專利名稱：渦旋壓縮機、制冷循環裝置及熱泵供熱水機的制作方法
技術領域：
本發明涉及對制冷劑進行壓縮的渦旋壓縮機等，尤其是涉及向壓縮室供給潤滑油而提高密封性并減少泄漏損失的結構。
背景技術：
使用于室內空調裝置或熱泵供熱水機等渦旋壓縮機中，利用背壓控制閥來控制設置在回旋渦盤的卷板相反側的背壓室的壓力即背壓，利用控制后的背壓使回旋渦盤向固定渦盤施力，在由兩渦盤形成的壓縮室內壓縮制冷劑。需要說明的是，作為具備背壓控制閥的結構，除了常時連通結構以外，還已知有間歇連通結構。向壓縮室供給潤滑油，提高壓縮室的密封性，減少泄漏損失。只要能夠將泄漏損失盡可能地抑制得較小，就能夠相應地提高壓縮機的效率。作為減少泄漏損失的技術，已知有專利文獻1、專利文獻2等。專利文獻1所公開的壓縮機具有齒頂供油結構，作為供給來自密閉容器的底部的積油處的潤滑油的供油通路，在回旋渦盤內設有將噴出壓力作用的空間00)和回旋渦盤的卷板的前端連接的通路(第二連接通路)。在回旋渦盤的卷板的前端設置向該卷板的內外兩側的壓縮室開口的一對圓弧槽，且一對圓弧槽的任一方與該第二連接通路連通。由此， 公開了即使在比吸入室的壓力高的壓縮空間中也能夠良好地維持回旋渦盤與固定渦盤的滑動部的潤滑的情況。專利文獻2所公開的壓縮機在回旋渦盤的內部設有將滑動分隔環的內側區域即高壓部與壓縮室連通的連通路，將連通路的開口部中的壓縮室側的部分以面向固定渦盤的中央部的噴出口的方式設置在回旋渦盤的卷板前端。由此，公開了防止向壓縮比較接近結束的壓縮室供油，固定渦盤的卷板前端與回旋渦盤的鏡板的燒結的情況。而且，公開了能抑制吸入加熱產生的體積效率下降引起的性能惡化的情況。另外，在現有產品中，在沿本申請的第三圖的方向觀察時的大致11點鐘的位置配設背壓控制閥(圖22)，使用從背壓室經由背壓控制閥向吸入側流入的油來進行壓縮室的密封。先行技術文獻專利文獻專利文獻1日本特開號公報專利文獻2日本特開號公報然而，在專利文獻1中，若在卷板前端設置圓弧槽，則在該卷板的內外兩側的壓縮室之間、即在后述的回旋內線室與回旋外線室之間會發生泄漏。為了防止泄漏而考慮增多供油量來提高密封性的情況，但為此需要增深圓弧槽。若增深圓弧槽，則在所述壓縮室之間會發生泄漏增加這樣相反的現象。另外，在專利文獻2中，無法期待壓縮比較接近開始的區域(接近吸入部的區域)、 即距噴出口遠的外徑側的壓縮室的油密封。
當壓縮室的油密封不充分時，無法充分地進行制冷劑的壓縮，因此無法提高效率。 艮口，從效率提高的觀點出發，如何進行油密封成為課題。另外，在現有產品中，設置圓角槽證，進行固定渦盤的鏡板面中的面積大的部分與回旋渦盤的鏡板面的潤滑。即，在11點鐘位置設置背壓控制閥主要是從潤滑的觀點出發。 因此，從壓縮室的密封性、效率提高的觀點出發對背壓控制閥的位置想辦法，而能夠改善效率。

發明內容
鑒于以上的課題，本發明的目的在于提供一種效率高的渦旋壓縮機。另外，本發明的目的在于提供一種效率高的制冷循環裝置、熱泵供熱水機。本發明的目的通過如下的渦旋壓縮機來實現，該渦旋壓縮機是間歇連通結構的渦旋壓縮機，利用由背壓控制閥控制的背壓使回旋渦盤向固定渦盤施力，并在由兩渦盤形成的壓縮室內壓縮制冷劑，其中，所述背壓控制閥配設在如下的位置，該位置是當所述回旋渦盤的內線側的吸入室和所述回旋渦盤的外線側的吸入室這雙方的容積增加時，進行間歇連通的連通開始的位置。另外，本發明的目的通過如下的渦旋壓縮機來實現，該渦旋壓縮機是齒頂供油結構的渦旋壓縮機，利用設置在回旋渦盤的卷板相反側的背壓室的壓力即背壓使所述回旋渦盤向固定渦盤施力，并在由兩渦盤形成的壓縮室內壓縮制冷劑，其中，經由設置在比所述固定渦盤的齒根更深的位置上的空間向所述壓縮室進行齒頂供油。另外，本發明的目的通過如下的渦旋壓縮機來實現，該渦旋壓縮機是間歇連通結構且齒頂供油結構的渦旋壓縮機，利用背壓控制閥來控制設置在回旋渦盤的卷板相反側的背壓室的壓力即背壓，并利用控制的背壓使所述回旋渦盤向固定渦盤施力，并在由兩渦盤形成的壓縮室內壓縮制冷劑，其中，所述背壓控制閥配設在如下的位置，該位置是當所述回旋渦盤的內線側的吸入室和所述回旋渦盤的外線側的吸入室這雙方的容積增加時，進行間歇連通的連通開始的位置，經由設置在比所述固定渦盤的齒根更深的位置上的空間向所述壓縮室進行齒頂供油。發明效果根據本發明，能夠提供高效率的渦旋壓縮機。而且，能夠提供高效率的制冷循環裝置、熱泵供熱水機。本發明的其他的目的、特征及優點根據與附圖相關的以下的本發明的實施例的記載更為明確。


圖1是渦旋壓縮機的縱向剖視圖。圖2表示供油結構。圖3是回旋渦盤與固定渦盤嚙合的圖。圖4是表示假想回旋內線室及假想回旋外線室的圖。圖5A是表示吸入室的容積變化和背壓控制閥的連通孔的連通區間的圖。圖5B是對圖5A的曲線圖和其一階微分的曲線圖進行比較的圖。
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圖6是說明來自假想回旋內線室及假想回旋外線室的泄漏的圖。圖7是說明背壓控制閥的配設位置的圖。圖8是說明向吸入空間的供油量與體積效率的關系的圖。圖9是齒頂供油的說明圖(1)。圖10是齒頂供油的說明圖(2)。圖11是壓縮室的油密封說明圖。圖12是表示連通孔的另一形狀的圖。圖13是表示起動時的壓力變化的圖。圖14是表示對稱卷板型的渦盤的嚙合的圖。圖15是橫置型渦旋壓縮機的剖視圖。圖16表示本實施例與現有技術的65°C積存熱水條件下的壓縮機的效率比較。圖17是熱泵供熱水機的單元結構圖。圖18是說明凹處的圖。圖19是將噴出壓供油室和回旋外線室連通的圖。圖20是說明軸貫通型渦盤型壓縮機的圖。圖21是說明強制供油的圖。圖22表示現有產品的背壓控制閥的配設位置。
具體實施例方式以下，參照圖面，說明本發明的實施例。實施例1以下，詳細說明第一實施例。圖1是渦旋壓縮機的縱向剖視圖，圖2表示供油結構，圖3是回旋渦盤與固定渦盤嚙合的圖。需要說明的是，圖2不是現實的一截面，而是便于說明各種結構用的截面。說明渦旋壓縮機1的基本的結構和動作。渦旋壓縮機1具備壓縮機構部3 ；驅動該壓縮機構部3的電動機4 ；用于向壓縮機構部3供給潤滑油的供油部50 ；收納壓縮機構部 3、電動機4及供油部50的密閉容器2。密閉容器2將蓋室沘和底室2c上下焊接于圓筒狀的殼體加而構成。在蓋室沘設有吸入管2d，在殼體加的側表面設有噴出管2e。在密閉容器2內的上部配置有壓縮機構部3，在下部配置有電動機4，在電動機4的下部配置有供油部50。并且，在密閉容器2的底部積存有潤滑油13。此外，密閉容器2的內部成為噴出壓室2f，從而形成所謂高壓室型的渦旋壓縮機。壓縮機構部3具有在臺板6b上豎立設置有渦卷狀的卷板6a的回旋渦盤6 ；在臺板5d上豎立設置有渦卷狀的卷板5c的固定渦盤5。回旋渦盤6與固定渦盤5對置地配置成回旋自如。在回旋渦盤6的下表面側與框架9的上表面側之間配置有歐氏環12，形成在歐氏環12的一個表面和另一個表面上的各個鍵與形成在回旋渦盤6的下表面側的槽和與該槽呈直角地形成在框架9的上表面側的槽嵌合。固定渦盤5通過螺栓8相對于框架9固定。框架9的外周通過焊接而固定在密閉容器2的內壁面，由此將壓縮機構部3固定于密閉容器2。框架9具備將曲軸7支承為旋轉自如的主軸承9a。在回旋渦盤6的下表面側插入曲軸7的偏心部7b。回旋渦盤6位于該固定渦盤5與框架9之間，回旋渦盤6由曲軸7支承。電動機4具有定子如和轉子4b。定子如通過壓入及/或焊接等而固定于密閉容器2。而且，轉子4b固定于曲軸7，且以可旋轉的方式配置在定子如內。曲軸7具備主軸7a和偏心部7b，由設置在框架9上的主軸承9a和下軸承17支承。偏心部7b相對于曲軸7的主軸7a偏心且一體地形成，且與設置在回旋渦盤6的背面的回旋軸承6c嵌合，曲軸 7對回旋渦盤6進行支承。曲軸7由電動機4驅動，偏心部7b相對于主軸7a進行偏心旋轉運動。歐氏環12 起到如下作用不使回旋渦盤6自轉，而傳遞曲軸7的偏心部7b的偏心旋轉，并使回旋渦盤 6進行公轉運動。而且，在曲軸7設有向下軸承17、主軸承9a及回旋軸承6c引導潤滑油13 的供油通路7c，在圖1的下側、即電動機4側的軸端側安裝有汲取潤滑油13向供油通路7c 引導的供油管7d。經由該供油通路7c用于向各部供給潤滑油的機構是供油部50。如圖2所示，在回旋渦盤6的背面與框架9之間、即在回旋渦盤6的卷板相反側形成有背壓室14。經由供油通路7c，向回旋渦盤6的背面與曲軸7的上側的端部之間的空間導入被施加了密閉容器內的壓力即噴出壓力的潤滑油。該空間稱為噴出壓供油室51。噴出壓供油室51也形成在回旋渦盤6的卷板相反側。積存有潤滑油13的密閉容器2下部經由供油通路7c—噴出壓供油室51—回旋軸承6c與偏心部7b的間隙一背壓室14 —背壓控制閥16 —吸入空間10的路徑而連通。而且，經由供油通路7c —孔7z —主軸7a與主軸承9a的間隙一切口 100 —背壓室14 —背壓控制閥16 —吸入空間10的路徑而連通。潤滑油13從成為噴出壓力的密閉容器2下部欲向吸入空間10流動。此時若從背壓室14觀察，則在油的入口側，回旋軸承6c與偏心部7b 的間隙、及主軸7a與主軸承9a的間隙縮小，在油的出口側，背壓控制閥16節流，背壓室14 的壓力即背壓1 成為吸入壓力Ps與噴出壓力Pd的中間的壓力。而且，在壓縮機下部空間的噴出壓力與背壓室14的背壓的壓力差的作用下，向回旋軸承6c和主軸承9a供給潤滑油 13。是所謂差壓供油方式。基于由電動機4驅動的曲軸7的旋轉而回旋渦盤6進行公轉運動時，氣體制冷劑從吸入管2d被導入由回旋渦盤6及固定渦盤5形成的壓縮室11。被壓縮后的氣體制冷劑從設置在固定渦盤5的臺板5d的大致中央的噴出口 k向密閉容器2內、即噴出壓室2f噴出，從噴出管加向外部流出。流出的制冷劑流經未圖示的第一熱交換器、膨脹裝置、第二熱交換器，經由吸入管2d返回渦旋壓縮機1。將它們依次連接成環狀而構成的循環稱為制冷循環，利用該制冷循環的設備稱為制冷循環裝置。在固定渦盤5設有溢流閥15。溢流閥15在壓縮室11的壓力成為噴出壓室2f的壓力以上時，用于從壓縮室11向噴出壓室2f噴出。例如，在液壓縮狀態時或過壓縮狀態時，溢流閥15發揮作用。需要說明的是，在溢流閥15與壓縮室之間設有溢流閥孔15a。該溢流閥孔1 可以說是設置在比固定渦盤5的齒根更深的位置的空間。在本實施例中，在各壓縮室配設有至少一個以上的溢流閥15。大體是因為無論在何種曲軸角的壓縮室中都能與溢流閥15連通，由此，使壓縮室不成為完全的密閉空間，能夠釋放壓力。因此，在卷板的卷繞數增加，壓縮室的個數增加時，溢流閥15的個數優選也對應于壓縮室的個數增加。
通常，壓縮室內的壓力由(1)式表示，由壓除容積與壓縮室容積的比率決定。Pc = Ps · (V0/Vc) Y. . . (1)在此，Pc表示壓縮室壓力，Ps表示吸入壓力，VO表示壓除容積，Vc表示壓縮室容積，Y表示隔熱指數。根據運轉的壓力條件的不同，有時壓縮室的壓力會高于噴出壓室2f的壓力，此時從溢流閥15排出氣體制冷劑。位于臺板的外徑側的溢流閥15的壓力不怎么上升，因此在穩定運轉時幾乎不打開，但其設置的緣由更多是在剛起動之后等吸入液體制冷劑時為了避免液體壓縮。圖3表示在回旋渦盤6的鏡板面(回旋渦盤6的齒根面)以及固定渦盤5的鏡板面(固定渦盤5的齒頂面)處將兩渦盤5、6切斷，朝向固定渦盤5，即朝向圖1的上方觀察的情況。對回旋渦盤6的卷板添加剖面線。中心側稱為卷板的卷繞起點，外徑側稱為卷板的卷繞終點。在圖3中，沿順時針方向卷繞卷板。沿逆時針可以稱為反繞卷板。圖3所示的軸的原點為密閉容器2的中心。其與固定渦盤5的臺板的中心一致。 縱軸如下所述，橫軸與縱軸呈直角地通過原點。縱軸以形成有容積最大的回旋外線室時的回旋渦盤6的外線側卷板的卷繞終點部6Xo的位置為基準。回旋外線室是回旋渦盤6的卷板的外徑側的壓縮室。該容積最大的回旋外線室也是最外徑側的回旋外線室(Ila)。回旋外線室也從此處向內徑側形成，由符號 Ila' 表不。回旋渦盤6的外線側卷板的卷繞終點部6Xo與固定渦盤5相接的點位于縱軸上而由圖3表示。此時的固定渦盤5側的接點稱為固定渦盤5的內線側卷板的卷繞終點部5Xi。 同樣地，也定義固定渦盤5的外線側卷板的卷繞終點部5Xo，這些卷繞終點部5X位于圖3的縱軸上。在固定渦盤5的外線側卷板的卷繞終點部5Xo與回旋渦盤6的內線側卷板的卷繞終點部6Xi相接時，形成回旋內線室、即回旋渦盤6的卷板的內徑側的壓縮室。此時的回旋內線室是容積最大的回旋內線室，也是最外徑側的回旋內線室。在圖3中未表示，但根據曲軸7的旋轉角度的不同，而回旋內線室也從此處向內徑側形成。例如作為圖6(b)的lib' 來表示。而且，雖然表現為“相接”，但更準確來說是指將各卷繞終點部彼此6Xo-5Xi相連的假想線AA、將6Xi-5Xo相連的假想線BB的長度最小。而且，內線、外線是指渦卷即齒的側表面、即卷板側表面。比這些固定渦盤5的各卷繞終點部5Xi、5Xo更靠順時針的曲線所連續的部分稱為延長部。在圖3中，卷繞終點部5Xi、5Xo位于時針的短針所示的6點鐘位置，虛線所示的吸入管2d和吸入口 2dl位于延長部的7點鐘位置附近。而且，圓角槽5h形成至11點鐘附近， 背壓控制閥16配設在9點鐘位置。背壓控制閥16的導通路5i與圓角槽5h連通。與圖3 中的第一象限、第四象限相比，第二象限、第三象限中的兩渦盤5、6的鏡板面的接觸面積增大，因此該圓角槽證設置在這樣的部分。該圓角槽證是為了進行兩渦盤5、6的鏡板面的潤滑而從背壓控制閥16引導油的槽。如圖3所示，在卷板5c與卷板6a之間形成有作為吸入部的吸入空間10及壓縮室 11。吸入空間10是指其壓力成為吸入壓力的區域，與吸入管2d連通。壓縮室11是與吸入管2d的連通被切斷的區域，大體分為回旋外線室和回旋內線室這兩種。通常，壓縮室的邊界具有四個，S卩，具有第一由固定渦盤的齒根形成的第一邊界、第二由回旋渦盤的齒根形成的第二邊界、第三由回旋渦盤的內線形成的第三邊界、第四由固定渦盤的外線形成的第四邊界這四個邊界。例如，如圖3的lib所指示的小室那樣，具有這樣的邊界的壓縮室稱為回旋內線室(或固定外線室)。而且，第一、第二邊界與上述同樣， 且具有第三由回旋渦盤的外線形成的第三邊界、第四由固定渦盤的內線形成的第四邊界這四個邊界的壓縮室稱為回旋外線室(或固定內線室)，例如，是圖3的IlaUla'所指示的小室。向上述的邊界與邊界之間供給潤滑油而保持密封性。無論是哪個壓縮室，在卷板側表面彼此之間、即第三邊界與第四邊界之間都存在微小的間隙(5μπι左右以下)。在該微小的間隙中的接近壓縮室前端的噴出口 5e、即接近卷板的卷繞起點部的間隙中，在該前端的更前方形成有壓力更高的壓縮室。因此，壓力更高的氣體制冷劑從第三邊界與第四邊界之間的微小的間隙泄漏。另一方面，在該微小的間隙中的接近壓縮室后端的吸入口 2dl、 即接近卷板的卷繞終點部的間隙中，在該后端的更后方形成有壓力更低的壓縮室。因此，氣體制冷劑從第三邊界與第四邊界之間的微小的間隙向所述壓力低的壓縮室漏出。該前端或后端的泄漏也稱為從回旋內線室向回旋內線室的泄漏，或從回旋外線室向回旋外線室的泄漏。這稱為第一種泄漏。另一方面，在齒頂與齒根之間分別存在有比上述更微小的間隙(3 4!11左右以下)。 若從壓縮室觀察，則回旋內外線室均在第一邊界與第三邊界之間、及第二邊界與第四邊界之間這兩處之間存在這樣微小的間隙。壓縮室11以這些間隙為邊界，與壓力更高的壓縮室或壓力更低的壓縮室相鄰。當然，氣體制冷劑從壓力高的壓縮室泄漏，而氣體制冷劑向壓力低的壓縮室漏出。該齒頂與齒根之間的泄漏也稱為從回旋內線室向回旋外線室的泄漏，或從回旋外線室向回旋內線室的泄漏。這稱為第二種泄漏。為了減少這些泄漏而向壓縮室供給油，利用該油填埋間隙。因此，如何進行該部分的密封十分重要。上述的回旋渦盤6的內線側卷板的卷繞終點部6Xi將圖3的位置作為時針的6點鐘位置，如虛線所示描繪逆時針的軌跡地動作。另一方的外線側卷板的卷繞終點部6Xo也同樣地描繪軌跡，但未圖示。在圖3中，Ila所指示的回旋外線室表示曲軸角0°的回旋外線室。如此，Ila'所指示的回旋外線室可以表示曲軸角360°的回旋外線室。曲軸角0° 的回旋外線室Ila的容積在回旋外線室的容積中最大。需要說明的是，回旋內線室在曲軸角180°時形成，此時的回旋內線室的容積在回旋內線室的容積中最大(參照圖6(b))。如此，回旋內外線室的壓縮開始的時間以曲軸7的旋轉角度錯開180°的方式的壓縮機稱為非對稱卷板型。需要說明的是，最大容積的回旋內線室在圖6的(b)中進行了圖示，但在圖3中未圖示。在圖3中，lib所指示的回旋內線室是最大容積的回旋內線室的曲軸角超前了 180°的回旋內線室，成為曲軸角360°的回旋內線室。需要說明的是，圖3 中表示曲軸角0°的回旋外線室11a、曲軸角360°的回旋外線室Ila'、曲軸角360°的回旋內線室lib、曲軸角720°的回旋內線室(lib')這總計四個壓縮室。曲軸角720°的回旋內線室(lib')向噴出口 k開口，因此嚴格來說不能稱為壓縮室，但為了容易理解而如此表現。接下來，說明對背壓室14的壓力即背壓1 進行調整的機構即背壓控制閥16。回旋渦盤6在背壓1 的作用下向固定渦盤5施力。也就是說，回旋渦盤6受到由背壓1 朝
10向固定渦盤5按壓那樣的力。若為大的背壓則作用力也增大，在兩渦盤間產生的摩擦力也增大，不優選。背壓控制閥16是進行控制以免背壓過分增大的閥。在固定渦盤5形成有彈簧收納孔5f。在彈簧收納孔5f的背壓室14側形成有貫通孔5g，在該貫通孔5g內壓入有螺釘16a。在螺釘16a內形成有將彈簧收納孔5f和背壓室 14連通的連通孔16b。在彈簧收納孔5f配設有閥芯16c，閥芯16c由彈簧16d施力而塞住連通孔16b。彈簧16d安裝于密封構件16e，密封構件16e被壓入固定渦盤5，以劃分彈簧收納孔5f與噴出壓室2f。在彈簧收納孔5f的側表面形成有導通路5i，該導通路5i與形成在固定渦盤5的鏡板面的所述延長部上的圓角槽證連通。圓角槽證與吸入管2d連通，因此結果是彈簧收納孔5f的壓力成為吸入壓力1^。對背壓控制閥16的動作進行說明。積存在密閉容器2下部的潤滑油13在密閉容器2的壓力與背壓室14的壓力的壓力差的作用下，通過供油管7d和供油通路7c向各軸承供油。到達上側的曲軸7的端部、即到達噴出壓供油室51的潤滑油13經由節流處而進入背壓室14。而且，也有經由孔7z、切口 100進入背壓室14的潤滑油13。在該背壓室14中， 溶入潤滑油13內的制冷劑發泡。由于背壓室14的壓力與彈簧收納孔5f的壓力即吸入壓力I^s的壓力差而作用于閥芯16c的向上的力(圖1、圖2中的向上的力)大于彈簧16d產生的向下的力時，閥芯16c 打開，背壓室14內的潤滑油13通過導通路5i和圓角槽證向吸入空間10供給。這是由于不僅氣體制冷劑而且油也通過背壓控制閥16的緣故。該油可以認為是附著于孔或壁面的油、或成為霧狀的油。背壓室14的壓力如此由彈簧力來調整，成為吸入壓力Ps+規定值。該規定值由16d的彈簧力決定，初始位移即閥閉時的彈簧的彎曲量、彈簧常數k越大，即彈簧越難彎曲，越能夠增大背壓此。在被稱為意高庫特(EcoCute)(注冊商標)的熱泵供熱水機中，使用二氧化碳CO2 作為制冷循環裝置的制冷劑。該制冷循環被稱為高壓側的壓力超過CO2的臨界點的超臨界制冷循環。該高壓例如由本實施例那樣的渦旋壓縮機制作出。以CO2為制冷劑的渦旋壓縮機相對于以往的弗利昂系制冷劑用渦旋壓縮機，動作壓成為3 5倍，由背壓控制閥控制的差壓也成為3 5倍。在成為由彈簧力決定的背壓(=吸入壓力Ps+規定值)時，背壓控制閥打開，但在這樣的高壓力差的環境下，從背壓室向吸入空間流動的氣體制冷劑的量和油量多，因此背壓控制閥打開瞬間的背壓與打開之后的背壓產生差。與打開瞬間的背壓相比，打開之后的背壓降低。穩定運轉時的背壓由于在效率方面存在適當的壓力，因此對應于穩定運轉時的背壓來進行背壓控制閥的設計。因此，使彈簧難以彎曲，以便于即使背壓控制閥進行動作，背壓也不會過分下降。如此，在起動時等必要的情況下，能發現背壓控制閥未打開的問題。作為用于解決該問題的方法，有利用回旋渦盤6的公轉運動，通過其鏡板面來塞住或連通背壓控制閥16的連通孔16b的所謂間歇連通結構。這是回旋渦盤6基于曲軸7的旋轉而相對于固定渦盤5進行公轉運動，由此回旋渦盤6的臺板6b的鏡板面間歇性地塞住背壓控制閥16的連通孔16b的部件，換言之，是間歇性地使背壓控制閥16與背壓室14連通的部件。閥芯16c和螺釘16a在彈簧力下僅進行金屬接觸，由于構件的表面粗糙度等而存在微小的間隙，并不能完全地使泄漏為零。在臺板6b塞住連通孔16b期間，連通孔16b內的氣體制冷劑從閥芯16c與螺釘16a的微小的間隙向彈簧收納孔5f泄漏。此時，由于背壓控制閥16被塞住，因此背壓不會變化。那么，連通孔16b的體積縮小，例如，在連通孔16b 的孔徑為2mm時，體積為0. 03cm3左右，即便稍泄漏時，在連通被切斷期間，連通孔16b內的壓力也會減壓。當連通孔16b內的壓力下降時，在回旋渦盤6的臺板6b通過連通孔16b而與背壓室14連通的瞬間，背壓室14的氣體制冷劑和油流入連通孔16b，由下式表示的慣性力F作用于閥芯16c。F κ A* P *V2. . . (2)在此，F表示慣性力，A表示連通孔16b的截面積，P表示流體密度，V表示流速。如此，通過形成為間歇連通結構，而對閥芯16c施加背壓室14與彈簧收納室5f的壓力差而作用有流體的慣性力，容易將背壓控制閥16打開。需要說明的是，在超臨界制冷循環中使用的渦旋壓縮機中承認了這樣的效果，因此即使是以更低壓進行動作的弗利昂系制冷劑用渦旋壓縮機，雖然可能程度小，但認為具有同樣的效果。當形成為間歇連通結構時，從背壓室14通過背壓控制閥16向回旋外線室Ila和回旋內線室lib分配的供油量因背壓控制閥16的位置而變化。關于向該回旋外線室和回旋內線室的供油分配，參照圖4 圖7進行說明。圖4是表示假想回旋內線室及假想回旋外線室的圖，圖5A是表示吸入室的容積變化與背壓控制閥的連通孔的連通區間的圖，圖5B 是對圖5A的曲線圖和其一階微分的曲線圖進行了比較的圖，為了理解相互的關系而形成相同尺寸排列。圖6是說明來自假想回旋內線室及假想回旋外線室的泄漏的圖，圖7是說明背壓控制閥的配設位置的圖。圖4表示吸入行程中的氣體制冷劑或油流入的假想的小室11A、11B，這些區域稱為吸入室，是吸入空間10的一部分。將這些假想的小室IlAUlB稱為假想回旋外線室11A、 假想回旋內線室11B。因此，吸入室是指假想回旋外線室IlA或假想回旋內線室11B。假想回旋外線室11A、假想回旋內線室IlB這雙方均是吸入壓力。這是由于上述的假想線AA、BB 始終與吸入管2d連通的緣故。需要說明的是，假想回旋外線室11A、假想回旋內線室IlB如下所述定義。假想回旋外線室IlA是指，由將固定渦盤5的內線側卷板的卷繞終點部5Xi與回旋渦盤6的外線側卷板的卷繞終點部6Xo連結的假想線AA、回旋渦盤6的外線側卷板、固定渦盤5的內線側卷板所圍成的區域。假想回旋內線室IlB是指由假想線BB、回旋渦盤6的內線側卷板、固定渦盤5的外線側卷板所圍成的區域，該假想線BB將固定渦盤5的外線側卷板的卷繞終點部5Xo和回旋渦盤6的內線側卷板的卷繞終點部6Xi連結。各小室IlAUlB未被分隔，但這些小室為對象的空間是后面的回旋外線室Ila和回旋內線室lib。即，吸入結束時的小室IlA成為最大容積的回旋外線室11a，吸入結束時的小室IlB成為最大容積的回旋內線室lib。之后，伴隨著曲軸7的旋轉而使容積縮小，壓縮氣體制冷劑。圖5A表示各吸入室的各自的吸入行程中的容積的相對于曲軸7的旋轉角度的變化和背壓控制閥位置θ b中的背壓控制閥16的連通孔16b的連通區間。該渦旋壓縮機1 中的螺旋的種類是漸開式曲線，但可知代數螺旋中也顯示出同樣的容積變化。在此，吸入室的容積變化以吸入結束時為1的比率表示。因此，與假想回旋外線室IlA相比，假想回旋內線室IlB的吸入容積比的峰值增大。縱軸切片、旋轉角度0°是假想回旋外線室IlA的吸入開始，是圖3或圖6 (a)表示的狀態。背壓控制閥位置θ b由圖7的縱軸的負側為0°的角度表示。只要考慮與上述的曲軸角同樣地應對即可。需要說明的是，由時針的短針表示時，eb = o°是6點鐘的方向， θ b = 210°是11點鐘的方向，θ b = 270°是9點鐘的方向。假想回旋外線室IlA在回旋渦盤6旋轉一圈期間，容積逐漸增加，超過閉合時的容積(Ci1),在中途臨近峰值(Ci2)，然后減少，在旋轉角度360°處消失(α3)。并且，如上所述定義的下一假想回旋外線室IlA又重新形成而顯示相同的容積變化。如圖6(b)所示，假想回旋內線室IlB顯示與假想回旋外線室IlA錯開180°的容積變化。在圖3或圖6(a)中，表示某尺寸的容積的假想回旋內線室11Β，如圖5Α所示，成為最大容積的回旋內線室的60%左右。然后，假想回旋內線室IlB的容積逐漸增加，超過閉合時的容積(β 1在中途臨近峰值(β 2)，然后減少，在旋轉角度180°處消失(β3)。并且，如上所述定義的如下的假想回旋內線室IlB又重新形成而顯示相同的容積變化。但是，當追隨吸入室即假想回旋外線室11Α、假想回旋內線室IlB的容積的作為對象的空間時，該相同的空間從吸入室成為閉合的空間即壓縮室，稱呼變化為回旋外線室 11a、回旋內線室lib。即，在由于回旋渦盤6的公轉運動而各吸入室的假想線的要素即卷繞終點部一致時，嚴格來說在假想線成為最小長度時，吸入行程結束，該吸入室的成為對象的空間即假想回旋外線室11A、假想回旋內線室IlB與吸入管2d的連通被切斷，因此在去除 “假想”這一用詞的同時，符號也變化，分別成為閉合的空間即壓縮室，分別將稱呼變更為回旋外線室11a、回旋內線室lib。若僅觀察假想回旋外線室11A、假想回旋內線室IlB的容積變化，則每180°，重復大致相同的容積變化。例如，在eb = 30°的位置、即在5點鐘位置設置背壓控制閥16 時，連通孔16b的連通區間以旋轉角度計為130°至四0°的范圍。在該背壓控制閥位置上，在連通孔16b的連通初期，伴隨著曲軸7的旋轉而假想回旋內線室IlB的容積開始減少 (β2 β3)。在與上述位置錯開180°的9b = 210°的位置、即在11點鐘位置設置背壓控制閥16時，連通孔16b的連通區間以旋轉角度計為310°至470°的范圍。在該背壓控制閥位置上，在連通孔16b的連通初期，伴隨著曲軸7的旋轉而假想回旋外線室IlA的容積開始減少(α 2 α 3)。另外，間歇連通的連通區間即連通孔16b的連通區間是圖5A中所示的兩條斜虛線之間的部分。為了便于說明而特征性的背壓控制閥16設置位置由空心的箭頭表示。當然無論將背壓控制閥16配設在哪個位置上，因間歇連通而背壓控制閥16與背壓室14連通的角度范圍均為160°，相同。從背壓室14通過背壓控制閥16的油穿過圓角槽證向假想回旋外線室IlA和假想回旋內線室IlB供給，進而由回旋外線室Ila和回旋內線室lib取入，被使用于壓縮室的密封。然而，在容積減少的區間(α2 α3、β2 β3)中，氣體制冷劑從吸入室脫出而向吸入口 2b的方向逆流返回，因此供油與其相反地進行。即，在該區間中難以供油，供油的效率差。可以說是供油受阻。該區間在圖5B中可見。容積減少的區間是圖5B(b)的一階微分的曲線圖成為負的部分。S卩，在9b = 30°時難以向假想回旋內線室IlB供油，在θ b = 210°時難以向假想回旋外線室IlA供油。尤其是，通常認為從背壓室14通過背壓控制閥16的油在背壓控制閥16打開的瞬間大量涌出，若在連通孔16b的連通初期無法供油，則幾乎無法進行供油。 因此，回旋外線室Ila與回旋內線室lib的供油分配偏向任一方。在取入的油減少的壓縮室中，壓縮室的密封性下降而產生泄漏損失。在此，在現有產品中，為了能夠向圓角槽證的端部供油，而在大致11點鐘位置、即 θ b ^ 210°的位置設置背壓控制閥16。如此是為了能夠大范圍地進行兩渦盤5、6的鏡板面的潤滑。然而，如上所述，由于在11點鐘位置設有背壓控制閥16，因此另一方面認為難以向假想回旋外線室IlA供油。通常過剩地供油，剩余的油從噴出口 k向噴出壓室2f噴出。 以往，認為假想回旋外線室11A、假想回旋內線室IlB均為平衡性良好，能夠供給從體積效率的觀點出發的適當量以上的油，即，整體來看，認為能夠平衡性良好地供油，但個別研究時，關于壓縮室11的密封性而供油量不平衡，對于從體積效率的觀點出發的適當量，一部分供給不足 適當量程度的油，而一部分供給有點過剰 極其過剰的油。即使在10點鐘位置(α2 α3)配設背壓控制閥16，不平衡也同樣存在。當然，該不平衡由間歇連通引起， 若為后述的常時連通，則不平衡不會發生。相對于此，例如，將背壓控制閥位置Θ b形成為270°的位置、即9點鐘位置時，能夠消除偏斜。在9b = 270°，假想回旋外線室11A、假想回旋內線室IlB均沒有吸入室容積減少的部分，沒有逆流(α 4)，因此對之后容積增加的假想回旋外線室11Α、假想回旋內線室IlB容易供油。即，假想回旋外線室11Α、假想回旋內線室IlB這雙方的容積未減少時，若在進行間歇連通的連通開始的位置上設置背壓控制閥，則伴隨著曲軸7的旋轉而各吸入室的容積增加，吸入室自動地取入油。認為與機動車的往復式發動機中的自然吸氣為同樣的現象。如此，吸入室容積未減少的部分(β3 α2、α3 β2)與連通初期重合的背壓控制閥位置9 b是90° 210°、270° 390°的位置，是11點鐘 3點鐘位置、5點鐘 9點鐘位置。若利用與汽油的噴射的對比進行討論，則從背壓控制閥16噴射的油到達吸入室花費時間。該時間可能為極短的時間，雖然未必如以下所述，但在該到達時間之間，曲軸7 旋轉，容積發生變化，因此油到達假想回旋內外線室IlAUlB時，更優選從容積未減少的位置噴射油。即，優選在即將到達活塞的下止點之前避免噴射。因此，從該點出發，優選的范圍為90° 150°、270° 330°的位置，為1點鐘 3點鐘位置、7點鐘 9點鐘位置。這從圖7觀察可知，成為點對稱的位置。吸入室的容積變化每180°反復，由于是非對稱卷板型的渦旋壓縮機，因此優選這樣的位置。但是，1點鐘 3點鐘位置必須將圓角槽證延長至 11點鐘一12點鐘一1點鐘 3點鐘，因此需要進行外徑的變更或內徑側的渦卷的變更等。在本實施例中，為了順時針卷繞卷板，而在270° 330°的位置、即7點鐘 9點鐘位置沒有固定渦盤5的齒根，而存在有配設背壓控制閥16的充分的空間。因此，更優選在該位置配設背壓控制閥16。需要說明的是，在9點鐘位置附近，假想回旋外線室IlA的容積幾乎沒有(α4)，但若利用與汽油的噴射的對比進行研究，則油到達假想回旋外線室IlA 時進入容積增加的區域。在該點上，1點鐘 3點鐘位置的從背壓控制閥16到吸入室的距離變長，難以調整來自背壓控制閥16的油的噴射時間。因此，從噴射的點出發，更優選在7 9點鐘位置配設背壓控制閥16，越接近7點
14鐘位置，越能夠縮短背壓控制閥16與吸入室的距離，因此能夠縮短油到達吸入室的時間。 與將背壓控制閥16形成為1 3點鐘位置相比，該短時間內的吸入室的容積變化減小，因此可以不考慮時間延遲而研究油從間歇連通的連通開始至到達吸入室為止的旋轉角度和吸入室的容積變化的旋轉角度。需要說明的是，若在7 9點鐘位置配設背壓控制閥16，則從該位置到11點鐘位置的圓角槽證的油會滯留。然而實際上，供給的高壓的油通過鏡板面間的間隙而漏出，因此能夠進行油的循環。這里所說的高壓是指相對于吸入壓力I3S的背壓Pb。若研究更優選的位置，則為了配設吸入管2d而需要空間，因此通過除去該部分來提高加工性和組裝性。在本實施例中，如圖7所示，在7點30分的位置認為沒有余量，因此更優選大致7點40分 9點鐘的位置、即270° 310°的位置。而且，雙方的吸入室均更優選容積增加的范圍(α5 β2)。若為該范圍，則在雙方的吸入室的容積均增加時，背壓控制閥16與背壓室14連通，這是為了能夠在向吸入室吸入的流動的過程中開始噴射。然而，吸入室的容積之比超過1時，均是容積減少而比最終成為1。即，假想回旋內外線室均大于成為閉合的空間即壓縮室時的容積，最后該容積減少而閉合。若考慮在噴射的作用下油到達吸入室的時間，則雙方的吸入室均優選在容積比成為 1之前，在容積增加的范圍(α5 β》內使背壓控制閥16與背壓室14連通。更優選大致 7點鐘 8點30分的位置、即觀5° 330°的位置。換言之，優選在間歇連通的連通開始進行的位置上配設背壓控制閥，該間歇連通在吸入室即假想回旋內外線室的容積的作為對象的空間這雙方的容積增加到成為閉合的空間即各自的壓縮室、回旋內外線室時的容積為止時連通開始進行。因此，考慮為最佳的位置的范圍是觀5° 310°的位置、即7點40分 8點30 分的位置。如以上所述，通過從壓縮室形成前向回旋內線側、回旋外線側這雙方平衡性良好地供油，而能夠確保這雙方的壓縮行程開始時的密封性，提高效率。此外，雖然說明了積存在密閉容器2的下部的潤滑油13在密閉容器2的壓力與背壓室14的壓力的壓力差的作用下通過供油管7d和供油通路7c向上述的各軸承部供油的情況，但該供油量與體積效率密切相關。在此，說明軸承供油量。軸承供油量是指向背壓室 14流入的油量，是經由回旋軸承6c與偏心部7b的間隙而向背壓室14流入的量、及經由主軸7a與主軸承9a的間隙而向背壓室14流入的量的總計。即，軸承供油量主要是用于潤滑軸承的油量。該油從背壓控制閥16向吸入空間10供給。基本上可以認為向吸入空間10的供油量與軸承供油量相同。然而，此種從背壓控制閥16向吸入空間10的供油量與實際上向壓縮室11內供給的油量不同。向吸入空間10的供油量一部分用于鏡板面的潤滑，一部分被取入吸入室而向壓縮室11內供給。向該吸入空間10的供油量少時，進而向壓縮室11的供油量下降，無法進行基于油的密封而泄漏損失增加，體積效率下降。然而，即使向吸入空間10的供油量過多，體積效率也會下降。其理由如以下所述。通過背壓控制閥16向吸入空間10供給的油比吸入氣體的溫度高，因此將吸入氣體加熱。如此，吸入氣體的氣體密度下降，而向吸入室、進而向壓縮室 11流入的氣體制冷劑的制冷劑循環量減小。因此，體積效率從后述的( 式開始下降。這稱為吸入氣體的加熱損失。S卩，向吸入空間10的供油量從體積效率的觀點出發存在適當的范圍。圖8示意性地表示向吸入空間的供油量與體積效率的關系。在此，將體積效率為規定以上的值的范圍作為適當。然而，從體積效率的觀點出發，若向吸入空間10的供油量為適當時，則無法提供作為軸承供油量所需的量。若軸承供油量過少，則會產生比體積效率的下降更嚴重的燒結等問題。因此，通常過剩地供油，剩余的油從噴出口 k向噴出壓室2f噴出。如此，從軸承和滑動部分的可靠性的觀點出發也存在必要的供油量，作為渦旋壓縮機整體所需的供油量即軸承供油量必須為適當量。如此，從體積效率來看的向吸入空間10的供油量多于適當供油量，成為過剰。即，由于吸入氣體的加熱損失，而體積效率會下降。在以下說明的本實施例中，成為能夠減少該吸入氣體的加熱損失的結構，以下，使用圖9 圖13、圖6進行說明。圖9是表示齒頂供油的說明圖(1)，圖10是表示齒頂供油的說明圖(2)，圖11是表示壓縮室的油密封說明圖，圖12是表示連通孔的另一形狀的圖，圖 13是表示起動時的壓力變化的圖。如圖9所示，欲從背壓室14向壓縮室11 (回旋外線室Ila)，經由連通孔18和溢流閥孔15al供油。如此，從回旋渦盤6的齒頂供油的結構稱為齒頂供油結構。在圖9中，除了齒頂供油結構之外，還利用設置在比固定渦盤5的齒根更深的位置上的空間即溢流閥孔 15al,向壓縮室11 (回旋外線室Ila)供油。回旋渦盤6在卷板內具有連通孔18，第一開口設置于卷板的端面即齒頂，相對于回旋渦盤6的臺板，在第一開口的背側即卷板相反側設有第二開口。第一開口稱為卷板前端側開口或齒頂開口，第二開口稱為卷板相反側開口。齒頂開口與溢流閥孔15al連通，卷板相反側開口與形成在回旋渦盤6的卷板相反側的、壓力為背壓的空間即背壓室14連通。圖10表示連通孔18與溢流閥孔15al連通的情況。由于回旋渦盤的公轉運動，而背壓室14和回旋外線室Ila經由連通孔18的齒頂開口和溢流閥孔15al而連通。該溢流閥孔15al是與位于圖3所示的臺板的外徑側的溢流閥15對應的孔，是形成在最外徑側的回旋外線室Ila用的孔。圖10(a)是與圖3表示的兩渦盤5、6的位置關系相同且曲軸7的角度為0°的情況。在此，連通孔18未與溢流閥孔15al連通，而連通孔18的卷板前端側開口是由固定渦盤5的卷板底面塞住的狀態。圖10(b)是曲軸7的角度為約80°的情況。在此，連通孔18與溢流閥孔15al連通。如圖9所示，在該時間，背壓室14和回旋外線室Ila經由連通孔18和溢流閥孔15al 而連通，因此來自背壓室14的潤滑油13向回旋外線室Ila供給。需要說明的是，如此，背壓室14和回旋外線室Ila經由連通孔18和溢流閥孔15al而連通的是曲軸7的角度為約 45° 約90°的范圍，稱為間歇性地連通。圖10(c)是曲軸7的角度為約120°的情況。在此，連通孔18與溢流閥孔15al未連通，連通孔18的齒頂開口再次由固定渦盤5的卷板底面塞住。圖11表示壓縮室內的間隙由潤滑油密封的狀態的示意圖。壓縮室壓力為P1<P2 < P3。向壓縮室11供給的潤滑油13附著于卷板壁面，將齒頂與齒根之間密封，抑制第二種泄漏。而且，雖然在該圖中未表示，顯然進入壓縮室11的油將卷板彼此的間隙密封而也抑制第一種泄漏。
在圖11中，在相鄰的壓縮室存在壓力差，因此由于該壓力差而潤滑油13流入間隙 191或間隙192。向壓縮室11供給的潤滑油13少時，間隙191、192未由潤滑油13充滿，密封破壞。如此，未確保密封性，因此引起氣體制冷劑的吹起而泄漏損失增加，進而導致效率下降。如圖10(b)中說明那樣，在背壓室14的壓力高于回旋外線室Ila的壓力時，潤滑油13從背壓室14流入回旋外線室11a。此時，不僅潤滑油13，而且氣體制冷劑向回旋外線室Ila流入。這期間，曲軸7旋轉約45°，因此回旋外線室Ila的壓力上升。該上升量是從圖13所示的下側的虛線向上側的虛線的上升。在壓力的上升中，油和氣體制冷劑的流入也起作用，但回旋外線室Ila的容積變化是主要原因。連通孔18由固定渦盤5的卷板底面塞住時，間隙192的最小密封長度成為從卷板的厚度t減去連通孔18的直徑所得到的值的一半。即使其他的部分的密封長度確保充分， 若該最小密封長度短而不充分，則也會引起如上所述不優選的狀況。因此，從卷板的強度的觀點、密封性的觀點、潤滑油13的供給量的觀點出發，最小密封長度存在下限值。若從供給量的觀點出發，優選盡量增大連通孔18的直徑。然而，在密封性或強度的點上，優選減小連通孔18的直徑而盡量增大密封長度。卷板的厚度假設為3. 0mm，從強度上的觀點出發，若將作為壁厚的最小尺寸確保為 0. 5mm，則連通孔18的直徑最大成為2. 0mm。而且，根據工具的尺寸決定的值成為連通孔 18的最小尺寸，但這為例如0. 6mm。因此，連通孔18的直徑成為例如0. 6mm 2. Omm左右 (1/5 · t 2/3 · t)。在連通孔18的直徑為0. 6mm以下的情況等、潤滑油13的供給量不足的情況等，需要后述的圖12那樣進一步想辦法。以比率來表示這些情況的卷板的厚度t和最小密封長度時，成為1/6 · t 2/5 · t，即，最小密封長度優選卷板的厚度t的17%以上且40%以下。但是，這是在卷板的中心線上，使圓形截面的連通孔18的中心一致的情況。 如以上所述，但實際的最小密封長度與齒厚的比率無關地，只不過應該由長度表示。在考慮本渦旋壓縮機時，齒厚至少在成倍或一半的1. 5 6. Omm左右的范圍內，因此最小密封長度也由上述的比率表示，并沒有特別不良情況。溢流閥孔1 的直徑為1. 8mm,因此若為這樣的最小密封長度，則如圖9所示，溢流閥孔15al能夠跨過連通孔18。因此，能夠經由連通孔18和溢流閥孔15al，從背壓室14向回旋外線室Ila供油。此外，如圖12所示，也可以使該連通孔18為長圓形狀。圖12表示回旋渦盤6進行公轉運動時的連通孔18的運動軌跡。通過使連通孔18為長圓形狀等，而能夠延長溢流閥孔15al與連通孔18連通的區間。而且，具有如下的優點能夠較大地確保最小密封長度， 并同時增大連通孔18向溢流閥孔15al開口的面積，增加從背壓室14向回旋外線室Ila的
供油量。另外相反地，在回旋外線室Ila的壓力高于背壓室14的壓力時，產生與上述圖 10(b)中說明的情況相反的潤滑油13流動。若產生逆流，則回旋外線室Ila的氣體大量流入背壓室14，而使背壓室14的壓力過度上升。然而，由于背壓控制閥16打開，因此背壓1 下落至規定值。如此，好不容易壓縮至中途，所需的能量白白浪費，而使效率下降。因此，在此為了確保密封性而需要充分獲得密封長度。在此與上述同樣地，優選將最小密封長度形成為卷板的厚度t的17%以上且40%以下。
圖13表示渦旋壓縮機起動后的壓力變化。吸入壓力Ps、背壓Pb、噴出壓力Pd這三根線是實驗結果。Pcom所示的部分是圖10所示的連通孔18與溢流閥孔15al連通的區間的回旋外線室Ila的壓力。當壓縮機起動時，噴出壓力Pd與吸入壓力I^s的差壓增大。假想回旋外線室IlA追隨該相同空間時，在閉合瞬間，回旋外線室Ila發生變化。 該瞬間的回旋外線室Ila的壓力為1^。然后，隨著曲軸7旋轉而回旋外線室Ila的壓力上升。該上升時的兩渦盤的動作由圖10表示。由圖13的虛線包圍的帶狀的部分(Pcom所指示的部分)表示連通孔18與溢流閥孔15al連通時的回旋外線室Ila的壓力Pcom。S卩，是圖10(b)說明的回旋外線室Ila的壓力。但是，不是追隨該閉合的一個回旋外線室11a，而是連續表示旋轉η圈后的壓力。起動前，吸入壓力Ps、背壓Pb、噴出壓室的壓力P2f當然相同，沒有差，因此起動后初期，壓縮室的壓力Pc直接成為噴出壓室的壓力P2f，因此溢流閥15打開。如(1)式所示， 壓縮室壓力Pc由壓除容積VO與壓縮室容積Vc的比率的規定值次冪來決定，因此如剛起動之后那樣噴出壓力Pd與吸入壓力I3S的比率Pd/I^s低時，壓縮室11的壓力Pc直接達到噴出壓室2f的壓力P2f。如此，回旋外線室Ila的壓力與噴出壓室的壓力P2f相同，在圖13中， Pcom表示為噴出壓力Pd。這是區域A。需要說明的是，噴出壓室的壓力是與噴出壓力 Pd相同的意思。因此，剛起動之后的A區間的比率Pd/I^s低，Pcom成為P2f以上，溢流閥15打開。 如剛起動之后那樣Pcom高于背壓1 時，背壓室14和回旋外線室Ila經由連通孔18和溢流閥孔15al而連通，由此回旋外線室Ila的氣體制冷劑向背壓室14逆流，背壓室14的壓力上升。此時的背壓1 與吸入壓力I^s之差為小壓力，因此還無法克服背壓控制閥16的彈簧16d產生的作用力，背壓控制閥16不會打開。因此，因逆流而背壓1 升高，在渦旋壓縮機1起動時，回旋渦盤6可靠地浮起，能夠減小齒頂與齒根的間隙。即，能夠提高起動時的效率。在起動后，經過某程度的時間時，吸入壓力I^s與噴出壓力Pd之差增大。這是區域 B。在該區域B的初期，溢流閥15打開，Pcom成為噴出壓力Pd。在該附近，Pcom高于背壓 Pb，因此氣體制冷劑從齒頂開口向卷板相反側開口流入，背壓1 上升。然后，Pcom與吸入壓力I3S —起下降。在⑴式中，Vc為連通孔18與溢流閥孔 15al連通時的回旋外線室Ila的容積，Pc為Pcom時，隨著吸入壓力I3S降低，而Pcom下降。 背壓1 由背壓控制閥16的彈簧力控制成吸入壓力Ps+規定值，但僅限于不會克服彈簧力而打開閥，如圖13所示，顯示成為1 > Ps的行為。當克服彈簧力而開閥時，背壓1 成為吸入壓力Ps+規定值。其結果是，B區間的開始的Pcom高于背壓1 ，但之后，低于背壓此。在成為穩定運轉等而Pcom低于背壓1 時，即背壓1 高于Pcom時，為了使氣體制冷劑從卷板相反側開口向齒頂開口流入，而背壓室14的潤滑油13經由連通孔18和溢流閥孔15al向回旋外線室Ila供給。如上所述，在現有產品中，由于在11點鐘位置設有背壓控制閥16，因此難以向假想回旋外線室IlA供油。因此，雖然在回旋外線室Ila形成后，但通過向閉合的空間即回旋外線室Ila進行齒頂供油，而能夠提高回旋外線室Ila的密封性來提高壓縮機的效率。而且，該齒頂供油朝向消除上述的不平衡的方向作用。另外，對軸承供油而向背壓室14供給的潤滑油13的一部分未經由背壓控制閥16 從吸入空間10流入吸入室，而直接向閉合的壓縮室即回旋外線室Ila供給，因此能夠減少吸入氣體的加熱損失而改善體積效率。詳細情況如下所述。經由背壓控制閥16、吸入空間10向吸入室即假想回旋外線室IlA或假想回旋內線室IlB供給油時，吸入氣體被加熱而氣體制冷劑的密度減小，因此制冷劑循環量下降而體積效率下降。然而，若向吸入空間10供給的油減少，則能夠抑制制冷劑循環量的下降而抑制體積效率的下降。該減少的量的供油量經由連通孔18從齒頂向壓縮室11供油。壓縮室 11為閉合的空間，因此制冷劑循環量不變化，而體積效率不會下降。S卩，即使供油量的一部分從間接供油路徑向直接供油路徑移動，吸入氣體的加熱損失也不會從間接供油路徑向直接供油路徑移動，因此向吸入空間10的供油量減少，相應地作為整體能夠減少吸入氣體的加熱損失，其中該間接供油路徑經由吸入空間10而間接地向壓縮室11供給油，該直接供油路徑不經由吸入空間10而直接地向壓縮室11供給油。 因此，減少體積效率這一觀點上成為過剰的、從背壓室14經由背壓控制閥16、吸入空間10 的壓縮室11的供油量，對應于該減少量，抑制體積效率的下降，作為整體也能夠改善體積效率。在圖8的“過剰”范圍內，相當于向左側移動，即接近“適當”范圍。成為“適當”范圍時，軸承供油量發生不足。例如，即使常時連通或在7 9點鐘位置配設背壓控制閥16等而向假想回旋內外線室的供油量已經平衡的狀態下，也能夠得到齒頂供油產生的體積效率的改善效果。需要說明的是，常時連通結構是指始終使背壓室14和背壓控制閥16連通的結構，在將背壓室 14的壓力抑制成比較小時使用。即，是即使未間歇連通也容易打開背壓控制閥16的結構。 主要在上述的弗利昂系制冷劑用渦旋壓縮機中使用。而且，即使在將稱為意高庫特(注冊商標)的熱泵供熱水機中使用的CO2作為制冷劑的渦旋壓縮機中，只要是回旋渦盤6的卷板相反側的縱軸方向的投影面積中的、噴出壓力的作用的面積比本實施例的該面積大的結構，就可以減小背壓而采用常時連通結構。如以上所述，剛起動之后以使背壓室14的壓力上升的方式發揮功能而將回旋渦盤6向固定渦盤5可靠地施力，然后，在成為穩定運轉時，向壓縮室11 (回旋外線室Ila)供給潤滑油13并使壓縮室內的密封性提高，從而能夠提高壓縮機的效率。在此，根據壓縮室11內的間隙是與壓力高的小室相鄰還是與壓力低的小室相鄰， 而潤滑油13的向間隙密封的利用方法不同。首先，具體說明抑制第一種泄漏的情況。作為某一個小室形成的壓縮室的壓力低于比該壓縮室的曲軸角超前360°形成的壓縮室的壓力。因此，來自該超前了 360°的小室的油從該壓縮室的前端的間隙泄漏。而且，油從該壓縮室的后端的間隙向滯后了 360°的小室漏出。圖6(a) (b)所示的回旋外線室Ila'比回旋外線室Ila的曲軸角超前360°而開始壓縮，因此比較回旋外線室Ila'與回旋外線室Ila的壓力時，回旋外線室Ila'的壓力高。由此，回旋外線室Ila'內的潤滑油13在壓縮行程中通過間隙向回旋外線室Ila泄漏， 該泄漏的潤滑油13進行回旋外線室Ila的間隙的密封。而且，向回旋外線室Ila供給的潤滑油13向假想回旋外線室IlA泄漏，進而進行回旋外線室的密封。圖6(a) (b)所示的回旋內線室lib'比回旋內線室lib的曲軸角超前360°而開始壓縮，因此比較回旋內線室lib'與回旋內線室lib的壓力時，回旋內線室lib'的壓力高。由此，回旋內線室lib'內的潤滑油13在壓縮行程中通過間隙向回旋內線室lib泄漏，
19該泄漏的潤滑油13進行回旋內線室lib的間隙的密封。而且，回旋內線室lib內的潤滑油 13向假想回旋內線室IlB泄漏，進而進行回旋內線室的密封。接下來，具體說明抑制第二種泄漏的情況。在圖11中，經由連通孔18和溢流閥孔15al供給潤滑油13的回旋外線室Ila為 P2的小室。回旋外線室Ila內的潤滑油13通過間隙191向壓力低的Pl的小室漏出，由此抑制氣體制冷劑從間隙191的漏出。潤滑油13從與壓力高的P3的小室相鄰的一側的間隙 192泄漏，由此保持該小室的密封性。圖6(a)所示的回旋外線室Ila'比回旋內線室lib的曲軸角超前180°而開始壓縮，因此比較相同容積的回旋外線室Ila'與回旋內線室lib的壓力時，回旋外線室Ila' 的壓力高。由此，回旋外線室Ila'內的潤滑油13在壓縮行程中通過間隙向回旋內線室lib 泄漏，該泄漏的潤滑油13進行回旋內線室lib的間隙的密封。而且，向回旋外線室Ila'供給的潤滑油13也向假想回旋內線室IlB泄漏，進而進行回旋內線室的密封。另外，圖6(a)所示的回旋內線室lib比回旋外線室Ila的曲軸角超前180°而開始壓縮，因此比較回旋外線室Ila與回旋內線室lib的壓力時，回旋內線室lib的壓力高。 由此，回旋內線室lib內的潤滑油13在壓縮行程中通過間隙向回旋外線室Ila泄漏，該泄漏的潤滑油13進行回旋外線室Ila的間隙的密封。另外，圖6 (a)所示的回旋外線室Ila比假想回旋內線室IlB超前而開始壓縮，因此回旋外線室Ila的壓力高。由此，回旋外線室Ila內的潤滑油13在壓縮行程中通過間隙向假想回旋內線室IlB泄漏，進而進行回旋內線室的密封。另外，圖6(b)所示的回旋外線室Ila'與噴出口 k連通，因此嚴格來說回旋外線室Ila'不是最超前壓縮室，但在與前后的曲軸角的關系上容易理解，而與上述同樣地進行記載。回旋外線室Ila'比回旋內線室lib'的曲軸角超前180°而開始壓縮，因此比較回旋外線室Ila'與回旋內線室lib'的壓力時，回旋外線室Ila'的壓力高。而且，回旋外線室Ila'比回旋內線室lib的曲軸角超前360°，且比回旋內線室lib'超前180°而開始壓縮，因此回旋外線室Ila'的壓力高。圖6(b)所示的回旋外線室Ila'其本身的話，未止于升高，而回旋外線室Ila'的壓力成為噴出壓力。如上所述，這是由于回旋外線室Ila' 與噴出口^連通的緣故。因此，如所述那樣，回旋外線室Ila'的壓力高，因此回旋外線室 Ila'內的潤滑油13在壓縮行程中通過間隙向回旋內線室lib'和回旋內線室lib泄漏，該泄漏的潤滑油13進行回旋內線室lib'的間隙的密封和回旋內線室lib的間隙的密封。另外，圖6(b)所示的回旋內線室lib'比回旋外線室Ila的曲軸角超前180°而開始壓縮，因此比較回旋外線室Ila與回旋內線室lib'的壓力時，回旋內線室lib'的壓力高。由此，回旋內線室lib'內的潤滑油13在壓縮行程中通過間隙向回旋外線室Ila泄漏，該泄漏的潤滑油13進行回旋外線室Ila的間隙的密封。另外，圖6(b)所示的回旋外線室Ila比回旋內線室lib的曲軸角超前180°而開始壓縮，因此比較相同容積的回旋外線室Ila與回旋內線室lib的壓力時，回旋外線室Ila 的壓力高。因此，回旋外線室Ila內的潤滑油13在壓縮行程中通過間隙向回旋內線室lib 泄漏，該泄漏的潤滑油13進行回旋內線室lib的間隙的密封。另外，圖6(b)所示的回旋內線室lib比假想回旋外線室IlA超前而開始壓縮，因此回旋內線室lib的壓力高。由此，回旋內線室lib內的潤滑油13在壓縮行程中通過間隙
20向假想回旋外線室IlA泄漏，進而進行回旋外線室的密封。需要說明的是，在以上的說明中，說明了溢流閥15未打開的情況，但根據實際的運轉條件而溢流閥15有時打開，若如此，則必然與以上的說明不同。當溢流閥15打開時， 在那里暴露的壓縮室11的壓力成為與噴出壓力相同。在成為相同壓力的壓縮室之間，泄漏消失，在壓力不同的壓縮室之間，潤滑油13從壓力高的壓縮室向壓力低的壓縮室漏出。需要說明的是，假想回旋外線室IlA中的吸入結束的回旋外線室為回旋外線室a， 比該回旋外線室的相位超前了 360°的回旋外線室為回旋外線室a'，假想回旋內線室IlB 中的吸入結束的回旋內線室為回旋內線室b，比該回旋內線室的相位超前了 360°的回旋內線室為回旋內線室b'。在增加卷板的卷數而壓縮室的個數增加時，為a"、a"‘、……、 b"、b〃丨、……等，可以同樣地進行說明。如此，經由連通孔18和溢流閥孔15al供給的潤滑油13在噴出結束之前為了密封間隙而被利用，剩余的潤滑油從噴出口 5e向噴出壓室2f噴出。考慮到以上那樣的泄漏和剩余時，為了從壓縮開始時能夠可靠地壓縮，而在壓縮室形成時的前后，盡可能向外徑側的壓縮室供油的情況更有利。而且，壓縮室11的壓力越高，齒頂供油產生的供油量減少，當壓縮室11的壓力成為背壓以上時，無法從背壓室14進行齒頂供油。因此，從該點出發，盡可能向外徑側的壓縮室供油的情況更有利。通過進行背壓控制閥16向吸入室的供油和齒頂供油向回旋外線室Ila的供油，而能夠形成效率更高的壓縮機。在此，在本實施例中，說明了將背壓室14和回旋外線室Ila經由連通孔18和回旋外線室Ila用的溢流閥孔15al連通，僅向回旋外線室Ila進行齒頂供油的方式，但如果也能向回旋內線室lib進行齒頂供油，則能夠形成更高效率。此時，只要是與連通孔18同樣地在回旋渦盤6的卷板內設置連通孔(18-2)，且經由回旋內線室lib用的溢流閥孔15a2也向回旋內線室lib進行齒頂供油的結構即可。此時，連通孔(18-2)的卷板相反側開口也可以與連通孔18的卷板相反側開口共用。進行齒頂供油的回旋內外線室IlaUlb是最外徑側的回旋內外線室。向回旋外線室Ila和回旋內線室lib這雙方進行齒頂供油的結構尤其在對稱卷板型的情況下具有特有的效果。圖14是對稱卷板的回旋外線室Ila和回旋內線室lib均為吸入結束的時間的圖。在對稱卷板型的情況下，回旋外線室Ila和回旋內線室lib在相同時間開始壓縮，因此若回旋外線室Ila的容積與回旋內線室lib的容積相同，則壓力也相同。由此，在對稱卷板型的情況下，相同容積的回旋內外線室相互之間的潤滑油13的泄漏消失，即在相同容積的回旋內外線室相互之間，第二種泄漏消失，因此優選在回旋外線室 Ila和回旋內線室lib分別設置與溢流閥孔lfel、15a2連通的連通孔18、18_2。若上述的不平衡是向假想回旋內線室IlB的吸入少，則齒頂供油可以僅向回旋內線室lib進行。需要說明的是，以上全部以圖1所示的縱型渦旋壓縮機1為前提進行了說明，但如圖15那樣以橫型渦旋壓縮機為前提，也能夠得到同樣的作用效果。圖16表示本實施例的渦旋壓縮機1的效率。(a) (b)均是上圖以比來表示體積效率，下圖以比來表示壓縮機效率。(a)是對表示本實施例的θ b = 270° (9點鐘位置)的左圖與表示現有的9b = 210° (11點鐘位置)的右圖進行了比較的圖。(b)是9b = 270°下的具有連通孔18的左圖與不具有連通孔18的右圖進行了比較的圖。在此，(a)以表示 0b = 210°的右圖的效率為100%的比率表示，(b)以不具有連通孔18的右圖的效率為 100%的比率表示。運轉條件是將渦旋壓縮機1搭載于意高庫特(注冊商標)時的65°C的熱水為積存熱水的條件。體積效率由( 式表示，壓縮機效率由(4)式表示。Ilv= Γ / (V0 · P s · f). . . (3)nc = Γ · Ah/w. . . (4)在此，η,表示體積效率，η。表示壓縮機效率，Γ表示制冷劑循環量，VO表示壓除容積，Ps表示吸入氣體密度，f表示電動機旋轉頻率，Ah表示吸入氣體與噴出氣體的焓差， w表示電動機輸入。正如觀察(a)可知那樣，背壓控制閥位置θ b = 270° (9點鐘位置)相對于θ b =210° (11點鐘位置)，體積效率和壓縮機效率提高1.5 2%左右。而且，正如觀察(b) 可知那樣，具有連通孔18的情況相對于不具有連通孔18的情況，體積效率和壓縮機效率提高2 2.5%。尤其是體積效率上升，因此壓縮室的密封性提高，可知C3)式、(4)式的制冷劑循環量增加。如以上所述，能夠平衡性良好地向假想回旋外線室IlA和假想回旋內線室IlB供油，能夠提高各壓縮室的密封性而減少泄漏損失。而且，將連通孔18和溢流閥孔15al連通而從背壓室14向回旋外線室Ila供油，由此能夠減少通過背壓控制閥16向吸入空間10、吸入室流入的油量，能夠減少吸入氣體的加熱損失。接下來，說明將該渦旋壓縮機1作為單元搭載于熱泵供熱水機、意高庫特(注冊商標)的情況。圖17是單元結構圖。與上述實施例相同的符號的部件起到相同的作用效果， 因此省略說明。在成為深夜的某一設定的時刻(例如，凌晨3點鐘)時，渦旋壓縮機1起動，從噴出管加噴出被壓縮后的高溫高壓的制冷劑。噴出的制冷劑在水-制冷劑熱交換器四中與積存熱水罐32的水進行熱交換而被冷卻。作為水-制冷劑熱交換器四可以使用上述的第一熱交換器。從水-制冷劑熱交換器四出來的制冷劑由膨脹閥33減壓而進入蒸發器34， 吸取大氣的熱量而蒸發。從蒸發器34出來的制冷劑從吸入管2d被吸入渦旋壓縮機1，在渦旋壓縮機1中再次被壓縮。搭載了此種本實施例的渦旋壓縮機1的制冷循環裝置也由于渦旋壓縮機1的效率上升而相應地成為高效率的制冷循環裝置。另一方面，積存熱水罐32的水由水循環泵31傳送，向水-制冷劑熱交換器四弓丨導。從積存熱水罐32下部引導的水由水-制冷劑熱交換器四加熱，加熱后的水向積存熱水罐32上部返回。接下來，說明控制方法。使用者利用遙控器30來設定在積存熱水罐32中積存的熱水的溫度。來自出熱水溫度傳感器35、噴出氣體溫度傳感器36的信號向控制單元25輸入。由出熱水溫度傳感器35或噴出氣體溫度傳感器36檢測到的溫度低于由遙控器30設定的熱水的溫度時，渦旋壓縮機1的轉速上升而制冷劑循環量增加，或膨脹閥33節流而噴出壓力上升，從而進行提升熱水的溫度的控制。根據以上的方法，為了使積存熱水罐32的熱水的溫度成為所希望的溫度而控制制冷循環，例如在成為早晨7點鐘時停止運轉。在成為白天時，積存熱水罐32的熱水與來自自來水管的自來水混合，按照使用者的要求而從使用終端即淋浴27或水龍頭觀供給熱水。而且，在對浴槽M的熱水進行再加熱時，利用設置在積存熱水罐32內的再加熱用熱交換器沈對浴槽內的熱水與積存熱水罐32內的熱水進行熱交換。此種渦旋壓縮機搭載于室內空調裝置或業務用的封裝空調、熱泵供熱水機等。作為室內空調裝置或熱泵供熱水機的整年的表示性能的指標，有整年能量消耗效率(Annual Performance Factor)。該APF例如在熱泵供熱水機的情況下，相對于由規格決定的按外氣溫度的供熱水負載，根據設備消耗何種程度的電力來決定，由供熱水負載+消耗電力表示。在此，供熱水負載由下式表示。Lw = ( θ ο- θ i) . Cw · ν · d. . . (5)在此，Lw表示供熱水負載，θ ο表示供熱水溫度，θ i表示入水溫度，Cw表示水的比熱，ν表示供熱水量，d表示天數。在此，供熱水溫度θ ο和入水溫度θ i由外氣溫度決定。天數d由該外氣溫度由一年多少天來決定。對上述供熱水負載Lw以整年進行積分時，算出整年的供熱水負載。壓縮機效率提高是指消耗電力減少，是指搭載了本實施例的渦旋壓縮機的設備的APF提高。艮口， 能夠實現節能化。或者在使用與以前相同的消耗電力時，能夠提高加熱能力。例如，在寒冷地區也能夠提高加熱能力，因此能夠提高積存熱水的溫度，不用變更積存熱水罐32的容量就能夠實質性地增加可使用的熱水量。實施例2圖18表示第二實施例。圖18所示的渦旋壓縮機大致與第一實施例為相同的結構， 同一名稱、同一符號的部件能得到相同的作用效果。在第二實施例與第一實施例中，不同點在于連通孔18不與溢流閥孔1 連通，而與形成在比固定渦盤5的卷板底面即齒根深的位置上的凹處20連通。即，齒頂開口與凹處20連通，卷板相反側開口與背壓室14連通。該凹處20也稱為設置在比固定渦盤5的齒根更深的位置上的空間。如實施例1所述那樣，溢流閥15的主要目的是在壓縮室11的壓力成為噴出壓室 2f的壓力P2f以上時或剛起動之后等液體制冷劑被吸入時進行動作，因此設置位置在某種程度上被限定。然而，如本實施例那樣，通過形成為凹處20而設置位置變得自由，背壓室14 和壓縮室11經由連通孔18和凹處20而連通的時間的設定自由度增加。實施例3圖19表示第三實施例。圖19所示的渦旋壓縮機1大致與第一實施例為相同的結構，同一名稱、同一符號的部件能得到相同的作用效果。與第一實施例的不同點在于連通孔 18與回旋軸承6c內的曲軸7的上部空間、即噴出壓供油室51連通。齒頂開口與溢流閥孔 15al連通，卷板相反側開口與形成在回旋渦盤6的卷板相反側的、壓力比背壓高的空間即噴出壓供油室51連通。噴出壓供油室51內大致為噴出壓力Pd，因此通過將連通孔18與溢流閥孔15a連通，而能夠利用差壓從噴出壓供油室51向壓縮室11供油。但是，與第一實施例相比，供油的差壓增大，因此需要進行連通孔18與溢流閥孔1 的連通區間的縮短等來抑制潤滑油13 的供給量。因此，連通孔18的截面積處于比第一、第二實施例小的范圍。在此，使孔從回旋渦盤6的臺板6b外周面朝向噴出壓供油室51貫通，從回旋渦盤6的齒頂朝向該貫通孔來加工孔，在向臺板6b外周面貫通的孔內壓入栓或通過螺紋緊固等塞嚴，由此能夠形成連通孔18。
實施例4圖20表示第四實施例。本實施例的制冷劑的流動、潤滑油的流動與圖1所示的實施例幾乎相同。與圖1的實施例的不同點在于回旋軸承6c貫通回旋渦盤6的所謂軸貫通型渦旋壓縮機這一點。壓縮室11的壓力產生的氣體壓縮載荷作用在卷板高度的中央部。該氣體壓縮載荷沿回旋軸承6c方向起作用，作為軸承載荷而作用于回旋軸承6c。由此，氣體壓縮載荷與軸承載荷的作用點一致，使回旋渦盤6翻倒的力矩消失。實施例5圖21表示第五實施例。本實施例的制冷劑的流動與圖1所示的實施例大致相同。 與圖1的實施例的不同點在于供油方式，是被稱為強制供油的方式。在曲軸7的下端部設有余擺線泵等供油泵103。該供油泵103與曲軸7的旋轉連動。通過供油泵103向回旋軸承6c和主軸承9a供油。曲軸7周邊的空間和背壓室14由密封環102分隔。向背壓室14 的油的供給通過在曲軸7周邊的空間和背壓室14中往復移動的油槽101進行。該往復移動利用回旋渦盤6的公轉運動。在利用供油泵供油時，不依賴于壓力條件而能夠供給供油泵的容積量，具有再噴出壓力與吸入壓力的壓力差大時能夠減少軸承供油量的優點。如以上所述，通過各實施例說明的技術，能夠提高壓縮機、制冷循環裝置等的效率。需要說明的是，除了這些實施例所記載的其本身的結構以外，將縱型渦旋壓縮機形成為橫型渦旋壓縮機也能得到相同的作用效果那樣，只要不變更特征的背壓控制閥的配設位置和齒頂供油的部分，在將各結構適當組合的結構中也能夠得到同樣的作用效果。上述記載針對實施例進行，但本發明不局限于此，對于本領域技術人員而言，在本發明的精神和權利要求書的范圍內能夠進行各種變更及修正的情況不言自明。符號說明1渦旋壓縮機2密閉容器2a JtW2b 蓋室2c 底室2d吸入管2dl 吸入口2e噴出管2f噴出壓室3壓縮機構部4電動機4a 定子4b 轉子5固定渦盤5c 卷板5d 臺板5e 噴出口5f彈簧收納孔
5g貫通孔釙圓角槽(R槽)5i導通路5Χ 固定渦盤5的內線側卷板的卷繞終點部5Xo固定渦盤5的外線側卷板的卷繞終點部6回旋渦盤6a 卷板6b 臺板6c回旋軸承6Χ 回旋渦盤6的內線側卷板的卷繞終點部6Xo回旋渦盤6的外線側卷板的卷繞終點部7 曲軸7a 主軸7b偏心部7c供油通路7d供油管7z 孔8 螺栓9 框架9a主軸承10吸入空間11壓縮室IlA假想回旋外線室Ila回旋外線室Ila'回旋外線室IlB假想回旋內線室lib回旋內線室lib'回旋內線室12歐氏環13潤滑油14背壓室15溢流閥1 溢流閥孔16背壓控制閥16a 螺釘16b連通孔16c 閥芯16d 彈簧16e密封構件
25
17下軸承18連通孔191、192 間隙20 凹處25控制單元26再加熱用熱交換器29水-制冷劑熱交換器30遙控器31水循環泵32積存熱水罐33膨脹閥；34蒸發器35出熱水溫度傳感器36噴出氣體溫度傳感器50供油部51噴出壓供油室101 油槽102密封環103供油泵
2權利要求
1.一種渦旋壓縮機，其是間歇連通結構的渦旋壓縮機，利用由背壓控制閥控制的背壓使回旋渦盤向固定渦盤施力，并在由兩渦盤形成的壓縮室內壓縮制冷劑，所述渦旋壓縮機的特征在于，所述背壓控制閥配設在如下的位置，該位置是當所述回旋渦盤的內線側的吸入室和所述回旋渦盤的外線側的吸入室這雙方的容積增加時，進行間歇連通的連通開始的位置。
2.根據權利要求1所述的渦旋壓縮機，其中，所述背壓控制閥配設在如下的位置，該位置是在由將所述固定渦盤的內線側卷板的卷繞終點部與所述回旋渦盤的外線側卷板的卷繞終點部連結的假想線、所述回旋渦盤的外線側卷板、所述固定渦盤的內線側卷板所圍成的所述吸入室中的一個即假想回旋外線室的容積增加時，所述背壓控制閥與所述背壓室連通，并且在由將所述固定渦盤的外線側卷板的卷繞終點部與所述回旋渦盤的內線側卷板的卷繞終點部連結的假想線、所述回旋渦盤的內線側卷板、所述固定渦盤的外線側卷板所圍成的所述吸入室中的一個即假想回旋內線室的容積增加時，所述背壓控制閥與所述背壓室連通的位置。
3.根據權利要求1所述的渦旋壓縮機，其中，所述背壓控制閥配設在如下的位置，該位置是在所述回旋渦盤的內線側的吸入室和所述回旋渦盤的外線側的吸入室這雙方的容積增加到成為所述各吸入室閉合的空間即所述各壓縮室時的各自的容積時，進行間歇連通的連通開始的位置。
4.根據權利要求1所述的渦旋壓縮機，其中，所述壓縮室是在所述回旋渦盤的內線側及所述回旋渦盤的外線側形成的回旋內線室及回旋外線室，所述背壓控制閥配設在如下的位置，該位置是所述回旋渦盤的內線側的吸入室增加到與成為所述回旋內線室時的容積相同的容積時，且所述回旋渦盤的外線側的吸入室增加到與成為所述回旋外線室時的容積相同的容積時，進行間歇連通的連通開始的位置。
5.根據權利要求1所述的渦旋壓縮機，其中，所述背壓控制閥配設在從所述固定渦盤的卷板的卷繞終點部沿著反繞所述卷板的方向為270° 330°的位置。
6.一種渦旋壓縮機，其是齒頂供油結構的渦旋壓縮機，利用設置在回旋渦盤的卷板相反側的背壓室的壓力即背壓使所述回旋渦盤向固定渦盤施力，并在由兩渦盤形成的壓縮室內壓縮制冷劑，所述渦旋壓縮機的特征在于，經由設置在比所述固定渦盤的齒根更深的位置上的空間向所述壓縮室進行齒頂供油。
7.根據權利要求6所述的渦旋壓縮機，其中，所述回旋渦盤在所述卷板內具有連通孔，該連通孔具備在卷板的端面即齒頂設置的齒頂開口和相對于所述回旋渦盤的臺板在卷板相反側設置的卷板相反側開口，通過所述回旋渦盤的公轉運動，間歇性地將所述空間與所述齒頂開口連通，并將設置在所述回旋渦盤的卷板相反側而成為所述背壓以上的壓力的空間與所述卷板相反側開口連通，從成為所述背壓以上的壓力的空間向所述壓縮室進行齒頂供油。
8.根據權利要求7所述的渦旋壓縮機，其中，所述固定渦盤具有將所述壓縮室的壓力向所述渦旋壓縮機的密閉容器內釋放的溢流閥，設置在比所述固定渦盤的齒根更深的位置上的空間是所述溢流閥的溢流閥孔，成為所述背壓以上的壓力的空間是所述背壓室。
9.根據權利要求7所述的渦旋壓縮機，其中，設置在比所述固定渦盤的齒根更深的位置上的空間是設置于所述固定渦盤的凹處，成為所述背壓以上的壓力的空間是所述背壓室。
10.根據權利要求7所述的渦旋壓縮機，其中，成為所述背壓以上的壓力的空間是處于所述回旋渦盤的卷板相反側的、將所述渦旋壓縮機的密閉容器內的壓力的油導入的噴出壓供油室。
11.一種渦旋壓縮機，其在密閉容器內具備固定渦盤、回旋渦盤、背壓控制閥、溢流閥， 該固定渦盤具有渦卷狀的卷板，該回旋渦盤具有渦卷狀的卷板且與所述固定渦盤的卷板嚙合而形成壓縮制冷劑的壓縮室，并基于曲軸的旋轉而相對于所述固定渦盤進行公轉運動，該背壓控制閥對形成在所述回旋渦盤的卷板相反側的背壓室的壓力進行控制， 該溢流閥配設于所述固定渦盤，在所述壓縮室的壓力大于所述密閉容器內的壓力時將該壓縮室的制冷劑向所述密閉容器內排出，所述渦旋壓縮機對所述背壓控制閥與所述背壓室進行間歇連通， 所述渦旋壓縮機的特征在于，所述背壓控制閥配設在如下的位置，該位置是在由將所述固定渦盤的內線側卷板的卷繞終點部與所述回旋渦盤的外線側卷板的卷繞終點部連結的假想線、所述回旋渦盤的外線側卷板、所述固定渦盤的內線側卷板所圍成的假想回旋外線室的容積伴隨著所述曲軸的旋轉而增加時，所述背壓控制閥與所述背壓室連通的位置，并且是在由將所述固定渦盤的外線側卷板的卷繞終點部與所述回旋渦盤的內線側卷板的卷繞終點部連結的假想線、所述回旋渦盤的內線側卷板、所述固定渦盤的外線側卷板所圍成的假想回旋內線室的容積伴隨著所述曲軸的旋轉而增加時，所述背壓控制閥與所述背壓室連通的位置，所述回旋渦盤在所述卷板內具有連通孔，該連通孔具備在卷板的端面即齒頂設置的齒頂開口和相對于所述回旋渦盤的臺板在卷板相反側設置的卷板相反側開口，在所述回旋渦盤的公轉運動的作用下，所述齒頂開口與所述溢流閥的溢流閥孔間歇性地連通，所述背壓室與所述卷板相反側開口連通， 所述背壓室與所述壓縮室連通。
12.根據權利要求8或11所述的渦旋壓縮機，其中，所述壓縮室是形成在所述回旋渦盤的卷板的外徑側的壓縮室即回旋外線室。
13.根據權利要求12所述的渦旋壓縮機，其中，所述固定渦盤具有將所述壓縮室中的、形成在所述回旋渦盤的卷板的內徑側的回旋內線室的壓力向所述渦旋壓縮機的密閉容器內釋放的第二溢流閥，所述回旋渦盤在所述卷板內具有第二連通孔，該第二連通孔具有在卷板的端面即齒頂設置的第二齒頂開口和相對于所述回旋渦盤的臺板在卷板相反側設置的第二卷板相反側開口，在所述回旋渦盤的公轉運動的作用下，所述第二齒頂開口與所述第二溢流閥的溢流閥孔間歇性地連通，所述背壓室與所述第二卷板相反側開口連通， 所述背壓室與所述回旋內線室連通。
14.一種制冷循環裝置，將渦旋壓縮機的噴出管、第一熱交換器、膨脹裝置、第二熱交換器、所述渦旋壓縮機的吸入管依次連接，其中，使用權利要求1、6、11中任一項所述的渦旋壓縮機作為所述渦旋壓縮機， 構成制冷劑為二氧化碳的超臨界制冷循環。
15.一種熱泵供熱水機，其中，具備權利要求14所述的制冷循環裝置、積存熱水罐、水-制冷劑熱交換器、水循環泵， 使用所述第一熱交換器作為所述水-制冷劑熱交換器，通過使所述水循環泵運轉而從所述積存熱水罐引導水，在所述水-制冷劑熱交換器內將水加熱，并使該加熱后的水返回所述積存熱水罐，積存在所述積存熱水罐內的熱水向使用終端供給。
全文摘要
在無法充分地進行壓縮室的油密封時，無法充分地進行制冷劑的壓縮，因此無法提高效率。即，從提高效率的觀點出發，如何進行油密封成為課題。本發明的目的通過將背壓控制閥配設在當回旋渦盤的內線側的吸入室和回旋渦盤的外線側的吸入室這雙方的容積增加時進行間歇連通的連通開始的位置來實現。另外，通過經由設置在比固定渦盤的齒根更深的位置上的空間向壓縮室進行齒頂供油來實現。
文檔編號F04C18/02GK102483060SQ20098016123
公開日2012年5月30日 申請日期2009年12月10日 優先權日2009年9月2日
發明者向井有吾, 大沼敦, 幸野雄, 津久井和則, 竹林昌寬 申請人:日立空調·家用電器株式會社