为多少都能够减小倾覆力矩的涡旋式压缩机。
－用于解决技术问题的技术方案－
第一方面的发明以一种涡旋式压缩机为对象。包括机壳20、压缩机构40、推压机构42、反推机构80以及调整机构120。所述压缩机构40安装在所述机壳20内且包括静涡旋盘60和动涡旋盘70，该静涡旋盘60具有端板部61、形成在该端板部61外周的外缘部62以及立设于该外缘部62内部的涡旋齿63，该动涡旋盘70具有与该静涡旋盘60的外缘部62及涡旋齿63的端部滑动接触的端板部71和立设于该端板部71的涡旋齿72。所述推压机构42使朝向所述静涡旋盘60一侧的推压力作用于所述动涡旋盘70的端板部71背面。所述反推机构80，让使所述动涡旋盘70疏远所述静涡旋盘60的反推力作用于该动涡旋盘70的端板部71正面。所述调整机构120至少有一个，该调整机构120具有充满压力低于所述压缩机构40的喷气压力的流体的低压部12a、43、44和形成在所述静涡旋盘60的外缘部62的滑动面上的连通槽90、96、101、102，在为减小所述动涡旋盘70的倾覆力矩的第一旋转角度范围内该连通槽90、96、101、102与所述低压部12a、43、44连通，而在所述第一旋转角度范围以外的第二旋转角度范围内该连通槽90、96、101、102与所述低压部12a、43、44被切断。
在第一方面的发明中，通过动涡旋盘70相对于静涡旋盘60做公转运动，就会在形成在两涡旋盘60、70之间的压缩室内对流体进行压缩。推压机构42让推压力作用于动涡旋盘70的端板部71背面。这样，动涡旋盘70就会抵抗压缩室内的气体载荷而被朝着静涡旋盘60一侧推压过去。其结果是，能够抑制动涡旋盘70倾覆。
在例如这样的推压力过剩的情况下，反推机构80让反推力作用于动涡旋盘70的端板部71正面。也就是说，反推机构80朝着与对所述推压机构42的推压力相反的方向将动涡旋盘70反推回去。这样一来，在例如高低差压较大的运转条件下能够抑制对动涡旋盘70的推压力过剩。
另一方面，若利用这样的反推机构80使反推力作用于动涡旋盘70的端板部71，那么当动涡旋盘70的旋转角度在某一范围内时倾覆力矩就会增大。于是，在本发明中，为了减小动涡旋盘70的倾覆力矩增大的第一旋转角度范围内的该倾覆力矩而设置了调整机构120。
具体而言，在调整机构120中，在静涡旋盘60的外缘部62形成有连通槽90、96、101、102。当动涡旋盘70转到第一旋转角度范围内时，该连通槽90、96、101、102便与低压部12a、43、44连通。该低压部12a、43、44充满了压力比压缩机构40的喷气压力低(例如压缩机构40的吸气压力、该吸气压力和喷气压力之间的中压压力的流体)。因此，当连通槽90、96、101、102与低压部12a、43、44连通时，连通槽90、96、101、102内的压力也会下降。其结果是动涡旋盘70的端板部71被吸引到静涡旋盘60的外缘部62一侧。也就是说，借助连通槽90、96、101、102的压力下降，负压会作用于动涡旋盘70的端板部71。这样，在第一旋转角度范围内动涡旋盘70就被吸引到静涡旋盘60一侧，而能够减小倾覆力矩。这样一来，在第一旋转角度范围内动涡旋盘70的倾覆力矩被抵消。
另一方面，当动涡旋盘70转到第一旋转角度范围以外的第二旋转角度范围(即从动涡旋盘旋转一周360°的旋转角度范围减去第一旋转角度范围后得到的旋转角度范围)内时，连通槽90、96、101、102与低压部12a、43、44便被切断。因此，由于在该旋转角度范围内连通槽90、96、101、102的内压不下降，所以不会出现调整机构120积极地使动涡旋盘70的倾覆力矩减小的现象。
在第一方面的发明中，所述反推机构80包括形成在所述静涡旋盘60的外缘部62的滑动面上，包括供对应于所述压缩机构40的喷气压力的高压润滑油流入的高压槽，所述连通槽90、96形成在所述高压槽的径向外侧。
在第一方面发明的反推机构80中，在静涡旋盘60的外缘部62的滑动面上形成有圆弧状高压槽。当高压润滑油流入该高压槽时，反推力会作用于面对该高压槽之部位(动涡旋盘70的端板部71正面的一部分)。另一方面，用于减小倾覆力矩的连通槽90、96形成在静涡旋盘60的外缘部62滑动面上高压槽的径向外侧。这样设置高压槽及连通槽90、96以后，就是在万一高压槽内的润滑油流到静涡旋盘60的径向外侧的情况下，也能够将该润滑油回收到连通槽90、96内。
在第二方面的发明中，高压槽形成为圆弧状。因此反推力会作用在动涡旋盘70的端板部71较大的范围内。另一方面，连通槽90、96形成为与高压槽相适配的圆弧状。因此，在高压槽内的润滑油朝着静涡旋盘60的径向外侧流出的情况下也易于将该润滑油回收到连通槽90、96内。
第三发面的发明是这样的，在第一到第二方面任一方面的发明中，所述调整机构120包括：形成在所述动涡旋盘70的端板部71的与所述外缘部62相对的滑动面上的凹部94和作为将流体吸入所述压缩机构40的所述低压部的吸入口12a，所述调整机构120构成为：当所述动涡旋盘70转到所述第一旋转角度范围时，所述凹部94的内部位于跨过所述吸入口12a和所述连通槽90双方的位置，而当所述动涡旋盘70转到所述第二旋转角度范围内时，所述凹部94的内部位于与所述吸入口12a及连通槽90中之一方或双方被切断的位置。
在第三方面发明的调整机构120中，在动涡旋盘70的端板部71的滑动面上形成有凹部94。因此，当动涡旋盘70做公转运动时，凹部94也会与端板部71一起做公转运动。当动涡旋盘70转到第一旋转角度范围内时，凹部94会移动到跨越压缩机构40的吸入口12a和连通槽90双方的位置。于是，连通槽90便经凹部94的内部空间与吸入口12a连通。这样一来,连通槽90内部的压力下降，动涡旋盘70会被朝着静涡旋盘60一侧吸引过去。
当动涡旋盘70转到第二旋转角度范围内时，凹部94则移动到不与连通槽90、吸入口12a连通的位置。因此，在第二旋转角度范围内内不会出现连通槽90的内压下降的情况。
第四方面的发明是这样的，在第一到第二方面任一方面的发明中，所述调整机构120包括：形成在所述动涡旋盘70的端板部71的外周端部且移动来将所述连通槽96打开、关闭的封闭部71a和形成在该封闭部71a周围的所述低压部43，所述调整机构120构成为：当所述动涡旋盘70转到所述第一旋转角度范围内时，所述连通槽96被所述封闭部71a打开，该连通槽96与所述低压部43连通，而当所述动涡旋盘70转到所述第二旋转角度范围内时，所述连通槽96被所述动涡旋盘70上的封闭部71a覆盖。
在第四方面的发明中,借助封闭部71a伴随着动涡旋盘70的公转运动而移动来调整连通槽96的压力。具体而言,当动涡旋盘70转到第一旋转角度范围内时,连通槽96则被封闭部71a(动涡旋盘70的端板部71的外周端部)打开。于是,连通槽96与封闭部71a周围的低压部43连通。这样一来,连通槽96内部的压力下降,动涡旋盘70会被朝着静涡旋盘60一侧吸引过去。
当动涡旋盘70转到第二旋转角度范围内时,连通槽96则被封闭部71a封闭而与低压部43切断。因此,在第二旋转角度范围内不会出现连通槽96的内压下降的情况。
第五方面的发明是这样的，在第一到第二方面任一方面的发明中，所述调整机构120包括：沿轴向贯通所述动涡旋盘70的端板部71的通孔98和与该通孔98的位于端板部71背面一侧的开口端连通的所述低压部44，所述调整机构120构成为：当所述动涡旋盘70转到所述第一旋转角度范围时，所述连通槽90、96、101、102经所述通孔98与所述低压部44连通，而当所述动涡旋盘70转到所述第二旋转角度范围内时，所述连通槽90、96、101、102与所述通孔98被切断。
在第五方面的发明中，借助通孔98伴随着动涡旋盘70的公转运动而移动来调整连通槽90、96、101、102的压力。具体而言，当动涡旋盘70转到第一旋转角度范围内时，连通槽90、96、101、102经通孔98与低压部44连通。这样一来，连通槽90、96、101、102内部的压力下降，动涡旋盘70会被朝着静涡旋盘60一侧吸引过去。
当动涡旋盘70转到第二旋转角度范围内时，连通槽90、96、101、102与通孔98被切断。这样一来，连通槽90、96、101、102和低压部44就被切断。因此，在第二旋转角度范围内不会出现连通槽90、96、101、102的内压下降的情况。
第六方面的发明是这样的，在第五方面的发明中，所述连通槽90、96包括：形状为沿轴向与所述通孔98的偏心轨迹的一部分相重的扩张圆弧槽100，所述低压部44形成在观看与所述通孔98的轴垂直的剖面时包括所述扩张圆弧槽100的范围内。
在第六方面的发明中，在所述连通槽90、96中设置有扩张圆弧槽100。该扩张圆弧槽100呈包括伴随着动涡旋盘70的公转运动而偏心旋转的通孔98的偏心轨迹的一部分的圆弧状。因此，能够根据该扩张圆弧槽100的圆弧长度来加长连通槽90、96和通孔98连通的时间。这样一来，将连通槽90、96保持为低压的时间也会加长，进一步而言将动涡旋盘70朝着静涡旋盘60一侧吸引过去的时间也会加长。
－发明的效果－
根据本发明，在静涡旋盘60的外缘部62的滑动面上形成连通槽90、96、101、102，做到了当动涡旋盘70转到第一旋转角度范围时使该连通槽90、96、101、102与低压部12a、43、44连通。因此，在倾覆力矩由于反推机构80的反推力而增大的旋转角度范围(即第一旋转角度范围)内也能够将动涡旋盘70朝着静涡旋盘60一侧吸引过去。其结果是，能够避免出现倾覆力矩根据动涡旋盘70的旋转角度而增大的情况。
这样做而能够防止动涡旋盘70倾覆以后，就能够避免动涡旋盘70和静涡旋盘60之间的间隙增大，从而能够防止例如制冷剂从这样的间隙里漏出去；无需为填埋这样的间隙而提供大量的油；借助大量的油从这样的间隙流入压缩室还能够避免所吸入的制冷剂被过度地加热，即还能够避免所谓的制冷剂的吸入过热现象。
在本发明中,因为将连通槽90、96布置在反推机构即高压槽的径向外侧，所以能够将从高压槽朝着径向外侧流出的油回收到连通槽90、96内部。这样就能够抑制例如高压槽内的油朝着动涡旋盘70的外周一侧流出。万一油流到了动涡旋盘70的外周一侧，那么在让动涡旋盘70公转之际相对于动涡旋盘70或者例如十字联轴节等而言该油就变成了阻力。其结果是，让动涡旋盘70公转所需要的动力会增大。但是，如上所述，通过将高压槽内的油回收到连通槽90、96内能够减少这样的油流出所引起的动力损失。
特别是，在第二方面的发明中，使高压槽形成为圆弧状，在其径向外侧形成有与高压槽相适配的连通槽90、96。因此，能够进一步可靠地将从高压槽内朝着径向外侧流出的油回收到连通槽90、96内。
在第三方面的发明中，在动涡旋盘70的滑动面上形成凹部94，使连通槽90和吸入口12a经该凹部94连通。因此，在倾覆力矩易于增大的旋转角度(即第一旋转角度)内能够可靠地降低连通槽90内的压力。而且，如上所述，从高压槽流出的油补充到连通槽90内的情况下，能够让该油经凹部94返回压缩机构40的吸入口12a。因此，可以用已返回吸入口12a的油对压缩室内各滑动部进行润滑、或对间隙进行密封等。
在第四方面的发明中，利用了动涡旋盘70的端板部71的外周端部的封闭部71a以后，很容易地就能够根据动涡旋盘70的公转状况打开或关上连通槽96。也就是说，在本发明中，用一较简单的结构便能够防止动涡旋盘70倾覆。
在第五方面的发明中，通过在动涡旋盘70的端板部71形成通孔98，利用较容易的加工便能够使连通槽90、96、101、102内的压力下降。特别是，在第六方面的发明中，在连通槽90、96中形成有扩张圆弧槽100，所以可利用该扩张圆弧槽100的圆弧长度调整连通槽90、96和通孔98的连通时间。因此，能够更加正确地减小伴随着动涡旋盘70的公转所引起的局部倾覆力矩增大。
附图说明
图1是第一实施方式中涡旋式压缩机的纵向剖视图。
图2是第一实施方式中涡旋式压缩机的主要部分的纵向剖视图。
图3在第一实施方式的静涡旋盘的仰视图中示出动涡旋盘的一部分且示出动涡旋盘的旋转角度约0°之状态。
图4在第一实施方式的静涡旋盘的仰视图中示出动涡旋盘的一部分且示出动涡旋盘的旋转角度约90°之状态。
图5在第一实施方式的静涡旋盘的仰视图中示出动涡旋盘的一部分且示出动涡旋盘的旋转角度约135°之状态。
图6是第二实施方式中涡旋式压缩机的主要部分的纵向剖视图，且是示出动涡旋盘的旋转角度约0°之状态的图。
图7是在第二实施方式的静涡旋盘的仰视图中示出动涡旋盘的一部分且示出动涡旋盘的旋转角度约0°之状态的图。
图8是第二实施方式中涡旋式压缩机的主要部分的纵向剖视图，且是示出动涡旋盘的旋转角度约90°之状态的图。
图9在第二实施方式的静涡旋盘的仰视图中示出动涡旋盘的一部分且示出动涡旋盘的旋转角度约90°之状态。
图10是第三实施方式中涡旋式压缩机的主要部分的纵向剖视图，且是示出动涡旋盘的旋转角度约270°之状态的图。
图11在第三实施方式的静涡旋盘的仰视图中示出动涡旋盘的一部分且示出动涡旋盘的旋转角度约270°之状态。
图12是第三实施方式中涡旋式压缩机的主要部分的纵向剖视图，且是示出动涡旋盘的旋转角度约90°之状态的图。
图13在第三实施方式的静涡旋盘的仰视图中示出动涡旋盘的一部分且示出动涡旋盘的旋转角度约90°之状态。
图14是第三实施方式的变形例1所涉及的调整机构及反推机构的示意图。
图15是第三实施方式的变形例2所涉及的调整机构及反推机构的示意图。
图16是第三实施方式的变形例3所涉及的调整机构及反推机构的示意图。
图17在其它实施方式的静涡旋盘的仰视图中示出动涡旋盘的一部分且示出动涡旋盘的旋转角度约90°之状态。
具体实施方式
下面参照附图详细说明本发明的实施方式。
(发明的第一实施方式)
第一实施方式所涉及的涡旋式压缩机10连接在制冷装置的制冷剂回路中。也就是说，制冷装置通过在涡旋式压缩机10中已被压缩的制冷剂在制冷剂回路中循环而进行蒸汽压缩式制冷循环。
如图1及图2所示,涡旋式压缩机10包括机壳20与安装在该机壳20内的电动机30和压缩机构40。机壳20形成为较高的圆筒状，构成密闭拱顶。
电动机30构成让驱动轴11旋转来驱动压缩机构40的驱动机构。电动机30包括固定在机壳20上的定子31、布置在该定子31内侧的转子32。驱动轴11插入该转子32中而将转子32固定在该驱动轴11上。
机壳20的底部构成为贮存润滑油的贮油部21。吸气管12插在机壳20的上部，喷气管13连结在机壳20的中央部位。
在机壳20中，在电动机30的上方固定有固定部件50，且在该固定部件50的上方设置有压缩机构40。喷气管13的流入端布置在电动机30和固定部件50之间。
驱动轴11在机壳20中沿着上下方向布置，且包括主轴部14、连结在该主轴部14上端的偏心部15。主轴部14的下部由固定于机壳20上的下部轴承22支承，主轴部14的上部贯穿固定部件50由该固定部件50的上部轴承51支承。
压缩机构40包括固定在固定部件50的上表面的静涡旋盘60和与该静涡旋盘60啮合的动涡旋盘70。动涡旋盘70位于静涡旋盘60和固定部件50之间且设置在该固定部件50上。
固定部件50在其外周部位形成有环状部52，且在其中央部位的上部形成有大径凹部53而形成为中央部分凹陷的碟状，大径凹部53的下方形成在上部轴承51上。固定部件50被压入固定在机壳20上，机壳20的内周面和固定部件50上的环状部52的外周面绕整个周面气密性密封。所述固定部件50将机壳20的内部划分为安装压缩机构40的安装空间即上部空间23和安装电动机30的安装空间即下部空间24。
静涡旋盘60构成固定在固定部件50上的静止部件。静涡旋盘60包括端板61、连续形成在该端板61的外周的外缘部62以及在该外缘部62内侧立设在端板61正面(图1及图2中的下表面)的涡旋齿63。端板61形成为近似圆板状。外缘部62形成为从端板61开始朝着下方突出。涡旋齿63形成为涡旋状(渐开线状)(参照图3)。外缘部62的端面62a和涡旋齿63的端面63a形成为大致齐平。
动涡旋盘70构成相对于静涡旋盘60做公转运动的活动部件。动涡旋盘70包括端板71、形成在该端板71正面(图1及图2中的上表面)的涡旋状(渐开线状)涡旋齿72以及形成在端板71背面中心部位的筒状凸缘部73。驱动轴11的偏心部15插在凸缘部73中。这样动涡旋盘70便经驱动轴11与电动机30连结。
压缩机构40构成为:动涡旋盘70的涡旋齿72与静涡旋盘60的涡旋齿63相啮合。压缩机构40在两涡旋齿63、72的接触部之间形成有压缩室41。也就是说，如图3所示，静涡旋盘60在外缘部62与涡旋齿63之间或相邻涡旋齿63之间形成有涡旋齿槽64。动涡旋盘70在相邻涡旋齿72之间形成有涡旋齿槽74。压缩机构40在这些涡旋齿槽64、74内部形成所述压缩室41。
在静涡旋盘60的外缘部62形成有吸入口12a。吸入口12a上连接着吸气管12的下游端。在静涡旋盘60端板61的中央部位形成有喷出口65。在静涡旋盘60的端板61背面(图1及图2中的上表面)形成有喷出口65朝着它敞开口的高压腔室66。高压腔室66经形成在静涡旋盘60的端板61及固定部件50上的通路(图示省略)与下部空间24连通。这样下部空间24就成为压力相当于压缩机构40的喷出制冷剂的压力的高压空间。
在驱动轴11的内部形成有从下端延伸到上端的供油通路16。驱动轴11的下端部浸渍在贮油部21内。供油通路16将贮油部21里的润滑油供向下部轴承22、上部轴承51及凸缘部73等的滑动面。供油通路16朝着驱动轴11的上端面敞开口，也朝着驱动轴11的上方提供润滑油。
虽未图示，在固定部件50上的环状部52且其内周部的上表面设置有密封部件。密封部件气密性地划分大径凹部53，供高压润滑油流动的供油通路16与该大径凹部53连通。这样，大径凹部53的内部就成为压力相当于压缩机构40的喷出制冷剂的压力的高压空间，即在大径凹部53的内部形成有背压部42。背压部42构成让高压压力作用于动涡旋盘70的端板71背面而将动涡旋盘70推向静涡旋盘60一侧的推压机构。
在密封部件的外周一侧划分出形成中压空间的中压部43。也就是说，中压部43是压力在压缩机构40的吸气压力和喷气压力之间的中压空间。中压部43包括动侧压力部44和静侧压力部45。动侧压力部44从动涡旋盘70的端板71背面的一部分即端板71的外周部形成到端板71的侧面。也就是说，动侧压力部44形成在背压部42外侧，靠中压将动涡旋盘70推向静涡旋盘60。
静侧压力部45形成在上部空间23中静涡旋盘60的外侧，经静涡旋盘60的端板61的外缘部62和机壳20之间的间隙与动侧压力部44连通。
此外,固定部件50上形成有阻止动涡旋盘70自转的自转阻止部件46。自转阻止部件46例如由十字联轴节构成，设置在固定部件50的环状部52的上表面，可滑动地嵌入动涡旋盘70的端板71和固定部件50中。
在静涡旋盘60和动涡旋盘70上形成有将中压制冷剂供向中压部43的调整槽47。该调整槽47由形成在静涡旋盘60上的一次通路48和形成在动涡旋盘70上的二次通路49构成。该一次通路48形成在静涡旋盘60的外缘部62的下表面，内端朝着外缘部63的内端敞开口，和动涡旋盘70的涡旋齿72与外缘部63接触而形成的中压压缩室41连通。
另一方面，所述二次通路49在动涡旋盘70的端板71的外周部从正面贯通形成到背面，上端与所述一次通路48的外端部间断地连通，下端与动涡旋盘70和固定部件50之间的所述中压部43连通。也就是说，中压制冷剂从所述中压压缩室41供向所述中压部43，该中压部43成为规定的中压空间。
如图3所示，在静涡旋盘60上形成有高压侧油槽80。具体而言，高压侧油槽80形成在静涡旋盘60的外缘部62正面，也就是说静涡旋盘60的相对于动涡旋盘70的端板71的滑动面上。高压侧油槽80包括纵向孔81和周向槽82。纵向孔81形成为圆形，朝着动涡旋盘70的端板71敞开口。纵向孔81经油路(图示省略)与背压部42连通。这样，高压润滑油即会流入纵向孔81内。周向槽82沿着外缘部62的内周缘形成。周向槽82形成为环状的一部分被切除后而形成的C字状，且开口方向与正常字母C的开口朝向相反。在周向槽82一端的中途连续地连接有所述纵向孔81。也就是说，已流入纵向孔81的高压润滑油被供向周向槽82。
如上所述，高压侧油槽80构成供与压缩机构40的喷气压力相对应的高压润滑油流入的高压槽。高压侧油槽80内的高压润滑油的压力作用在动涡旋盘70的端板71正面。也就是说，高压侧油槽80构成让使动涡旋盘70与静涡旋盘60分离的反推力起作用的反推机构。
如图3所示，在静涡旋盘60的外缘部62正面形成有作为连通槽的低压槽90。低压槽90形成在高压侧油槽80的径向外侧，与该高压侧油槽80的形状相适配。低压槽90包括小径槽91和大径槽92。小径槽91和大径槽92形成为圆弧状。小径槽91呈将高压侧油槽80的纵向孔81的一部分包围起来的形状。大径槽92与高压侧油槽80的周向槽82保持着等间隔地平行于该周向槽82而形成。大径槽92的靠吸入口12a一端和周向槽82的靠吸入口12a一端都朝着吸入口12a延伸，且与周向槽82的靠吸入口12a一端相比，大径槽92的靠吸入口12a一端离吸入口12a更近。大径槽92的另一端延伸到比周向槽82的周向中间部位离纵向孔81近的位置。
另一方面，如图3中虚线所示，在动涡旋盘70上形成有连通凹部94。具体而言，连通凹部94形成在动涡旋盘70的端板71正面，即动涡旋盘70的相对于静涡旋盘60的滑动面上。本实施方式中的连通凹部94形成在吸入口12a和大径槽92的一端附近。当动涡旋盘70公转时，连通凹部94就会以与动涡旋盘70相等的公转半径移动。于是，连通凹部94在规定的第一旋转角度范围内与吸入口12a和低压槽90双方连通。这样，低压槽90的内部就成为压力与吸入口12a相等的低压空间。也就是说，吸入口12a构成在其内部充满了压力低于压缩机构40的喷气压力的流体的低压部。
另一方面，当连通凹部94伴随着动涡旋盘70的公转运动转到规定的第二旋转角度范围内时，吸入口12a和低压槽90便会被切断。于是，低压槽90的压力逐渐升高。
在本实施方式的压缩机构40中，动涡旋盘70每旋转一周就会交替着进行低压槽90和吸入口12a的连通、低压槽90和吸入口12a的切断，来改变低压槽90的内压。就是这样使在特别是动涡旋盘70的倾覆力矩易于增大的第一旋转角度范围内的动涡旋盘70的倾覆力矩减小的。也就是说，在本实施方式的涡旋式压缩机10中，低压槽90、连通凹部94及吸入口12a构成用于抑制动涡旋盘70的倾覆力矩发生变化的调整机构120(后面将对其作用做详细的说明)。
－运转情况－
首先，对涡旋式压缩机10的基本的工作情况做说明。
一让电动机30工作，压缩机构40中的动涡旋盘70即会被驱动着旋转。因为动涡旋盘70利用自转阻止部件46而防止了自转，所以动涡旋盘70不自转，而仅以驱动轴11的轴心为中心进行公转运动。伴随着动涡旋盘70的公转运动，压缩室41的容积朝向中心逐渐缩小，压缩室41对由吸气管12吸入的气态制冷剂进行压缩。已被压缩的气态制冷剂经静涡旋盘60上的喷出口65喷向高压腔室66。高压腔室66内的高压气态制冷剂经静涡旋盘60及固定部件50上的通路流向下部空间24。下部空间24内的制冷剂经喷气管13朝着机壳20外部喷出。
〈推压机构的作用〉
机壳20的下部空间24保持着喷出的高压制冷剂的压力状态，贮油部21的润滑油也保持着高压状态。贮油部21内的高压润滑油从驱动轴11的供油通路16下端朝着上端流动，从驱动轴11的偏心部15的上端开口流到动涡旋盘70上的凸缘部73的内部。已供向该凸缘部73的油对凸缘部73和驱动轴11的偏心部15之间的滑动面进行润滑。因此，从凸缘部73的内部到背压部42的压力相当于喷气压力。利用该高压压力将动涡旋盘70推向静涡旋盘60一侧。
形成在静涡旋盘60的外缘部62内周一侧的压缩室41是在动涡旋盘70的涡旋齿72与静涡旋盘60的外缘部62接触的状态下形成的。该压缩室41越朝着中心部位移动其容积就越小。因为调整槽47的一次通路48与该最外周部的压缩室41连通，所以当压缩室41成为规定的中压状态时，调整槽47的二次通路49便会与一次通路48连通。结果是，中压制冷剂既被供向动侧压力部44也被供向静侧压力部45，动涡旋盘70的背面外侧和静涡旋盘60的外侧周围成为中压。由该中压压力和所述高压压力将动涡旋盘70推向静涡旋盘60。
〈反推机构的作用〉
当利用所述推压机构将动涡旋盘70推向静涡旋盘60一侧时，会出现对动涡旋盘70的推压力过剩的情况。例如，在制冷装置的某些运转条件下制冷剂回路的高低差压较大，在这样的情况下容易出现高压压力引起的对动涡旋盘70的推压力过剩的情况。如果对动涡旋盘70的推压力这样过剩则会出现以下不良现象，动涡旋盘70和静涡旋盘60之间的滑动阻力增大而导致机械动力损失增大或导致滑动部的磨损加快等。于是，在本实施方式中，为避免出现这样的过剩推压而设置了反推机构。
具体而言，在本实施方式中，背压部42和高压侧油槽80连通，背压部42内的高压润滑油适当地供向高压侧油槽80。因此。在制冷剂回路的高低差压较大的条件下高压侧油槽80的内压也会更高。高压侧油槽80的高压会作用于动涡旋盘70的端板71正面。这样，动涡旋盘70就会抵抗所述推压机构的推压力而被朝着与静涡旋盘60分离的方向反推。其结果是，能够将动涡旋盘70的推压力过剩防患于未然，更进一步而言能够减小两涡旋盘60、70的滑动阻力。
〈调整机构的作用〉
在压缩机构40中，由于上述高压侧油槽80给予的反推力、压缩室41的内压引起的轴向载荷、径向载荷等的作用，当动涡旋盘70转到某一旋转角度时，动涡旋盘70的倾覆力矩会增大。在本实施方式中，以动涡旋盘70的偏心中心为图3中P点的状态(即动涡旋盘70在图3中位于最上侧的状态)为基准(旋转角度＝0°)，且动涡旋盘70沿图3中的逆时针方向公转，将该情况为减小动涡旋盘70的倾覆力矩的旋转角度范围(第一旋转角度范围θ1)设定在45°～135°这一范围内。也就是说，在该压缩机构40中，由上述反推力、轴向载荷、径向载荷等引起的倾覆力矩在旋转角度为90°左右的位置处最大。于是，在本实施方式中，在以该旋转角度90°为基准的规定角度范围(±45°)内利用调整机构120减小倾覆力矩，而在剩余的旋转角度范围(第二旋转角度范围：旋转角度0°～45°及135°～360°)内则不让倾覆力矩减小。
具体而言，在例如图3所示的旋转角度为0°的状态下，连通凹部94与低压槽90在轴向上重合而相互连通，但是连通凹部94和吸入口12a尚未连通。动涡旋盘70从该状态沿着图3中的箭头方向公转，旋转角度一超过45°，吸入口12a和低压槽90便会经连通凹部94而开始连通，在图4所示的旋转角度为90°的状态下吸入口12a和低压槽90完全连通。在该状态下，低压槽90内的压力与吸入口12a的吸气压力相等。这样，面对静涡旋盘60一侧的低压槽90的动涡旋盘70的端板71就被朝着低压槽90一侧吸引，朝着静涡旋盘60一侧吸引。这样一来，方向与本来的倾覆力矩相反的力矩便会作用于动涡旋盘70上，该本来的倾覆力矩得以抵消。低压槽90对动涡旋盘70的这样的吸引一直持续到动涡旋盘70的旋转角度成为135°为止。
如图5所示，动涡旋盘70的旋转角度一超过135°，连通凹部94和低压槽90即被切断。这样，周围的高压润滑油、气态制冷剂便会混入低压槽90内，低压槽90的内压会上升。因此，在这样的旋转角度范围(即第二旋转角度范围)内，抵消倾覆力矩那样的负压不会作用于动涡旋盘70的端板71。
如上所述，在动涡旋盘70进行公转的过程中，动涡旋盘70交替地转到第一旋转角度范围和第二旋转角度范围内，伴随于此，低压槽90的内压也发生变化。若上述高压侧油槽80的润滑油此时朝着径向外侧流出，该润滑油便会被回收到低压槽90内。已被回收到低压槽90内的润滑油在动涡旋盘70位于第一旋转角度范围内之际会朝着吸入口12a流出。因此，能够用从高压侧油槽80流出的油对压缩室41的各滑动部进行润滑或者对各间隙进行密封等。
此外，假设高压侧油槽80的润滑油没有被回收到低压槽90内，而是朝着静涡旋盘60、动涡旋盘70的径向外侧流出，该润滑油则会滞留于自转防止部件(十字联轴节46)周围，成为十字联轴节46的阻力，导致机械动力的损失增大。但是，如上所述，通过将从高压侧油槽80流出的油回收到低压槽90内则能够防止这样的机械损失增大。
－第一实施方式的效果－
如上所述，根据第一实施方式，因为做到了使低压槽90和吸入口12a在动涡旋盘70的倾覆力矩易于增大的第一旋转角度范围θ1内连通，所以在该角度范围θ1内能够使低压槽90的内压下降。这样就能够朝着低压槽90一侧吸引动涡旋盘70，从而能够减小倾覆力矩。因此，避免了动涡旋盘70倾覆，也就避免了制冷剂从间隙泄漏出去，制冷剂的吸入过热等。
在第一实施方式中，因为在构成反推机构的高压侧油槽80的径向外侧形成低压槽90，所以能够将从高压侧油槽80流出的油回收到低压槽90内。因为已回收到低压槽90内的油从吸入口12a供向压缩室41，所以能够将该油再次用在间隙的密封上或者对滑动部的润滑上。而且，通过使从高压侧油槽80流出的油溢出到十字联轴节46周围等也能够避免机械损失增大。
在上述第一实施方式中，在动涡旋盘70的端板71上形成连通凹部94，边使该连通凹部94偏心旋转边来切换吸入口12a和低压槽90的连通状态。因此，能够根据该连通凹部94的形成位置适当调整抵消倾覆力矩的范围(第一旋转角度范围)。
(发明的第二实施方式)
第二实施方式所涉及的涡旋式压缩机10与上述第一实施方式的不同之处在调整机构的结构上。具体而言，在图6～图9所示的第二实施方式的调整机构中，在高压侧油槽80的外周侧形成有中压槽96。中压槽96除了具有与上述第一实施方式一样的小径槽91和大径槽92以外，还具有朝着径向外侧延伸的开口槽97。开口槽97与大径槽92的另一端连通且朝着动涡旋盘70的端板71侧敞开口。在第二实施方式中，动涡旋盘70的端板71的外周端部构成移动而将开口槽97打开、关闭的封闭部71a。
在第二实施方式中，在开口槽97及封闭部71a的周围形成有中压部43。中压部43构成用于形成充满压力低于压缩机构40的喷气压力的流体的低压空间(严格来讲，压力在压缩机构40的吸气压力和喷气压力之间的中压空间)的压力形成部。
在第二实施方式中，伴随着动涡旋盘70的公转运动，中压槽96和中压部43可连通。具体而言，当例如动涡旋盘70的旋转角度在第一旋转角度范围(45°～135°)内时，开口槽97的下端开口则会被动涡旋盘70的封闭部71a打开。这样，封闭部71a周围的中压部43和开口槽97就会连通，中压槽96的压力就会下降(例如参照图8及图9)。这样，动涡旋盘70的端板71被朝着中压槽96一侧吸引，动涡旋盘70的倾覆力矩就减小。
另一方面，当动涡旋盘70的旋转角度在第二旋转角度范围(0°～45°及135°～360°)内时，开口槽97的下端开口则被动涡旋盘70的封闭部71a封闭起来。这样中压部43和中压槽96就会被切断，中压槽96的内压会逐渐上升(参照图6及图7)。
此外，在第二实施方式中，作为调整机构的连通槽使用的是压力为中压的中压槽96，但是与上述第一实施方式一样，还可以将调整机构的连通槽定为低压槽90，保证开口槽97周围为低压压力(吸气压力)。在第二实施方式中也能够将从高压侧油槽80流出的润滑油回收到中压槽96内。
(发明的第三实施方式)
第三实施方式所涉及的涡旋式压缩机10与上述第一实施方式及第二实施方式的不同之处在调整机构的结构上。具体而言，在图10～图13所示的第三实施方式的调整机构中，在动涡旋盘70的端板71上通孔98沿着轴向延伸而成。通孔98形成在靠近端板71的径向外侧之位置上，面对静涡旋盘60的外缘部62的下表面(滑动面)。通孔98与动涡旋盘70一起做偏心旋转。这里，形成连通槽的中压槽96位于该通孔98的偏心旋转的轨迹t上。
在通孔98的下侧形成有构成中压部43的一部分的动侧压力部44。动侧压力部44构成为用于形成充满压力比压缩机构40的喷气压力低的流体的低压空间(严格来讲，压力在压缩机构40的吸气压力和喷气压力之间的中压空间)的压力形成部。动侧压力部44为了总是与通孔98连通而形成在包含通孔98的偏心轨迹t的范围内。
在第三实施方式中,伴随着动涡旋盘70的公转运动，中压槽96和动侧压力部44可连通。具体而言,当例如动涡旋盘70的旋转角度在第一旋转角度范围(例如90°)内时,中压槽96和动侧压力部44便经通孔98连通(参照例如图12及图13)。这样中压槽96的压力就会下降,动涡旋盘70的端板71会被朝着中压槽96一侧吸引。其结果是，动涡旋盘70的倾覆力矩减小。
另一方面，当动涡旋盘70的旋转角度在第二旋转角度范围(例如270°)内时，中压槽96和动侧压力部44就被切断(参照例如图10及图11)。这样一来，中压槽96的压力就会逐渐上升。
此外，在第三实施方式中，作为调整机构的连通槽也是使用压力为中压的中压槽96，但是与上述第一实施方式一样，还可以将调整机构的连通槽定为低压槽90，保证开口槽97周围为低压压力(吸气压力)。而且，在第三实施方式中也能够将从高压侧油槽80流出的润滑油回收到中压槽96内。
〈第三实施方式的变形例〉
上述第三实施方式还可以采用以下各变形例中的结构。
－变形例1－
在图14示意示出的变形例1中，设置了两个与成为连通槽的中压槽96或低压槽90间断地连通的通孔98a、98b。具体而言，在变形例1中，在大径槽92的一端形成有第一通孔98a，在大径槽92的另一端形成有第二通孔98b。各通孔98a的轴向一端与大径槽92间断地连通，各通孔98a的轴向另一端与低压空间(例如动侧压力部44)连通。在变形例1中，伴随着动涡旋盘70的公转运动，在规定的第一旋转角度范围内动侧压力部44和大径槽92与第一通孔98a、第二通孔98b连通，中压槽96(或低压槽90)的压力下降。这样一来，与上述第三实施方式一样，就能够吸引动涡旋盘70而减小倾覆力矩。此外，使第一通孔98a与连通槽90、96连通的时刻和使第二通孔98b与连通槽90、96连通的时刻并非一定要一致，也可以根据所产生的倾覆力矩来设定各通孔98a、98b的位置，使这些时刻错开。
－变形例2－
在图15示意示出的变形例2中，在动涡旋盘70的端板71上形成有垂直于轴的端面为椭圆形的通孔98。通过这样使通孔98呈纵向尺寸较大的形状，则能够延长连通槽90、96和通孔98连通的连通时间。其结果是可促进连通槽90、96的内压下降。
－变形例3－
在图16示意示出的变形例3中，在连通槽90、96的大径槽92的端部(图16中的右侧端部)形成有扩张圆弧槽100。扩张圆弧槽100形成为沿轴向与该偏心轨迹t的一部分相重的圆弧状，正好形成在通孔98的偏心轨迹t上。在变形例3中，通过形成该扩张圆弧槽100，很容易地就能够延长通孔98和连通槽90、96的连通时间。其结果是能够促进连通槽90、96的内压下降。
〈其它实施方式〉
在上述实施方式中还可以采用以下结构。
在上述各实施方式中，形成中压压力或低压压力的连通槽90、96形成为圆弧状。但是，如图17所示，连通槽并不限于此。在例如图17所示之例中，为能够效率良好地抵消动涡旋盘70的倾覆力矩而决定出连通槽的形状及布置情况。此外，在图17的例子中，在静涡旋盘60的外缘部62正面(滑动面)上形成有两个近似椭圆形或者近似蚕茧形的连通槽101、102，在动涡旋盘70的端板71上形成有与这些连通槽101、102相对应的通孔98a、98b。
上述涡旋式压缩机10应用在具有制冷剂回路的制冷装置中。但是只要是压缩流体的装置就可以应用上述涡旋式压缩机，因此可以将上述涡旋式压缩机应用到上述制冷装置以外的装置中。
此外，上述实施方式是本质上优选示例，无意限制本发明、其适用物或者其用途范围。
－产业实用性－
综上所述，本发明涉及一种涡旋式压缩机，尤其对防止动涡旋盘倾覆的技术措施有用。
－符号说明－
10    涡旋式压缩机；
11    驱动轴；
20    机壳；
40    压缩机构；
42    背压部(推压机构)；
43    低压部(中压部)；
44    低压部(动侧压力部)；
60    静涡旋盘；
61    端板(端板部)；
62    外缘部；
63    涡旋齿；
70    动涡旋盘；
71    端板部(端板)；
71a   封闭部；
72    涡旋齿；
80    高压侧油槽(反推机构)；
90    低压槽(连通槽)；
94    连通凹部(凹部)；
96    中压槽(连通槽)；
98    通孔；
98a   通孔(第一通孔)；
98b   通孔(第二通孔)；
100   扩张圆弧槽；
101   连通槽；
102   连通槽；
120   调整机构。

Claims (6)

1.一种涡旋式压缩机,其特征在于：包括机壳(20)、压缩机构(40)、推压机构(42)、反推机构(80)以及调整机构(120)，
所述压缩机构(40)安装在所述机壳(20)内且包括静涡旋盘(60)和动涡旋盘(70)，该静涡旋盘(60)具有端板部(61)、形成在该端板部(61)外周的外缘部(62)以及立设于该外缘部(62)内部的涡旋齿(63)，该动涡旋盘(70)具有与该静涡旋盘(60)的外缘部(62)及涡旋齿(63)的端部滑动接触的端板部(71)和立设于该端板部(71)的涡旋齿(72)，
所述推压机构(42)使朝向所述静涡旋盘(60)一侧的推压力作用于所述动涡旋盘(70)的端板部(71)背面，
所述反推机构(80)，让使所述动涡旋盘(70)与所述静涡旋盘(60)分离的反推力作用于该动涡旋盘(70)的端板部(71)正面，
所述调整机构(120)至少有一个，该调整机构(120)具有充满压力低于所述压缩机构(40)的喷气压力的流体的低压部(12a、43、44)和形成在所述静涡旋盘(60)的外缘部(62)的滑动面上的连通槽(90、96、101、102)，在为减小所述动涡旋盘(70)的倾覆力矩的第一旋转角度范围内该连通槽(90、96、101、102)与所述低压部(12a、43、44)连通，而在所述第一旋转角度范围以外的第二旋转角度范围内该连通槽(90、96、101、102)与所述低压部(12a、43、44)被切断，
所述反推机构(80)包括形成在所述静涡旋盘(60)的外缘部(62)的滑动面上、供与所述压缩机构(40)的喷气压力相对应的高压润滑油流入的高压槽，
所述连通槽(90、96)形成在所述高压槽的径向外侧。
2.根据权利要求1所述的涡旋式压缩机，其特征在于：
所述高压槽形成为沿静涡旋盘(60)的周向延伸的圆弧状，
所述连通槽(90、96)形成为与所述高压槽相适配的圆弧状。
3.根据权利要求1或2所述的涡旋式压缩机，其特征在于：
所述调整机构(120)包括：形成在所述动涡旋盘(70)的端板部(71)的与所述外缘部(62)相对的滑动面上的凹部(94)和作为将流体吸入所述压缩机构(40)的所述低压部的吸入口(12a)，所述调整机构(120)构成为：当所述动涡旋盘(70)转到所述第一旋转角度范围内时，所述凹部(94)的内部位于跨过所述吸入口(12a)和所述连通槽(90)双方的位置，而当所述动涡旋盘(70)转到所述第二旋转角度范围内时，所述凹部(94)的内部位于与所述吸入口(12a)及连通槽(90)中之一方或双方被切断的位置。
4.根据权利要求1或2所述的涡旋式压缩机，其特征在于：
所述调整机构(120)包括：形成在所述动涡旋盘(70)的端板部(71)的外周端部且移动来将所述连通槽(96)打开、关闭的封闭部(71a)和形成在该封闭部(71a)周围的所述低压部(43)，所述调整机构(120)构成为：当所述动涡旋盘(70)转到所述第一旋转角度范围内时，所述连通槽(96)被所述封闭部(71a)打开，该连通槽(96)与所述低压部(43)连通，而当所述动涡旋盘(70)转到所述第二旋转角度范围内时，所述连通槽(96)被所述动涡旋盘(70)上的封闭部(71a)覆盖。
5.根据权利要求1或2所述的涡旋式压缩机，其特征在于：
所述调整机构(120)包括：沿轴向贯通所述动涡旋盘(70)的端板部(71)的通孔(98)和与该通孔(98)的位于端板部(71)背面一侧的开口端连通的所述低压部(44)，所述调整机构(120)构成为：当所述动涡旋盘(70)转到所述第一旋转角度范围内时，所述连通槽(90、96、101、102)经所述通孔(98)与所述低压部(44)连通，而当所述动涡旋盘(70)转到所述第二旋转角度范围内时，所述连通槽(90、96、101、102)与所述通孔(98)被切断。
6.根据权利要求5所述的涡旋式压缩机，其特征在于：
所述连通槽(90、96)包括：形状为在轴向上与所述通孔(98)的偏心轨迹的一部分相重的扩张圆弧槽(100)，
所述低压部(44)形成在观看与所述通孔(98)的轴垂直的剖面时包括所述扩张圆弧槽(100)的范围内。
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Families Citing this family (17)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP5701230B2 (ja) * 2012-02-14 2015-04-15 日立アプライアンス株式会社 スクロール圧縮機
JP6102589B2 (ja) * 2013-07-10 2017-03-29 ダイキン工業株式会社 ターボ圧縮機及びターボ冷凍機
JP5880513B2 (ja) * 2013-10-01 2016-03-09 ダイキン工業株式会社 圧縮機
CN105782030B (zh) * 2014-12-22 2018-04-20 珠海格力节能环保制冷技术研究中心有限公司 一种涡旋压缩机
JP5954453B1 (ja) * 2015-02-27 2016-07-20 ダイキン工業株式会社 スクロール型圧縮機
KR102374062B1 (ko) * 2015-06-23 2022-03-14 삼성전자주식회사 압축기
CN105545734B (zh) * 2016-02-25 2017-11-21 珠海格力节能环保制冷技术研究中心有限公司 非对称涡旋压缩机及空调器
JP6913842B2 (ja) * 2016-08-24 2021-08-04 パナソニックＩｐマネジメント株式会社 スクロール圧縮機
US10519954B2 (en) * 2017-05-24 2019-12-31 Emerson Climate Technologies, Inc. Compressor with oil management system
JP6569772B1 (ja) 2018-05-07 2019-09-04 ダイキン工業株式会社 スクロール圧縮機
US11236648B2 (en) 2018-11-20 2022-02-01 Emerson Climate Technologies, Inc. Climate-control system having oil cooling control system
WO2021001923A1 (ja) * 2019-07-02 2021-01-07 日立ジョンソンコントロールズ空調株式会社 スクロール圧縮機及びこれを用いた空気調和機
US11221009B2 (en) * 2019-07-17 2022-01-11 Samsung Electronics Co., Ltd. Scroll compressor with a lubrication arrangement
JP6755428B1 (ja) * 2020-06-08 2020-09-16 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、及び冷凍サイクル装置
US11566624B2 (en) 2020-10-21 2023-01-31 Emerson Climate Technologies, Inc. Compressor having lubrication system
JP6987295B1 (ja) * 2021-09-03 2021-12-22 日立ジョンソンコントロールズ空調株式会社 スクロール圧縮機及び冷凍サイクル装置
WO2024029177A1 (ja) * 2022-08-01 2024-02-08 ダイキン工業株式会社 スクロール圧縮機及び冷凍装置

Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US5630712A (en) * 1994-08-22 1997-05-20 Matsushita Electric Industrial Co., Ltd. Electrically-driven closed scroll compressor having means for minimizing an overturning moment to an orbiting scroll
EP1508699A1 (en) * 2002-05-16 2005-02-23 Daikin Industries, Ltd. Scroll-type compressor
CN1670372A (zh) * 2004-03-15 2005-09-21 日立家用电器公司 涡旋式压缩机

Family Cites Families (17)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS55160193A (en) * 1979-05-28 1980-12-12 Hitachi Ltd Scroll fluid equipment
JPS5746001A (en) * 1980-09-03 1982-03-16 Hitachi Ltd Scroll fluid device
JPS643285A (en) * 1987-06-26 1989-01-09 Matsushita Refrigeration Scroll type compressor
JP2000027774A (ja) * 1998-07-10 2000-01-25 Toyota Autom Loom Works Ltd スクロール型圧縮機における可動スクロール部材の自転阻止構造
JP3731433B2 (ja) 1999-11-22 2006-01-05 ダイキン工業株式会社 スクロール型圧縮機
US6884046B2 (en) * 2002-03-04 2005-04-26 Daiken Industries, Ltd. Scroll compressor
KR101166582B1 (ko) * 2003-10-17 2012-07-18 파나소닉 주식회사 스크롤 압축기
US20070092390A1 (en) * 2005-10-26 2007-04-26 Copeland Corporation Scroll compressor
CN101743293A (zh) 2007-04-18 2010-06-16 Sgc能源Sgps公司 废物至液体烃精炼系统
JP2009013882A (ja) * 2007-07-05 2009-01-22 Hitachi Appliances Inc スクロール圧縮機
WO2010007786A1 (ja) * 2008-07-15 2010-01-21 ダイキン工業株式会社 スクロール圧縮機
JP2010096016A (ja) * 2008-10-14 2010-04-30 Sanden Corp スクロール型流体機械
KR101480464B1 (ko) * 2008-10-15 2015-01-09 엘지전자 주식회사 스크롤 압축기 및 이를 적용한 냉동기기
JP4966951B2 (ja) * 2008-11-21 2012-07-04 日立アプライアンス株式会社 密閉形スクロール圧縮機
US20100177521A1 (en) 2009-01-14 2010-07-15 Yeh-Chiang Technology Corp. Led lamp
JP2011012621A (ja) * 2009-07-03 2011-01-20 Daikin Industries Ltd スクロール圧縮機
JP4992948B2 (ja) * 2009-09-18 2012-08-08 ダイキン工業株式会社 スクロール圧縮機

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US5630712A (en) * 1994-08-22 1997-05-20 Matsushita Electric Industrial Co., Ltd. Electrically-driven closed scroll compressor having means for minimizing an overturning moment to an orbiting scroll
EP1508699A1 (en) * 2002-05-16 2005-02-23 Daikin Industries, Ltd. Scroll-type compressor
EP2299117A2 (en) * 2002-05-16 2011-03-23 Daikin Industries, Ltd. Scroll-type compressor
CN1670372A (zh) * 2004-03-15 2005-09-21 日立家用电器公司 涡旋式压缩机

Also Published As

Publication number Publication date
EP2636902A1 (en) 2013-09-11
JP5083401B2 (ja) 2012-11-28
US9127669B2 (en) 2015-09-08
US9903370B2 (en) 2018-02-27
US20150337839A1 (en) 2015-11-26
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CN103189650A (zh) 2013-07-03
US20130209303A1 (en) 2013-08-15
JP2012097646A (ja) 2012-05-24
WO2012060062A1 (ja) 2012-05-10
EP2636902A4 (en) 2014-03-26

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