CN102042224B - 涡旋式压缩机 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种将止回阀的整齐排列和小型化以便实现高效率与低成本的涡旋式压缩机，其包括：中心部形成通往排出室(13)的排出路径，第1压缩室(11a)和第2压缩室(11b)在压缩半途中分别形成旁通至排出室的第1旁通路径(28)和第2旁通路径(29)，第1旁通路径和第2旁通路径各自至少分别由一个孔构成，在排出路径与旁通路径上分别设置止回阀(24)，涡旋卷体外壁侧的压缩室的旁通路径，与涡旋卷体内壁侧的压缩室的旁通路径相比，孔的数量更少，孔的面积更大，将第1旁通路径和第2旁通路径的孔的排列尽量平行设置，把止回阀排列整齐，使其更为紧凑小巧以降低成本，就能够让高效率与低成本的同时并存成为可能。

Description

涡旋式压缩机

技术领域

本发明涉及一种用于空调机、冷冻机、鼓风机、热水器等机器的涡旋式压缩机。

背景技术

现有的涡旋式压缩机在镜板上形成涡旋卷体的静涡旋盘和动涡旋盘相互啮合形成多个压缩室，在动涡旋盘上连结具有偏心部的曲轴，利用欧氏联轴节防止自转并进行旋转运动，向着中心在容积逐步减少的同时不断压缩。现有的涡旋式压缩机具有以下特征，吸入室位于形成压缩空间的涡旋的***部，排出孔设置在涡旋的中心部，由吸入结束时的容积与压缩结束时的容积所确定的设定压缩比是恒定的。因此，对于一种具有某个特定的吸入压力与排出压力的运转条件而言，只要设定一个合适的压缩比，就能实现符合该运转条件的高效率的涡旋式压缩机。

然而在实际情况下，假如该涡旋式压缩机是作为空调用制冷剂压缩机来使用的，由于在外界气温和湿度等条件的作用下空调负载会产生变动，吸入压力与排出压力在一年之中就会出现各种各样的变化。而且，在采用变频控制的变速运转条件下，压力范围还会进一步扩大。于是，由于实际的运转压缩比与设定压缩比之间的差距，导致了压缩不够和过度压缩运转现象的产生。当压缩不够时，排出孔附近的死区容积中残留的高压制冷剂气体间歇性地逆流到压缩室后被再度压缩造成输入功率(耗电量)增加，当过度压缩时，会产生超出必要动力的多余的压缩动力，从而也会导致输入功率增加。

作为减轻过度压缩的一种手段，较为常见的方法是设置旁通孔，就是把流体从排出孔尚未打开的压缩室内通过旁通孔排至排出室，以便降低过度压缩损失。但是，正如前面所描述的那样，在压缩不够的运转条件下，会产生旁通孔的死区容积所导致的再压缩损失，因此，旁通孔的流路横截面面积就存在一个合适的范围。特别是在涡旋卷体的外壁侧与内壁侧的两个独立压缩室封入的容积不同的涡旋式压缩机中，各个压缩室的旁通孔的流路横截面面积的合适范围各不相同，所以，很多时候人们采用的方法就是设定一个与各个压缩室封入容积相称的旁通孔流路横截面面积，以便降低过度压缩损失。

现在，作为这类降低过度压缩的方法，已经有各种技术被公开，其中的一例可参照日本专利3,942,784。图8为该专利中从静涡旋盘101的涡旋卷体101a侧看到的正视图。如图8中所示，组装在静涡旋盘101上的用斜线表示的动涡旋盘102的涡旋卷体102a的外壁侧的第1压缩室103a与内壁侧的第2压缩室103b上，开设了形成于静涡旋盘101的多个相互邻接的旁通孔104a、104b、104c、105a、105b，静涡旋卷体101a的内壁101b延长至吸入口附近，第1压缩室103a所封入的容积大于第2压缩室103b所封入的容积，呈非对称涡旋结构，第1压缩室103a的旁通孔104a、104b、104c的个数多于第2压缩室103b的旁通孔105a、105b的个数。

并且，在图9所示的从静涡旋卷体101a的相反侧看到的正视图中，形成有包括各个压缩室103a、103b的旁通孔104a、104b、104c、105a、105b的锪孔106a、106b，具有分别用于打开与关闭由第1压缩室103a侧的邻接的旁通孔104a、104b、104c形成的第1旁通路径以及由第2压缩室103b侧的邻接的旁通孔105a、105b形成的第2旁通路径的止回阀107。因此，止回阀107就会容易提升，就可以通过止回阀107提升的时间滞后来抑制排出损失。

采用上述专利中所属的的结构之后，通过把旁通孔的死区容积控制在必要的最小限度，不但在压缩不够时能够降低再压缩损失，而且还能在过度压缩时确保合适的流路横截面面积与促进止回阀的提升，从而降低过度压缩损失，提供了一种可对应广泛的运转范围的高效率的涡旋式压缩机。然而，包含多个旁通孔的止回阀，与具有相同流路横截面面积的只有一个旁通孔的止回阀相比，体积会更大，因此，要同时设置第1压缩室和第2压缩室的旁通孔的两个止回阀与排出孔的止回阀一共3个止回阀，会变得相当困难，3个止回阀很容易被分散设置。

并且，如果设计保证当压缩室的压缩比大致到达目标运转压缩比的时候旁通孔会打开，那么，在第1压缩室和第2压缩室所封入的容积大致相同的对称涡旋结构中，第1压缩室和第2压缩室的压缩比就会几乎同时到达运转压缩比，因此，可以把以静涡旋卷体外壁曲线的渐开线起始角为基准的各个压缩室的旁通孔位置的渐开角理论上相对错开180度，设置在大致中心部位的排出孔与各个压缩室的旁通孔大致排列在同一条直线上，就能把3个止回阀紧凑地集中设置在一起，而根据上述现有结构，在第1压缩室和第2压缩室的封入容积并不相同的非对称涡旋结构中，由于在某个瞬间的第1压缩室和第2压缩室的压缩比不同，所以很难把排出孔与各个压缩室的旁通孔排列在同一条直线上，3个止回阀就容易设置得更为分散。

再者，在实际的运转过程中，在气体从下游侧压缩室向上游侧压缩室的泄漏和受热等因素的影响下，压缩室内压力的示功图与隔热压缩时的示功图不同，因此，即使是对称涡旋结构，第1压缩室和第2压缩室大致到达运转压缩比的时间点还是有若干差别的，就很难把排出孔与各个压缩室的旁通孔排列在同一条直线上。也就是说，不管是对称涡旋结构还是非对称涡旋结构，适合实际运转的旁通孔位置很难与排出孔设置在同一条直线上。特别是在采用簧片阀作为止回阀的情况下，从提升容易性和防止折断、降低噪音等角度出发，簧片阀存在一个适合的长度与宽度，所以，如果要在没有排列在同一条直线上的排出孔与旁通孔上设置簧片阀，设置方法就会变得很复杂。

另外，为了防止压缩室室之间的泄漏，需要把旁通孔的直径设计得比动涡旋卷体的宽度更小，因此，很多时候，人们会在各个压缩室的沿着与静涡旋卷体曲线大致平行的曲线设置多个旁通孔，以便从旁通孔排出规定的气体流量。于是，包含各个压缩室的多个旁通孔且在确保簧片阀与旁通孔出口部之间的密封长度的同时使止回阀的宽度最小化的具有椭圆状头部的簧片阀的长度方向的轴，就不会与第1压缩室和第2压缩室平行，包括排出孔的簧片阀在内的3个簧片阀将朝向各个方向，无法排列整齐。

特别是设在动涡旋盘上的多个旁通孔中，由于第2压缩室的旁通孔设置在比第1压缩室的旁通孔更靠近静涡旋卷体的起始侧，所以旁通孔错开相同的渐开角度时，簧片阀长度方向轴的角度的错位量在第2压缩室更大，开设在第2压缩室的多个旁通孔的位置对于3个簧片阀的设置造成很大的影响，成为簧片阀小型化设计中的重要因素之一。

如上所述，如果以簧片阀为代表的止回阀被分散设置，那么，止回阀打开后排出来的气流将会相互被对方的止回阀所阻碍，压力损失就会增大，也会加剧噪音的问题。而且，在静涡旋盘的止回阀侧设置用于隔离排出室与密闭容器内部空间的隔离部件和用于降低噪音的消音器的涡旋式压缩机中，由于止回阀的分散设置，使得设计不得不采用更大型的隔离部件和消音器，还会导致成本上升。即使在止回阀不采用簧片阀的情况下，例如采用自由阀的时候，这种问题还是同样存在的，分散设置使得自由阀大型化，从而导致成本上升，与此同时，隔离部件和消音器的成本也会上升。

另一方面，各个压缩室的旁通孔的数量越多，旁通孔在压缩室打开的曲轴转角范围就越大，随之旁通孔发挥作用的运转压缩比的范围也越大，所以，从提高工作效率的方面来看是有利的。因此，在尽量控制旁通孔的死区容积的同时，尽可能地增加旁通孔的数量，又要把止回阀做得更为紧凑小巧，就成了涡旋式压缩机实现高效率和低成本的关键。

发明内容

本发明是为了解决上述目前存在的课题而提出的，本发明的目的就是提供一种可以在尽可能增加旁通孔的数量从而降低较宽运转范围内的排出损失的同时，通过使止回阀整体排列更为整齐、更为紧凑小巧，让止回阀流出的气体流线更加恰当，从而降低排出损失，并且通过隔离部件和消音器的小型化来降低成本的高效率、低成本的涡旋式压缩机。

为了解决现有技术中存在的上述问题，本发明的涡旋式压缩机具有如下结构：静涡旋盘或者动涡旋盘的至少其中之一的中心部形成通往排出室的排出路径，第1压缩室和第2压缩室分别在压缩半途中形成旁通至排出室的第1旁通路径和第2旁通路径，第1旁通路径和第2旁通路径各自分别至少由一个孔构成，在排出路径与旁通路径上分别设置止回阀，静涡旋盘或者动涡旋盘之中形成旁通路径的一方的涡旋卷体外壁侧的压缩室的旁通路径，与涡旋卷体内壁侧的压缩室的旁通路径相比，孔的数量更少，孔的面积更大。

在以往的结构中，排出孔与各个旁通路径上的3个止回阀被分散设置，造成了诸多问题，如：由于来自止回阀的流出气体的干涉使得排出损失增加；覆盖止回阀的隔离部件等的大型化导致成本上升，而如果采用本结构，不但在过度压缩运转时能够可靠地把流体旁通到排出室从而降低排出损失，而且可以将第1旁通路径与第2旁通路径的孔的排列尽量平行设置，让止回阀整齐排列，使其更为紧凑小巧，因此，既可以通过抑制来自止回阀的流出气体的干涉，从而降低排出损失，还可以通过使覆盖止回阀的隔离部件等小型化而降低成本。

本发明的涡旋式压缩机不但在过度压缩运转时能够可靠地把流体旁通到排出室从而降低排出损失，而且可以将第1旁通路径与第2旁通路径的孔的排列尽量平行设置，让止回阀整齐排列，使其更为紧凑小巧，因此，既可以通过抑制来自止回阀的流出气体的干涉，从而降低排出损失，还可以通过使覆盖止回阀的隔离部件等小型化而降低成本，使得高效率与低成本同时并存成为可能。

本发明第1方案的涡旋式压缩机为，涡旋状的静涡旋卷体和动涡旋卷体互相啮合，两个涡旋盘之间形成一对压缩室，通过曲轴和防止自转部件使动涡旋盘产生旋转运动，动涡旋卷体外壁侧的第1压缩室与动涡旋卷体内壁侧的第2压缩室分别从吸入侧向着排出侧连续推移从而产生容积变化以压缩流体，其中，通过如下结构：静涡旋盘或者动涡旋盘的至少其中之一的中心部形成通往排出室的排出路径，第1压缩室和第2压缩室分别在压缩半途中形成旁通至排出室的第1旁通路径和第2旁通路径，第1旁通路径和第2旁通路径各自分别至少由一个孔构成，在排出路径与旁通路径上分别设置止回阀，静涡旋盘或者动涡旋盘之中形成旁通路径的一方的涡旋卷体外壁侧压缩室的旁通路径，与涡旋卷体内壁侧的压缩室的旁通路径相比，孔的数量更少，孔的面积更大。这样，不但能够尽可能增加旁通孔的数量从而降低较宽运转范围内的排出损失，而且可以通过尽量减少静涡旋盘或者动涡旋盘之中形成旁通路径方的涡旋卷体外壁侧的压缩室的旁通孔的数量，并尽可能扩大该通路的面积，从而让止回阀做得尽量紧凑小巧，还能将第1旁通路径与第2旁通路径的孔的排列尽量平行设置，把包括排出孔的止回阀在内的3个止回阀全都整齐排列，使其更为紧凑小巧，让止回阀流出的气体流线更加恰当，从而降低排出损失，又可以通过使隔离部件和消音器小型化而降低成本。

第2方案为，特别是在第1方案的涡旋式压缩机的基础上，通过在静涡旋盘上形成旁通路径，不但使旁通路径中的止回阀的设置变得简单方便，而且能够很简单地构成从压缩机构部排出来的气体在被排到密闭容器外之前的在密闭容器内的气体通道。

第3方案为，特别是在第1或第2方案的涡旋式压缩机的基础上，止回阀由薄板的阀芯与用于限制阀芯的活动范围的阀柱护套构成，分别设置在排出路径与旁通路径上的至少2个阀芯形成一体化结构，或者，分别设置在排出路径与旁通路径上的至少2个阀柱护套形成一体化结构，以便在减少零部件个数从而降低零部件成本的同时，通过组装工时的削减而降低组装成本，并且控制因组装错误而引发的止回阀功能下降的风险。

第4方案为，特别是在第1～3方案的任一方案的涡旋式压缩机的基础上，通过把结构设计成第1压缩室和第2压缩室的封入容积不同的非对称涡旋结构，在第1压缩室的封入容积更大的非对称涡旋中，由于从设置在高温的静涡旋盘上的涡旋卷体的终止部的吸入孔起到第1压缩室的关闭位置为止的静涡旋卷体内的通路被缩短，低温气体的受热受到抑制，因而可以提高容积效率。

另一方面，在通过设置在比静涡旋盘的涡旋卷体的终止部的吸入孔更靠近涡旋起始侧的、吸入孔之外的另外的旁通吸入孔进行能力控制的涡旋式压缩机中，由于第2压缩室的封入容积变大，这种结构也能获得与第1方案相同的效果。

第5方案为，特别是在第1～4方案中的任一方案的涡旋式压缩机的基础上，通过在排出室、压缩机构部与收纳驱动它的电动机的密闭容器的内部空间之间设置隔离部件或消音器，利用隔离部件延长密闭容器内部的气体流路，可以有效地分离油雾，从而抑制油漏到密闭容器外部，利用消音器可以抑制压缩机构部滑动部和止回阀所产生的噪音。而且，通过把止回阀做得更为紧凑小巧，能够使隔离部件或消音器也做得更小，可以降低材料成本。

另外，由于压缩机构部设在电动机的上侧的立式涡旋式压缩机，其压缩机构部不会受到来自储藏于密闭容器下部的高温油的热量影响，所以效率很高，被一般广泛使用，而把第4方案的结构用到这类涡旋式压缩机上去，就能够实现效率高、油排出少、噪音低的效果，而且，压缩机构部设在电动机的下侧的立式涡旋式压缩机和压缩机构部与电动机水平排列的卧式涡旋式压缩机，也同样需要用于隔离排出室与下部储藏油的隔离部件，所以，可望获得同样的效果。

第6方案为，特别是在第1～5方案中的任一方案的涡旋式压缩机的基础上，通过在动涡旋盘的背面施加大于吸入压力的压力，让动涡旋盘抵在静涡旋盘上进行压缩运转，可以在低压缩比运转时抑制动涡旋盘背离静涡旋盘而导致的泄漏损失增加的现象，与此同时各个压缩室的压力下降到接近于隔热压缩时的压力。在基本到达运转压缩比的曲轴转角前移时，让旁通路径的开口将开在更靠近排出侧的压缩室而将其设置在涡旋起始侧，使得设置旁通路径的动涡旋盘或者静涡旋盘的涡旋卷体曲率变得更小，所以止回阀的整齐排列与小型化变得更为困难。因此，如果采用本方案的结构，效果将会更加显著。

第7方案为，特别是在第1～6方案的任一方案的涡旋式压缩机的基础上，通过在旁通路径的止回阀侧端部形成锪孔，使得止回阀动作后提升之前对于止回阀的接触面的按压力变小，提升变得较为容易，就可以降低提升滞后导致的排出损失。而且，只是在形成锪孔的部分的止回阀必须做大，止回阀的整齐排列与小型化就变得更为重要，因此，如果适用于这种结构，效果将会更加显著。

第8方案为，特别是在第1～7方案的任一方案的涡旋式压缩机的基础上，第1旁通路径与第2旁通路径由多个孔构成，构成静涡旋盘或者动涡旋盘之中形成旁通路径方的涡旋卷体外壁侧的压缩室的旁通路径的多个孔的中心间距离，比构成涡旋卷体内壁侧的压缩室的旁通路径的多个孔的中心间距离更大。

由于静涡旋盘或者动涡旋盘之中形成旁通路径方的涡旋卷体外壁侧的压缩室的旁通路径的孔的个数比另一个旁通路径的孔的个数要少，因此，旁通路径从开始与压缩室连通到关闭的时间或者曲轴转角也会比另一个旁通路径的更短，造成发挥旁通功能的压缩比的范围变小的问题，而根据本结构，就能够确保在孔的个数比另一个旁通路径更少的条件下尽量增大向旁通路径的压缩室的开口时间或者开口曲轴转角，从而能够对应广泛的运转条件下的压缩比。

第9方案为，特别是在第1～8方案中的任一方案的涡旋式压缩机的基础上，旁通路径设计压缩比是由第1压缩室与第2压缩室分别与旁通路径连通的瞬间的几何学压缩比所定义的，旁通路径的结构确保与发生频度最高的运转条件下的运转压缩比相比，旁通路径设计压缩比更小。

根据同时存在多个压缩室这一涡旋式压缩机的特征，压缩室的压力由于来自于其中一个下游侧(排出侧)的压缩室的气体的流入与向上游侧的吸入室的流出之间的收支关系，与不考虑泄漏和受热的理论隔热压缩时的压力相比，有时更大，有时更小。但是，随着压缩的深入，曲轴转角的压力上升量和温度上升量都会变大，因此来自下游侧压缩室的流入的影响就会变大，一般而言，在更多的情况下，压缩室的压力比理论隔热压缩时的压力更大。这也就是说，比起理论隔热压缩时，实际机器会更快地到达规定压缩比的曲轴转角。

如上所述，采用本结构，可以对应比理论更快的压缩室压力上升，旁通路径能够在更早的时间点与压缩室连通从而抑制排出损失，就可以实现一种高效率的涡旋式压缩机。

第10方案为，特别是在第1～9方案的任一方案的涡旋式压缩机的基础上，静涡旋盘或者动涡旋盘之中形成旁通路径方的涡旋卷体外壁面与构成涡旋卷体外壁侧的压缩室的旁通路径的各个孔之间的距离是恒定的，或者，涡旋卷体内壁面与构成涡旋卷体内壁侧的压缩室的旁通路径的各个孔之间的距离是恒定的。

静涡旋盘或者动涡旋盘的涡旋卷体的顶面与其相对的另一个涡旋盘的涡旋卷体的底面相接触或者保持一个微小的轴向间隙，以便密封压缩室，从而抑制压缩室之间的气体泄漏。

当静涡旋盘或者动涡旋盘之中形成旁通路径方的涡旋卷体关闭旁通路径的孔时，只有旁通路径的孔的区域是无法保持微小的轴向间隙的，所以，在该区域以外的保持了微小的轴向间隙的区域的最小密封长度对于压缩室之间的气体泄漏导致的泄漏损失起到了很大的作用。

如上所述，采用本结构，把构成旁通路径的多个孔各自的最小密封长度设定为一个恒定的合适的长度，就能够降低泄漏损失，从而提高压缩机的工作效率。

然而，如果将旁通路径的多个孔沿着涡旋卷体壁面以一定的距离进行设置，就很难把第1旁通路径与第2旁通路径的孔排列整齐，因此，采用本发明的基本结构就能发挥更大的效果。

第11方案为，特别是在第1～10方案中的任一方案的涡旋式压缩机的基础上，采用二氧化碳作为工作流体，静涡旋盘或者动涡旋盘之中形成旁通路径方的涡旋卷体外壁侧的压缩室的旁通路径由1个孔构成，另一个压缩室的旁通路径由2个孔构成，这样，在通过自然制冷剂二氧化碳的使用为防止地球变暖做出贡献的同时，还可以利用其与HFC等氟利昂系列的制冷剂相比体积循环量更小的特征，相应把旁通路径的总横截面面积做得较小，因此，就可以把孔的个数控制在最小限度，从而降低由孔的死区容积残留气体的再膨胀、再压缩导致的损失，并减少加工工时。

附图说明

图1为本发明的实施例1的涡旋式压缩机的纵向剖视图，

图2为该涡旋式压缩机的静涡旋盘的止回阀侧正视图，

图3为说明该涡旋式压缩机的压缩过程的正视图，

图4为具有以往的结构的静涡旋盘的正视图，

图5为本发明的实施例1的涡旋式压缩机的静涡旋盘的正视图，

图6为本发明的实施例2的压缩机构部的横向剖视图，

图7为本发明的实施例3的压缩机构部的横向剖视图，

图8为以往的涡旋式压缩机的静涡旋盘的正视图，

图9为以往的涡旋式压缩机的静涡旋盘的止回阀侧正视图。

其中1为密闭容器，3为电动机，4为曲轴，6为静涡旋盘，6b为静涡旋卷体，9为动涡旋盘，9a为动涡旋卷体，11为压缩室，11a为第1压缩室，11b为第2压缩室，12为排出孔，13为排出室，24为止回阀，24a为簧片阀，24b为阀柱护套，26为***，28为第1旁通路径，29为第2旁通路径，30为锪孔。

具体实施方式

下面参照附图对本发明的实施例进行详细说明。同时需要指出的是，本发明的实施例不具有限定本发明范围的作用。

(实施例1)

图1为本发明的实施例1的涡旋式压缩机的纵向剖视图。在图1中，铁制的密闭容器1的整个内部是一个与排出管2连通的高压环境，在它的中央部设置有电动机3、上部设置有压缩机构，压缩机构的本体框架5固定在密闭容器1上，电动机3的转子3a的曲轴4的一端支撑在该本体框架5上，且该本体框架5上安装有静涡旋盘6。

在曲轴4上设有轴向的油通路7，其一端通向供油泵装置8，另一端最终通往动涡旋盘9的偏心轴承10。与静涡旋盘6啮合并构成压缩室11的动涡旋盘9由旋转镜板9b组成，而旋转镜板9b是通过将涡旋状的动涡旋卷体9a和偏心轴承10直立起来而形成的，且设置在静涡旋盘6与本体框架5之间。

静涡旋盘6由固定镜板6a和涡旋状的静涡旋卷体6b组成，静涡旋卷体6b的中央部设有排出孔12和通向排出孔12的排出室13，***部设有吸入孔14以及压缩开始前作为流体通道的吸入室15。

相对于曲轴4的主轴偏心设置在曲轴4上端部的偏心轴16，具有与动涡旋盘9的偏心轴承10滑动配合的结构。旋转镜板9b的背面9c与轴向推力约束面5a之间设有微小的间隙。该轴向推力约束面5a是设置在本体框架5上用于限制动涡旋盘9轴向移动的，本体框架5的轴向推力约束面5a上通过间隙配合方式安装有环状密封部件17，该环状密封部件17将其内侧的背面室18和外侧的背压室19分隔开来。

由供油泵装置8抽上来的油通过曲轴4的油通路7，被引导到动涡旋盘9的偏心轴承10与偏心轴16之间形成的轴向内部空间20中，一方面经过设在动涡旋盘9的旋转镜板背面9c的节流阻尼部21，通往由静涡旋盘6和本体框架5围合而成的背压室19，在经具有把动涡旋盘9按压在静涡旋卷体6b上的功能的背压调整阀22、供油通路22a，引导到吸入室15。另一方面，通过偏心轴承10、背面室18和主轴承23，排到压缩机构外部。

用于开闭排出孔12的出口侧的止回阀装置24安装在静涡旋盘6的固定镜板6a的平面上，该止回阀装置24由薄钢板制成的簧片阀24a和阀柱护套24b组成。

曲轴4的下端由副轴承25支撑，副轴承25采用焊接或热压配合方式固定在密闭容器1内，可以稳定地转动。副轴承25采用轴颈轴承结构，由供油泵装置8吸上来的油其中一部分是用来供给副轴承25的。

经压缩机构压缩后从排出孔12排出的气体与从排出管2排出之前的气体，由***26分隔开来，从排出孔12排出后的气体经由***26的内部空间，通过设置在压缩机构***附近的向下气体流路27，按照图上所示的虚线箭头引导到转子3a的上部。在这里与润滑主轴承23等部件排出的油合流，经过设置在转子3a内部的转子通路3b到达转子3a下部，然后，气体与油的混合流体在离心力的作用下冲击定子3c下部线圈端部，并被气液分离。气液分离后的气体经过9设置在定子3c***的定子通路3d，引导至电动机3上部，通过设置在压缩机构上的图上未做标示的向上的气体流路，到达压缩机构上侧空间，再从排出管2排到密闭容器1的外部。

图2为从止回阀24侧看到的静涡旋盘6的图，点划线表示的就是止回阀24，由排出孔12和一对旁通路径28、29一体化构成。另外，还可以对于静涡旋盘6的各个接触面上，施加尺寸比止回阀24小一圈的锪孔30的结构。此外，仅在动涡旋盘9上开设排出孔12也能取得与本申请发明同样的效果，但是，同时在静涡旋盘6上也开设排出孔12，效果会更好，而且止回阀24的设置和密闭容器内气体通道的结构也会更加简单方便。

图3为从静涡旋卷体6b侧看到的压缩室11的压缩过程图，静涡旋卷体6b与动涡旋卷体9a组装在一起。形成于动涡旋卷体9a的外壁侧的第1压缩室11a与形成于内壁侧的第2压缩室11b是密闭容积大致相同的对称涡旋结构。

第1压缩室11a到达规定的运转压缩比时打开的第1旁通路径28由第1旁通路径孔28a、28b、28c这3个孔构成，第2旁通路径29由第2旁通路径孔29a、29b这两个孔构成，并沿着静涡旋卷体6b离开壁面大约一定距离的位置贯穿镜板6a设置。第1旁通路径28与第2旁通路径29的总横截面面积大致相等，第2旁通路径孔29a、29b的直径比第1旁通路径孔28a、28b、28c的直径更大。

下面，对具有上述结构的涡旋式压缩机的动作与作用进行说明。如图3(a)所示为曲轴转角条件下第1压缩室11a、第2压缩室11b同时关闭吸入气体，当动涡旋卷体9a旋转到图3(b)的曲轴转角时，第1旁通孔28a与第2旁通孔29a几乎同时开始分别向第1压缩室11a与第2压缩室11b打开。这时，各个压缩室11a、11b的压缩比大致已到达运转压缩比，基本也就是排出压力。

进一步压缩，在到达图3(c)的曲轴转角时，第1旁通路径28与第2旁通路径29的全部旁通孔28a、28b、28c、29a、29b向各个压缩室11a、11b打开，同时，静涡旋卷体6b与动涡旋卷体9a在中心部涡旋起始部开始相互分开。也就是说，是第1压缩室11a与第2压缩室11b、以及排出孔12附近的死区容积全部连通并开始变为同一压力的瞬间。在该曲轴转角之后，流体通过排出孔12和各个旁通路径28、29这3个通路，被排到排出室13。

各个压缩室11a、11b的压力上升如果处于理想的隔热压缩状态，在从图3(b)到图3(c)之间，已经到达排出压力的各个压缩室11a、11b的气体从各自的旁通路径28、29被排到排出室13，由于各个压缩室11a、11b的密闭容积大致相同，所以循环量也大致相等，各个旁通路径28、29的流路横截面面积也大致相等，因而各个压缩室11a、11b能够均衡地排出气体。

但是，在实际运转中，在静涡旋卷体6b与动涡旋卷体9a的壁面和上面的各个压缩室11a、11b的密封点的泄漏以及处于高温状态的静涡旋盘6与动涡旋盘9对气体的热传导等因素的影响下，很多时候各个压缩室11a、11b的压力是不均衡的。一般而言，在泄漏以及热传导等因素的影响下，各个压缩室11a、11b的压力会比隔热压缩时的压力更高，所以，为了以规定的运转压缩比从各个旁通路径28、29有效地进行排出，需要把各个旁通路径28、29往吸入涡旋终止侧方向移动。

也就是说，如果把第1压缩室11a、第2压缩室11b分别与各个旁通路径28、29连通的瞬间的几何学压缩比，定义为第1旁通路径设计压缩比以及第2旁通路径设计压缩比，那么，就要把第1旁通路径设计压缩比以及第2旁通路径设计压缩比设计得比规定的运转压缩比更小。

这一点，在各个压缩室11a、11b的密闭容积不同的非对称涡旋结构的情况下也是相同的。

图4为在第1旁通路径28与第2旁通路径29的孔的个数与直径相同的以往的结构的情况下，对于各个旁通路径28、29的理想位置在隔热压缩时和实际运转时的状况进行比较的图，相对于隔热压缩时的构成第1旁通路径28的第1旁通孔28c、28d、28e、构成第2旁通路径29的第2旁通孔29c、29d、29e，实际运转时由移到吸入侧后的第1旁通孔28a、28b、28c与第2旁通孔29a、29b、29c这2个孔构成旁通路径28、29。

在这种情况下，第2旁通路径29的位置与第1旁通路径28的位置比较，处于更靠近静涡旋卷体6b的涡旋起始侧，由于各个旁通孔28a、28b、28c、28d、28e、29a、29b、29c、29d、29e是沿着静涡旋卷体6b平行设置的，因此构成处于曲率较小的静涡旋卷体6b的涡旋起始侧的第2旁通路径29的3个第2旁通孔29a、29b、29c的排列，在假设采用具有椭圆状头部的簧片阀的情况下，该簧片阀的长度方向的轴相对于隔热压缩时的第2旁通孔29c、29d、29e的长度方向的轴，大幅度地倾斜。而且，该倾斜程度比第1旁通路径28的更大。

另一方面，如图5所示，在采用第2旁通路径29比第1旁通路径28的孔的数量更少、直径更大的本发明的结构的情况下，把隔热压缩时的第1旁通孔28c、28d、28e、第2旁通孔29c、29d与仅将2个孔移到吸入侧后实际运转时的第1旁通孔28a、28b、28c、第2旁通孔29a、29b进行比较，隔热压缩时的第2旁通孔29c、29d的长度方向的轴与实际运转时的第2旁通孔29a、29b的长度方向的轴之间的倾斜，比图4所示的以往结构中的更小。也就是说，第1旁通路径28与第2旁通路径29在设计压缩比变更时的孔的排列的平行度不容易恶化。

由此得出，在图2中，具有确保实际运转时恰当地排出结构的各个旁通路径28、29与排出孔12的止回阀24能做到排列整齐，设置紧凑集中。所以，从止回阀24流出的气体不会互相干扰，因而可以抑制排出损失的恶化，并且，还同时具有把从排出孔12排出的排出室13内的气体与从排出管2排出之前的气体分隔开来的功能和在兼顾降低止回阀24工作噪音功能的同时***26小型化，并由此通过削减材料费以实现降低成本的效果。

即使第1旁通路径28与第2旁通路径29的孔的排列平行度不好，也可以通过把锪孔30相应做大，同时相应做大止回阀24的头部，那么止回阀24的3个簧片阀还是可以排列整齐的，但是，头部变大后，从止回阀24排出时的提升容易度、排出结束后止回阀24关闭时的冲击声音等都会恶化，止回阀24本身的体积也会变大。因此，第1旁通路径28与第2旁通路径29的孔的排列的平行度对于止回阀24的结构而言是非常重要的，本发明能够把该平行度保持在很小的水平。

另外，第2旁通路径29并不一定需要2个，既可以根据气体的体积循环量而增加，也可以只由1个构成。而且，它所有的孔的直径并不一定需要比第1旁通路径28的孔的直径更大，只要能够实现止回阀24的整齐排列和小型化，也可以只把1个孔的直径做大。更进一步地，虽然在本实施例中，是通过止回阀24的一体化结构以削减零部件个数和减少组装工时的，但是，即使3个止回阀24独立设置，止回阀24的整齐排列和小型化所起到的效果也是完全相同的。

并且，尤其是在大循环量的涡旋式压缩机中，由于各个旁通路径28、29的孔的数量的增加，止回阀24的整齐排列和小型化会变得非常困难，所以，采用本发明的结构就会更有效果。

(实施例2)

图6为本发明的实施例2中压缩机构部的横向剖视图。在静涡旋盘6上设有由3个孔28a、28b、28c构成的第1旁通路径28与由2个孔29a、29b构成的第2旁通路径29，由于第2旁通路径29与第1旁通路径28相比孔的个数更少，孔的面积更大，所以，与实施例1同样，各个旁通路径28、29和排出孔12的止回阀能够实现整齐排列和小型化。

同时，第2旁通路径29的孔的中心间距离设定得比第1旁通路径28的更大，能够确保第2旁通路径29在第2压缩室11b中打开的时间尽可能地长，就可以对应广泛的运转条件下的压缩比，降低过度压缩导致的排出损失。

在图6中，表示的是一个第1压缩室11a的密闭容积大于第2压缩室11b的非对称涡旋结构。在这种结构中，由于设置各个旁通路径28、29的位置并非大致对称，为了实现止回阀24的整齐排列和小型化，很多时候只有把第1旁通路径28与第2旁通路径29的设计压缩比设计得不一样，特别是在这种情况下，采用本发明的构造，将更容易同时兼顾止回阀24的整齐排列和小型化与各个旁通路径28、29在各个压缩室11a、11b中打开的恰当时间，能够实现更为有效的高效率化、低成本化与低噪音化。

另外，针对第1压缩室11a的体积循环量大于第2压缩室11b的特点，通过把第1旁通路径28的总横截面面积设定得比第2旁通路径29的更大，就能够利用各自的压缩室11a、11b控制来自于旁通路径28、29的过度压缩，从而保证合适的排出，实现了降低排出损失的效果。

(实施例3)

图7为本发明的实施例3中压缩机构部的横向剖视图。在静涡旋盘6上设有由2个孔28a、28b构成的第1旁通路径28与由一个面积比这些孔28a、28b更大的孔29a构成的第2旁通路径29，针对第1压缩室11a的关闭容积大于第2压缩室11b这一非对称涡旋结构的特点，把第1旁通路径28的总横截面面积设定得比第2旁通路径29的总横截面面积更大。因此，既能够与实施例1同样，将各个旁通路径28、29和排出孔12的止回阀整齐排列和小型化，又可以根据各个压缩室11a、11b的关闭容积设定相称的旁通路径28、29的流路横截面面积，从而降低过度压缩导致的排出损失。

本实施例使用了自然制冷剂二氧化碳作为制冷剂，能够把制冷剂放泄引起的地球变暖的风险控制在最小限度。

由于与HFC等氟利昂系列的制冷剂相比，二氧化碳具有体积循环量小的特征，所以，能够把各个旁通路径28、29的总横截面面积设定得比较小，把孔的数量控制在最小限度从而减少因孔的死区容积中的残留气体的再膨胀、再压缩而导致的损失，并减少加工工时。

如上所述，本发明涉及的涡旋式压缩机，在过度压缩运转时可靠地把流体旁通到排出室从而降低了排出损失，同时，可以将第1旁通路径与第2旁通路径的孔的排列尽量平行设置，从而实现了止回阀的整齐排列和小型化，因此降低了来自止回阀的流出气体的干涉抑制所导致的排出损失，并且通过包覆止回阀的隔离部件等的小型化降低成本，使高效率与低成本的同时并存成为可能，既可以适用于使用HFC系列制冷剂和HFC系列制冷剂的空调器和热泵式热水器，还可以适用于使用自然制冷剂二氧化碳的空调器和热泵式热水器等，用途广泛。

Claims (11)

1.一种涡旋式压缩机，其涡旋状的静涡旋卷体和动涡旋卷体相互啮合，两个涡旋卷体之间形成一对压缩室，通过曲轴和防止自转部件使动涡旋盘产生旋转运动，所述动涡旋卷体外壁侧的第1压缩室与所述动涡旋卷体内壁侧的第2压缩室分别从吸入侧向排出侧连续推移从而产生容积变化以压缩流体，其特征在于：

在静涡旋盘或者所述动涡旋盘的至少其中之一的中心部形成通往排出室的排出路径，所述第1压缩室和所述第2压缩室分别在压缩半途中形成旁通至所述排出室的第1旁通路径和第2旁通路径，所述第1旁通路径和所述第2旁通路径各自分别至少由一个孔构成，在所述排出路径与所述旁通路径上分别设置止回阀，

所述静涡旋盘或者所述动涡旋盘之中形成所述旁通路径方的涡旋卷体外壁侧的所述压缩室的所述旁通路径、与涡旋卷体内壁侧的所述压缩室的所述旁通路径相比孔的数量更少，孔的面积更大，

所述第1旁通路径的流路横截面面积与所述第2旁通路径的流路横截面面积相等。

2.如权利要求1所述的涡旋式压缩机，其特征在于：第1旁通路径与第2旁通路径形成于静涡旋盘。

3.如权利要求项1或2所述的涡旋式压缩机，其特征在于：止回阀由薄板的阀芯与用于限制所述阀芯的活动范围的阀柱护套构成，分别设置在排出路径与旁通路径上的至少2个所述阀芯形成一体化结构，或者，分别设置在所述排出路径与所述旁通路径上的至少2个阀柱护套形成一体化结构。

4.如权利要求1或2所述的涡旋式压缩机，其特征在于：第1压缩室和第2压缩室的关闭容积不同的非对称涡旋结构。

5.如权利要求1或2所述的涡旋式压缩机，其特征在于：在排出室、压缩机构部与收纳驱动压缩机构部的电动机的密闭容器的内部空间之间，设置有隔离部件或者消音器。

6.如权利要求1或2所述的涡旋式压缩机，其特征在于：在所述动涡旋盘的背面施加大于吸入压力的压力，让所述动涡旋盘抵在所述静涡旋盘上进行压缩运转。

7.如权利要求1或2所述的涡旋式压缩机，其特征在于：在所述旁通路径的所述止回阀侧端部形成锪孔。

8.如权利要求1或2所述的涡旋式压缩机，其特征在于：第1旁通路径与第2旁通路径由多个孔构成，构成静涡旋盘或者动涡旋盘之中形成所述旁通路径方的涡旋卷体外壁侧的压缩室的所述旁通路径的多个所述孔的中心间距离，比构成涡旋卷体内壁侧的压缩室的所述旁通路径的多个所述孔的中心间距离更大。

9.如权利要求1或2所述的涡旋式压缩机，其特征在于：旁通路径设计压缩比由第1压缩室以及第2压缩室各自与旁通路径连通的瞬间的几何学压缩比所定义，所述旁通路径的结构确保与发生频度最高的运转条件下的运转压缩比相比，旁通路径设计压缩比更小。

10.如权利要求1或2所述的涡旋式压缩机，其特征在于：静涡旋盘或者动涡旋盘之中形成旁通路径方的涡旋卷体外壁面与构成所述涡旋卷体外壁侧的压缩室的所述旁通路径的各个孔之间的距离是恒定的，或者，涡旋卷体内壁面与构成所述涡旋卷体内壁侧的压缩室的所述旁通路径的各个孔之间的距离是恒定的。

11.如权利要求1或2所述的涡旋式压缩机，其特征在于：采用二氧化碳作为工作流体，静涡旋盘或者动涡旋盘之中形成旁通路径方的涡旋卷体外壁侧的压缩室的旁通路径由1个孔构成，另一个压缩室的旁通路径由2个孔构成。

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