CN114008324A - 涡旋式压缩机以及制冷循环装置 - Google Patents

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Abstract

在摆动涡旋件的摆动台板形成有：油流路，其使从供油流路供给的油从径向内侧朝向径向外侧流动；涡旋侧供油孔，其使油流路与摆动台板的摆动涡旋体的形成侧的面亦即涡旋形成面连通；以及推力面侧供油孔，其使油流路与摆动台板的和涡旋形成面相反的一侧的推力面连通。在油流路配置有开闭机构，该开闭机构在通过油泵从储油部汲取而供给至油流路内的油的油压低时将推力面侧供油孔封闭，在油压高时将推力面侧供油孔打开。

Description

涡旋式压缩机以及制冷循环装置
技术领域
本发明涉及作为空调机等的制冷剂压缩用而被广泛使用的涡旋式压缩机以及制冷循环装置。
背景技术
搭载于空调机、制冷机以及热水器等的涡旋式压缩机具备：在将固定涡旋件与摆动涡旋件组合而形成的压缩室对制冷剂进行压缩的压缩机构；和驱动压缩机构的旋转轴。固定涡旋件以及摆动涡旋件分别具有在台板上形成有涡旋体的结构，涡旋体彼此组合而形成压缩室。而且，通过使摆动涡旋件摆动运动，从而压缩室一边缩小容积一边移动，在压缩室进行制冷剂的吸入以及压缩。
在这种涡旋式压缩机中，由于用油润滑压缩机构，因此在旋转轴的下端具备容积式的油泵，通过油泵汲取储存于容器底部的储油部的油，并经由形成于旋转轴的供油流路而向压缩机构供给。另外，在摆动涡旋件的台板中与涡旋体的形成面相反的一侧的面为支承推力载荷的推力面，摆动涡旋件在摆动运动中在推力面滑动。因此为了防止推力面的烧结等，也需要对推力面供给油。
因此，以往有一种压缩机，其在摆动涡旋件的摆动台板设置供来自油泵的油流通的油流路，将油流路内的油向摆动台板的涡旋体形成侧的面、和其相反侧的推力面双方供给(例如，参照专利文献1)。在专利文献1中，通过将从油流路连通到摆动台板的涡旋体形成侧的面的涡旋侧供油孔、和从油流路连通到推力面的推力面侧供油孔设置于摆动台板，从而能够向涡旋侧和推力面侧的双方供油。
专利文献1：日本专利第6425744号公报
在专利文献1中，由于利用容积式的油泵进行供油，因而供油量取决于转速。因此，在旋转轴以高速旋转的高速运转时，有时储油部内的油被过度供给至压缩机构。若成为这样的过度供油，则油与被压缩机构压缩后的制冷剂一起被排出压缩机外，所谓的油的带出量增加，压缩机内的油量减少而使可靠性降低。另外，在旋转轴以低速旋转的低速运转时，由油泵汲取的油量本身减少，因此向压缩室内供给的油量也减少。
在专利文献1中，在设置于摆动台板的油流路中，涡旋侧供油孔及推力面侧供油孔双方始终连通，因此在低速运转时向压缩室内供给的油量是微量的。因此，涡旋体彼此组合而构成的压缩室间的密封性低，制冷剂泄漏增加，有可能导致性能下降。为了实现低速运转时的性能改善，只要增大涡旋侧供油孔的流路面积即可，但若增大涡旋侧供油孔的流路面积，则有可能发生向高速运转时的压缩室的过度供油，油带出量大幅增加。
发明内容
本发明是鉴于上述那样的情况所做出的，目的在于提供能够实现兼顾低速运转时的性能提高和高速运转时的滑动部的可靠性提高的涡旋式压缩机以及制冷循环装置。
本发明的涡旋式压缩机具备：容器，其具有储存油的储油部；压缩机构，其收容于容器，对流入容器内的制冷剂进行压缩；旋转轴，其是驱动压缩机构的轴，并形成有供油流路；以及油泵，其借助旋转轴的旋转进行驱动，将储存于储油部的油向旋转轴的供油流路供给，压缩机构具备摆动涡旋件，该摆动涡旋件具有：摆动台板、和形成于摆动台板的摆动涡旋体，在摆动台板形成有：油流路，其使从供油流路供给的油从径向内侧朝向径向外侧流动；涡旋侧供油孔，其使油流路与摆动台板的摆动涡旋体的形成侧的面亦即涡旋形成面连通；以及推力面侧供油孔，其使油流路与摆动台板的和涡旋形成面相反的一侧的推力面连通，在油流路配置有开闭机构，该开闭机构在油流路内的油压低时将推力面侧供油孔封闭，在油压高时将推力面侧供油孔打开。
根据本发明，能够进行与旋转轴的转速对应的向涡旋侧的供油和向推力面侧的供油。即，在低速运转时油流路内的油压低的状态下，将推力面侧供油孔封闭而从涡旋侧供油孔集中进行向涡旋侧的供油，从而低速运转时的压缩机构部内的密封性提高而进行性能改善。另外，在高速运转时，推力面侧供油孔打开，进行向推力面的供油，从而能够确保高速运转时的滑动部的可靠性。
附图说明
图1是本实施方式1的涡旋式压缩机的整体结构的简要纵剖视图。
图2是由本实施方式1的涡旋式压缩机的摆动涡旋件的摆动涡旋体和固定涡旋件的固定涡旋体形成的压缩室的剖视图。
图3是本实施方式1的涡旋式压缩机的摆动涡旋件的简要剖视图。
图4是表示本实施方式1的涡旋式压缩机的开闭机构的详细图。
图5是表示本实施方式1的涡旋式压缩机中的低速运转时的开闭机构的状态的图。
图6是表示本实施方式1的涡旋式压缩机中的中速运转时的开闭机构的状态的图。
图7是表示本实施方式1的涡旋式压缩机中的高速运转时的开闭机构的状态的图。
图8是表示本实施方式1的涡旋式压缩机中的压缩机转速-油循环量特性的图。
图9是表示本实施方式1的涡旋式压缩机中的压缩机转速-COP特性的图。
图10是本实施方式2的涡旋式压缩机中的主要部位的简要剖视图。
图11是表示本实施方式3的涡旋式压缩机的开闭机构的阀芯的图。
图12是表示本实施方式3的涡旋式压缩机中的低速运转时的开闭机构的状态的图。
图13是表示本实施方式3的涡旋式压缩机中的高速运转时的开闭机构的状态的图。
图14是本实施方式4的涡旋式压缩机的主要部位的简要剖视图。
图15是表示本实施方式5的制冷循环装置的制冷剂回路的图。
具体实施方式
以下，参照附图对本发明的实施方式的压缩机进行说明。在此，包括图1在内，在以下的附图中，标注相同的附图标记的部件是相同或与其相当的部件，并且在以下记载的实施方式的全文中共通。而且，说明书全文示出的构成要素的方式只不过是例示，并非限定于说明书记载的方式。另外，关于压力及压缩比的高低，并非特意以与绝对的值之间的关系来确定高低，而是在系统或装置等的状态或者动作等中相对地确定。另外，关于旋转轴的旋转速度的高低也同样。另外，在以下的附图中存在各构成部件的大小的关系与实际不同的情况。
实施方式1.
图1是本实施方式1的涡旋式压缩机的整体结构的简要纵剖视图。压缩机具有压缩机构3、旋转轴6、电动机构110以及其他构成部件。压缩机具有将这些构成部件收容于构成外轮廓的容器100的内部的结构。在容器100内，压缩机构3配置于上部，电动机构110配置于下部。压缩机构3和电动机构110经由旋转轴6而连结，电动机构110产生的旋转力经由旋转轴6而传递至压缩机构3，并利用该旋转力来通过压缩机构3对制冷剂进行压缩。实施方式1的压缩机是容器100内由被压缩机构3压缩前的制冷剂填满的所谓的低压壳式的压缩机。被压缩机压缩的制冷剂例如使用二氧化碳。另外，制冷剂并不限定于二氧化碳，也可以使用其他制冷剂。
压缩机构3由框架7支承。框架7通过热装或焊接等固定于容器100的内周面。框架7在容器100内配置于压缩机构3与电动机构110之间。在框架7的中央部形成有轴孔7a，旋转轴6通过该轴孔7a。
在容器100内，在电动机构110的下方设置有副框架8。副框架8通过热装或焊接等固定于容器100的内周面。在容器100内在底部形成有储油部100a。在储油部100a存积对压缩机构3及包括轴承等的滑动部进行润滑的制冷机油。在旋转轴6的下端部固定有油泵17。油泵17例如是余摆线泵等容积式泵。油泵17根据旋转轴6的旋转，将储存于储油部100a的油通过设置于旋转轴6内部的供油流路18而汲取。被汲取的油以润滑轴承以及密封压缩室9的间隙为目的，被供给至轴承以及压缩室9。
在容器100设置有用于吸入制冷剂的吸入管101和用于排出制冷剂的排出管102。在容器100内比框架7靠下侧的位置形成有被从吸入管101流入的吸入制冷剂填满的低压的吸入空间70。另外，在容器100内比压缩机构3的后述的固定台板1a靠排出管102侧的位置形成有被从压缩机构3排出的排出制冷剂填满的高压的排出空间71。另外，在容器100的上方连接有喷射机构60的喷射管103，该喷射管103将从外部导入的制冷剂向后述的涡旋体的外周侧的涡旋侧吸入空间74或后述的压缩室9内喷射。
压缩机构3具有固定涡旋件1和配置于固定涡旋件1的下侧的摆动涡旋件2。固定涡旋件1相对于框架7固定配置。摆动涡旋件2配置于固定涡旋件1与框架7之间的空间。在摆动涡旋件2与框架7之间配置有用于防止摆动涡旋件2的自转的欧式环13。
固定涡旋件1具有固定台板1a和立起设置于固定台板1a的一个面的固定涡旋体1b。摆动涡旋件2具有摆动台板2a和立起设置于摆动台板2a的一个面的摆动涡旋体2b。固定涡旋件1及摆动涡旋件2在使固定涡旋体1b与摆动涡旋体2b相对于旋转轴6的旋转中心以相反相位啮合的对称涡旋形状的状态下配置于容器100内。而且，在固定涡旋体1b与摆动涡旋体2b之间形成有伴随旋转轴6的旋转、容积随着从半径方向外侧朝向内侧而缩小的压缩室9。
在固定涡旋件1的固定台板1a贯通形成有与压缩室9连通的排出孔10。在排出孔10的出口部安装有使排出孔10开闭的排出阀11和限制排出阀11的可动范围的阀按压件12。
在摆动涡旋件2的摆动台板2a处在与摆动涡旋体2b的形成面相反的一侧的面(以下，称为推力面)的大致中心部形成有圆筒状的突起部2d。在突起部2d的内侧固定有摆动轴承5。摆动轴承5由铜铅合金等在滑动轴承中使用的轴承材料构成，轴承材料被压入固定在突起部2d的内侧。
而且，在摆动轴承5的内侧，以旋转自如的方式配置有带平衡件的滑动件4。带平衡件的滑动件4具有通过热装等将筒状的滑动部4a与平衡部4b接合而成的结构。滑动部4a以能够相对于在旋转轴6的上端部设置的后述的偏心轴部6a相对移动的方式嵌合于偏心轴部6a，自动地调整摆动涡旋件2的摆动半径。滑动部4a设置为在摆动涡旋件2摆动时总是成为固定涡旋体1b与摆动涡旋体2b相互接触的状态。平衡部4b位于滑动部4a的侧方，为了抵消摆动涡旋件2的离心力来抑制压缩构件的振动而设置。
这样，摆动涡旋件2经由带平衡件的滑动件4而与旋转轴6的偏心轴部6a连结，借助带平衡件的滑动件4而自动地调整摆动半径，并伴随旋转轴6的旋转而进行摆动运动。在摆动涡旋件2的摆动台板2a的推力面2ab与框架7之间形成有筒状的轴承动作空间72，在摆动涡旋件2的摆动运动中，摆动轴承5与带平衡件的滑动件4一起在轴承动作空间72内旋转。
在旋转轴6中比偏心轴部6a靠下方的主轴部6b借助套筒14嵌入至主轴承15，并借助由油形成的油膜而相对于主轴承15进行滑动。对于主轴承15而言，将铜铅合金等在滑动轴承所使用的轴承材料压入等而被固定于框架7。在旋转轴6的上端部设置有相对于主轴部6b偏心的偏心轴部6a。在偏心轴部6a的上端面与摆动台板2a之间形成有内部空间73，内部空间73供通过旋转轴6的供油流路18而从上端开口流出的制冷机油流入。
副框架8的中央部具备由滚珠轴承构成的副轴承16，在电动机构110的下方沿半径方向轴支承旋转轴6。另外，副轴承16也可以是滚珠轴承以外的其他轴承结构。在旋转轴6处比电动机构110靠下方的副轴部6c与副轴承16嵌合，并借助由油形成的油膜而相对于副轴承16进行滑动。主轴部6b及副轴部6c的轴心与旋转轴6的轴心一致。
电动机构110具有电动机定子110a和电动机转子110b。电动机定子110a为了从外部获得电力而利用未图示的导线与存在于连接框架7与电动机定子110a之间的未图示的玻璃端子连接。另外，电动机转子110b通过热装等固定于旋转轴6。
接下来，对本实施方式1的涡旋式压缩机的动作进行说明。
若对电动机部的电动机定子110a进行通电，则电动机转子110b受到旋转力而旋转。伴随于此，固定于电动机转子110b的旋转轴6旋转驱动。伴随旋转轴6的旋转，嵌合于旋转轴6的偏心轴部6a的摆动涡旋件2被欧式环13限制自转而进行摆动运动。从吸入管101吸入到容器100内的制冷剂，经由涡旋体的外周侧的涡旋侧吸入空间74而被取入到压缩室9内，伴随摆动涡旋件2的摆动运动，压缩室9一边朝向中心减小容积、一边移动。由此，压缩室9内的制冷剂被压缩，压缩后的制冷剂通过排出孔10而向排出空间71内排出后，从排出管102向容器100外排出。
接下来，对油的流动进行说明。
若旋转轴6伴随电动机转子110b的旋转而旋转，则储油部100a的油被油泵17吸取。被油泵17吸取的油在旋转轴6的供油流路18上升，并在中途沿径向流动而被供给至各轴承。对各轴承进行了润滑的油返回到储油部100a。
另外，从旋转轴6的供油流路18的上端开口流出的油，经由内部空间73而对摆动轴承5进行润滑之后，返回到储油部100a。对摆动轴承5进行了润滑的油的一部分向推力面2ab供给而对推力面2ab进行润滑，并且对欧式环13进行润滑后，与低压的制冷剂气体一起被向压缩机构3的压缩室9吸入。被吸入到压缩室9的油进行固定涡旋体1b与摆动涡旋体2b之间的间隙的密封及润滑。
如上述那样，在油泵17为容积式的油泵的情况下，在转速高的高速运转时，供给至压缩室9及各滑动部的油量增加，在低速运转时减少。若供给至压缩室9的油量下降，则产生以下说明的制冷剂泄漏而导致性能下降。
在此，对在低速运转时向压缩室9的油供给量不充分的情况下的制冷剂泄漏进行说明。
图2是由本实施方式1的涡旋式压缩机的摆动涡旋件的摆动涡旋体和固定涡旋件的固定涡旋体形成的压缩室的剖视图。
压缩室9内的压力随着接近涡旋中心而变高，在相邻的压缩室9间产生压差。由于该压差，从径向内侧的压缩室9向径向外侧的压缩室9、例如从最内室9a向中间室9b被压缩的制冷剂泄漏而成为引起性能下降的原因。
在固定涡旋体1b及摆动涡旋体2b各自的前端埋入有防止制冷剂泄漏的密封件41，防止从涡旋体的前端与和该前端相对的台板之间的间隙的制冷剂泄漏。然而，泄漏流路不仅是涡旋体的前端，涡旋体的侧面也成为泄漏流路。即，固定涡旋体1b与摆动涡旋体2b以相互接触的状态动作，但在固定涡旋体1b的侧面与摆动涡旋体2b的侧面之间未搭载阻碍泄漏的部件，与制冷剂一起被取入到压缩室9的油作为密封件发挥较大的作用。即，在制冷剂泄漏的流路中，如图2中用箭头所示的那样，存在从高压侧向低压侧的涡旋径向泄漏42、和从涡旋体的侧面彼此的间隙的涡旋周向泄漏43。
油附着于涡旋体前端及涡旋体侧面，由此涡旋体位于任意相位都能够进行压缩室9间的密封。由泄漏引起的性能下降，压缩机的转速越低影响越大。因此，在低速运转时增加向压缩室9的油取入量关系到在低速域的压缩机性能的提高。
在现有技术中，在摆动涡旋件的摆动台板设置供被油泵吸取的油流通的油流路，与油流路连通地设置涡旋侧供油孔和推力面侧供油孔，向推力面侧和涡旋侧双方进行供油。在低速运转时，通过从涡旋侧供油孔向压缩室供油，从而将涡旋体彼此的间隙密封，而抑制了来自间隙的制冷剂泄漏。但是由于油流路是与推力面侧和涡旋侧双方始终连通的构造，因此低速运转时从涡旋侧供油孔向压缩室侧的油供给量并不充分。
因此，在本实施方式1中，在摆动涡旋件2的摆动台板2a具备以下所示的构造，以便增加低速运转时向压缩室9的油取入量。
图3是本实施方式1的涡旋式压缩机的摆动涡旋件的简要剖视图。图4是表示本实施方式1的涡旋式压缩机的开闭机构的详细图。
摆动涡旋件2的摆动台板2a具有油流路31、涡旋侧供油孔34、推力面侧供油孔35及开闭机构50。油流路31由在摆动台板2a的内部沿径向延伸的孔形成。油流路31从内部空间73贯通至摆动台板2a的侧面2e。油流路31的径向外侧的端部被螺栓36或密封件封闭。
油流路31是使从供油流路18供给的油从径向内侧朝向径向外侧流动的流路，具有摆动台板2a的径向内侧的第一流路32、和在径向外侧流路直径比第一流路32大的第二流路33。
涡旋侧供油孔34是使油流路31与摆动台板2a的涡旋形成面2aa连通的孔，由从第一流路32向摆动台板2a的涡旋形成面2aa延伸的孔构成。推力面侧供油孔35是使油流路31与摆动台板2a的推力面2ab连通的孔，由从第二流路33向推力面2ab延伸的孔构成。涡旋侧供油孔34的涡旋形成面2aa侧的开口34a位于比推力面侧供油孔35的推力面侧的开口35a靠径向内侧。
在此，针对油流路31、涡旋侧供油孔34及推力面侧供油孔35的尺寸进行说明。将摆动涡旋件2的摆动台板2a的厚度设为Tob，将第一流路32的直径设为φDb1，将第二流路33的直径设为φDb2。在该情况下，例如具有(1.8×φDb1)＜(1.5×φDb2)＜Tob的关系。
另外，在将涡旋侧供油孔34的孔径设为φDr，将推力面侧供油孔35的孔径设为φDth的情况下，例如，具有φDr×1.5≤φDth的关系。
开闭机构50根据被油泵17汲取而供给至油流路31的第一流路32的油的油压，来对推力面侧供油孔35进行开闭。开闭机构50配置在油流路31的第二流路33内。开闭机构50具有：在第二流路33内滑动从而对推力面侧供油孔35进行开闭的阀芯50a；和对阀芯50a向关闭推力面侧供油孔35的方向施力的施力部件50b。阀芯50a通过施力部件50b的作用力被向径向内侧施力，卡止于第一流路32与第二流路33的台阶部40，由此将推力面侧供油孔35相对于第二流路33封闭。施力部件50b对阀芯50a向径向内侧施力，由在阀芯50a向径向外侧移动时被压缩的压缩弹簧构成。
接下来，关于开闭机构50的动作进行说明。
图5是表示本实施方式1的涡旋式压缩机中的低速运转时的开闭机构的状态的图。
在压缩机转速为规定转速以下的低速运转时，被油泵17汲取，并经由内部空间73而被供给至油流路31的第一流路32内的油的压力比施力部件50b的作用力低，无法使阀芯50a向径向外侧移动。因此，阀芯50a与台阶部40抵接而将推力面侧供油孔35封闭，供给至第一流路32的油如图中箭头所示那样，全部经由涡旋侧供油孔34而被向涡旋侧吸入空间74供给。供给至涡旋侧吸入空间74的油与制冷剂一起被取入至压缩室9，作为压缩室9间及涡旋齿尖的密封件发挥功能。
这样，在低速运转时，通过开闭机构50将推力面侧供油孔35封闭，由此能够将供给至第一流路32的油全部从涡旋侧供油孔34供给至压缩室9。因此，相比于油流路31与推力面侧和涡旋侧双方始终连通的现有技术，能够提高低速运转时的压缩室9的密封性，能够实现性能提高。
图6是表示本实施方式1的涡旋式压缩机中的中速运转时的开闭机构的状态的图。
在压缩机转速为超过规定转速的中速运转时，相比于低速运转时，基于油泵17的每单位时间的油输送量增加，由此油流路31的第一流路32内的油压增加。通过油流路31内的油压增加而超过施力部件50b的作用力，从而阀芯50a向径向外侧滑动，推力面侧供油孔35打开。由此，向第一流路32内供给的油如图中箭头所示那样，被向涡旋侧供油孔34与推力面侧供油孔35双方供给。
在此，在中速运转时，虽然推力面侧供油孔35打开，但未成为全开而通过阀芯50a堵住第二流路侧的开口35b的一部分。推力面侧供油孔35开始开口的压缩机转速取决于推力面侧供油孔35的径向的位置。由此，能够根据推力面侧供油孔35的径向的位置而设定开始向推力面侧的供油的转速。例如，在使推力面侧供油孔35的设定位置靠径向内侧的情况下，以接近低速的转速开始向推力面侧的供油，向涡旋侧的供油量下降。
另外，在使推力面侧供油孔35的中心轴的径向的位置相同而增大孔径的情况下，向推力面侧的供油加快，并且高速旋转时的推力侧供油量变多。
这样，能够根据推力面侧供油孔35的位置及孔径，调整中速运转时的向推力面侧的供油时机及供油量。
图7是表示本实施方式1的涡旋式压缩机中的高速运转时的开闭机构的状态的图。
在压缩机转速超过中速运转时的压缩机转速的高速运转时，油流路31内的油压超过施力部件50b的作用力，阀芯50a向径向外侧移动，推力面侧供油孔35成为完全打开的全开状态。因此，如图中箭头所示，与涡旋侧相比向推力面侧的供油量较多而为主导，能够进行向推力面侧的充分的供油。因此，能够解决高速运转时的滑动部的可靠性下降的课题。
图8是表示本实施方式1的涡旋式压缩机中的压缩机转速-油循环量特性的图。油循环量是从压缩机排出的制冷剂量内所包含的油的量。图9是表示本实施方式1的涡旋式压缩机中的压缩机转速-COP特性的图。COP是性能系数，是表示压缩机性能的指标。图9及图10中，为了进行比较，将仅设置推力面侧供油孔35，而未设置涡旋侧供油孔的以往的特性也一并示出。
如图8所示，在本实施方式中，在低速运转时向涡旋侧的供油量增加，由此油循环量。若油循环量增加，则向压缩室9取入的油的量增加，因此抑制压缩室9间的泄漏的密封功能提高。其结果为，如图9所示，相比于以往能够提高低速运转时的COP。
低速运转时之后，与转速的增加一起油循环量增加，能够确保与以往同样的油循环量及COP。
如以上进行说明的那样，本实施方式1的涡旋式压缩机具备：容器100，其具有储存油的储油部100a；压缩机构3，其被收容于容器100，并对流入容器100内的制冷剂进行压缩；旋转轴6，其为驱动压缩机构3的轴，并形成有供油流路18；以及油泵17，其通过旋转轴6的旋转进行驱动，并将储存于储油部100a的油向旋转轴6的供油流路18供给。压缩机构3具备摆动涡旋件2，摆动涡旋件2具有摆动台板2a、和形成于摆动台板2a的摆动涡旋体2b。在摆动涡旋件2的摆动台板2a形成有：使从供油流路18供给来的油从径向内侧朝向径向外侧流动的油流路31；使油流路31与摆动台板2a的摆动涡旋体2b的形成侧的面亦即涡旋形成面2aa连通的涡旋侧供油孔34；以及使油流路31与摆动台板2a的和涡旋形成面2aa相反一侧的推力面2ab连通的推力面侧供油孔35。在油流路31配置有开闭机构，开闭机构在油流路31内的油压较低时将推力面侧供油孔35封闭，在油压较高时将推力面侧供油孔35打开。
这样，由于在油流路31配置有根据基于旋转轴6的转速的油流路31内的油压来对推力面侧供油孔35进行开闭的开闭机构50，因此能够进行与压缩机转速对应的向涡旋侧的供油和向推力面侧的供油。在旋转轴6的转速较低的低速运转时，油流路31内的油压较低，因此推力面侧供油孔35被开闭机构50关闭，从涡旋侧供油孔34集中而向涡旋形成面进行供油。由此，低速运转时的向压缩室9的油取入量增加，可进行基于密封性提高的性能改善。另外，在旋转轴6的转速较高的高速运转时，油流路31内的油压较高而将推力面侧供油孔35打开来进行向推力面2ab的供油，因此能够确保高速运转时的滑动部的可靠性。
在本实施方式1中，开闭机构50具备：阀芯50a，其在油流路31内滑动来对推力面侧供油孔35进行开闭；和施力部件50b，其对阀芯50a向推力面侧供油孔35关闭的方向施力。通过在油流路31内作用于阀芯50a的油压超过施力部件50b的作用力，从而阀芯50a在油流路31内向径向外侧移动而将推力面侧供油孔35打开。
另外，在本实施方式1中，油流路31具有：径向内侧的第一流路32、和在第一流路32的径向外侧并且直径比第一流路32大的第二流路33。
涡旋侧供油孔34通过从第一流路32向涡旋形成面2aa延伸而形成。推力面侧供油孔35通过从第二流路33向推力面2ab延伸而形成。阀芯50a配置于第二流路33，并通过施力部件50b的作用力卡止于第一流路32与第二流路33的台阶部40，由此将推力面侧供油孔35封闭。
另外，在本实施方式1中，油流路31具有：径向内侧的第一流路32、和在第一流路32的径向外侧并且直径比第一流路32大的第二流路33。涡旋侧供油孔34通过从第二流路33向涡旋形成面2aa延伸而形成。推力面侧供油孔35通过从第二流路33向推力面2ab延伸而形成。阀芯50a具有：筒状部51，其在第二流路33内滑动；和圆板部52，其将筒状部51的第一流路32侧的开口35b封闭，并在中央部形成有贯通孔52a。在筒状部51形成有连通孔51a，连通孔51a在通过施力部件50b的作用力而将阀芯50a卡止于第一流路32与第二流路33的台阶部40的状态下与涡旋侧供油孔34连通。在阀芯50a卡止于台阶部40的状态下，通过阀芯50a将推力面侧供油孔35封闭。
如以上那样，开闭机构50能够由阀芯50a和施力部件50b构成。这样，在本实施方式1中，在进行供油控制时，增加的部件仅为阀芯50a和施力部件50b即可，因此能够以最小限度的成本实现性能改善及可靠性提高。
在本实施方式1中，施力部件50b是阀芯50a向径向外侧移动时被压缩的压缩弹簧。
这样，作为施力部件50b能够使用压缩弹簧。
在本实施方式1中，推力面侧供油孔35的孔径比涡旋侧供油孔34的孔径大。
由此，在高速运转时，当推力面侧供油孔35变成全开时，从推力面侧供油孔35向推力面侧的供油成为主导，能够提高高速运转时的滑动部的可靠性。
在本实施方式1中，涡旋式压缩机21是容器100内被通过压缩机构3进行压缩之前的制冷剂填满的低压壳式，但也可以是容器100内被通过压缩机构3进行压缩之后的制冷剂填满的高压壳型。
在本实施方式1中，油泵17能够由余摆线泵等容积式泵构成。
本实施方式1的涡旋式压缩机搭载有将制冷剂喷射摆动涡旋体2b的外周侧的涡旋侧吸入空间74或压缩中的压缩机构3的压缩室9的喷射机构60，但也可以构成为不搭载喷射机构60。
本实施方式1的涡旋式压缩机作为制冷剂能够使用二氧化碳。
另外，在本实施方式1中，在进行供油控制时，增加的部件仅为阀芯和弹簧即可，因此能够以最小限度的成本实现性能改善及可靠性提高。
实施方式2.
实施方式2在设置了多个推力面侧供油孔35的方面上与实施方式1不同。以下，以实施方式2与实施方式1不同的方面为中心进行说明，在本实施方式2中未进行说明的结构与实施方式1相同。
图10是本实施方式2的涡旋式压缩机中的主要部位的简要剖视图。
在上述实施方式1中，推力面侧供油孔35相对于摆动台板2a形成有一个，但在实施方式2中，形成有多个推力面侧供油孔35。各推力面侧供油孔35在径向上隔开间隔地形成于摆动台板2a
通过各推力面侧供油孔35在径向上隔开间隔地设置有多个，从而根据第一流路32的油压，与第二流路33连通的推力面侧供油孔35的数量改变。即，根据压缩机转速，向推力面侧供给的油的流路面积被阶段性地调整。因此，与所有的推力面侧供油孔35开口的高速运转相比，在压缩机转速较低的中速运转时，能够根据压缩机转速来阶段性地调整向推力面侧供给的油的流路面积。
根据实施方式2，可得到与实施方式1同样的效果，并且由于将各推力面侧供油孔35在径向上隔开间隔地设置有多个，因此可在中速运转时阶段性地进行向推力面侧供给的油量的调整。
另外，通过在推力面2ab中沿径向隔开间隔地配置多个推力面侧供油孔35，从而与推力面侧供油孔35为一个的构造相比，能够扩大从推力面侧供油孔35对推力面2ab直接供油的径向的供油范围。由此，能够进一步提高滑动部的可靠性。
此外，各推力面侧供油孔35的孔径只要是涡旋侧供油孔34的孔径以上即可，各自的大小关系能够任意地设定。
实施方式3.
本实施方式3的阀芯50a的构造与实施方式1不同。以下，以实施方式3与实施方式1不同的方面为中心进行说明，在本实施方式3中未进行说明的结构与实施方式1相同。
图11是表示本实施方式3的涡旋式压缩机的开闭机构的阀芯的图。在图11中，(a)是阀芯的侧视图，(b)是阀芯的纵剖视图。
实施方式3的阀芯50a具有：筒状部51，其在第二流路33内滑动；和圆板部52，其将筒状部51的第一流路32侧的开口封闭，并在中央部形成有贯通孔52a。在筒状部51形成有连通孔51a，连通孔51a在阀芯50a处于与台阶部40卡止的位置时与涡旋侧供油孔34连通。
图12是表示本实施方式3的涡旋式压缩机中的低速运转时的开闭机构的状态的图。图13是表示本实施方式3的涡旋式压缩机中的高速运转时的开闭机构的状态的图。
与第一流路32内的压力相应的阀芯50a的动作与实施方式1相同，低速运转时，如图12所示，阀芯50a与台阶部40抵接。在该状态下，第一流路32通过贯通孔52a及连通孔51a而与涡旋侧供油孔34连通。另外，推力面侧供油孔35被阀芯50a的筒状部51的外周面堵住。因此，供给至第一流路32的油经由贯通孔52a、第二流路33及连通孔51a而仅向涡旋侧供油孔34供给，未向推力面侧供油孔35供给。
高速运转时，如图13所示，阀芯50a从台阶部40分离而向径向外侧移动。由此，推力面侧供油孔35被打开，供给至第一流路32的油经由第二流路33而向推力面侧供油孔35供给。
如以上进行说明的那样，实施方式3能够得到与实施方式1同样的效果。此外，在该例中，为通过阀芯50a向径向外侧移动而利用阀芯50a的筒状部51的外周面将涡旋侧供油孔34堵住的构造，但既可以这样堵住，也可以不堵住。在通过阀芯50a堵住涡旋侧供油孔34的情况下，第一流路32的油全部从推力面侧供油孔35被供给至推力面2ab，因此能够更加提高高速运转时的滑动部的可靠性。此外，通过涡旋侧供油孔34被堵住，从而不进行油从涡旋侧供油孔34向压缩室9的供给，但在高速运转时，油循环量较多，因此不会产生压缩机构3内的上述的制冷剂泄漏的问题。
实施方式4.
本实施方式4在由拉伸弹簧构成施力部件50b的方面上与实施方式1不同。以下，以实施方式4与实施方式1不同的方面为中心进行说明，本实施方式4中未进行说明的结构与实施方式1相同。
图14是本实施方式4的涡旋式压缩机的主要部位的简要剖视图。
在实施方式4中，施力部件50b由拉伸弹簧构成，拉伸弹簧对阀芯50a向径向内侧施力，并在阀芯50a向径向外侧移动时被拉伸。施力部件50b与阀芯50a被固定。由拉伸弹簧构成施力部件50b的实施方式4的动作原理及供油孔设定方法与上述实施方式相同。
此外，在本实施方式1～4中，对低压壳式的压缩机的例子进行了说明，但本发明也能够应用于容器100内被通过压缩机构3进行压缩之后的制冷剂填满的高压壳型的压缩机。
在本实施方式1～4中，对在摆动轴承5的内侧以旋转自如的方式配置有带平衡件的滑动件4的例子进行了说明，但本发明也能够应用于在滑动件不附带平衡件的压缩机。
在本实施方式1～4中，示出了油流路31为一个的例子，也能够形成多个。在将油流路31设为多个的情况下，只要针对每个油流路31，设置开闭机构50、涡旋侧供油孔34及推力面侧供油孔35即可。
以上，在各实施方式1～4中分别作为其他实施方式进行了说明，但也可以适当组合各实施方式的特征性的结构来构成涡旋式压缩机。例如，也可以对实施方式2与实施方式3进行组合，在具备图10所示的多个推力面侧供油孔35的结构中，将阀芯50a设为图11所示的结构。另外，也可以对实施方式3与实施方式4进行组合，在具有图12所示的阀芯50a的开闭机构50中，将施力部件50b设为拉伸弹簧。
实施方式5.
实施方式5涉及具备如以上那样构成的涡旋式压缩机的制冷循环装置。
图15是表示本实施方式5的制冷循环装置的制冷剂回路的图。
制冷循环装置具备涡旋式压缩机21、冷凝器22、作为减压装置的膨胀阀23及蒸发器24。另外，制冷循环装置具备喷射回路25，喷射回路25从冷凝器22与膨胀阀23之间分支，并与涡旋式压缩机21连接。在喷射回路25设置有作为流量调整阀的膨胀阀25a。对涡旋式压缩机21使用上述实施方式1～实施方式4的涡旋式压缩机。
在这样构成的制冷循环装置中，从涡旋式压缩机21排出的气体制冷剂流入冷凝器22，与通过冷凝器22的空气进行热交换而成为高压液制冷剂并流出。在冷凝器22流出的高压液制冷剂被膨胀阀23减压而成为低压的气液两相制冷剂，并流入蒸发器24。流入了蒸发器24的低压的气液两相制冷剂与通过蒸发器24的空气进行热交换而成为低压气体制冷剂，并再次被吸入涡旋式压缩机21中。
另外，作为从涡旋式压缩机21排出并通过了冷凝器22的制冷剂的一部分的喷射制冷剂流入喷射回路25，并经由膨胀阀25a而流入涡旋式压缩机21的喷射管103。流入了喷射管103的液或两相的喷射制冷剂被喷射涡旋侧吸入空间74或压缩室9中。
这样构成的制冷循环装置通过具备上述的涡旋式压缩机，从而能够实现兼顾低速运转时的性能提高与高速运转时的滑动部的可靠性提高。
此外，制冷循环装置能够应用于例如冰箱、冰柜、自动售货机、空调机、制冷装置或热水器等。
附图标记说明
1…固定涡旋件；1a…固定台板；1b…固定涡旋体；2…摆动涡旋件；2a…摆动台板；2aa…涡旋形成面；2ab…推力面；2b…摆动涡旋体；2d…突起部；2e…侧面；3…压缩机构；4…带平衡件的滑动件；4a…滑动部；4b…平衡部；5…摆动轴承；6…旋转轴；6a…偏心轴部；6b…主轴部；6c…副轴部；7…框架；7a…轴孔；8…副框架；9…压缩室；9a…最内室；9b…中间室；10…排出孔；11…排出阀；12…阀按压件；13…欧式环；14…套筒；15…主轴承；16…副轴承；17…油泵；18…供油流路；21…涡旋式压缩机；22…冷凝器；23…膨胀阀；24…蒸发器；31…油流路；32…第一流路；33…第二流路；34…涡旋侧供油孔；34a…开口；35…推力面侧供油孔；35a…开口；35b…开口；36…螺栓；40…台阶部；41…密封件；50…开闭机构；50a…阀芯；50b…施力部件；51…筒状部；51a…连通孔；52…圆板部；52a…贯通孔；60…喷射机构；70…吸入空间；71…排出空间；72…轴承动作空间；73…内部空间；74…涡旋侧吸入空间；100…容器；100a…储油部；101…吸入管；102…排出管；103…喷射管；110…电动机构；110a…电动机定子；110b…电动机转子。

Claims (14)

1.一种涡旋式压缩机，其特征在于，具备：
容器，其具有储存油的储油部；
压缩机构，其收容于所述容器，对流入所述容器内的制冷剂进行压缩；
旋转轴，其是驱动所述压缩机构的轴，并形成有供油流路；以及
油泵，其借助所述旋转轴的旋转进行驱动，将储存于所述储油部的油向所述旋转轴的所述供油流路供给，
所述压缩机构具备摆动涡旋件，该摆动涡旋件具有：摆动台板、和形成于所述摆动台板的摆动涡旋体，
在所述摆动台板形成有：
油流路，其使从所述供油流路供给的所述油从径向内侧朝向径向外侧流动；
涡旋侧供油孔，其使所述油流路与所述摆动台板的所述摆动涡旋体的形成侧的面亦即涡旋形成面连通；以及
推力面侧供油孔，其使所述油流路与所述摆动台板的和所述涡旋形成面相反的一侧的推力面连通，
在所述油流路配置有开闭机构，该开闭机构在所述油流路内的油压低时将所述推力面侧供油孔封闭，在所述油压高时将所述推力面侧供油孔打开。
2.根据权利要求1所述的涡旋式压缩机，其特征在于，
所述开闭机构具备：
阀芯，其在所述油流路内滑动，对所述推力面侧供油孔进行开闭；和
施力部件，其对所述阀芯向所述推力面侧供油孔关闭的方向施力，
通过使在所述油流路内作用于所述阀芯的油压超过所述施力部件的作用力，从而所述阀芯在所述油流路内向径向外侧移动而将所述推力面侧供油孔打开。
3.根据权利要求2所述的涡旋式压缩机，其特征在于，
所述油流路具有：径向内侧的第一流路、和在所述第一流路的径向外侧并且直径比所述第一流路大的第二流路，
所述涡旋侧供油孔从所述第一流路向所述涡旋形成面延伸而形成，
所述推力面侧供油孔从所述第二流路向所述推力面延伸而形成，
所述阀芯配置于所述第二流路，并借助所述施力部件的作用力卡止于所述第一流路与所述第二流路的台阶部，从而将所述推力面侧供油孔封闭。
4.根据权利要求2所述的涡旋式压缩机，其特征在于，
所述油流路具有：径向内侧的第一流路、和在所述第一流路的径向外侧并且直径比所述第一流路大的第二流路，
所述涡旋侧供油孔从所述第二流路向所述涡旋形成面延伸而形成，
所述推力面侧供油孔从所述第二流路向所述推力面延伸而形成，
所述阀芯具有：在所述第二流路内滑动的筒状部、和将所述筒状部的所述第一流路侧的开口封闭并在中央部形成有贯通孔的圆板部，
在所述筒状部形成有连通孔，在所述阀芯借助所述施力部件的作用力而卡止于所述第一流路与所述第二流路的台阶部的状态下，该连通孔与所述涡旋侧供油孔连通，
在所述阀芯卡止于所述台阶部的状态下，所述第一流路经由所述贯通孔、所述第二流路以及所述连通孔而与所述涡旋侧供油孔连通，而通过所述阀芯将所述推力面侧供油孔封闭。
5.根据权利要求2～4中的任一项所述的涡旋式压缩机，其特征在于，
所述推力面侧供油孔在所述摆动台板沿径向隔开间隔地形成有多个。
6.根据权利要求2～5中的任一项所述的涡旋式压缩机，其特征在于，
所述施力部件是所述阀芯向径向外侧移动时被压缩的压缩弹簧。
7.根据权利要求2～5中的任一项所述的涡旋式压缩机，其特征在于，
所述施力部件是所述阀芯向径向外侧移动时被拉伸的拉伸弹簧。
8.根据权利要求1～7中的任一项所述的涡旋式压缩机，其特征在于，
所述推力面侧供油孔的孔径为比所述涡旋侧供油孔的孔径大的大径。
9.根据权利要求1～8中的任一项所述的涡旋式压缩机，其特征在于，
所述涡旋式压缩机为所述容器内被通过所述压缩机构压缩前的制冷剂填满的低压壳式。
10.根据权利要求1～9中的任一项所述的涡旋式压缩机，其特征在于，
所述油泵是容积式泵。
11.根据权利要求10所述的涡旋式压缩机，其特征在于，
所述油泵是余摆线泵。
12.根据权利要求1～11中的任一项所述的涡旋式压缩机，其特征在于，
搭载有喷射机构，其向所述摆动涡旋体的外周侧的涡旋侧吸入空间或压缩中的所述压缩机构的压缩室喷射制冷剂。
13.根据权利要求1～12中的任一项所述的涡旋式压缩机，其特征在于，
所述制冷剂是二氧化碳。
14.一种制冷循环装置，其特征在于，
具备权利要求1～13中的任一项所述的涡旋式压缩机。
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