CN1205412C - 涡卷型压缩机 - Google Patents

涡卷型压缩机 Download PDF

Info

Publication number
CN1205412C
CN1205412C CNB008045070A CN00804507A CN1205412C CN 1205412 C CN1205412 C CN 1205412C CN B008045070 A CNB008045070 A CN B008045070A CN 00804507 A CN00804507 A CN 00804507A CN 1205412 C CN1205412 C CN 1205412C
Authority
CN
China
Prior art keywords
high pressure
pressure oil
path
compression ratio
oil
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Expired - Lifetime
Application number
CNB008045070A
Other languages
English (en)
Other versions
CN1342247A (zh
Inventor
古庄和宏
樋口顺英
加藤胜三
小森启治
北浦洋
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Daikin Industries Ltd
Original Assignee
Daikin Industries Ltd
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Daikin Industries Ltd filed Critical Daikin Industries Ltd
Publication of CN1342247A publication Critical patent/CN1342247A/zh
Application granted granted Critical
Publication of CN1205412C publication Critical patent/CN1205412C/zh
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Lifetime legal-status Critical Current

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C18/00—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C18/02—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of arcuate-engagement type, i.e. with circular translatory movement of co-operating members, each member having the same number of teeth or tooth-equivalents
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C23/00—Combinations of two or more pumps, each being of rotary-piston or oscillating-piston type, specially adapted for elastic fluids; Pumping installations specially adapted for elastic fluids; Multi-stage pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C23/008—Hermetic pumps
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C27/00—Sealing arrangements in rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C27/005—Axial sealings for working fluid
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C18/00—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C18/02—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of arcuate-engagement type, i.e. with circular translatory movement of co-operating members, each member having the same number of teeth or tooth-equivalents
    • F04C18/0207—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of arcuate-engagement type, i.e. with circular translatory movement of co-operating members, each member having the same number of teeth or tooth-equivalents both members having co-operating elements in spiral form
    • F04C18/0215—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of arcuate-engagement type, i.e. with circular translatory movement of co-operating members, each member having the same number of teeth or tooth-equivalents both members having co-operating elements in spiral form where only one member is moving

Abstract

本发明的涡卷型压缩机，备有固定在壳体(10)内的固定涡卷(21)、与该固定涡卷(21)啮合的可动涡卷(22)、将可动涡卷(22)推压在固定涡卷(21)上的推压机构(40)。利用对可动涡卷(22)背面侧作用的高压空间(S2)的压力，得到可动涡卷(22)对固定涡卷(21)的推压力，根据因运转条件造成的压缩比的变动，调节该推压力。

Description

涡卷型压缩机
技术领域
本发明涉及涡卷型压缩机，特别涉及防止运转效率降低的压缩机。
背景技术
在制冷循环中压缩制冷剂的压缩机，例如有日本特开平5-312156号公报等揭示的涡旋型压缩机。涡旋型压缩机，在壳体内备有固定涡卷和可动涡卷，该固定涡卷和可动涡卷具有相互啮合的涡卷板。固定涡卷固定在壳体上，可动涡卷与驱动轴的偏心轴部连接。可动涡卷相对于固定涡卷不能自转，只能公转，使形成在两涡卷板间的压缩室压缩，压缩制冷剂。
如图14所示，压缩制冷剂时，在可动涡卷(OS)上，作用着轴方向力即推力荷载PS和横方向力即径向荷载PT。为此，设有使高压的制冷剂压力PA作用在可动涡卷(OS)的背面(下面)的高压部(P)，用抵抗上述轴方向力PS的力，将可动涡卷(OS)推压在固定涡卷(FS)上，当推压力小、作用在可动涡卷(OS)上的力的合力的向量通过推力轴承外周的外侧时，即在倾覆力矩M的作用下，可动涡卷(OS)如图15所示地倾斜(倾覆)，导致制冷剂泄漏，效率降低。对此，如图14所示，用抵抗轴方向力PS的力，把可动涡卷(OS)推压在固定涡卷(FS)上的构造中，如果加大推压力(作用在可动涡卷(OS)上的力的合力的向量，通过推力轴承外周的内侧)，则可防止可动涡卷(OS)的倾覆。
在涡卷型压缩机中，由于容积比一定，所以，如图16所示，运转条件变化时，即使高压压力或低压压力变动，压缩比变化，其轴方向力PS和横方向力PT也不会大幅度变化。而上述可动涡卷(OS)背面的制冷剂压力(图中表示为背压)的推压力，随着压缩比的变化而大幅度变化。
这里，如果将高压压力作用在可动涡卷(OS)上的上述高压部(P)的面积，如图17A所示，设定为在高压缩比的条件下可动涡卷(OS)不倾覆的大小，则在低压缩比条件下，由于高压压力降低，推压力不足，可动涡卷(OS)容易倾覆。
另一方面，如果满足低压缩比条件地设定上述高压部(P)的面积，则如图17B所示，例如在高压压力上升而成为高压缩比时，可动涡卷(OS)对固定涡卷(FS)的推压力，相对于由轴方向力PS和横方向力PT决定的最低限必需推压力过剩。结果，图14中朝上的大的推力作用在可动涡卷(OS)上，机械损失增大，效率降低。
在低压压力变动(通常与高压压力同时变动)时，也产生与上述同样的情形。因此，一般而言，利用制冷剂压力等将可动涡卷(OS)推压在固定涡卷(FS)上的涡卷型压缩机中，对各机械，将特定的压缩比作为基准，在低压缩比侧容易产生倾覆，在高压缩比侧，推压力容易过剩。
另外，在日本特开平11-173283号公报中，公开了一种涡卷型机器用中间压力调整阀。该中间压力调整阀具有固定在壳体12上的固定涡卷22及与该固定涡卷啮合的可动涡卷24，在可动涡卷24的端板背面形成的中间压力腔88，使中间压力腔88在一个位置与排出压力腔连通、而在另一位置与吸入压力腔连通的阀，因此，即使在可变运转条件下，也能将可动涡卷24推向固定涡卷22，使可动涡卷24与固定涡卷22密闭地结合。但是，该中间压力调整阀在低压缩比时容易产生倾覆，在高压缩比时也容易产生推压力过剩。
本发明是鉴于上述问题而作出的，其目的在于提供一种通过控制可动涡卷对固定涡卷的推压力，可防止效率降低的涡卷型压缩机。
发明内容
本发明中，根据压缩比的变动，使可动涡卷(22)对固定涡卷(21)的推压力变化，根据运转条件调节该推压力。
具体地说，本发明的涡卷型压缩机，备有固定在壳体(10)内的固定涡卷(21)、与该固定涡卷(21)啮合的可动涡卷(22)、将可动涡卷(22)推压在固定涡卷(21)上的推压机构(40)，其特征在于，推压机构(40)，根据压缩比的变动，调节可动涡卷(22)对固定涡卷(21)的推压力。在高压缩比时，抑制推压力，在低压缩比时，缓和该抑制。这样，可根据运转条件调节。另外，根据压缩比的变动调节推压力的方法，例如可利用高低差压或高压压力(排出压力)等。
例如，上述构造中，推压机构(40)备有对可动涡卷(22)背面侧作用的高压空间(S2)，当压缩比超过预定值时(即可动涡卷(22)用充分的力推压固定涡卷(21)的状态时)，抑制可动涡卷(22)对固定涡卷(21)的推压力。这里所说的“压缩比超过预定值”的作动条件，可利用高低差压等是否达到预定值等的近似条件(关于这一点在以下各构造中也同样)。
另外，上述构造中，推压机构(40)备有油槽(43)和高压油导入机构(46)；油槽(43)形成在固定涡卷(21)与可动涡卷(22)的接触面之间；当压缩比超过预定值时，高压油导入机构(46)将高压油导入该油槽(43)。
另外，上述构造中，高压空间(S2)是被供给高压油的高压油作动空间，高压油导入机构(46)，在压缩比超过预定值时，将该高压油作动空间(S2)的高压油导向油槽(43)。
另外，上述构造中，高压油导入机构(46)备有高压油导入通路(44)和高压油导入阀(45)；高压油导入通路(44)从高压油作动空间(S2)与油槽(43)连通；高压油导入阀(45)开闭该高压油导入通路(44)。
另外，上述构造中，高压油导入阀(45)，在压缩比超过预定值时，将高压油导入通路(44)开通，在压缩比为预定值以下时，将高压油导入通路(44)关闭。
另外，上述构造中，高压油导入阀(45)备有筒体(47)和活塞状阀本体(48)；筒体(47)横切高压油导入通路(44)的路径内地配置，活塞状阀本体(48)可往复动作地设在该筒体(47)内；阀本体(48)，在压缩比超过预定值时，移动到使高压油导入通路(44)开通的开通位置，在压缩比为预定值以下时，移动到使高压油导入通路(44)关闭的闭塞位置。
另外，上述构造中，高压油导入阀(45)的筒体(47)，其一端侧与设在壳体(10)内的低压空间(S1)连通，另一端与壳体(10)内的高压空间(S3)连通；
备有将阀本体(48)在筒体(47)往闭塞位置推压的推压机构(50)；
该推压机构(50)，在压缩比为预定值以下的状态，将阀本体(48)保持在闭塞位置，在压缩比超过预定值时，容许阀本体(48)朝开通位置移动，其推压力，根据低压空间(S1)与高压空间(S2)的预定差压设定。
另外，上述构造中，阀本体(48)备有连通路(48a)，阀本体(48)在闭塞位置时，该连通路(48a)将高压油导入通路(44)阻断，在开闭位置时，该连通路(48a)将高压油导入通路(44)开通。
该构造中，阀本体(48)的连通路(48a)，由形成在该阀本体(48)外周面的周槽构成。
另外，上述构造中，在壳体(10)内，备有划分低压空间(S1)和高压空间(S3)的框架(23)，该框架(23)配置在可动涡卷(22)的下方；备有将框架(23)与可动涡卷(22)之间划分为低压空间(S1)和高压油作动空间(S2)的密封部件(42)，在该框架(23)上，设有高压油导入通路(44)和高压油导入阀(45)。
另外，本发明的涡卷型压缩机，备有固定在壳体(10)内的固定涡卷(21)、与该固定涡卷(21)啮合的可动涡卷(22)、将可动涡卷(22)推压在固定涡卷(21)上的推压机构(40)，其特征在于，推压机构(40)，备有对可动涡卷(22)背面作用的高压空间(S2)，由该高压空间(S2)产生的可动涡卷(22)对固定涡卷(21)的推压力，与压缩比的变动连动地常时被抑制。具体地说，在高压缩比时强力地抑制推压力，在低压缩比时，减弱对推压力的抑制。
该构造中，推压机构(40)备有油槽(43)和高压油导入通路(44)；油槽(43)形成在固定涡卷(21)与可动涡卷(22)的接触面之间；高压油导入通路(44)将壳体(10)内的高压油常时地导入油槽(43)。
另外，该构造中，高压空间(S2)是被供给高压油的高压油作动空间；高压油导入通路(44)，从高压油作动空间(S2)与油槽(43)连通，将该高压油作动空间(S2)的高压油常时地导向油槽(43)。
另外，上述构造中，备有将壳体(10)内划分为低压空间(S1)和高压空间(S3)的框架(23)，该框架(23)配置在可动涡卷(22)的下方；
备有将框架(23)与可动涡卷(22)之间划分为低压空间(S1)和高压油作动空间(S2)的密封部件(42)，在该框架(23)上，设有高压油导入通路(44)。
另外，上述各构造中，在高压油导入通路(44)，设有节流部(44b)。
另外，上述的节流部(44b)，由设在高压油导入通路(44)的至少一部分上的细径部构成；或者由设在高压油导入通路(44)的至少一部分上的毛细管(44e)构成；或者是在高压油导入通路(44)的至少一部分内，配置比高压油导入通路(44)细的杆状部件(44f)，在该杆状部件(44f)与高压油导入通路(44)之间形成间隙而构成的。
(作用)
上述解决方案中，由于可动涡卷(22)对固定涡卷(21)的推压力可根据压缩比的变动被调节，所以，可使该推压力根据运转条件而变化。
当压缩比超过预定值时(近似地说，高低差压超过预定值时等)，抑制可动涡卷的推压力，当压缩比为预定值以下时，使推压力适度，这样，在压缩比(或高低差压等，下同)达到预定值之前，用高压空间(S2)的推压力，抵抗作用在可动涡卷(22)上的气体压缩的推力，这样，可阻止可动涡卷(22)的倾覆。由于当压缩比超过预定值时，抑制可动涡卷(22)对固定涡卷(21)的推压力，所以，可防止该推压力过度而造成大的机械损失。
另外，在固定涡卷(21)与可动涡卷(22)的接触面间设置油槽(43)，当压缩比超过预定值时，将高压油导入该油槽(43)，所以，该高压油的力使可动涡卷(22)离开固定涡卷(21)，抑制可动涡卷(22)的推压力。
另外，把高压空间作为高压油作动空间(S2)，当压缩比超过预定值时，将该高压油作动空间(S2)的高压油导向油槽(43)，在低压缩比时，用高压油的压力，使可动涡卷(22)推压固定涡卷(21)，阻止可动涡卷(22)的倾覆，当压缩比超过预定值时，利用该高压油的压力，使可动涡卷(22)离开固定涡卷(21)，可抑制过度推压。
另外，用高压油导入通路(44)和开闭高压油导入通路(44)的高压油导入阀(45)，作为向油槽(43)导入高压油的高压油导入机构(46)，当压缩比超过预定值时，高压油导入阀(45)将高压油导入通路(44)开通，当压缩比为预定值以下时，将高压油导入通路(44)关闭，这样，可防止低压缩比时可动涡卷(22)的倾覆和高压缩比时的过度推压。
另外，高压油导入阀(45)备有筒体(47)和活塞状阀本体(48)；筒体(47)横切高压油导入通路(44)的路径内地配置，活塞状阀本体(48)可往复动作地设在该筒体(47)内。当压缩比超过预定值时，使阀本体(48)移动到开通位置，将高压油导入通路(44)开通；可防止高压缩比时可动涡卷的过度推压，另一方面，在压缩比为预定值以下时，使阀本体(48)移动到闭塞位置，将高压油导入通路(44)阻断，这样，可防止在低压缩比时可动涡卷(22)的倾覆。
另外，高压油导入阀(45)的筒体(47)，其一端侧与设在壳体(10)内的低压空间(S1)连通，另一端与高压空间(S3)连通。将阀本体(48)在壳体内保持在闭塞位置时，在压缩比为预定值以下的状态，低压空间(S1)与高压空间(S3)的差压小时，用其推压力将阀本体(48)保持在闭塞位置，可防止可动涡卷(22)的倾覆。另一方面，当压缩比超过预定值，差压比设定值大时，用该差压抵抗阀本体(48)的推压力，使其移动到开通位置，可防止可动涡卷(22)的过度推压。
另外，在阀本体(48)的外周面，形成例如周槽等的连通路(48a)，阀本体(48)在闭塞位置时，该连通路(48a)将高压油导入通路(44)阻断，在开闭位置时，该连通路(48a)将高压油导入通路(44)开通。这样，使阀本体(48)在开通位置时，连通路(48a)将高压油导入通路(44)开通，使高压油作用到固定涡卷(21)与可动涡卷(22)间的油槽(43)，可防止可动涡卷(22)的过度推压。
上述的涡卷型压缩机，与压缩比的变动连动地常时控制可动涡卷(22)的推压力，例如，如上所述，设有高压油导入通路(44)，该高压油导入通路(44)常时地将壳体(10)内的高压油，导入形成在固定涡卷(21)与可动涡卷(22)的接触面间的油槽(43)，这样，可动涡卷(22)对固定涡卷(21)的推压力，由于高压油常时地作用于油槽(43)而被调节。
即，例如，高压压力上升，压缩比增大时，与压缩比小时相比，压力高的油作用在油槽(43)，另一方面，高压压力降低，压缩比减小时，与压缩比大时相比，压力低的油作用于油槽(43)。因此，可动涡卷(22)对固定涡卷(21)的推压力，利用根据压缩比的变动而变化的高压压力(排出压力)而被常时调节。因此，高压缩比时推压力被充分抑制，而低压缩比时其抑制被缓和。这一点，在低压压力变动时也同样。这样，可动涡卷(22)对固定涡卷(21)的推压力，根据压缩比(压力状态)的变动而被调节，根据运转条件而变化。
另外，例如，设定在低压缩比的条件下，可得到适度的推回力(使可动涡卷(22)离开固定涡卷(21)的方向的力)时，在高压缩比时，因高压空间(S2)和油槽(43)的面积等的设定条件的原因，推回力虽然有些不足，但是必然产生推回作用，所以，与不设置高压油导入通路(44)时相比，可切实抑制可动涡卷(22)对固定涡卷(21)的实际推压力。
反之，例如，设定在高压缩比的条件下，可得到适度的推回力时，在低压缩比时，根据条件，可动涡卷(22)的推回力可能会过大。但是，这时，即使可动涡卷(22)倾覆，由于设有细径部(44b)、毛细管(44e)或杆状部件(44f)等管理间隙尺寸的节流部(44b)，所以，油流过高压油导入通路(44)时，对该油产生减压作用，从油槽(43)作用到可动涡卷(22)上的推回力减弱。结果，即使可动涡卷(22)倾覆，也立即回复到原来的不倾覆状态。
另外，在高压油导入通路(44)上设置节流部(44b)，在可动涡卷(22)的倾覆时，抑制油流入油槽(43)，所以，可抑制漏油。结果，可防止油流入两涡卷(21、22)间的压缩室(24)，防止油面降低和断油等现象。
如上所述，将可动涡卷(22)的倾覆引起的漏油、运转效率降低等，抑制在实用上几乎没有问题的程度，从压缩室(24)的制冷剂泄漏也被限制在最小限。
另外，压缩比超过预定值时，为了抑制可动涡卷(22)对固定涡卷(21)的推压力，在高压油导入通路(44)上不设置节流部(44b)，而只设置高压油导入阀(45)，以预定的高低差压使该高压油导入阀(45)动作时，在表示涡卷型压缩机作动区域的图12(纵轴表示高压压力、横轴表示低压压力的运转区域图)中，在比产生倾覆的区域(A1)稍大的区域(A2)的整个区域，不使高压油导入阀(45)作动。
这时，倾覆区域(A2)的境界线(a)的倾斜度，是由压缩比决定(具体地说是旋转数等条件)的，而高压油导入阀(45)的动作压力的境界线(b)的倾斜度，是由高低差压决定的，所以，境界线(a)和(b)的倾斜度通常不一致，在原来不产生倾覆的区域(B1)(实际上也包含(A2-A1)的区域)，产生不推回可动涡卷(22)的推压过度区域(B2)。
对此，如图13所示，使高压油导入阀(45)的动作压力(见(b))降低时，可减少推压过度的区域(B2)。这时，在可动涡卷(22)的倾覆区域(A2)内，通过推回可动涡卷(22)虽然产生推回过度的区域(A3)，但这时，由于在高压油导入通路(44)上设置节流部(44b)，所以，在该推回过度的区域(A3)即使要产生倾覆，由于流过高压油导入通路(44)的高压油被节流部(44b)减压，推压力降低，所以立即避免倾覆。
另外，在可动涡卷(22)的倾覆时，由于高压油导入通路(44)的节流部(44b)抑制油流入油槽(43)，所以可抑制漏油。因此，可抑制油流入压缩室(24)、抑制油面降低、断油等现象。如上所述，漏油和运转效率的降低，被抑制在实用上没有问题的程度。
倾覆区域(A2)的境界线(a)的倾斜度和高压油导入阀(45)的动作压力的境界线(b)的倾斜度，根据压缩比被设定为相互一致时，不产生推压过度的区域(B2)和推回过度的区域(A3)，可保证更稳定的动作。具体地说，检测高压压力和低压压力，计算压缩比，根据该压缩比使高压油导入阀(45)作动，调节可动涡卷(22)的推压力。
(效果)
如上所述，根据上述解决方案，可动涡卷(22)对固定涡卷(21)的推压力，根据压缩比的变动而被调节，根据运转条件而变化。
尤其是在压缩比(近似地为高低差压，下同)达到预定值之前，如果用比防止倾覆所需的力更大的推压力，抵抗作用在可动涡卷(22)上的气体压缩的推力荷载，则可以阻止可动涡卷(22)的倾覆。另外，在压缩比超过了预定值时，如果利用高压压力，抑制可动涡卷(22)对固定涡卷(21)的推压力，则可防止推压力过度和机械损失增大。
这样，根据上述构造，在低压缩比时，可防止推压力不足而造成可动涡卷(22)倾覆，制冷剂泄漏、效率降低。同时，在高压缩比时，可防止推压力过度而产生大的机械损失。所以，从低压缩比到高压缩比的整个区域，都可进行效率良好的运转。
另外，在固定涡卷(21)与可动涡卷(22)的接触面间设置油槽(43)，将高压油导入该油槽(43)。在压缩比超过预定值时，利用压缩机(1)内的高压压力，使可动涡卷(22)离开固定涡卷(21)，有效地利用压缩机(1)内的压力，防止效率降低。
另外，把上述高压空间作为高压油作动空间(S2)，当压缩比超过预定值时，将该高压油作动空间(S2)的高压油导向油槽(43)。在压缩比超过预定值之前，该高压油使可动涡卷(22)推压固定涡卷(21)，在压缩比超过了预定值时，该高压油使可动涡卷(22)离开固定涡卷(21)。这样，可更有效地利用压缩机(1)内的压力。
另外，将高压油导向油槽(43)的高压油导入机构(46)，是采用高压油导入通路(44)和开闭该高压油导入通路(44)的高压油导入阀(45)，在压缩比超过预定值时，该高压油导入阀(45)将高压油导入通路(44)开通，在压缩比为预定值以下时，该高压油导入阀(45)将高压油导入通路(44)闭塞，这样，可防止在低压缩比时可动涡卷的倾覆，以及在高压缩比时推压力过度。同时也防止构造复杂化。
另外，高压油导入阀(45)备有筒体(47)和活塞状阀本体(48)；筒体(47)横切高压油导入通路(44)的路径内地配置，活塞状阀本体(48)可往复动作地设在该筒体(47)内。根据压缩比，将阀本体(48)移动到开通位置或闭塞位置，这样，用使高压油导入通路(44)开闭的构造，来防止在高压缩比时可动涡卷(22)的过度推压，在低压缩比时可动涡卷(22)的倾覆。构造简单。
这时，高压油导入阀(45)的筒体(47)，其一端侧与壳体(10)内的低压空间(S1)连通，另一端与高压空间(S3)连通，将阀本体(48)在筒体(47)往闭塞位置推压。构造简单，而且将该推压力和高压油导入阀(45)的作动差压设定为适当值，可切实进行与压缩比的变动对应的阀本体(48)的动作。
另外，在阀本体(48)的外周，形成周槽等的连通路(48a)，利用该连通路(48a)开闭高压油导入通路(44)，构造简单。
另外，在壳体(10)内，配置划分低压空间(S1)和高压空间(S3)的框架(23)，该框架(23)配置在可动涡卷(22)的下方；设置将框架(23)与可动涡卷(22)之间划分为低压空间(S1)和高压油作动空间(S2)的密封部件(42)，在该框架(23)上，设有高压油导入通路(44)和高压油导入阀(45)。这样，很容易地根据压缩比的变动，用高低差压使高压油导入阀(45)动作。
另外，用推压机构(40)，与压缩比的变动连动常时抑制可动涡卷的推压力时，例如，如上所述，设置把壳体(10)内的高压油常时地导入油槽(43)(该油槽(43)形成在固定涡卷(21)与可动涡卷(22)的接触面间)的高压油导入通路(44)。在高压缩比时，抑制可动涡卷(22)对固定涡卷(21)的推压力，在低压缩比时，缓和该抑制。这样，可根据压缩比的变动(该变动因运转条件的变化而产生)调节可动涡卷(22)对固定涡卷(21)的推压力，所以，与已往相比，可从低压缩比到高压缩比的整个区域有效地运转。
另外，即使在高压缩比时推回力有些不足，由于不产生推回作用，所以，在高压缩比侧，可动涡卷(22)对固定涡卷(21)的推压力比已往减弱，可实现高效率化。
反之，在低压缩比的条件下，即使可动涡卷(22)倾覆，由于在高压油导入通路(44)上设有节流部(44b)，所以，高压油被减压，推压力的抑制被缓和，立即避免倾覆，也抑制油或制冷剂的泄漏，在实用上几乎没有性能降低的问题，可稳定地动作。
另外，在高压油导入通路(44)上，设置高压油导入阀(45)和减压高压油的节流部(44b)二者时，在推回过度的区域(A3)即使产生倾覆，由于防止油流入压缩室(24)、防止油面降低和断油，在倾覆时，流经高压油导入通路(44)的高压油被节流部(44b)减压，导入油槽(43)，所以，推回力减低，倾覆也立即回复。另外，由于可减小推压过度的区域(B2)，所以，从低压缩比到高压缩比的整个区域，都可进行稳定的运转。
另外，在设有高压油导入阀(45)的构造中，其作动利用高低差压时，与压缩比的变动完全一致形式的推压力的调节是困难的，但是，根据其作动压力设定等的条件，可沿着压缩比的变动进行控制。
上述说明中，主要说明了由高压压力的变动产生压缩比的变动，但低压压力的变动时也具有同样的作用效果。
附图说明
图1是表示本发明第1实施例之涡卷型压缩机整体构造的纵断面图。
图2是固定涡卷的底面图。
图3是高压油导入阀在开通位置状态的放大断面图。
图4是高压油导入阀在关闭位置状态的放大断面图。
图5是表示高压油导入阀的阀本体的立体图。
图6是表示作用在可动涡卷上的力的概略断面图。
图7是表示随着压缩比的变化、可动涡卷的推压力变化的曲线图。
图8是本发明第2实施例之涡卷型压缩机的要部放大断面图。
图9是表示第2实施例的第1变形例的要部放大断面图。
图10是表示第2实施例的第2变形例的要部放大断面图。
图11是本发明第3实施例之涡卷型压缩机的要部放大断面图。
图12是表示在图11的涡卷型压缩机的运转区域中，可动涡卷的倾覆与高压油导入阀动作的关系的第1图。
图13是表示在图11的涡卷型压缩机的运转区域中，可动涡卷的倾覆与高压油导入阀动作的关系的第2图。
图14是表示作用在已往涡卷压缩机的可动涡卷上的力的概略断面图。
图15是表示图14的可动涡卷为倾斜状态的断面图。
图16是表示在已往的涡卷型压缩机中，随着压缩比的变动、可动涡卷的推压力变化的第1曲线图。
图17是表示在已往的涡卷型压缩机中，随着压缩比的变动、可动涡卷的推压力变化的第2曲线图。
具体实施方式
(第1实施例)
下面，参照附图详细说明本发明的第1实施例。
第1实施例的涡卷型压缩机(1)，例如在空调装置等的进行蒸气压缩式制冷循环的制冷剂回路中，压缩从蒸发器吸入的低压制冷剂，排出到冷凝器。该涡卷型压缩(1)如图1所示，在壳体(10)的内部，备有压缩机构(20)和驱动该压缩机构(20)的驱动机构(30)。压缩机构(20)配设在壳体(10)内的上部，驱动机构(30)配设在壳体(10)内的下部。
壳体(10)由圆筒状的筒部(11)和固定在该筒部(11)上下两端的盘状端板(12、13)构成。上侧的端板(12)固定在后述的框架(23)上，该框架(23)固定在筒部(11)的上端。下侧的端板(13)，以嵌合在筒部(11)下端的状态固定着。
驱动机构(30)由马达(33)和驱动轴(34)构成。马达(33)由固定在壳体(10)的筒部(11)上的定子(31)和配置在该定子(31)内侧的转子(32)构成。驱动轴(34)固定在马达(33)的转子(32)上。该驱动轴(34)的上端部与上述压缩机构(20)连接。驱动轴(34)的下端部，由轴承(35)可旋转地支承着，该轴承(35)固定在壳体(10)的筒部(11)的下端部。
上述压缩机构(20)备有固定涡卷(21)、可动涡卷(22)和框架(23)。框架(23)固定在壳体(10)的筒部(11)上。该框架(23)将壳体(10)的内部空间划分为上下。
上述固定涡卷(21)由端板(21a)、形成在该端板(21a)下面的涡卷状(螺旋状)板(21b)构成。该固定涡卷(21)的端板(21a)，固定在上述框架(23)上，与该框架(23)成一体。上述可动涡卷(22)，由端板(22a)和形成在该端板(22a)上面的涡卷状(螺旋状)板(22b)构成。
固定涡卷(21)的涡卷板(21b)和可动涡卷(22)的涡卷板(22b)相互啮合。在固定涡卷(21)的端板(21a)与可动涡卷(22)的端板(22a)之间，在两涡卷板(21b、22b)的接触部间，构成压缩室(24)。该压缩室(24)，随着可动涡卷(22)的公转，两涡卷板(21b、22b)间的容积朝中心收缩，这样，压缩制冷剂。
在上述固定涡卷(21)的端板(21a)上，在压缩室(24)的周缘部，形成低压制冷剂的吸入口(21c)。在压缩室(24)的中央部，形成高压制冷剂的排出口(21d)。固定在壳体(10)的上侧端板(12)上的吸入配管(14)，固定在制冷剂吸入口(21c)。该吸入配管(14)与图未示的制冷剂回路的蒸发器连接。在固定涡卷(21)的端板(21a)和上述框架(23)上，形成上下方向贯通的流通路(25)，该流通路(25)将高压制冷剂导向框架(23)的下方。在壳体(10)的筒部(11)的中央部分，固定着排出高压制冷剂的排出配管(15)，该排出配管(15)与图未示的制冷剂回路的冷凝器连接。
在可动涡卷(22)的端板(22a)的下面，突出地形成涡卷轴(22c)。该涡卷轴(22c)插入设在驱动轴(34)上端部的大径部(34a)的连接孔(34b)内。连接孔(34b)形成在偏离驱动轴(34)旋转中心的位置，这样，可动涡卷(22)可相对于固定涡卷(21)公转。在可动涡卷(22)的端板(22a)与框架(23)之间，设有欧氏机构等的自转阻止部件(图未示)，使可动涡卷(22)相对于固定涡卷(21)只公转。
在上述驱动轴(34)上，设有离心泵和供油路(图未示)。离心泵设在驱动轴(34)的下端部，通过该驱动轴(34)的旋转，将储留在壳体(10)内下部的图未示润滑油汲上。供油路沿上下方向在驱动轴(34)内延伸，与设在各部的供油口连通，把离心泵汲上的润滑油供给各滑动部分。
该第1实施例中，利用润滑油的压力，将可动涡卷(22)推压在固定涡卷(21)上，同时，与压缩比(该压缩比随空调装置的运转条件变化而变动)的变动相应地控制该推压力。下面，说明推压机构(40)的具体构造。
上述框架(23)上，在上面侧形成比可动涡卷(22)的动作范围稍大的第1凹部(23a)。在框架(23)的下面侧中央，形成比驱动轴(34)的大径部(34a)稍大的贯通孔(23b)，在第1凹部(23a)与贯通孔(23b)之间，形成比贯通孔(23b)稍大的第2凹部(23c)。在第2凹部(23c)上设有密封部件(42)。该密封部件(42)被弹簧(41)压接在可动涡卷(22)的端板(22a)的背面(下面)。
由该密封部件(42)划分为该密封部件(42)的外径侧的第1空间(S1)和内径侧的第2空间(S2)。高压润滑油被上述图未示的离心泵供给到第2空间(S2)。因此，该第2空间(S2)，构成使该润滑油的高压作用到可动涡卷(22)的端板(22a)背面(下面)的高压空间(高压油作动空间)，第1空间(S1)构成低压空间。
下面，参照图2至图5，说明该第1实施例的推压机构(40)。当压缩比为预定值以上时，推压机构(40)抑制可动涡卷(22)对固定涡卷(21)的推压力。
如固定涡卷(21)的下面图、即图2所示，在该固定涡卷(21)的端板(21a)的下面，在涡卷板(21b)的外周侧，形成环状的油槽(43)。该油槽(43)形成使高压压力作用的空间，即，使高压压力作用到与可动涡卷(22)的端板(22a)上面接触的面上。另外，油槽(43)不是完全的环形，而是一部分的形状，在其部分，在端板(21a)的下面，设有朝径方向延伸的微细槽。该微细槽将第1空间(S1)与压缩室(24)的吸入侧连通，将该第1空间(S1)保持为低压。该油槽(43)等的具体形状，是根据涡卷型压缩机(1)的具体构造而适当决定，根据情形，也可以不设置上述的微细槽。
如图1所示，在固定涡卷(21)和框架(23)上，形成把第2空间(S2)内的高压油导入上述油槽(43)的高压油导入通路(44)。该高压油导入通路(44)由第1通路(44a)、第2通路(44b)和第3通路(44c)构成。第1通路(44a)从框架(23)的第2凹部(23c)向径方向外方延伸。第2通路(44b)与第1通路(44a)连通，从框架(23)朝固定涡卷(21)沿上下方向延伸。第3通路(44c)在固定涡卷(21)内从第2通路(44b)与油槽(43)相通。另外，第1通路(44a)是从外周面朝着中心在框架(23)上穿孔而形成的，所以，外侧端部被塞子(44d)封闭。
在框架(23)上，设有开闭高压油导入通路(44)的高压油导入阀(45)。由高压油导入通路(44)和高压油导入阀(45)，构成高压油导入机构(46)。该高压油导入机构(46)，在压缩比高于预定值时，把高压油作动空间即第2空间(S2)内的高压油导入油槽(43)。另外，在压缩比高于预定值时，壳体内的高压空间(S3)与低压空间(S1)的差压，成为大的高差压状态，压缩比在预定值以下时，成为低差压状态。
高压油导入阀(45)，在上这高差压时使高压油导入通路(44)开通，在低差压时使其关闭，这样，当压缩比超过预定值时，将高压油导入油槽(43)。即，根据压缩比的变动，使高压油导入阀(45)动作，将其作动压力(高低差压：这时是高压空间(S3)与低压空间(S1)的差压)设定在预定值。
如图3和图4所示，高压油导入阀(45)备有筒体(47)和活塞状阀本体(48)。筒体(47)横切高压油导入通路(44)地形成在框架(23)上。活塞状阀本体(48)可在筒体(47)内往复动作。
筒体(47)的上端侧与上述低压空间(S1)连通，下端侧与框架(23)下方的高压空间(S3)连通。该筒体(47)，其上侧部分(47a)形成为大径，供上述阀本体(48)插入。在筒体(47)的上端部，固定着中心有贯通孔(49a)的柱塞(49)，在该柱塞(49)与阀本体(48)之间，设有将该阀本体(48)朝下方推压的推压机构即弹簧(50)。
当高压空间(S3)达到预定压、高低差压超过设定值时，阀本体(48)朝可动范围的上限位置、即开通位置(见图3)移动，打开高压油导入通路(44)；另一方面，当预定压以下、高低差压未达到设定值时，阀本体(48)朝可动范围的下限位置、即关闭位置(见图4)移动，关闭高压油导入通路(44)。换言之，根据低压空间(S1)与高压空间(S3)的差压，设定弹簧(50)的推压力(该弹簧的推压力将阀本体48往关闭位置推压)，使阀体(48)如上述地动作。这样，高压油导入阀(45)与压缩比的变动对应地被切换。
在阀本体(48)上形成连通路(48a)，该连通路(48a)，在图3所示的高差压时的开通位置，将高压油导入通路(44)开通，另一方面，在图4所示的低差压时的关闭位置，将高压油导入通路(44)关闭。该阀本体的连通路(44a)，如图5所示，是由形成在阀本体(48)外周面的周槽构成的。
下面，说明该涡卷型压缩机(1)的运转动作。
马达(33)驱动时，转子(32)相对于定子(31)旋转，随之驱动轴(34)旋转。驱动轴(34)旋转时，大径部(34a)的连接孔(34b)绕驱动轴(34)的旋转中心公转，随之，可动涡卷(22)相对于固定涡卷(21)不自转，只进行公转。这样，低压制冷剂从吸入配管(14)被吸引到压缩室(24)的周缘部，该制冷剂随着压缩室(24)的容积变化而被压缩，成为高压后，从该压缩室(24)的中央部排出口(21d)朝固定涡卷(21)的上方排出。
该制冷剂通过贯穿固定涡卷(21)和框架(23)的流通路(25)，流入框架(23)的下方，高压的制冷剂充满壳体(10)内，同时，该制冷剂从排出配管(15)排出。然后，该制冷剂在制冷剂回路中，进行了冷凝、膨张、蒸发各行程后，再次从吸入配管(14)吸入并被压缩。
运转时，储留在壳体(10)内的润滑油也成为高压，该润滑油借助图未示的离心泵，通过驱动轴(34)内的供油路，供给到第2空间(S2)。因此，可动涡卷(22)从背面(下面)侧推压固定涡卷(21)，所以，防止可动涡卷(22)倾覆。另外，在可动涡卷(22)上高压油的作动面积，在压缩比比较小的运转条件下，设定为使该可动涡卷(22)不倾覆的大小。
当运转条件变化、例如高压压力上升，压缩比增大时，可动涡卷(22)对固定涡卷(21)的推压力增大，同时，高压空间(S3)与低压空间(S1)的差压渐渐增大。根据可动涡卷(22)产生倾覆的压缩比，当该差压达到预定值时，高压空间(S3)的高压压力产生的力，比从低压空间(S1)的压力和弹簧(50)的推压力得到的力大，高压油导入阀(45)的阀本体(48)如图3所示地，在筒体(47)内上升，变位到开通位置。
结果，在这之前关闭着的高压油导入通路(44)，被形成在阀本体(48)外周面的周槽(48a)开通，第2空间(S2)内的高压油导入油槽(43)内。因此，如图6所示，使可动涡卷(22)离开固定涡卷(21)方向的力PR起作用，如图7所示，阀作动时推压力减弱，推压力降低到最低限必需值。因其后的运转条件(压缩比的变动)，差压进一步增大时，推压力虽然渐渐增大，但这时高压油的压力也渐渐增大，所以，其上升的倾斜比阀(45)作动前减缓，可防止产生过度的推压力。该上升的倾斜，可通过适当设定油槽(43)的面积等调节。
另外，当运转条件变化，例如高压压力降低，压缩比朝减小的方向变化，差压减小时，油槽(43)的油压力也减弱。当差压成为预定值以下时，高压油导入阀(45)的阀本体(48)变位到关闭位置，停止向油槽(43)供给高压油。因此，当压缩比小于预定值时，图6的力PR不作用，可防止可动涡卷(22)对固定涡卷(21)的推压力不足。
如上所述，根据第1实施例，在低压缩比的状态，用适度的推压力使可动涡卷(22)推压固定涡卷(21)，防止该可动涡卷(22)的倾覆。另一方面，当高压缩比时，利用低压空间(S1)与高压空间(S3)间的差压变化，打开高压油导入阀(45)，将高压油导入固定涡卷(21)与可动涡卷(22)之间的油槽(43)，防止推压力过剩。
因此，在低压缩比时，不会因推压力不足而导致可动涡卷(22)的倾覆，所以，可防止制冷剂泄漏引起效率降低。在高压缩比时，防止因推压力过剩而产生机械损失。这样，从低压缩比到高压缩比的整个范围，都可进行效率良好的运转。
另外，把第2空间(S2)作为高压油作动空间，将可动涡卷(22)推压在固定涡卷(21)上，防止该可动涡卷(22)的倾覆。另一方面，通过利用高低差压，根据压缩比的变动，将第2空间(S2)内的高压油导入油槽(43)，控制推压力，所以，可有效地利用压缩机(1)内的压力，防止机械损失。
具体构造是，用高压油导入阀(45)〔该高压油导入阀(45)由壳体(10)内的低压空间(S1)与高压空间(S3)间的差压作动〕开闭高压油导入通路(44)，所以，可将高压油导入阀(45)做成为活塞式的简单构造，防止机构整体的复杂化。。
另外，高低差压虽然并不与压缩比的变动完全一致地变化，但可以说是近似地与压缩比的变动连动，所以，根据第1实施例，可沿着压缩比的变动，调节可动涡卷(22)的推压力。另外，上面的说明中，未述及低压压力的变化，但是，考虑低压压力变化时，也可以具有同样的作用效果。
(第2实施例)
下面，参照图8说明本发明的第2实施例。
第2实施例的涡卷型压缩机(1)，其高压油导入通路(44)的构造与第1实施例不同，其它部分与第1实施例相同。图8是将高压油导入通路(44)及其周部部分构造放大表示的图。
该涡卷型压缩机(1)的高压油导入通路(44)，与第1实施例同样地，为了把第2空间(S2)内的高压油，导入形成在固定涡卷(21)的端板(21a)下面的环状油槽(43)，该高压油导入通路(44)形成在固定涡卷(21)和框架(23)上。没有设置第1实施例中的高压油导入阀(45)。
高压油导入通路(44)，由第1通路(44a)、第2通路(44b)和第3通路(44c)构成。第1通路(44a)从框架(23)的第2凹部(23c)向径方向外方延伸。第2通路(44b)与第1通路(44a)连通，从框架(23)朝固定涡卷(21)沿上下方向延伸。第3通路(44c)在固定涡卷(21)内从第2通路(44b)与油槽(43)相通。另外，第1通路(44a)与第1实施例同样地，外侧端部被塞子(44d)封闭。
该第2实施例的特征是，高压油通路(44)，其第2通路(44b)构成为比第1实施例直径细的细径部，由该第2通路(44b)，构成例如直径约为0.5mm的节流部。另外，该第2实施例中，是将第2通路(44b)的全体作为节流部，但是，该节流部，包含第1通路(44a)、第2通路(44b)、第3通路(44c)、只要设在高压油导入通路(44)的至少一部分上即可。
如上所述，该第2实施例中，把壳体(10)内的高压油，通过高压油导入通路(44)的第2通路(44b)，常时供给到固定涡卷(21)与可动涡卷(22)之间的油槽(43)内。借助上述构造，在第2实施例的推压机构(40)中，可动涡卷(22)对固定涡卷(21)的推压力，也可以根据压缩比的变动调节。
具体地说，例如，在高压压力降低的低压缩比状态时，可动涡卷(22)对固定涡卷(21)的推压力(PA：见图6)减弱，推回力(PR：见图6)也减弱。反之，在高压压力上升的高压缩比状态时，该推压力(PA)增强，推回力(PR)也加强。这样，该推压力和推回力的差(即实际的推压力)变动。另外，实际上，通常低压压力也同时变动，这时也可考虑同样的作用。
这样，第2实施例中，使高压压力(排出压力)常时作用于油槽(43)，根据压缩比的变动，调节可动涡卷(22)对固定涡卷(21)的推压力。
如上所述，第2实施例中，例如，在高压压力升高、压缩比比较大时，与低压缩比时(例如高压压力降低时)相比，高压的油作用于油槽(43)，反之，在压缩比较小时，与高压缩比时相比，低压的油作用于油槽(43)。因此，可动涡卷(22)对固定涡卷(21)的推压力，根据压缩比的变动(该压缩比的变动是随运转条件产生的)被调节。在高压缩比时，推压力(PA)被充分抑制，在低压缩比时，对推压力(PA)的抑制缓和。
即，第2实施例中，在低压缩比的状态，只要使可动涡卷(22)不倾覆地设定第2空间(S2)中的高压油的作用面积、和油槽(43)中的高压油的作用面积等，即使在高压缩比的状态，也可以抑制可动涡卷(22)对固定涡卷的过度推压。另外，设定为用低压缩比的条件得到适度的推回力(PR)时，在高压缩比时推回力相对于推压力不足，必然产生推回作用，所以，可动涡卷(22)对固定涡卷(21)的实际推压力，比已往被抑制，可抑制机械损失。
反之，设定为用高压缩比的条件得到适度的推回力(PR)时，在低压缩比时，有时可动涡卷(22)会产生倾覆。但是，该第2实施例中，即使可动涡卷(22)倾覆，由于设有节流部(44b)，所以，流过高压油导入通路(44)时，油被减压，推回力降低，所以，可动涡卷(22)本身即使倾覆也立即回到不倾覆状态。另外，用节流部(44b)抑制油朝着油槽(43)的流入，所以，可防止油从压缩室(24)经过高压空间(S3)急速地漏出机外。从上面的说明可知，该第2实施例中，可动涡卷(22)的倾覆引起的效率降低、或漏油引起的断油，都被抑制在实用上几乎不成为问题的程度。
如上所述，根据该第2实施例，可动涡卷(22)对固定涡卷(21)的实际推压力，根据压缩比的变动(该压缩比的变动因运转条件的变化产生)被调节，所以，与第1实施例同样地，从低压缩比到高压缩比的整个区域，都可高效率地运转。
另外，在低压缩比的条件下，即使可动涡卷(22)倾覆，由于油被节流部(44b)减压，所以可动涡卷(22)立即回复，因漏油引起的油面降低、或断油也被抑制。反之，在高压缩比时，即使推回力减弱，由于必然产生推回作用，所以，也比已往可高效率化。
另外，第2实施例比第1实施例构造简单，所以，故障减少，可靠性高。
图9表示第2实施例的第1变形例。该例中，不像图8例中那样将第2通路(44b)本身形成为细径，作为节流部。而是将第2通路(44b)的直径与第1实施例同样地形成，在第2通路(44b)的靠框架(23)侧的内部，安装毛细管(44e)，构成节流部。其它的具体构造与图8相同。
这样，可得到与图8例同样的作用效果，而且与图8的例相比，第2通路(44b)的孔加工容易，所以制作容易。
图10表示第2实施例的第2变形例。该例中，不采用图9的毛细管(44e)，而是在第2通路(44b)内安装比第2通路(44b)的直径稍细的杆状部件(44f)。在第2通路(44b)的内周面与杆状部件(44f)的外周面之间，形成细管状间隙，由该管状间隙构成节流部。其它的具体构造与图8和图9相同。
这样，可得到与图8例同样的作用效果，另外，杆状部件(44f)比毛细管(44e)安装简单，所以，比图9的例制作容易。
另外，图示例中，是将杆状部件(44f)固定在突出于第2通路(44b)上下的位置，但该杆状部件(44f)的安装构造可适当变更。例如，也可以把比第2通路(44b)短的杆状部件(44f)，不固定地装填在第2通路(44b)内，这样，构造更简单。(第3实施例)
下面，参照图11至图13，说明本发明的第3实施例。
第3实施例的涡卷型压缩机(1)，其推压机构(40)的构造与第1、2实施例不同，具体地说，是在高压油导入通路(44)上，设置与第1实施例同样的高压油导入阀(45)，同时，把高压油导入通路(44)的第2通路(44b)，与第2实施例同样地形成为细径，作为节流部。
高压油导入阀(45)，其弹簧(50)的推压力设定为比第1实施例稍弱。这样，高压油导入阀(45)与第1实施例相比，其作动压力稍低。即，在高压空间(S3)与低压空间(S1)的差压较小的状态(比第1实施例低压缩比的状态)，高压油导入通路(44)开通。
其它部分的构造与第1、第2实施例相同。另外，该第3实施例中，是将高压油导入阀(45)设在节流部(44b)的上流侧，但也可将节流部(44b)设置在高压油导入阀(45)的上流侧。
第1实施例中，在高压油导入通路(44)上只设置高压油导入阀(45)，把该高压油导入阀(45)作动的高低差压，设定为与预定压缩比相应的值，仅在压缩比超过预定值时，利用高压压力抑制可动涡卷(22)对固定涡卷(21)的推压力。因此，在图12(纵轴为高压压力、横轴为低压压力的运转区域图)所示的涡卷型压缩机的作动区域内，在可产生倾覆的全部区域(A2)，不使高压油导入阀(45)作动时，由于倾覆区域的境界线(a)与动作压力的境界线(b)的倾斜通常不完全一致，所以，在不产生倾覆的B1区域内，有时产生不将可动涡卷(22)推回的推压过度状态(区域(B2))。另外，境界线(a)和(b)之所以产生不同的倾斜，是因为在第1、第3实施例的构造中，高压油导入阀(45)的作动，足以作为压缩比的代替值的、高压空间(S3)与低压空间(S1)的差压为基准的原因。
该第3实施例中，如图13所示，由于使高压油导入阀(45)的动作压力降低，所以，可减少推压过度的区域(B2)。另外，仅使高压油导入阀(45)的动作压力降低时，在可动涡卷(22)的倾覆产生区域(A2到A1)，通过推回可动涡卷(22)而产生推回过度的状态(区域(A3))，但是在第3实施例中，由于在高压油导入通路(44)上设置了节流部(44b)，所以，即使产生倾覆，油在高压油导入通路(44)中流动时被节流部(44b)减压，所以，立即从倾覆状态复原，也防止漏油。
另外，如果高压油导入阀(45)的作动也将压缩比作为基准设定，则境界线(a)和(b)的倾斜约一致，也可以不产生推压过度区域(B2)和推回过度区域(A3)等。
这样，根据第3实施例，在高压油导入通路(44)上，除了高压油导入阀(45)外，还设置了将高压油减压的节流部(44b)，所以，抑制在推回过度区域(A3)的漏油，并可从倾覆状态快速地复原。另外，也可减小推压过度区域(B2)，所以，从低压缩比到高压缩比的整个区域，可进行稳定的运转。
(其它实施例)
本发明在上述各实施例中，也可采用以下的构造。
例如，在上述第1、第3实施例中，是将高压油导入阀(45)做成为活塞式的开闭阀，但也可以是其它方式的开闭阀。另外，也可以不像第1、第3实施例所示那样利用高压空间(S3)与低压空间(S1)的差压，而采用利用吸入配管(14)与排出配管(15)的差压动作的开闭阀。另外，也可以检测吸入配管(14)的制冷剂吸入压力(低压压力)和排出配管(15)的制冷剂排出压力(高压压力)，算出压缩比，根据该压缩比使高压油导入阀(45)动作，调节可动涡卷(22)的推压力。这样，可以使可动涡卷(22)的推压力与压缩比的变动相应，可正确地调节。
另外，在压缩比或高低差压超过预定值时进行的推压力的控制，也可以利用制冷剂压力等高压油以外的力。总之，本发明的用高压油等使可动涡卷(22)推压固定涡卷(21)的构造中，可以如第1实施例所示，只在压缩比(或高低差压比)超过预定值时，抑制可动涡卷(22)对固定涡卷(21)的推压力；也可以如第2实施例所示，用通过高压油通路(44)的高压油，常时地推回可动涡卷(22)，抑制推压力；也可以如第3实施例所示，将上述构造组合，根据压缩比(或高低差压等)的变动，调节可动涡卷(22)的推压力。
另外，上述各实施例中，是将油槽(43)形成为环状，但并不限定于环状，只要在固定涡卷(21)与可动涡卷(22)的接触面间形成导入高压油的空间即可。另外，上述各实施例中，是根据压缩比的变动(该变动由运转条件的变化产生)，使第2空间(S2)内的高压油作用于油槽(43)，但也可以把储留在壳体(10)内下部的高压油，直接供给油槽(43)。
另外，上述第2实施例中，是在高压油导入通路(44)上设置节流部(44b)，但也不一定非要设置节流部(44b)。设置了节流部(44b)，在可动涡卷(22)倾覆时可快速复原以及防止漏油，但是，即使不设置节流部(44b)，通过高压油作动空间(S2)和油槽(43)的面积设定，在低压缩比的状态，也可防止可动涡卷(22)对固定涡卷(21)的推压力不足，在高压缩比的状态，可防止其推压力过度。

Claims (16)

1.涡卷型压缩机，备有固定在壳体(10)内的固定涡卷(21)、与该固定涡卷(21)啮合的可动涡卷(22)、将可动涡卷(22)推压在固定涡卷(21)上的推压机构(40)，推压机构(40)，备有对可动涡卷(22)背面作用的高压空间(S2)，当压缩超过预定值时，抑制可动涡卷(22)对固定涡卷(21)的推压力；其特征在于，
推压机构(40)，备有油槽(43)和高压油导入机构(46)；油槽(43)形成在固定涡卷(21)与可动涡卷(22)的接触面之间；当压缩比超过预定值时，高压油导入机构(46)将壳体(10)内的高压油导入该油槽(43)。
2.如权利要求1所述的涡卷型压缩机，其特征在于，高压空间(S2)是被供给高压油的高压油作动空间，高压油导入机构(46)，在压缩比超过预定值时，将该高压油作动空间(S2)的高压油导向油槽(43)。
3.如权利要求2所述的涡卷型压缩机，其特征在于，高压油导入机构(46)备有高压油导入通路(44)和高压油导入阀(45)；高压油导入通路(44)从高压油作动空间(S2)与油槽(43)连通；高压油导入阀(45)开闭该高压油导入通路(44)。
4.如权利要求3所述的涡卷型压缩机，其特征在于，高压油导入阀(45)，在压缩比超过预定值时，将高压油导入通路(44)开通，在压缩比为预定值以下时，将高压油导入通路(44)关闭。
5.如权利要求4所述的涡卷型压缩机，其特征在于，高压油导入阀(45)备有筒体(47)和活塞状阀本体(48)；筒体(47)横切高压油导入通路(44)的路径内地配置，活塞状阀本体(48)可往复动作地设在该筒体(47)内；阀本体(48)，在压缩比超过预定值时，移动到使高压油导入通路(44)开通的开通位置，在压缩比为预定值以下时，移动到使高压油导入通路(44)阻断的闭塞位置。
6.如权利要求5所述的涡卷型压缩机，其特征在于，高压油导入阀(45)的筒体(47)，其一端侧与设在壳体(10)内的低压空间(S1)连通，另一端与壳体(10)内的高压空间(S3)连通；
备有将阀本体(48)在筒体(47)往闭塞位置推压的推压机构(50)；
该推压机构(50)，在压缩比为预定值以下的状态，将阀本体(48)保持在闭塞位置，在压缩比超过预定值时，容许阀本体(48)朝开通位置移动，其推压力，根据低压空间(S1)与高压空间(S3)的预定差压设定。
7.如权利要求6所述的涡卷型压缩机，其特征在于，阀本体(48)备有连通路(48a)，阀本体(48)在闭塞位置时，该连通路(48a)将高压油导入通路(44)阻断，在开闭位置时，该连通路(48a)将高压油导入通路(44)开通。
8.如权利要求7所述的涡卷型压缩机，其特征在于，阀本体(48)的连通路(48a)，由形成在该阀体(48)外周面的周槽构成。
9.如权利要求6所述的涡卷型压缩机，其特征在于，在壳体(10)内，备有划分低压空间(S1)和高压空间(S3)的框架(23)，该框架(23)配置在可动涡卷(22)的下方；
备有将框架(23)与可动涡卷(22)之间划分为低压空间(S1)和高压油作动空间(S2)的密封部件(42)，在该框架(23)上，设有高压油导入通路(44)和高压油导入阀(45)。
10.涡卷型压缩机，备有固定在壳体(10)内的固定涡卷(21)、与该固定涡卷(21)啮合的可动涡卷(22)、将可动涡卷(22)推压在固定涡卷(21)上的推压机构(40)，推压机构(40)，备有对可动涡卷(22)背面作用的高压空间(S2)，由该高压空间(S2)产生的可动涡卷(22)对固定涡卷(21)的推压力，与压缩比的变动连动地常时被抑制；其特征在于，
推压机构(40)，备有油槽(43)和高压油导入通路(44)；油槽(43)形成在固定涡卷(21)与可动涡卷(22)的接触面之间；高压油导入通路(44)将壳体(10)内的高压油常时地导入油槽(43)。
11.如权利要求10所述的涡卷型压缩机，其特征在于，高压空间(S2)是被供给高压油的高压油作动空间；高压油导入通路(44)，从高压油作动空间(S2)与油槽(43)连通，将该高压油作动空间(S2)的高压油常时地导向油槽(43)。
12.如权利要求11所述的涡卷型压缩机，其特征在于，备有将壳体(10)划分为低压空间(S1)和高压空间(S3)的框架(23)，该框架(23)配置在可动涡卷(22)的下方；
备有将框架(23)与可动涡卷(22)之间划分为低压空间(S1)和高压油作动空间(S2)的密封部件(42)，在该框架(23)上，设有高压油导入通路(44)。
13.如权利要求3或10所述的涡卷型压缩机，其特征在于，高压油导入通路(44)备有节流部(44b)。
14.如权利要求13所述的涡卷型压缩机，其特征在于，节流部(44b)，由设在高压油导入通路(44)的至少一部分上的细径部构成。
15.如权利要求13所述的涡卷型压缩机，其特征在于，节流部(44b)，由设在高压油导入通路(44)的至少一部分上的毛细管(44e)构成。
16.如权利要求13所述的涡卷型压缩机，其特征在于，节流部(44b)，是在高压油导入通路(44)的至少一部分内，配置比高压油导入通路(44)细的杆状部件(44f)，在该杆状部件(44f)与高压油导入通路(44)之间形成间隙而构成的。
CNB008045070A 1999-11-22 2000-11-20 涡卷型压缩机 Expired - Lifetime CN1205412C (zh)

Applications Claiming Priority (6)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP33194699 1999-11-22
JP331946/1999 1999-11-22
JP331946/99 1999-11-22
JP2000088041A JP3731433B2 (ja) 1999-11-22 2000-03-28 スクロール型圧縮機
JP88041/2000 2000-03-28
JP88041/00 2000-03-28

Publications (2)

Publication Number Publication Date
CN1342247A CN1342247A (zh) 2002-03-27
CN1205412C true CN1205412C (zh) 2005-06-08

Family

ID=26574019

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CNB008045070A Expired - Lifetime CN1205412C (zh) 1999-11-22 2000-11-20 涡卷型压缩机

Country Status (8)

Country Link
US (1) US6533561B1 (zh)
EP (1) EP1160453B1 (zh)
JP (1) JP3731433B2 (zh)
KR (1) KR100495251B1 (zh)
CN (1) CN1205412C (zh)
AU (1) AU766033B2 (zh)
DE (1) DE60044669D1 (zh)
WO (1) WO2001038740A1 (zh)

Families Citing this family (24)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
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
US6419457B1 (en) * 2000-10-16 2002-07-16 Copeland Corporation Dual volume-ratio scroll machine
US6884046B2 (en) * 2002-03-04 2005-04-26 Daiken Industries, Ltd. Scroll compressor
JP2003328963A (ja) * 2002-05-16 2003-11-19 Daikin Ind Ltd スクロール型圧縮機
JP4007189B2 (ja) * 2002-12-20 2007-11-14 株式会社豊田自動織機 スクロールコンプレッサ
US6761545B1 (en) * 2002-12-31 2004-07-13 Scroll Technologies Scroll compressor with flow restriction and back pressure chamber tap
US7101160B2 (en) * 2003-03-31 2006-09-05 Kabushiki Kaisha Toyota Jidoshokki Electric compressor
US8043079B2 (en) * 2007-07-30 2011-10-25 Lg Electronics Inc. Hermetic compressor and refrigeration cycle device having the same
CN101358597B (zh) * 2007-07-30 2012-07-04 Lg电子株式会社 压缩机
RU2373400C2 (ru) * 2007-12-10 2009-11-20 Дмитрий Александрович Рубанов Обоюдно шнековый блок подвижных рабочих камер механического сжатия или использования давления сжатого жидкого и/или газообразного рабочего тела, способ изготовления сферической спиральной стенки сферического шнека обоюдно шнекового блока
JP2008274964A (ja) * 2008-08-18 2008-11-13 Daikin Ind Ltd スクロール型圧縮機
JP2010065556A (ja) * 2008-09-09 2010-03-25 Sanden Corp 密閉型圧縮機
JP2010065635A (ja) * 2008-09-12 2010-03-25 Hitachi Appliances Inc スクロール圧縮機
KR101484538B1 (ko) * 2008-10-15 2015-01-20 엘지전자 주식회사 스크롤 압축기 및 이를 적용한 냉동기기
JP5148653B2 (ja) * 2010-04-12 2013-02-20 三菱重工業株式会社 スクロール型圧縮機
JP5083401B2 (ja) 2010-11-01 2012-11-28 ダイキン工業株式会社 スクロール型圧縮機
JP5152359B2 (ja) 2011-03-23 2013-02-27 ダイキン工業株式会社 スクロール型圧縮機
JP5516651B2 (ja) 2012-06-14 2014-06-11 ダイキン工業株式会社 スクロール圧縮機
JP5464248B1 (ja) 2012-09-27 2014-04-09 ダイキン工業株式会社 スクロール圧縮機
JP5655850B2 (ja) 2012-12-28 2015-01-21 ダイキン工業株式会社 スクロール型圧縮機
US10036388B2 (en) * 2013-06-27 2018-07-31 Emerson Climate Technologies, Inc. Scroll compressor with oil management system
US10641269B2 (en) 2015-04-30 2020-05-05 Emerson Climate Technologies (Suzhou) Co., Ltd. Lubrication of scroll compressor
KR102448868B1 (ko) * 2020-04-20 2022-09-30 엘지전자 주식회사 압축기
CN114738273A (zh) * 2022-04-28 2022-07-12 广东美芝制冷设备有限公司 应用于涡旋压缩机的静涡旋盘以及涡旋压缩机

Family Cites Families (30)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS5746001A (en) * 1980-09-03 1982-03-16 Hitachi Ltd Scroll fluid device
JPS58214691A (ja) * 1982-06-09 1983-12-13 Hitachi Ltd スクロ−ル流体機械の軸受給油装置
JPS5975589U (ja) * 1982-11-12 1984-05-22 トキコ株式会社 スクロ−ル式圧縮機
US4522575A (en) * 1984-02-21 1985-06-11 American Standard Inc. Scroll machine using discharge pressure for axial sealing
JPS60249685A (ja) * 1984-05-25 1985-12-10 Daikin Ind Ltd スクロール圧縮機
GB2162899B (en) * 1984-06-27 1988-06-15 Toshiba Kk Scroll compressors
JPS6111485A (ja) * 1984-06-27 1986-01-18 Toshiba Corp スクロ−ル形圧縮機
JPS6153486A (ja) * 1984-08-22 1986-03-17 Hitachi Ltd スクロ−ル圧縮機
JPS61192881A (ja) * 1985-02-20 1986-08-27 Matsushita Refrig Co スクロ−ル型圧縮機
JPS62178789A (ja) 1986-02-03 1987-08-05 Hitachi Ltd スクロ−ル圧縮機
JPH07109195B2 (ja) * 1986-11-20 1995-11-22 松下電器産業株式会社 スクロ−ル気体圧縮機
JP2538078B2 (ja) * 1989-11-02 1996-09-25 松下電器産業株式会社 スクロ―ル圧縮機
JP2600400B2 (ja) * 1989-11-02 1997-04-16 松下電器産業株式会社 スクロール圧縮機
JP2539552B2 (ja) * 1991-06-21 1996-10-02 株式会社日立製作所 密閉形スクロ−ル圧縮機
JP2894389B2 (ja) * 1992-01-07 1999-05-24 三菱電機株式会社 開放形スクロール圧縮機
JP3127568B2 (ja) 1992-05-08 2001-01-29 ダイキン工業株式会社 スクロール型流体装置
JPH05340363A (ja) * 1992-06-09 1993-12-21 Hitachi Ltd スクロール圧縮機
JPH0821382A (ja) * 1994-07-07 1996-01-23 Daikin Ind Ltd スクロール圧縮機
JPH0861255A (ja) * 1994-08-25 1996-03-08 Daikin Ind Ltd スクロール型流体機械
JP3156520B2 (ja) * 1994-09-20 2001-04-16 株式会社日立製作所 スクロール流体機械
US5678986A (en) * 1994-10-27 1997-10-21 Sanden Corporation Fluid displacement apparatus with lubricating mechanism
JPH09217690A (ja) 1996-02-14 1997-08-19 Matsushita Electric Ind Co Ltd スクロール気体圧縮機
JP3696683B2 (ja) * 1996-02-21 2005-09-21 株式会社日立製作所 スクロール圧縮機
DE19642798A1 (de) 1996-05-21 1997-11-27 Bitzer Kuehlmaschinenbau Gmbh Spiralverdichter
WO1997044585A1 (de) * 1996-05-21 1997-11-27 Bitzer Kühlmaschinenbau Gmbh Spiralverdichter
JP2790126B2 (ja) * 1996-06-17 1998-08-27 松下電器産業株式会社 スクロール気体圧縮機
US6086342A (en) 1997-08-21 2000-07-11 Tecumseh Products Company Intermediate pressure regulating valve for a scroll machine
JP3136132B2 (ja) * 1997-08-21 2001-02-19 ティカムセ・プロダクツ・カンパニー スクロールコンプレッサ
JPH11182479A (ja) 1997-12-17 1999-07-06 Mitsubishi Electric Corp 冷媒圧縮機
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

Also Published As

Publication number Publication date
US6533561B1 (en) 2003-03-18
CN1342247A (zh) 2002-03-27
AU766033B2 (en) 2003-10-09
KR20010089600A (ko) 2001-10-06
KR100495251B1 (ko) 2005-06-14
EP1160453A4 (en) 2002-10-31
EP1160453B1 (en) 2010-07-14
AU1416801A (en) 2001-06-04
EP1160453A1 (en) 2001-12-05
DE60044669D1 (de) 2010-08-26
JP2001214872A (ja) 2001-08-10
WO2001038740A1 (fr) 2001-05-31
JP3731433B2 (ja) 2006-01-05

Similar Documents

Publication Publication Date Title
CN1205412C (zh) 涡卷型压缩机
CN1114761C (zh) 涡卷式压缩机
CN1104564C (zh) 涡旋压缩机
CN1592820A (zh) 涡旋式压缩机
CN100350155C (zh) 压缩机
CN1302206C (zh) 防止涡旋压缩机产生真空的装置
CN1079912C (zh) 涡轮式压缩机
CN1771395A (zh) 流体机械
CN1274960C (zh) 涡旋压缩机
CN101065580A (zh) 容量可变型双旋转压缩机及其驱动方法和具有该压缩机的空调器及其驱动方法
CN1950608A (zh) 旋转式压缩机
CN101074672A (zh) 多段压缩式旋转压缩机及其排除容积比的设定方法
CN1961154A (zh) 旋转式流体机械
CN1353795A (zh) 小型压缩机
CN1509378A (zh) 旋转式压缩机
CN1247279A (zh) 制冷循环用压缩机
CN1789726A (zh) 用于绕动叶片式压缩机的背压装置
CN1950609A (zh) 旋转式压缩机
CN1816696A (zh) 涡旋型流体机械
CN1127848A (zh) 流体机械
CN1629489A (zh) 径向顺从性涡旋式压缩机中的偏心连接装置
CN1152673A (zh) 流体机械
CN1757920A (zh) 密封型轨道运动叶片式压缩机
CN1240973C (zh) 涡管压缩机
CN1757923A (zh) 旋转叶片式压缩机的压缩部件

Legal Events

Date Code Title Description
C06 Publication
PB01 Publication
C10 Entry into substantive examination
SE01 Entry into force of request for substantive examination
C14 Grant of patent or utility model
GR01 Patent grant
CX01 Expiry of patent term

Granted publication date: 20050608

CX01 Expiry of patent term