CN109996961B - 涡旋式压缩机 - Google Patents

Abstract

本发明的涡旋式压缩机，在向处于封闭吸入制冷剂后的压缩行程中的第1压缩室(15a)或第2压缩室(15b)开口的位置，贯通固定涡旋件(12)的端板地设置有至少1个注入口。此外，以使第1压缩室(15a)和第2压缩室(15b)中从注入口(43)注入的制冷剂量较多的一个压缩室即第1压缩室(15a)，相比于另一个压缩室即第2压缩室(15b)容积比较小的方式，配置排出旁通口(21)，其中，所述容积比是吸入容积与能够排出第1压缩室(15a)的制冷剂的第2压缩室(15b)的排出容积之比。

Description

涡旋式压缩机

技术领域

本发明尤其涉及空气调节机、热水器、冷藏库等的制冷机中使用的涡旋式压缩机。

背景技术

制冷装置、空气调节装置中使用一种压缩机，其吸入蒸发器蒸发的气体制冷剂，将气体制冷剂压缩至冷凝器进行冷凝所需的压力，向制冷剂回路中送出高温高压的气体制冷剂。涡旋式压缩机通过在冷凝器与蒸发器之间设置2个膨胀阀，将流过2个膨胀阀之间的中间压的制冷剂注入压缩工序中的压缩室内，削减制冷循环的消耗电力，提高工作能力。

即，在冷凝器中循环的制冷剂，增加所注入的制冷剂量，如果是空调机则提高供暖能力。此外，注入的制冷剂，处于中间压状态，由于进行压缩所需的动力在中间压至高压的范围，所以与不进行注入地实现相同能力的情况相比，COP(Coefficient Of Performance：性能系数)提高，能够削减消耗电力。

冷凝器中流过的制冷剂量，等于蒸发器中流过的制冷剂量与注入的制冷剂量之和，注入制冷剂量与冷凝器的制冷剂量之比为注入率。

想要增大注入的效果，只要提高注入率即可。由于利用注入时的制冷剂压与压缩室的内压的压力差注入制冷剂，所以为了提高注入率，需要提高注入时的制冷剂压。

但是，当提高注入时的制冷剂压时，会导致液体制冷剂被注入压缩室内，降低供暖能力，导致压缩机的可靠性下降。

关于从注入管流入压缩室的制冷剂，从气液分离器优先取出气体制冷剂并送入，但是当中间压控制失去平衡或过度的条件发生了变化时，以气体制冷剂中混入了液体制冷剂的状态从注入管流入。在具有诸多滑动部分的压缩室中，为了良好地保持滑动状态而送入适量的润滑油并与制冷剂一起压缩，当混入液体制冷剂时，压缩室的润滑油被液体制冷剂冲走，滑动状态恶化，部件发生磨损、热粘。因此，使从注入管流入的液体制冷剂尽量不被送入压缩室，仅将气体制冷剂引导至注入口是重要的。

通过对分别设置在气液分离器的上游侧和下游侧的膨胀阀的开度进行调节，控制中间压，利用注入管最终连接的压缩机内的压缩室的内压与中间压的压力差将注入制冷剂送入压缩室。为此，如果将中间压调节高，则注入率增加。另一方面，从冷凝器通过上游侧的膨胀阀流入气液分离器的制冷剂中的气相成分比率，在中间压越高时越小，所以当过度地提高中间压时，气液分离器的液体制冷剂增加，液体制冷剂流入注入管，导致供暖能力下降，压缩机的可靠性下降。因此，作为压缩机，优选采用能够以尽量低的中间压取入较多的注入制冷剂的结构，作为压缩方式，压缩速度缓慢的涡旋型较适合。

其中，在回旋涡旋件涡旋齿的外侧和内侧可同时形成容积相等的压缩室的对称型涡旋式压缩机，具有因压缩室的对称性和低振动而使得力学上的平衡优良等特征，以空调用途为代表，被应用于各种领域。

另一方面，关于注入，在现有的涡旋式压缩机中，公开了注入口和旁通口的开口范围(例如，参照专利文献1)。由此，提供一种在包括注入在内的多种多样的运转模式下均具有良好的性能的涡旋式压缩机。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本特许第3764261号公报

发明内容

在对称型涡旋式压缩机中，形成在回旋涡旋件涡旋齿的外侧的第1压缩室与形成在回旋涡旋件涡旋齿的内侧的第2压缩室开始压缩的时刻相同，难以从单个注入口总是对第1压缩室和第2压缩室送上相等量的注入制冷剂。

此外，在专利文献1中，虽然公开了旁通口与注入口的开口区间的关系，但是没有公开对第1压缩室和第2压缩室的注入量与旁通口的关系。

本发明为了避免对称型涡旋式压缩机中因必然会发生的注入量的不同而引起的过压缩运转，使注入循环本来的效果最大化，提供一种涡旋式压缩机，该涡旋式压缩机能够高效率地应对更高注入率下的运转，还能够增大能力提高量。

本发明的涡旋式压缩机，其包括从端板立起涡旋状的涡旋齿地设置的固定涡旋件和回旋涡旋件，固定涡旋件的涡旋齿与回旋涡旋件的涡旋齿咬合，在固定涡旋件与回旋涡旋件之间形成压缩室。此外，作为压缩室，设置有形成在回旋涡旋件的涡旋齿的外壁侧的第1压缩室和形成在回旋涡旋件的涡旋齿的内壁侧的第2压缩室，第1压缩室的吸入容积与第2压缩室的吸入容积相等。此外，在固定涡旋件的端板的中心部设置有用于排出压缩室压缩了的制冷剂的排出口，并且设置有在压缩室与排出口连通前用于将由压缩室压缩后的制冷剂排出的排出旁通口。此外，在向处于封闭吸入制冷剂后的压缩行程中的第1压缩室或第2压缩室开口的位置，贯通固定涡旋件的端板地设置有用于向第1压缩室和第2压缩室注入中间压的制冷剂的至少1个注入口。而且，以使第1压缩室和第2压缩室中从注入口注入的制冷剂量较多的一个压缩室相比于另一个压缩室、吸入容积与压缩室的能够排出制冷剂的压缩室的排出容积之比即容积比较小的方式配置排出旁通口。

这样，通过对容积比小的压缩室进行更多的注入，能够提高注入率，使注入循环效果最大化，与现有技术相比，能够提高效率并且获得能力放大效果。

附图说明

图1是包括本发明的第1实施方式的涡旋式压缩机的制冷循环图。

图2是本发明的第1实施方式的涡旋式压缩机的纵截面图。

图3是图2的主要部位放大图。

图4是沿图3的4-4线向视图。

图5是沿图4的5-5线向视图。

图6是沿图3的6-6线向视图。

图7是不进行注入运转的情况下的涡旋式压缩机的压缩室的内压的曲线图。

图8表示本发明的第1实施方式的涡旋式压缩机的回旋运动进行时的供油路径与密封部件的位置关系的说明图。

图9是表示本发明的第1实施方式的涡旋式压缩机的回旋运动进行时的供油路径和注入口的开口状态的说明图。

图10是本发明的第2实施方式的涡旋式压缩机的纵截面图。

具体实施方式

(第1实施方式)

下面对本发明的第1实施方式的涡旋式压缩机进行说明。但是，本发明并不限定于下面的本实施方式。

图1是包括本实施方式的涡旋式压缩机的制冷循环图。

如图1所示，包括本实施方式的涡旋式压缩机的制冷循环装置包括作为涡旋式压缩机的压缩机91、冷凝器92、蒸发器93、膨胀阀94a、94b、注入管95和气液分离器96。

由冷凝器92冷凝了的工作流体即制冷剂，利用上游侧的膨胀阀94a减压至中间压，气液分离器96将中间压的制冷剂的气相成分(气体制冷剂)与液相成分(液体制冷剂)分离。减压至中间压的液体制冷剂，进而通过下游侧的膨胀阀94b，成为低压制冷剂被引导至蒸发器93。

送入蒸发器93内的液体制冷剂，通过热交换而蒸发，作为气体制冷剂或混入了一部分液体制冷剂的气体制冷剂被排出。从蒸发器93排出的制冷剂被取入压缩机91的压缩室。

另一方面，由气液分离器96分离了的中间压状态的气体制冷剂，通过注入管95，被引导至压缩机91内的压缩室。也可以在注入管95设置封闭阀、膨胀阀，设置将注入时的压力调节、停止的结构，但是这里没有图示。

压缩机91对从蒸发器93流入的低压制冷剂进行压缩，在压缩过程中使气液分离器96的中间压的制冷剂向压缩室喷射(注入)而进行压缩，将高温高压制冷剂从排出管送出至冷凝器92。

关于由气液分离器96分离的气相成分与液相成分的比率，设置在上游侧的膨胀阀94a的入口侧压力与出口侧压力的压力差越大则气相成分越多，而冷凝器92出口的制冷剂的过冷却度越小或干燥程度越大则气相成分越多。

另一方面，关于压缩机91经注入管95吸入的制冷剂的量，中间压越高则该量越多，所以与由气液分离器96分离的制冷剂的气相成分比率相比从注入管95吸入更多的制冷剂，气液分离器96的气体制冷剂枯竭，液体制冷剂流入注入管95。为了最大限度地发挥压缩机91的能力，优选气液分离器96分离的气体制冷剂全部从注入管95吸入压缩机91内。但是，当从其均衡状态偏离时，液体制冷剂从注入管95流入压缩机91内，所以在这样的情况下也需要压缩机91能够维持高可靠性的结构。

图2是本实施方式的涡旋式压缩机的纵截面图。图3是图2的主要部位放大图。图4沿图3的4-4线向视图。图5是沿图4的4-4线向视图。

如图2所示，压缩机91在密闭容器1的内部设置有压缩机构2、电动机部3和储油部20。

压缩机构2具有：通过熔接、热套固定于密闭容器1的主轴承部件11、螺栓固定于主轴承部件11上的固定涡旋件(压缩室划分部件)12、和与固定涡旋件12咬合的回旋涡旋件13。轴4由主轴承部件11轴支承。

在回旋涡旋件13与主轴承部件11之间，设置有以防止回旋涡旋件13的自转而进行圆轨道运动的方式进行引导的奥尔德姆环等构成的自转限制机构14。

回旋涡旋件13在位于轴4的上端的偏心轴部4a进行偏心驱动，因自转限制机构14而进行圆轨道运动。

压缩室15形成在固定涡旋件12与回旋涡旋件13之间。

吸入管16通向密闭容器1外，在固定涡旋件12的外周部设置有吸入口17。从吸入管16吸入的工作流体(制冷剂)，被从吸入口17导入压缩室15内。压缩室15从外周侧向中央部一边缩小容积一边移动，在压缩室15中到达了规定压力的工作流体，从固定涡旋件12的中央部设置的排出口18排出至排出室31。在排出口18设置有排出簧片阀19。在压缩室15内到达了规定压力的工作流体，推开排出簧片阀19被排出至排出室31。排出至排出室31的工作流体，被排出至密闭容器1外。

另一方面，从注入管95导入的中间压的工作流体，流入中间压室41内，打开设置在注入口43的止回阀42，被注入密闭后的压缩室15，与从吸入口17吸入的工作流体一起从排出口18排出至密闭容器1内。

在轴4的下端设置有泵25。泵25以其吸入口处于储油部20内的方式配置。泵25被轴4驱动，能够与压力条件、运转速度无关地将设置在密闭容器1的底部的储油部20中的润滑油6可靠地吸上来，消除润滑油6不足的问题。泵25吸上来的润滑油6，通过轴4内形成的润滑油供给孔26被供给至压缩机构2。在利用泵25将润滑油6吸上来前或吸上来后，当利用润滑油过滤器等从润滑油6除去异物时，能够防止异物混入压缩机构2，进一步提高可靠性。

导入压缩机构2内的润滑油6的压力，与涡旋式压缩机的排出压大致相同，成为对回旋涡旋件13的背压源。通过采用这样的结构，回旋涡旋件13不会从固定涡旋件12分开或触碰该固定涡旋件12，使规定的压缩功能稳定地发挥作用。

如图3所示，在回旋涡旋件13的端板的背面13e配置有环形的密封部件78。

在密封部件78的内侧形成有高压区域30，在密封部件78的外侧形成有背压室29。背压室29设定为高压与低压之间的压力。通过使用密封部件78，能够使高压区域30与背压室29分开，所以能够稳定地控制来自回旋涡旋件13的背面13e的压力施加。

如沿图3的6-6线向视图即图6所示，由固定涡旋件12和回旋涡旋件13形成的压缩室15包括，在回旋涡旋件13的涡旋齿的外壁侧形成的第1压缩室15a；和在涡旋齿的内壁侧形成的第2压缩室15b。

作为图3所示的来自储油部20的供油路径，具有从高压区域30至背压室29的连接路径55和从背压室29至第2压缩室15b的供给路径56。通过设置从高压区域30至背压室29的连接路径55，能够向自转限制机构14的滑动部以及固定涡旋件12和回旋涡旋件13的推力滑动部供给润滑油6。

连接路径55的一侧的第1开口端55a形成在回旋涡旋件13的背面13e，将密封部件78的内侧与外侧连通，另一侧的第2开口端55b总是向高压区域30开口。通过采用这样的结构，能够实现间歇供油。

润滑油6的一部分，由于供给压和自重而寻找自身的容纳场所，进入偏心轴部4a与回旋涡旋件13的嵌合部、以及轴4与主轴承部件11之间的轴承部66，将各个部分润滑后落下，返回储油部20。

在本实施方式的涡旋式压缩机中，通向压缩室15的供油路径包括：在回旋涡旋件13的内部形成的通路13a；和在固定涡旋件12的涡旋齿面侧端板形成的凹部12a。通路13a的第3开口端56a形成在涡旋齿前端13c，与回旋运动同步地周期性地使凹部12a开口，此外，通路13a的第4开口端56b总是使背压室29开口。通过采用这样的结构，能够间歇地将背压室29与第2压缩室15b连通。

用于注入中间压的制冷剂的注入口43，贯通固定涡旋件12的端板地设置。注入口43依次对第1压缩室15a和第2压缩室15b开口。注入口43设置在第1压缩室15a和第2压缩室15b密闭后的压缩工序中开口的位置。

在固定涡旋件12的端板设置有排出旁通口21，该排出旁通口21在与排出口18连通前排出由压缩室15压缩了的制冷剂。

如图3和图4所示，本实施方式的压缩机91设置有中间压室41，从注入管95送入的、注入压缩室15前的中间压工作流体被导入中间压室41。

中间压室41由作为压缩室划分部件的固定涡旋件12、中间压板44和中间压盖45形成。中间压室41与压缩室15，隔着固定涡旋件12相对。中间压室41具有：供中间压工作流体流入的中间压室入口41a；将中间压工作流体注入压缩室15的注入口43的注入口入口43a；和形成在比中间压室入口41a低的位置的存液部41b。

存液部41b由固定涡旋件12的端板的上表面形成。

在中间压板44设置有止回阀42，该止回阀42防止制冷剂从压缩室15向中间压室41逆流。在注入口43向压缩室15开口的区间，在压缩室15的内压高于注入口43的中间压的情况下，制冷剂从压缩室15向中间压室41逆流，通过设置止回阀42能够阻止制冷剂的逆流。

在本实施方式的压缩机91中，止回阀42由向压缩室15侧升程(lift)而使压缩室15与中间压室41连通的簧片阀42a构成，仅在压缩室15的内压低于中间压室41的压力时使中间压室41与压缩室15连通。通过使用簧片阀42a，能够使可动部的滑动部位少，长期地维持密封性，并且容易根据需要扩大流路面积。在未设置止回阀42或未将止回阀42设置于注入管95的情况下，压缩室15的制冷剂逆流至注入管95，无意义地消耗压缩动力。在本实施方式中，通过将止回阀42设置在靠近压缩室15的中间压板44，抑制来自压缩室15的逆流。

固定涡旋件12的端板的上表面，处于闭中间压室入口41a低的位置，在固定涡旋件12的端板的上表面，设置有蓄积液相成分的工作流体的存液部41b。此外，注入口入口43a设置在比中间压室入口41a的高度高的位置。因此，中间压工作流体中的气相成分的工作流体被引导至注入口43，蓄积在存液部41b的液相成分的工作流体在高温状态的固定涡旋件12的表面气化，所以液相成分的工作流体不容易流入压缩室15。

进而，中间压室41和排出室31隔着中间压板44设置在相邻的位置，能够促进液相成分的工作流体流入中间压室41时的气化，并且还能够抑制排出室31的高压制冷剂的温度上升，所以相应地能够运转至高的排出压条件。

引导至注入口43的中间压工作流体，因注入口43与压缩室15的压力差而推开簧片阀42a，与从吸入口17吸入了的低压工作流体在压缩室15合流。但是，残留在止回阀42与压缩室15之间的注入口43内的中间压工作流体，反复进行再次膨胀和再次压缩，成为使压缩机91的效率下降的重要原因。于是，使限制簧片阀42a的最大移位量的阀挡42b(参照图5)的厚度，根据簧片阀42a的升程限制部位而发生变化，减小比簧片阀42a靠下游的注入口43内体积。

此外，簧片阀42a和图5所示的阀挡42b被包括螺栓的固定部件46固定在中间压板44。阀挡42b上设置的包括螺钉的固定部件46的固定用孔，不贯通阀挡42b而仅向固定部件46的插入侧开口，所以其结果是，固定部件46仅向中间压室41开放。通过采用上述的结构，能够抑制工作流体经固定部件46的间隙在中间压室41与压缩室15之间发生泄漏，能够提高注入率。

图3所示的中间压室41，为了能够进行充分的供给，使供向压缩室15的注入量为压缩室15的吸入容积以上。这里，吸入容积是，将从吸入口17导入的工作流体封闭在压缩室15内的时刻，即，吸入工序结束的时刻的压缩室15的容积，是第1压缩室15a与第2压缩室15b的总容积。在本实施例的压缩机91中，将中间压室41以扩展至固定涡旋件12的端板的平面上的方式设置，扩大容积。但是，在封入于压缩机91内的润滑油6的一部分与排出制冷剂一起从压缩机91排出，从气液分离器96通过注入管95返回至中间压室41的情况下，会发生当残留在存液部41b的润滑油6过多时储油部20的润滑油6不够的问题，所以中间压室41的容积过大的结构并不适合。鉴于此，优选使中间压室41的容积为压缩室15的吸入容积以上，且为封入其中的润滑油6的润滑油容积的1/2以下。

图6是沿图3的6-6线向视图。

图6是使回旋涡旋件13与固定涡旋件12咬合，从回旋涡旋件13的背面13e侧观看时的图。如图6所示，在固定涡旋件12与回旋涡旋件13咬合的状态下，固定涡旋件12的涡旋齿与回旋涡旋件13的涡旋齿的涡卷数相等。

由固定涡旋件12和回旋涡旋件13形成的压缩室15包括：形成在回旋涡旋件13的涡旋齿的外壁侧的第1压缩室15a；和形成在涡旋齿的内壁侧的第2压缩室15b。

封闭第1压缩室15a的工作流体的时刻与封闭第2压缩室15b的工作流体的时刻大致相同，第1压缩室15a和第2压缩室15b同时开始压缩。通过采用这样的结构，能够保持第1压缩室15a与第2压缩室15b间的压力平衡，使回旋涡旋件13稳定地动作。

图7中，R是表示不进行注入运转的情况下的涡旋式压缩机的压缩室的内压的压力曲线。

在不进行注入运转的情况下，第1压缩室15a和第2压缩室15b相对于曲柄旋转角的压力上升速度相等。但是，在注入至第1压缩室15a和第2压缩室15b的注入量不同的情况下，与其注入量相应地压力上升速度不同。

图7表示因注入量的不同而引起的压缩速度的不同。在注入量较多的压缩室中，从开始压缩起在短的压缩区间到达排出压力。在本实施例中，由于使注入第1压缩室15a的注入制冷剂量较多，所以压力曲线P所示的第1压缩室15a的压力上升速度，比压力曲线Q所示的第2压缩室15b的压力上升速度快。在图7中，在按照压力曲线Q所示的较少的注入量的压缩室的内压设置了排出旁通口21的情况下，压力曲线P所示的注入量较多的压缩室的内压，与压力曲线Q所示的内压相比，较快地到达排出压力。但是，在到达排出压力后也没有去处而继续进行压缩的第1压缩室15a中产生过压缩，由于与排出旁通口21连通而缓和过压缩。即，额外需要与图中A的面积相当的压缩动力。于是，在本发明中，对于注入量较多的第1压缩室15a，在能够在比第2压缩室15b更早的时刻进行排出的位置设置有排出旁通口21。

即，注入量较多的压缩室因注入制冷剂而使得压缩室的内压变高，注入量较少或没有被注入制冷剂的压缩室与其他压缩室相比，压力上升变慢。关于这一点，换言之，对于注入量多的压缩室，有必要形成为能够从快于其他压缩室的时刻起进行排出的状态，在注入量必然不同的对称型涡旋件压缩中，在没有进行这样的考虑的状态下进行注入运转时，效率下降。在本实施方式中，对于注入量多的第1压缩室15a，在能够从快于第2压缩室15b的时刻进行排出的位置设置有排出旁通口21。通过采用这样的结构，使注入量多的第1压缩室15a的容积比较小，其中，所述容积比是用压缩室的吸入容积与因压缩室与排出口或排出旁通口21连通而能够排出制冷剂的压缩室的容积之比定义的。

如图7所示，对第2压缩室15b进行注入的注入口43的开口区间、与从背压室29向第2压缩室15b进行供油的供油区间的至少一部分的区间重叠。令供油区间与开口区间重叠的重叠区间为供油区间的后半的一部分的区间，注入口43在供油区间的后半开口而开始开口区间。

此外，在回旋涡旋件13的涡旋齿前端13c，基于运转期间的温度分布的测量结果设置有斜坡部，该斜坡部从作为中心部的卷绕开始部起至作为外周部的卷绕结束部，其高度逐渐变高。通过采用这样的结构，能够吸收热膨胀引起的尺寸变化，容易防止局部滑动。

图8是表示伴随本实施方式的涡旋式压缩机的回旋运动而显现的供油路径与密封部件的位置关系的说明图。

图8表示使回旋涡旋件13与固定涡旋件12咬合，从回旋涡旋件13的背面13e一侧看到的状态，是使相位逐次错开了90度的图。

连接路径55的第1开口端55a形成在回旋涡旋件13的背面13e。

如图8所示，密封部件78将回旋涡旋件13的背面13e分隔为内侧的高压区域30和外侧的背压室29。

在图8(B)的状态下，第1开口端55a由于向密封部件78的外侧的背压室29开口，所以被供给润滑油6。

对此，在图8(A)、(C)、(D)中，第1开口端55a由于向密封部件78的内侧开口，所以不被供给润滑油。

即，连接路径55的第1开口端55a虽然将高压区域30与背压室29连通，但是仅在连接路径55的第1开口端55a、第2开口端55b产生了压力差时向背压室29供给润滑油6。采用这样的结构时，由于能够利用第1开口端55a将密封部件78的内侧与外侧连通的时间比率来调节供油量，所以相比于润滑油过滤器，能够以10倍以上的尺寸构成连接路径55的通路径。通过采用这样的结构，不用担心异物进入通路13a中将通路13a堵塞，所以能够稳定地施加背压，同时能够将推力滑动部和自转限制机构14的润滑维持在良好的状态，能够提供实现了高效率和高可靠性的涡旋式压缩机。在本实施例中，以第2开口端55b总是处于高压区域30、第1开口端55a将高压区域30与背压室29连通的情况为例进行了说明，但是在第2开口端55b将高压区域30与背压室29连通、第1开口端55a总是处于背压室29的情况下，也在第1开口端55a和第2开口端55b产生压力差，所以能够实现间歇供油，能够获得同样的效果。

图9是表示伴随本实施方式的涡旋式压缩机的回旋运动而显现的供油路径和注入口的开口状态的说明图。

图9是在使回旋涡旋件13与固定涡旋件12咬合的状态下，使相位逐次错开了90度的图。

如图9所示，通过使形成在涡旋齿前端13c的通路13a的第3开口端56a周期性地向形成在固定涡旋件12的端板的凹部12a开口，实现间歇连通。

在图9(D)的状态下，第3开口端56a向凹部12a开口，在此状态下，从背压室29通过供给路径56和通路13a向第2压缩室15b供给润滑油6。这样，通过第3开口端56a，供油路径设置在向处于封闭吸入制冷剂后的压缩行程中的第2压缩室15b开口的位置。

对此，在图9(A)、(B)、(C)中，由于第3开口端56a没有向凹部12a开口，所以不从背压室29向第2压缩室15b供给润滑油6。通过采用上述的结构，背压室29的润滑油6通过供油路径被间歇地引导至第2压缩室15b，能够抑制背压室29的压力变动，将背压室29的压力控制为规定压力。同时，供给至第2压缩室15b中的润滑油6能够发挥提高压缩时的密封性能和润滑性能的作用。

在表示第1压缩室15a的封闭时刻的图9(C)中，注入口43向第1压缩室15a开口。

另一方面，在表示进行了压缩的状态的图9(A)的状态中，注入口43相对于第2压缩室15b开口。通过采用这样的结构，注入口43的开口区间在第1压缩室15a和第2压缩室15b作为区间大致相等，但是对刚开始压缩后的压力较低的压缩室进行注入的第1压缩室15a，被送入更多的注入制冷剂，第1压缩室15a的压力上升快于第2压缩室15b。此外，由于对于任一压缩室，注入制冷剂均能够不逆流至吸入口17地压缩，所以容易增加制冷剂循环量，能够实现高效率的注入运转。

这样，注入口43设置在依次向第1压缩室15a和第2压缩室15b开口的位置。此外，注入口43贯通固定涡旋件12的端板地设置在如图9(C)、(D)所示的那样向处于封闭吸入制冷剂后的压缩行程中的第1压缩室15a开口的位置、或如图9(A)、(B)所示的那样向处于封闭吸入制冷剂后的压缩行程中的第2压缩室15b开口的位置。

在图9中，供油区间从图9(C)至(D)开始，注入口43与其相比延后地在从图9(A)至(B)之间向第2压缩室15b开口，注入口43的开口区间在供油区间之间具有重叠区间。在本实施方式中，供油区间等于第3开口端56a向凹部12a的开口。背压室29的压力依赖于该供油区间结束时的压缩室15的内压，通过从供油区间的中途将注入制冷剂送入压缩室15内，能够仅在注入运转时使背压室29的压力上升，抑制回旋涡旋件13的动作的不稳定。此外，不使注入口43的开口开始提前至供油区间的前半的理由是，如果从供油区间的早期起就因注入制冷剂而使压缩室15的内压过于上升，则在从背压室29向压缩室15充分供油之前，压缩室15的内压与背压室29的压力变得相等，供油不足而损害压缩机的可靠性的可能性变大。

构成为使向压缩室15供油的供油区间的至少一部分与注入口43的开口区间重叠。通过采用这样的结构，从背面13e向回旋涡旋件13施加的压力，随着注入制冷剂的中间压上升，与供油区间中的压缩室15的内压一起变大。因此，回旋涡旋件13被更稳定地按压至固定涡旋件12，能够降低从背压室29对压缩室15的泄漏，并且进行稳定的运转。通过采用上述的结构，能够使回旋涡旋件13的动作更稳定，实现最优性能，能够进一步提高注入率。

在图9中，在固定涡旋件12的端板的中心部，设置有排出压缩室15压缩了的制冷剂的排出口18，作为排出旁通口21，设置了处于与第1压缩室15a连通的位置的排出旁通口21a、和处于与第2压缩室15b连通的位置的排出旁通口21b。

第1压缩室15a在图9(C)的状态下封闭吸入制冷剂，排出旁通口21a在图9(D)的状态下向第1压缩室15a开口。

另一方面，第2压缩室15b在图9(C)的状态封闭吸入制冷剂，排出旁通口21b在图9(D)和(A)的状态还没与第2压缩室15b连通，成为图9(B)的状态而与第2压缩室15b连通。通过采用这样的结构，第1压缩室15a即使相对于第2压缩室15b取入更多的注入制冷剂也不会过压缩，能够发挥注入循环的效果。

这样，通过设置与第1压缩室15a连通的排出旁通口21a、和与第2压缩室15b连通的排出旁通口21b，也能够使第1压缩室15a的容积比小于第2压缩室15b的容积比，其中，所述容积比是吸入容积与能够排出压缩室15的制冷剂的压缩室15的排出容积之比。因此，即使在最大注入状态也能够抑制第1压缩室15a的压力的过度上升。

(第2实施方式)

图10是本发明的第2实施方式的涡旋式压缩机的纵截面图。

在本实施例中，设置有仅向第1压缩室15a开口的第1注入口48a和仅向第2压缩室15b开口的第2注入口48b。在第1注入口48a设置有第1止回阀47a，在第2注入口48b设置有第2止回阀47b。其他结构由于与上述实施例相同，所以赋予相同的附图标记，省略说明。

在本实施例中，通过使第1注入口48a的口径大于第2注入口48b，使得从第1注入口48a注入第1压缩室15a的制冷剂量，多于从第2注入口48b注入第2压缩室15b的制冷剂量。

这样，通过设置仅向第1压缩室15a开口的第1注入口48a和仅向第2压缩室15b开口的第2注入口48b，能够单独地调节注入至第1压缩室15a的注入量和注入至第2压缩室15b的注入量。进而，能够总是对第1压缩室15a和第2压缩室15b注入，或同时对第1压缩室15a和第2压缩室15b注入，在制冷循环的压力差较大的条件下，能够有效地实现高的注入率。进而，由于从背压室29起的供油区间的设定的自由度变高，所以能够有效地利用上述的从背压室29起的压力调节功能，能够稳定地控制从回旋涡旋件13的背面13e进行的压力施加。

在本实施方式中，说明了第1注入口48a与第2注入口48b相比口径较大的情况。但是，也可以在采用该结构的同时，或代替该结构，使第1注入口48a向第1压缩室15a开口的开口区间比第2注入口48b向第2压缩室15b开口的开口区间长。此外，还能够使第1注入口48a向第1压缩室15a开口时的第1注入口48a内的中间压与第1压缩室15a内压的压力差，大于第2注入口48b向第2压缩室15b开口时的第2注入口48b内的中间压与第2压缩室15b内压的压力差。

在本实施方式中，对分别仅向第1压缩室15a和第2压缩室15b开口的第1注入口48a和第2注入口48b进行了说明。但是，也可以将第1实施方式所示的向第1压缩室15a和第2压缩室15b两者开口的注入口、与本实施方式所示的分别仅向第1压缩室15a和第2压缩室15b开口的第1注入口48a和第2注入口48b组合，使注入至第1压缩室15a的注入量多于注入至第2压缩室15b的注入量。

在使用排出制冷剂的温度容易成为高温的R32、二氧化碳作为工作流体即制冷剂的情况下，能够发挥能够抑制排出制冷剂温度的上升的效果，能够抑制电动机部3(参照图2)的绝缘材料等树脂材料的劣化，提供可靠性长期较高的压缩机。

另一方面，在使用在碳原子之间具有双键的制冷剂或包含该制冷剂的GWP500以下(GWP：Global Warming Potential(全球变暖潜势))的制冷剂的情况下，由于在高温时容易发生制冷剂分解反应，所以利用抑制排出制冷剂温度的上升的效果，能够发挥制冷剂的长期稳定性的效果。

如以上所说明的那样，第1发明的涡旋式压缩机，在固定涡旋件的端板的中心部设置有用于排出压缩室压缩了的制冷剂的排出口，并且设置有在压缩室与排出口连通前用于将由压缩室压缩后的制冷剂排出的排出旁通口。此外，在向处于封闭吸入制冷剂后的压缩行程中的第1压缩室或第2压缩室开口的位置，贯通固定涡旋件的端板地设置有用于向第1压缩室和第2压缩室注入中间压的制冷剂的至少1个注入口。而且，以使第1压缩室和第2压缩室中从注入口注入的制冷剂量较多的一个压缩室相比于另一个压缩室、吸入容积与压缩室的能够排出制冷剂的压缩室的排出容积之比即容积比较小的方式配置排出旁通口。

根据本发明，在第1压缩室和第2压缩室的排出容积与吸入容积相等的涡旋式压缩机中，第1压缩室与第2压缩室的容积比也相等，通过对一个压缩室进行更多的注入，与另一个压缩室相比，一个压缩室的内压能够在更短的压缩区间到达排出压力。即使压缩室的内压到达排出压力，如果能够进行排出的排出口没有与压缩室连通则产生过度的压缩，需要额外的压缩动力，不仅如此，还产生使回旋涡旋件离开固定涡旋件的力，所以导致压缩运动的不稳定。通过以使注入的制冷剂量较多的一个压缩室相比于另一个压缩室，容积比较小的方式配置排出旁通口，即使在最大注入状态也能够抑制过度的压力上升。即，根据本实施方式，通过使排出旁通口较早与注入量较多的压缩室连通，减小容积比，即使在高注入率的运转时也能够防止过压缩，使注入循环效果最大化，与现有技术相比，能够提高效率并获得能力放大效果。

第2发明在第1发明的涡旋式压缩机中，在注入口设置有允许制冷剂流向压缩室、抑制制冷剂从压缩室流出的止回阀。

根据本发明，通过将止回阀与压缩室靠近地设置，在注入口向压缩室开口的区间中即使压缩室的内压上升至中间压以上，也能够将注入管等对压缩无用的空间内的制冷剂压缩抑制在最小限，能够将注入率提高至能够最大限度地发挥注入循环的理论性能的条件。

第3发明在第1发明或第2发明的涡旋式压缩机中，在内部设置有固定涡旋件和回旋涡旋件的密闭容器中，形成有用于储存润滑油的储油部，在回旋涡旋件的背面形成有高压区域和背压室。此外，从储油部向压缩室供给润滑油的供油路径经由背压室，背压室与第1压缩室或第2压缩室连通的供油路径，设置在向处于封闭吸入制冷剂后的压缩行程中的第1压缩室或第2压缩室开口的位置。而且，使供油路径与第1压缩室或第2压缩室连通的供油区间的至少一部分的区间，与注入口向第1压缩室或第2压缩室开口的开口区间重叠。

在压缩室中注入了中间压的制冷剂的情况下，与未进行注入的情况相比，压缩室的压力上升变快，所以要将回旋涡旋件从固定涡旋件拉开的力变大，成为现有技术以上的力。根据本发明，将回旋涡旋件向固定涡旋件按压的力，与供油路径所连通的压缩室的压力连动，所以越向压缩室内注入中间压的制冷剂，将回旋涡旋件向固定涡旋件按压的力也变得越大，回旋涡旋件不好离开固定涡旋件，能够进行稳定的运转。

第4发明在第3发明的涡旋式压缩机中，使供油区间与开口区间重叠的重叠区间为供油区间的后半的一部分的区间。

根据本发明，由于背压室的压力与重叠区间的后半的压缩室的内压连动，所以能够与完成了注入的状态或更多地注入了的状态的压缩室的内压相应地设定背压室压力。通过采用这样的方式，在注入引起的回旋涡旋件的拉开力较大的条件下背压室的压力较高，能够进行稳定的回旋运动，另一方面，在注入量较少的条件下背压室的压力变低，能够防止对固定涡旋件施加过度的按压力。

第5发明在第1发明～第4发明的任一个涡旋式压缩机中，至少1个注入口设置在依次向第1压缩室和第2压缩室开口的位置。

根据本发明，由于在对第1压缩室和第2压缩室两者进行注入时能够共用注入口，所以不仅能够实现小型化、削减部件数量，还能够提高注入率，最大限度地获得注入循环效果。进而，在涡旋式压缩机中，一般而言，由于第1压缩室与第2压缩室的压缩开始实际相差180度，所以一个注入口还能够设置在对于任一压缩室刚开始进行压缩后就进行注入的位置，适于实现高的注入率。

第6发明在第1发明～第4发明中的任一个涡旋式压缩机中，作为注入口，包括：仅向第1压缩室开口的第1注入口；和仅向第2压缩室开口的第2注入口。此外，还加上以下(1)～(3)中的任意结构。

(1)第1注入口的口径大于第2注入口的口径。

(2)第1注入口向第1压缩室开口的开口区间，比第2注入口向第2压缩室开口的开口区间长。

(3)第1注入口向第1压缩室开口时第1注入口内的中间压与第1压缩室的内压的压力差，大于第2注入口向第2压缩室开口时第2注入口内的中间压与第2压缩室的内压的压力差。

根据本发明，能够可靠地增多向容积大且压力上升速度缓慢的第1压缩室的注入量，能够实现高效的注入制冷剂量的分配。

工业上的可利用性

本发明的涡旋式压缩机，对于在低温环境下使用蒸发器的热水供暖装置、空气调节装置、热水器或制冷机等的制冷循环装置是有用的。

附图标记说明

1 密闭容器

2 压缩机构

3 电动机部

4 轴

4a 偏心轴部

6 润滑油

11 主轴承部件

12 固定涡旋件

12a 凹部

13 回旋涡旋件

13c 涡旋齿前端

13e 背面

14 自转限制机构

15 压缩室

15a 第1压缩室

15b 第2压缩室

16 吸入管

17 吸入口

18 排出口

19 排出簧片阀

20 储油部

21、21a、21b 排出旁通口

25 泵

26 润滑油供给孔

29 背压室

30 高压区域

31 排出室

41 中间压室

41a 中间压室入口

41b 存液部

42 止回阀

42a 簧片阀

42b 阀挡

43 注入口

43a 注入口入口

44 中间压板(中间压室分隔壁部件)

45 中间压盖(中间压室分隔壁部件)

46 固定部件

47a 第1止回阀

47b 第2止回阀

48 注入口

48a 第1注入口

48b 第2注入口

55 连接路径

55a 第1开口端

55b 第2开口端

56 供给路径

56a 第3开口端

56b 第4开口端

66 轴承部

78 密封部件

91 压缩机

92 冷凝器

93 蒸发器

94a、94b 膨胀阀

95 注入管

96 气液分离器。

Claims (8)

1.一种涡旋式压缩机，其包括从端板立起涡旋状的涡旋齿地设置的固定涡旋件和回旋涡旋件，所述固定涡旋件的所述涡旋齿与所述回旋涡旋件的所述涡旋齿咬合，在所述固定涡旋件与所述回旋涡旋件之间形成压缩室，所述压缩室包括：形成在所述回旋涡旋件的所述涡旋齿的外壁侧的第1压缩室；和形成在所述回旋涡旋件的所述涡旋齿的内壁侧的第2压缩室，所述第1压缩室的吸入容积与所述第2压缩室的吸入容积相等，所述涡旋式压缩机的特征在于：

在所述固定涡旋件的所述端板的中心部设置有用于排出由所述压缩室压缩后的制冷剂的排出口，所述压缩机设置有在所述压缩室与所述排出口连通前将由所述压缩室压缩后的所述制冷剂排出的排出旁通口，在向处于封闭吸入制冷剂后的压缩行程中的所述第1压缩室或所述第2压缩室开口的位置，贯通所述固定涡旋件的所述端板地设置有用于向所述第1压缩室和所述第2压缩室注入中间压的制冷剂的至少1个注入口，并且通过在所述第1压缩室和所述第2压缩室中从所述注入口注入的制冷剂量较多的一个压缩室的排出旁通口能够比另一个压缩室的排出旁通口早的时刻进行排出的位置设置所述一个压缩室的排出旁通口，以容积比较小的方式配置所述排出旁通口，其中，所述容积比是所述吸入容积与所述压缩室的能够排出制冷剂的所述压缩室的排出容积之比。

2.如权利要求1所述的涡旋式压缩机，其特征在于：

在所述注入口设置有允许所述制冷剂流向所述压缩室、抑制所述制冷剂从所述压缩室流出的止回阀。

3.如权利要求1所述的涡旋式压缩机，其特征在于：

在内部设置了所述固定涡旋件和所述回旋涡旋件的密闭容器中，形成有用于储存润滑油的储油部，在所述回旋涡旋件的背面形成有高压区域和背压室，从所述储油部向所述压缩室供给所述润滑油的供油路径经由所述背压室，所述背压室与所述第1压缩室或所述第2压缩室连通的所述供油路径，设置在向处于封闭所述吸入制冷剂后的所述压缩行程中的所述第1压缩室或所述第2压缩室开口的所述位置，所述供油路径与所述第1压缩室或所述第2压缩室连通的供油区间的至少一部分的区间，与所述注入口向所述第1压缩室或所述第2压缩室开口的开口区间重叠。

4.如权利要求2所述的涡旋式压缩机，其特征在于：

在内部设置了所述固定涡旋件和所述回旋涡旋件的密闭容器中，形成有用于储存润滑油的储油部，在所述回旋涡旋件的背面形成有高压区域和背压室，从所述储油部向所述压缩室供给所述润滑油的供油路径经由所述背压室，所述背压室与所述第1压缩室或所述第2压缩室连通的所述供油路径，设置在向处于封闭所述吸入制冷剂后的所述压缩行程中的所述第1压缩室或所述第2压缩室开口的所述位置，所述供油路径与所述第1压缩室或所述第2压缩室连通的供油区间的至少一部分的区间，与所述注入口向所述第1压缩室或所述第2压缩室开口的开口区间重叠。

5.如权利要求3所述的涡旋式压缩机，其特征在于：

所述供油区间与所述开口区间重叠的重叠区间为所述供油区间的后半的一部分的区间。

6.如权利要求4所述的涡旋式压缩机，其特征在于：

所述供油区间与所述开口区间重叠的重叠区间为所述供油区间的后半的一部分的区间。

7.如权利要求1～6中任一项所述的涡旋式压缩机，其特征在于：

至少1个所述注入口设置在依次向所述第1压缩室和所述第2压缩室开口的位置。

8.如权利要求1～6中任一项所述的涡旋式压缩机，其特征在于：

所述注入口包括仅向所述第1压缩室开口的第1注入口和仅向所述第2压缩室开口的第2注入口，所述第1注入口的口径比所述第2注入口的口径大，或者所述第1注入口向所述第1压缩室开口的开口区间比所述第2注入口向所述第2压缩室开口的开口区间长，或者所述第1注入口向所述第1压缩室开口时所述第1注入口内的中间压与所述第1压缩室的内压的压力差，比所述第2注入口向所述第2压缩室开口时所述第2注入口内的中间压与所述第2压缩室的内压的压力差大。

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