CN1158944A - 设置旁通阀的涡旋气体压缩机 - Google Patents

设置旁通阀的涡旋气体压缩机 Download PDF

Info

Publication number
CN1158944A
CN1158944A CN96118600A CN96118600A CN1158944A CN 1158944 A CN1158944 A CN 1158944A CN 96118600 A CN96118600 A CN 96118600A CN 96118600 A CN96118600 A CN 96118600A CN 1158944 A CN1158944 A CN 1158944A
Authority
CN
China
Prior art keywords
chamber
pass hole
valve
bypass
exhaust port
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.)
Granted
Application number
CN96118600A
Other languages
English (en)
Other versions
CN1086778C (zh
Inventor
藤尾胜晴
佐野洁
森本敬
长谷昭三
山本修一
泽井清
芦谷博正
山田定幸
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.)
Panasonic Holdings Corp
Original Assignee
Matsushita Electric Industrial Co 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
Priority claimed from JP31625695A external-priority patent/JP2956555B2/ja
Priority claimed from JP33299295A external-priority patent/JP2959457B2/ja
Priority claimed from JP8026393A external-priority patent/JP3027930B2/ja
Priority claimed from JP8026395A external-priority patent/JP3028054B2/ja
Priority claimed from JP8026394A external-priority patent/JPH09217690A/ja
Application filed by Matsushita Electric Industrial Co Ltd filed Critical Matsushita Electric Industrial Co Ltd
Publication of CN1158944A publication Critical patent/CN1158944A/zh
Application granted granted Critical
Publication of CN1086778C publication Critical patent/CN1086778C/zh
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Fee Related 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
    • F04C29/00—Component parts, details or accessories of pumps or pumping installations, not provided for in groups F04C18/00 - F04C28/00
    • F04C29/12—Arrangements for admission or discharge of the working fluid, e.g. constructional features of the inlet or outlet
    • F04C29/124—Arrangements for admission or discharge of the working fluid, e.g. constructional features of the inlet or outlet with inlet and outlet valves specially adapted for rotary or oscillating piston pumps
    • F04C29/126—Arrangements for admission or discharge of the working fluid, e.g. constructional features of the inlet or outlet with inlet and outlet valves specially adapted for rotary or oscillating piston pumps of the non-return type
    • F04C29/128—Arrangements for admission or discharge of the working fluid, e.g. constructional features of the inlet or outlet with inlet and outlet valves specially adapted for rotary or oscillating piston pumps of the non-return type of the elastic type, e.g. reed valves
    • 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
    • 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
    • F04C28/00—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, pumps or pumping installations specially adapted for elastic fluids
    • F04C28/24—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, pumps or pumping installations specially adapted for elastic fluids characterised by using valves controlling pressure or flow rate, e.g. discharge valves or unloading valves
    • F04C28/26—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, pumps or pumping installations specially adapted for elastic fluids characterised by using valves controlling pressure or flow rate, e.g. discharge valves or unloading valves using bypass channels
    • 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

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Fluid Mechanics (AREA)
  • Rotary Pumps (AREA)
  • Applications Or Details Of Rotary Compressors (AREA)

Abstract

一种气体涡旋压缩机，设有对排出口出口侧进行开闭的单向阀装置，其特征在于，在最接近排出口的压缩室刚与排出口开通的状态下，被只允许流体从所述压缩室向排出侧排出的旁通阀所开闭的旁通孔位于不被旋转涡管闭塞的位置。该旁通孔可以防止在所述压缩室与所述排出口间刚开通后所述单向阀装置延迟开阀时发生过压缩。

Description

设置旁通阀的涡旋气体压缩机
本发明涉及涡旋气体压缩机的旁通孔的配置和阀的构造及旁通气体通路。
具有低振动、低噪音特性的涡旋气体压缩机的吸入室处于形成压缩空间的涡卷的外周部，排出口设于涡卷的中心部，由吸入容积和最终压缩容积决定的压缩比是固定的。
尤其在由吸入和排出压力所决定的运转压缩比变动少的场合，通过设定相应的压缩空间的容积比，可实现高效率的压缩，而不必再设置往复式压缩机或旋转式压缩机一类压缩流体用的排出阀装置。
在把这种涡旋气体压缩机作为空调用制冷剂压缩机使用的场合，通过变速运转或空调负载变动使制冷剂的吸入压力和排出压力发生变化。
另外，由于运转压缩比与设定压缩比之间的差，会产生压缩不足或过压缩运转。在压缩不足时，排出室的高压制冷气体会间歇地从排出口向压缩室反流，导致压缩功率的增加。
又，在发生对制冷液或大量润滑油进行压缩的所谓液压缩现象的场合，有时会形成过压缩状态，不仅会导致压缩功率的异常增加，还会导致巨大的振动和噪音，造成压缩机破损。
为了防止因这类压缩不足而导致的压缩流体的反流，如图1所示，有的在设于固定涡管1058中央部的排出口1072的出口侧设置由簧片阀(舌状阀)式单向阀1076和阀柱护套1078构成的单向阀装置1074(美国发明专利第4650405号的说明书)。
又，为了减轻过压缩，已有以下3种对压缩室与排出侧的连通进行开闭的旁通装置构造。
首先，如图2～图4D所示，第1种构造是在固定涡管1102上设置在2个对称的压缩室1106与密封容器1101内部的高压空间之间排出流体用的第1旁通孔1117a、1117b及第2旁通孔1118a、1118b，在该旁通孔1117a、1117b、1118a、1118b的中出口一侧设置通过压力差而进行开闭的簧片阀式旁通阀装置1115(日本发明专利公开1991-233181号公报)。
在这一构造中，当压缩室1106内部发生液压缩或过压缩、压缩室1106的压力异常上升时，可将压缩途中的气体直接向密封容器1101内部的高压空间排出。
其结果，可使压缩室1106内部的压力急剧降低，防止压缩机损坏。
又如图4A～图4D所示，第1旁通孔1117a、1117b及第2旁通孔1118a、1118b作如下配置。
即，当配置在外侧的第1旁通孔1117a、1117b处于被旋转涡管1103的前端面闭塞的旋转角度时，第2旁通孔1118a、1118b开通(见图4A)。
又，当最接近排出口1128的压缩室1106处于与排出口1128开通的旋转角度时，内侧的第2旁通孔1118a、1118b被旋转涡管1103的前端面闭塞(见图4D)。
换言之，这种构造在压缩室1106与排出口1128开通的状态下，不需要第2旁通孔1118a、1118b的功能。
第2和第3种旁通孔的配置构造如日本发明专利公开1983-128485号公报(日本发明专利公告1993-49830号公报)和日本发明专利公开1988-140884号公报所示。
即，第2种构造(日本发明专利公开1983-128485号公报)是在成为既不与吸入室连通也不与排出口连通的常时密封空间的压缩室配置旁通孔的一种结构。
当成为常时密封空间的压缩室发生过压缩时，会导致压缩机的致命破损，故要为常时密封空间的压缩室配置旁通孔。
第3种构造(日本发明专利公开1988-140884号公报)是不以避免液压缩时的压力异常上升为主要目的的旁通孔配置。
这种构造的目的在于，在运转压缩比小于涡旋气体压缩机的设定压缩比的场合，减轻在最终压缩行程时发生的轻度过压缩。
从而，旁通孔开设于使压缩比相当于设定压缩比之0.5～0.75的位置。
然而，采用上述传统构造，存在下述的主要课题。
第1个主要课题是，即使在设定压缩比与运转压缩比大致一致的场合，由于压缩室与排出口刚开通时的通路面积狭小，会在压缩完毕后的压缩室产生过压缩。
另外，图1中的单向阀1076打开时要受弹簧力和惯性力的影响，动作延迟。
其结果是，在排出口1072内也会产生过压缩。
特别是，在压缩机高速运转时，在最接近排出口1072的压缩室和排出口1072内部会发生巨大的过压缩，使压缩功率增大。在运转压缩比小于设定压缩比的场合(过压缩运转时)，会进一步导致压缩功率损失增加。
另外，显而易见，为了减少过压缩运转的弊端而采用的上述第1～第3种旁通装置并不能解决压缩室与排出口开通后发生的过压缩现象。
第2个主要课题是，当为了解决压缩不足运转时的问题而如图1那样设置单向阀1076时，或是为了解决过压缩运转时的问题而设置譬如上述第1～第3的多个旁通装置(旁通孔和旁通阀)时，有时单向阀1076和多个旁通阀会相互干扰。
为此，在某些运转压缩比和设定压缩比的条件下，无法将旁通孔开设于最佳位置。
结果是不能取得有效的旁通作用。
还有一种方法是以斜孔的形态形成旁通孔，以使旁通阀的位置距离单向阀1076远一些。
然而这种构造会使旁通孔变长。
其结果是，由于残留在压缩室内的压缩气体量增加，会因残留气体的再度膨胀而导致压缩效率降低。
第3个主要课题是，分别闭塞各旁通孔的旁通阀数量增多，成本提高，同时各旁通阀工作时的噪音增大，有损涡旋压缩机的低噪音特性。
第4个主要课题是，为了解决单向阀装置与旁通阀互相干扰的问题，必须减少单向阀对排出口以及旁通阀对旁通孔的闭塞程度。
而这样一来，单向阀装置和旁通阀分别安装于固定涡管时的位置偏离会使单向阀和旁通阀对于排出口和旁通孔的密封功能降低。
第5个主要课题是，单向阀装置开闭时排出气体的扩散作用会使与单向阀装置相邻配置的旁通阀的密封功能降低。
由于上述种种理由，旁通阀的位置设置往往要受单向阀的影响，无法得到有效的旁通作用，故人们对于在排出口设置单向阀的构造中再设置旁通孔和旁通阀不甚积极。
本发明正是为了解决上述传统的课题，其第1目的在于，在不破坏大压缩比运转状态下的性能的前提下，提高运转频率高的小压缩比运转状态下的性能。
具体地说，是设置只允许流体从排出口向排出室流动且对排出口的出口侧进行开闭的单向阀装置，并在固定涡管的镶板上压力对称的位置上设置在最接近排出口的压缩空间开口且另一端与排出室连通的至少一对以上的旁通孔，同时在镶板上设置只允许流体从压缩室经过旁通孔而向排出室排出且对旁通孔的出口侧进行开闭的旁通阀，在上述构造中，在最接近排出口的压缩室刚与排出口开通的状态下，旁通孔设于不会被旋转涡管涡卷的端部闭塞的位置。
本发明的第2目的在于，在不干扰对排出口进行开闭的单向阀装置的前提下，提供对设置在排出口附近的旁通孔进行开闭的简单的旁通阀，扩大减轻过压缩的范围及减少旁通孔内残留的压缩气体量，提高压缩效率。
具体地说，是在对排出口出口侧进行开闭的单向阀装置与排出口附近的压缩室之间设置供来自压缩室的旁通孔开口的旁通排出室，并在旁通排出室设置对旁通孔进行开闭的环状旁通阀。
本发明的第3目的在于，通过在从大压缩比运转状态到小压缩比运转状态的大范围内设置旁通装置而提高性能。
具体地说，在涡旋状的压缩空间中不存在既不与排出室也不与吸入室连通的空间的状态下、在最接近排出口的压缩室即将与排出口连通的状态下、及在最接近排出口的压缩室从该状态前进150度(曲柄轴的旋转角度)的状态下、在旁通孔不被旋转涡管涡卷闭塞的位置处设置把压缩室与排出室之间加以连通的旁通孔。
本发明的第4目的在于，提供一种追随旁通阀的开通动作而使开闭排出口的单向阀装置成为预开状态的旁通阀、以及具有出色的旁通孔开通响应特性的旁通阀。
具体地说，把旁通孔在其底面开口且其另一端与排出室连通的旁通排出室设置在比单向阀更靠近压缩室一侧的镶板上，在旁通排出室的底部设置旁通阀，只容许流体从压缩室向旁通排出室排出，在这一构造中，以通过打开旁通阀而将单向阀装置的阀体向上推、从而使排出口开通的状态构成旁通阀。
本发明的第5目的在于，改善将单向阀装置和旁通阀安装于固定涡管时的定位精度，防止单向阀装置和旁通阀的封闭功能降低。
具体地说，是在固定涡管的镶板上设置只容许流体从排出口向排出室流动且对排出口的出口侧进行开闭的簧片阀式单向阀，在镶板上压力对称的位置设置在最接近排出口的压缩途中的压缩室开口且与排出室连通的一对以上的旁通孔，同时在镶板上接近单向阀装置之处设置只允许流体从压缩室经过旁通孔而向排出室排出且对旁通孔的出口侧进行开闭的簧片阀式旁通阀，在这一构造中，旁通阀的弹簧常数设定得小于单向阀装置，且旁通阀与单向阀装置连接为一体。
至于本发明的其他多个目的，可从后述的说明中得知。
对附图的简单说明。
图1是传统涡旋气体压缩机的纵剖视图。
图2是传统的另一种涡旋气体压缩机的纵剖视图。
图3是沿图2的III-III线的横剖视图。
图4A～图4D表示压缩途中的压缩室断面积的变化和旁通孔的位置关系。
图5是本发明第1实施例的涡旋气体压缩机的局部纵剖视图。
图6是旁通孔闭塞状态下的要部放大纵剖视图。
图7是旁通孔开通状态下的要部放大纵剖视图。
图8是沿图5的VIII-VIII线的剖视图。
图9是旁通孔的外观图。
图10是表示压缩机运转速度与压力的关系的特性图。
图11是表示压缩室容积变化与压力变化状态的特性图。
图12是本发明第2实施例的旁通阀的外观图。
图13是本发明第3实施例的旁通孔的配置图。
图14是本发明第4实施例的涡旋制冷剂压缩机的局部纵剖视图。
图15是沿图14的XV-XV线的剖视图。
图16是图15中的压缩空间进角150度时的状态图。
图17是表示图15中的压缩空间依次变化的状态图。
图18是单向阀装置、旁通阀装置及辅助旁通阀装置的配置图。
图19是本发明第5实施例的单向阀装置和辅助旁通阀装置的配置图。
图20是把本发明第6实施例的涡旋气体压缩机与冷冻循环连接的配管***图。
图21是本发明第7实施例的涡旋气体压缩机的局部纵剖视图。
图22是旁通孔开通状态下的要部放大纵剖视图。
图23是沿图21的XXII-XXII线的剖视图。
图24是从图23的状态进角90度后的压缩室的状态图。
图25是图21的旁通阀的外观图。
图26是本发明第8实施例中的涡旋气体压缩机的局部纵剖视图。
图27是沿图26中XXVII-XXVII线的剖视图。
图28是图26中的单向阀装置与旁通阀的配置图。
图29是本发明第9实施例的涡旋气体压缩机的局部纵剖视图。
图30是图29中的单向阀装置和旁通阀的配置图。
以下结合附图说明实施发明的最佳形态。
先结合附图说明本发明第1实施例的横置式涡旋制冷剂压缩机。
在图5～图13中，1是铁制的密封容器，其整个内部为与排出管(未图示)连通的高压气体状态。在密封容器1的中央部配置马达3、右部为压缩部。压缩部本体构架5支承马达3的转子3a的驱动轴4的一端并固定在密封容器1上。固定涡管7安装在本体构架5上。
设于驱动轴4上的主轴方向的油孔12，其一端与给油泵装置(未图示)连通，另一端最终与主轴承8连通。
在与固定涡管7啮合的状态下形成压缩室2的旋转涡管涡卷13由涡旋状的旋转涡管涡卷13a、旋转轴13c及使它们直立的涡卷支撑圆盘13b构成。涡卷支撑圆盘13b配置于固定涡管7与本体构架5之间。
又，在旋转涡管涡卷13a的前端设置在日本实用新型公开1987-26591号公报中公开的那种涡旋状槽13d(见图6)。
与该涡旋状槽13d相同形状的涡旋状密封构件13e具有可在涡旋状槽13d内形成油膜的微小间隙，且在半径方向具有间隙。
固定涡管7由镶板7a和涡旋状的固定涡管涡卷7b构成。排出口30配置于固定涡管涡卷7b的中央部。吸入室31配置于固定涡管涡卷7b的外周部。
排出口30经过相邻的排出室32而与配置马达3的高压空间连通。
吸入室31与贯通密封容器1端壁的吸入管33连通。
以与驱动轴4的主轴偏心的状态配置于驱动轴4的右端孔部的旋转轴承14以与旋转涡管13的旋转轴13c边配合边滑动的状态构成。
在旋转涡管13的涡卷支撑圆盘13b与设于本体构架5上的推力轴承19之间设有可形成油膜的微小间隙。
与旋转轴13c大致同心的环状密封构件18有间隙地安装在涡卷支撑圆盘13b上。环状密封构件18划分出环状密封构件18内侧的第1背面室20与第1背面室20外侧的空间。
第1背面室20经过旋转轴承14的滑动面、驱动轴4的油孔12及主轴承8而与处于排出压力起作用状态下的油池11连通。
经过设于涡卷支撑圆盘13b上的油通路21，旋转轴承14底部的油室15与涡卷支撑圆盘13b外周部空间的第3背面室16连通。
油通路21的两端具有第1节流部22和第2节流部23。油通路21的中间具有旁通油孔24。
旁通油孔24随着旋转涡管13的旋转运动而与设于推力轴承19的轴承面上的环状油槽25间歇连通。
环状油槽25和第3背面室16之间经过作为环状油槽25之一部设立的排出油通路26而连通。
推力轴承19的环状槽25还间歇地与旋转涡管13的卡合槽(未图示)连通，该卡合槽与自转阻止构件27配合。
第3背面室16与吸入室31之间经过设于与涡卷支撑圆盘13b滑接的镶板7a表面的油槽43(见图8)而连通。
对排出口30的出口侧进行开闭的单向阀装置35安装在固定涡管7的镶板7a的平面上。单向阀35由薄钢板制的簧片阀35a与阀柱护套35b构成。
围绕排出口30的旁通排出室36以与单向阀35相邻的状态凹设于镶板7a上(见图6、图7)。
旁通排出室36经过压入固定在镶板7a上的单向阀座壳体37上所设的旁通通路38而与排出室32连通。
旁通孔39配置在镶板7a的中央部的、相对排出口30压力对称的位置上(见图6～图8)，该旁通孔39在与排出口30间歇连通的第2压缩室2b和旁通排出室36处开口，且其对着第2压缩室2b的开口部的口径小于旋转涡管涡卷13a前端所配置的密封构件13e的宽度W。
旁通孔39由一对第2旁通孔39b和一对第3旁通孔39c及一对第4旁通孔39d构成。旁通孔39沿着固定涡管涡卷7b的壁面、并以追随压缩进行的形态依次配置在对称的位置。
第2旁通孔39b和第3旁通孔39c及第4旁通孔39d以适当间隔配置，以便能够同时被密封构件13e全部闭塞。
在旁通排出室36设有对第2旁通孔39b和第3旁通孔39c及第4旁通孔39d的出口侧进行开闭的旁通阀40和对旁通阀40加力的螺旋弹簧41。
图8是沿图5中VIII-VIII线的剖视图。图8表示与排出口30间歇连通的第2压缩室2b刚与排出口30开通时的压缩空间的状态。
该压缩空间的容积比(压缩室2的吸入容积和压缩完毕时的压缩室容积之比)被设定为尽量接近与压缩机额定负载时吸入室31压力和排出室32压力间的比值(运转压缩比)相当的容积比。为此，该压缩空间被设定为额定负载运转时很少发生过压缩或压缩不足的涡旋形状。
在这一状态下，第2旁通孔39b和第3旁通孔39c及第4旁通孔39d被配置在不会被旋转涡管涡卷13a遮蔽的位置。
另外，第2旁通孔39b和第3旁通孔39c及第4旁通孔39d是以即使在第2压缩室2b从图8的状态进角或退角的状态下也不会被旋转涡管涡卷13a同时遮蔽的形状和间隔配置的。
如图9所示，旁通阀40在中央部设有与单向阀座壳体37间的止转卡孔40a。旁通阀40在外周部设有对第2旁通孔39b和第3旁通孔39c及第4旁通孔39d进行开闭的一对簧片部40b。
螺旋弹簧41具有形状记忆特性，一旦其自身的温度上升，对旁通阀40的加力即增加，而一旦其自身的温度下降，对旁通阀40的加力即减少。
又，在与吸入室31间歇连通的第1压缩室2a及排出室32开口的一对第1旁通阀39a以对称位置配置在镶板7a上。
对第1旁通孔39a的出口侧进行开闭的辅助旁通阀装置42安装在镶板7a上(见图6、图7)。
第1旁通孔39a位于从成为固定涡管涡卷7b的卷绕终点的S点起沿着固定涡管涡卷7b而向固定涡管涡卷7b的卷绕开始点(靠近排出口30一侧)的方向前进360度的范围内。又，第1旁通孔39a位于从第2旁通孔39b起沿着固定涡管涡卷7b而向S点的方向后退360度的范围内。
图10是表示空调装置运转时的压缩机运转速度和吸入压力、排出压力、及压缩比之间关系的实际负载特性图，其横轴表示压缩机运转速度，纵轴表示压力与压缩比。
图11是传统涡旋气体压缩机的P-V线图(示功图)，其横轴表示压缩室的容积变化、纵轴表示压缩室的压力变化。
以下就上述构造的涡旋制冷剂压缩机说明其动作。
在图5～图11中，随着马达3对驱动轴4的旋转驱动，支撑于本体框架5的推力轴承19上的旋转涡管13作旋转运动。含有润滑油的吸入制冷剂气体从与压缩机连接的冷冻循环经吸入管33而流入吸入室31。吸入的制冷剂气体一边被移送到在旋转涡管13与固定涡管7之间形成的压缩室，一边被压缩。经过压缩的制冷剂气体经过压缩室2中央部的排出口30和排出室32，一边将马达3冷却，一边从排出管(未图示)向压缩机外部排出。
排出的含有润滑油的制冷剂气体中的润滑油在从排出室32到排出管(未图示)的通路途中被分离出去。分离出去的润滑油积存在油池11中。
在排出压力起作用状态下的油池11的润滑油用与驱动轴4的一端连接的给油泵装置(未图示)经过驱动轴4的油孔12而向油室15供给。向油室15供给的润滑油中的大部分经过主轴承8而返回油池11，另一方面，剩余的润滑油经过设于旋转涡管13的油通路21而最终流入第3背面室16。
在油通路21流动的润滑油在其入口部的节流部22被一次减压。经过一次减压的润滑油的一部分通过旁通孔24而流入设于推力轴承19上的环状油槽25。一次减压后剩余的润滑油在第2节流部23被二次减压。然后，经过两条路线的润滑油在与吸入室31连通的第3背面室16合流。
油通路21的润滑油受到与旋转涡管13的旋转运动连动、旁通油孔24与环状油槽25间歇连通时的通路阻力的影响。
换言之，油量调节功能的作用在于当旋转涡管13的旋转速度慢时使油通路21的润滑油大量流入环状油槽25，而当旋转涡管13的旋转速度快时则使油通路21的润滑油少量流入环状油槽25。
压缩室2的制冷剂气体压力具有使旋转涡管13向着驱动轴4的主轴方向脱离固定涡管7的作用。
另一方面，旋转涡管13的涡卷支撑圆盘13b受到来自排出压力所作用的第1背面室20(用环状密封构件18围绕的内侧部分)的背压力。
从而，使旋转涡管13脱离固定涡管7的力与背压力相抵。
其结果，在背压力大于旋转涡管13的脱离力的场合，涡卷支撑圆盘13b支撑于固定涡管7的镶板7a上，而在相反的场合，涡卷支撑圆盘13b则支撑于推力轴承19上。
在上述任一场合，涡卷支撑圆盘13b与其滑动面之间都保持微小间隙。并利用向该滑动面供给的润滑油而形成油膜。其结果是减少了滑动阻力。
无论旋转涡管13的涡卷支撑圆盘13b是支撑于固定涡管7的镶板7a还是推力轴承19，压缩室2的轴向间隙都很微小。而且，压缩室2的间隙被依次经过第3背面室16和吸入室31而流入压缩室2的润滑油的油膜密封。
另一方面，涡旋气体压缩机的容积比和根据制冷剂特性而定的压缩比是固定的，因此大量制冷液在压缩机冷起动初期流入压缩室2。其结果是，发生液压缩，压缩室2的压力异常上升，高于排出室32的压力。
如图7～图9所示，当在与吸入室3 1间歇连通的第1压缩室2a产生液压缩的场合，对设于镶板7a上的第1旁通孔39a的出口侧进行闭塞的辅助旁通阀装置42、及对第2旁通孔39b、第3旁通孔39c、第4旁通孔39d的出口侧进行闭塞的旁通阀40的簧片部40b依次打开。其结果是，使制冷剂向排出室32流出，压缩室压力下降。
另外，当在与排出口30间歇连通的第2压缩室2b产生液压缩的场合，对设于镶板7a上的第2旁通孔39b、第3旁通孔39c、第4旁通孔39d的出口侧进行闭塞的整个旁通阀40克服螺旋弹簧41的加力而打开，并使制冷剂向排出室32流出。从而使压缩室压力下降。
另外，第2～第4旁通孔(39b、39c、39d)是以不会被旋转涡管涡卷13a的端面同时闭塞的状态配置的，故旁通阀40必然连续地进行开通动作。
又，辅助旁通阀装置42和旁通阀40进行开通动作并不限于在压缩室2发生液压缩的场合。
即，如图10所示，通常冷冻循环运转中的吸入压力随着压缩机作低速～高速运转的变化而降低。
另一方面，一般情况下，排出压力上升，压缩比上升。
从而，在未设置旁通阀装置42和旁通阀40的场合，压缩机低速运转时等情况下的压缩比小于在额定负载运转状态下设定的压缩比。而且，如图11的斜线部分所示，压缩室压力成为过压缩状态。
在这种场合，与上述的同样，对第2旁通孔39b、第3旁通孔39c及第4旁通孔39d的出口侧进行闭塞的旁通阀40的簧片部40b打开。这一阀动作使制冷剂向排出室32流出。而且如双点划线99所示，压缩室压力在中途下降，结果是压缩负载减轻。
另外，在一般情况下，配置于对称位置的压缩室2(压缩室A、压缩室B)各自的压力因压缩室间隙密封程度的差别而互不相同。
该压缩室2的压力差给旋转涡管13施加了自转力，结果是给自转阻止构件27施加了旋转力。
然而，在通过辅助旁通阀装置42与旁通阀40的开通而使压缩负载减轻的场合，压缩室2(压缩室A、压缩室B)的压力经过排出室32而在压缩行程途中被瞬时均压。而且压缩室压力差减小。
另外，当向旁通排出室36排出的压缩途中制冷剂气体经旁通通路38而向排出室32流出时，单向阀装置35的簧片阀35a被上推。其结果是，排出口30和排出室32之间开通(见图7)。
排出口30刚开通时，第2压缩室2b内的制冷剂因单向阀装置35的簧片阀35a毫不延迟地开口而不会受到通路阻力。由于第2压缩室2b内的制冷剂气体顺畅地向排出室32排出，排出口30内不会发生过压缩。
另一方面，当压缩机高速运转时，吸入室31的压力降低，同时排出室32的压力上升，其结果是形成实际的冷冻循环运转压缩比大于涡旋制冷剂压缩机的设定压缩比的压缩状态(旁通阀40不作开通动作的状态)。
在这一状态下，在第2压缩室2b的容积扩大的过程中，而且在单向阀装置35将排出口30闭塞之前的期间，排出室32的制冷剂气体经过排出口30而间歇地反流到第2压缩室2b。
由于该反流制冷剂气体在第2压缩室2b被再次压缩而导致压缩损失。
然而，由于向吸入室31供给的润滑油与吸入制冷剂气体一起通过室2时的油膜将相邻的压缩室间隙及涡旋状槽13d与密封构件13e间的间隙密封了，故阻止了排出的制冷剂气体向不与排出口30开通的压缩室反流。
又，向压缩室2供给的润滑油充满了口径小于密封构件13e之宽度W的旁通孔39(39a～39d)，故滞留在旁通孔39的制冷剂气体量减少。
结果是，最大限度地减少了因滞留在旁通孔39内部的制冷剂气体再膨胀·再压缩而导致的压缩损失。
又，由于旁通排出室36凹设于镶板7a上，第2旁通孔39b、第3旁通孔39c及第4旁通孔39d的通路缩短，其结果是，因残留在旁通孔39内部的制冷剂气体再膨胀·再压缩而造成的压缩损失减少到可以忽略不计的程度。
又，第2压缩室2b刚与排出口30开通时的压缩制冷剂气体的排出通路狭窄。而且单向阀装置35以延迟状态开口。
从而，刚与排出口30开通时的第2压缩室2b的内部压力将高于排出室32。
然而，由于压缩制冷剂气体的一部分经过旁通孔39和旁通阀40而向旁通排出室36排出，结果导致第2压缩室2b内部的压力降低，故不但避免了过度的过压缩，且减小了压缩功率。
然后，随着第2压缩室2b和排出口间的开通扩大及单向阀装置35的开口，压缩制冷剂气体从排出口30向排出室32排出。
另外，由于实际的容积比(吸入容积与最终容积之间的比率)是根据压缩机的额定运转负载条件设定的，故在旁通孔39的开设位置较之上述位置大幅度地靠近吸入侧的场合，在旋转涡管涡卷13a通过旁通孔39后到第2压缩室2b与排出口30开通前为止的压缩室移动范围内，第2压缩室2b成为密封空间。
其结果是，发生过压缩时的实质性输入降低效果逐渐减少。
又，在旁通孔39的开设位置较之上述位置更接近排出口30一侧的场合，诸如压缩机高速运转时等，当吸入压力和排出压力间的差压增大且实负载压缩比大于设定压缩比的场合，在第2压缩室2b与排出口30开通之前，旁通孔39被旋转涡管涡卷13a遮蔽，故旁通作用也减少。
因无法避免第2压缩室2b与排出口30即将开通时及刚开通时产生的过压缩，故旁通作用的功率降低效果也逐渐减少。
在压缩机高速·高负载运转时，螺旋弹簧41的温度因排出气体温度上升而上升，其结果是增加了对于旁通阀40的加力。该加力的增加使旁通排出室36的底面与旁通阀40间的密封性能提高。而且，制冷剂气体经过第2旁通孔39b、第3旁通孔39c和第4旁通孔39d室而从排出室32向第2压缩室2b的泄漏减少。
另一方面，吸入压力和排出压力间的差压减小，实际负载压缩比比设定压缩比还小，而且在为了避免压缩室2的过压缩状态而需要第2～第4旁通孔(39b、39c、39d)与旁通排出室开通的压缩机低速·低负载运转时，由于螺旋弹簧41的温度降低，对旁通阀40的加力亦减弱。其结果是，旁通阀40迅速后退，使第2～第4旁通孔(39b、39c、39d)的开通容易。另外，不仅可以容易地避免压缩室2的过压缩，且输入功率降低。
另外，在上述实施例中，是使旁通孔39的对着第2压缩室2b的开口部尺寸小于密封构件13e。然而，由于旁通孔39的开口部尺寸可以根据压力负载、运转速度及对于压缩室2的供油条件等而扩大到与密封构件13e的宽度W相当，故由于形成润滑油的油膜，旁通孔39的开口部尺寸不会导致压缩效率降低。
又，在上述实施例中，第1旁通孔39a和第2旁通孔39b间的配置间隔为360度以内，而在第2压缩室2b的过压缩发生频度高的场合，把第1旁通孔39a和第4旁通孔39d之间的配置间隔设定在360度以内，可提高旁通效果。
以下结合附图说明第2实施例的横置式涡旋制冷剂压缩机。
图12表示环状旁通阀40c的外观。旁通阀40c也可以替代第1实施例的图9中所示的设有簧片部40b的旁通阀40。
与旁通阀40相比，该旁通阀40c可以同时开闭第2～第4旁通孔(39b、39c、39d)。
由于压缩机高速运转时的旁通阀40c的开闭响应特性好，故可以提高旁通作用降低压缩功率的效果。
以下结合附图说明第3实施例的横置式涡旋制冷剂压缩机。
图13是改变第1实施例图8中的旁通孔39的开设位置并配置4对旁通孔391的示例，旁通孔391可实现更低压缩比领域的旁通作用。
以下结合附图说明本发明第4实施例。
在图14～图18中，在镶板7a的中央部，沿固定涡管涡卷7b的壁面，以追随压缩进行方向的形态，依次在对称位置配置着在与排出口30间歇连通的第2压缩室2b及排出室32处开口、且对着第2压缩室2b的开口部小于旋转涡管涡卷13a的宽度的二对第1旁通孔39a1、第2旁通孔39b1。在镶板7a上配置着对第1旁通孔39a1和第2旁通孔39b1的出口侧进行开闭的旁通阀装置40。
另外，在固定涡管涡卷7b的壁面附近对称的位置配置着在与吸入室31间歇连通的第1压缩室2a及排出室32处开口、且对着第1压缩室2a的开口部小于旋转涡管涡卷13a的宽度的一对辅助旁通孔49。在镶板7a上配置着对辅助旁通孔49的出口侧进行开闭的辅助旁通阀装置42。
图15表示沿图14中XV-XV线的剖面。表示与排出口30间歇连通的第2压缩室2b即将与排出口32开通前的压缩空间的状态。
第1旁通孔39a1和第2旁通孔39b1位于不会被旋转涡管涡卷13a遮蔽其一部的位置。
图16表示图15中的旋转涡管涡卷13a前进150度时压缩空间的状态。
在这一状态下，第1旁通孔39a1和第2旁通孔39b1位于不会被旋转涡管涡卷13a遮蔽其一部的位置。确保第1旁通孔39a1和第2旁通孔39b1的通路。
图17A-D表示图15及图16中的第1旁通孔39a1和第2旁通孔39b1及辅助旁通孔49随着旋转涡管涡卷13a的旋转移动而被依次开闭的状态。其中图17A表示图15和图16中间的状态。
图17B～图17D则表示除此以外的旋转涡管涡卷13a及第1旁通孔39a1、第2旁通孔39b1、辅助旁通孔49的位置关系。
图18表示图14中的单向阀装置351、旁通阀装置40及辅助旁通阀装置42在镶板7a上的安装位置。
其他构造与图5相同，故省略对其说明。
以下说明上述构造的涡旋制冷剂压缩机的动作。
如图18所示，当在与吸入室31间歇连通的第1压缩室2a(见图15、图16)发生液压缩时，对设在镶板7a上的辅助旁通孔49的出口侧进行闭塞的辅助旁通阀装置42以及对第1旁通孔39a1、第2旁通孔39b1的出口侧进行闭塞的旁通孔阀40依次打开。制冷剂向排出室32流出，压缩室压力下降。
又，当在与排出口30间歇连通的第2压缩室2b(见图15、图16)发生液压缩时，对设在镶板7a上的第1旁通孔39a1、第2旁通孔39b1的出口侧进行闭塞的旁通孔阀40打开。制冷剂向排出室32流出，压缩室压力下降。
另外，是以无论在哪一个压缩室2发生液压缩、都与第1旁通孔39a1、第2旁通孔39b1及辅助旁通孔49中的一个开通的状态配置各旁通孔的，故辅助旁通阀装置42和旁通阀装置40中至少有一方必然作开通动作。
另一方面，压缩机高速运转时与上述的同样，旁通阀装置40通过第1旁通孔39a1和第2旁通孔39b1而开通。且过压缩制冷剂气体部分地向排出室32排出，压缩室压力下降。
另外，由于旁通阀装置40通过第1旁通孔39a1而打开，从第2旁通孔39b1向排出室排出制冷剂气体的时间过程加快，使压缩室压力迅速下降。过压缩损失降低。
还有，由于第1旁通孔39a1和第2旁通孔39b1未开设于最接近排出口的位置，故即使在第2压缩室2b即将与排出口32开通之前，也不会被旋转涡管涡卷13a闭塞，仍能发挥对于排出室32的旁通作用。
又，由于第1旁通孔39a1和第2旁通孔39b1开设于即使从第2压缩室2b即将与排出口32开通的状态前进150度时也不会被旋转涡管涡卷13a闭塞的位置，故在旋转涡管涡卷13a通过第1旁通孔39a1和第2旁通孔39b1后，第2压缩室2b也不会被部分闭塞。从而，第1旁通孔39a1和第2旁通孔39b1可针对压缩室2发生的过压缩现象而一直发挥有效的旁通作用。
另外，由于第1旁通孔39a1和第2旁通孔39b1以适当间隔配置，故这种配置可以缩短旋转涡管涡卷13a同时闭塞第1旁通孔39a1和第2旁通孔39b1的时间。且这样的配置可延长旁通作用的有效性。
即，由于持续发挥第1旁通孔39a1和第2旁通孔39b1的旁通作用，第2压缩室2b与排出口30开通时的第2压缩室2b的压力变化减小，故向排出室32的流出噪音、单向阀装置351的工作噪音及排出波动减少。
由于压缩机刚停止时的残余差压，使油池11的润滑油依次经过油孔12、油通路21、第3背面室16、吸入室31而流入第1压缩室2a。
当压缩机再起动时，在第1压缩室2a发生油压缩。不言而喻，经过压缩的润滑油通过辅助旁通孔49而向排出室32排出。然后，继续进行顺畅的压缩机运转。
另外，利用吸入室31与第3背面室16之间的通路阻力，可以将与吸入室31连通的第3背面室16的压力设定为与吸入压力相当，也可以设定为吸入压力与排出压力间的中间压力。
又，在上述实施例中是把辅助旁通孔49一个一个地设置在对称位置上，当然也可以多个多个地设置在对称位置上。而且，也可以用单一的辅助旁通阀装置对多个辅助孔49进行开闭。
图19表示本发明的第5实施例，表示把图18中的单向阀装置351和旁通阀装置40做成一体的单向阀装置35a1的形状。
在上述构造中，由于第2压缩室2b的压缩途中的制冷剂气体通过第1旁通孔39a1和第2旁通孔39b1而向排出室32排出一部分，使闭塞排出口30的单向阀装置35a1开始打开。从第2压缩室2b刚与排出口30开通起，压缩完毕的制冷剂气体毫不延迟地通过排出口30向排出室32排出。
因此，压缩完毕时的排出口30的压力不会过度上升，故压缩功率降低。
在图19中，单向阀装置35a1和辅助旁通阀装置42是分别构成的，当然如把它们全部连接起来，也具有与上述相同的作用。
下面说明本发明中的第6实施例。
图20表示冷冻循环，即，用制冷剂注入管105使冷冻循环配管***的减压装置103的中途与涡旋制冷剂压缩机101的压缩室连通，同时在其中途设置开闭阀106，使开闭阀106在压缩机运转压缩比大于设定压缩比时(压缩不足状态)开通，从而使用冷凝器102液化的制冷剂一次性减压成为排出压力与吸入压力间的中间压力的气液混合制冷剂，并注入压缩室。
制冷剂注入管105通过注入孔98而与第2压缩室2b连通，该注入孔98如图17C所示，以位于第2压缩室2b对称位置上的形态开口(在第1旁通孔39a1和辅助旁通孔49之间开口)且设于镶板7a上。
注入孔98沿固定涡管涡卷7b的壁面而开口。且其开口部的尺寸设定为可被旋转涡管涡卷13a开闭。
在上述构造中，当压缩机运转时的压缩比大于设定的压缩比时(压缩不足状态)，气液混合制冷剂的一部分流入第2压缩室2b后，与经过吸入室31的压缩途中的制冷剂气体合流后，将压缩部冷却，同时由于提高了压缩完毕压力，使压缩不足状态解除。同时使排出室32的压力上升。
由于经过排出室32的制冷剂气体降低了马达3的温度，使马达3的效率提高。
在将该冷冻循环用于空调装置的供暖运转时，排出室32的压力上升可提高室内吹出空气的温度，故可提高供暖能力。
当压缩途中的制冷剂气体压力高于排出室32的压力时，与上述的相同，压缩途中的制冷剂气体通过第1旁通孔39a1和第2旁通孔39b1而向排出室32排出一部分，结果是防止了过压缩。
当压缩机运转时的压缩比在设定压缩比以下时，由于开闭阀106被遮蔽，制冷剂注入作用停止。当然，压缩机刚起动后及压缩机停止后，由于开闭阀106被遮蔽，压缩机刚起动时的制冷液压缩受到阻止，使起动负载减轻。
以下说明本发明的第7实施例。
在图21～图25中，对排出口30的出口侧进行开闭的单向阀装置352安装在固定涡管72的镶板7a2的平面上。该单向阀装置352由薄钢板制的簧片阀35a2和阀柱护套35b2构成。
围绕排出口30的旁通排出室36以与单向阀装置352相邻的状态凹设于镶板7a2上。
在与排出口30间歇连通的第2压缩室2b和旁通排出室36开口的旁通孔392设于镶板7a2的中央部、排出口30的附近。对旁通孔392的出口侧进行开闭的旁通阀402配置于旁通排出室36的底部。
旁通孔392的配置在相对于排出口30的对称位置上的各对第2旁通孔39b2、第3旁通孔39c2及第4旁通孔39d2以追随压缩进行的形态在排出口30的周围依次配置在对称位置。
旁通阀402由薄钢板制的簧片阀体40a2和阀柱护套40b2构成。
簧片阀体40a2的头部40a21形成围绕排出口30且可对第2旁通孔39b2、第3旁通孔39c2、第4旁通孔39d2进行闭塞的形态。
如图22所示，当对旁通孔392进行闭塞的簧片阀体40a2最大限度地打开时(如双点划线所示)，簧片阀体40a2将单向阀装置352的簧片阀35a2向上推。旁通阀402和单向阀装置352以可以解除排出口30的闭塞的位置关系配置。
另外，在镶板7a的对称的位置上配置着在与吸入室31间歇连通的第1压缩室2a和排出室32处开口的一对第1旁通孔39a2。而且在镶板7a2上还安装着对第1旁通孔39a2的出口侧进行开闭的辅助旁通阀装置42。
其他构造与图5相同，故省略说明。
以下说明上述构造的旋转制冷剂压缩机的动作。
如图22所示，当在与吸入室31间歇连通的第1压缩室2a发生液压缩的场合，如图23～图25所示，对设在镶板7a2上的第1旁通孔39a2的出口侧进行闭塞的辅助旁通阀装置42及对第2旁通孔39b2、第3旁通孔39c2、第4旁通孔39d2的出口侧进行闭塞的旁通阀402依次打开，使制冷剂向排出室32流出，使压缩室压力下降。
又，当在与排出口30间歇连通的第2压缩室2b发生液压缩的场合，对设在镶板7a2上的第2旁通孔39b2、第3旁通孔39c2、第4旁通孔39d2的出口侧进行闭塞的旁通阀402的簧片阀体40a2如图22那样打开，从而将单向阀装置352的簧片阀35a2如双点划线所示那样推开。排出口30的端部开放。
从图23所示的第2压缩室2b与排出口30刚开通时的状态起，到图24所示的进一步前进90度的状态为止，因没有单向阀装置352的通路阻力，故压缩制冷剂气体顺利地从排出口30和旁通孔392排出。
从而，由于压缩制冷剂气体从第2压缩室2b与排出口30开通前起持续地向排出室32流出，故第2压缩室2b和排出口30的内部不会发生过度的过压缩。
另外，由于从第2压缩室2b与排出口30开通之前起，压缩制冷剂气体持续从第2压缩室2b向排出口30及排出室32流出，故制冷剂气体的流出噪音和排出室32内部的压力波动减小，使压缩机的噪音和振动降低。
还有，第2～第4旁通孔(39b2、39c2、39d2)是以不被旋转涡管涡卷13a的端面同时闭塞的状态配置的。因此，同时对第2～第4旁通孔进行开闭的旁通阀402持续作开通的动作。
又，由于旁通排出室36凹设于镶板7a2上，第2旁通孔39b2、第3旁通孔39c2、第4旁通孔39d2的通路缩短，结果是因残留在旁通孔392内部的制冷剂气体再膨胀和再压缩而导致的压缩损失降低至可忽略不计的程度。
以下说明本发明的第8实施例。
在图26～图28中，对排出口30的出口侧进行开闭的单向阀装置353安装在固定涡管73的镶板7a3的平面上。其单向阀装置353由薄钢板制的簧片阀35a3和阀柱护套35b3构成。
在镶板7a3的中央部，在相对于排出口30对称的位置，配置着旁通孔39，该旁通孔39在与排出口30间歇连通的第2压缩室2b和排出室32处开口，且对着第2压缩室2b的开口部的口径小于旋转涡管涡卷13a前端部所配置的密封构件13e的宽度W。
旁通孔39由一对第1旁通孔39a1和一对第2旁通孔39b1构成。而且，旁通孔39以追随压缩进行的形态、沿着固定涡管涡卷7b3的壁面依次配置在对称位置。
第1旁通孔39a1和第2旁通孔39b1以适当间隔配置，以避免被密封构件13e同时全部闭塞。
对一对旁通孔39的出口侧进行开闭的簧片阀式旁通阀403安装在镶板7a3上。
旁通阀403与单向阀装置353同样，由薄钢板制的簧片阀40a3和阀柱护套40b3构成。
图27表示沿图26中的XXVII-XXVII线的剖面。图27表示与排出口30间歇连通的第2压缩室2b与排出口30刚开通时的压缩空间的状态。
另外，在镶板7a3上，在与吸入室31间歇连通的第1压缩室2a和排出室32处开口的一对辅助旁通孔49配置在对称的位置上，同时还安装着对辅助旁通孔49的出口侧进行开闭的辅助旁通阀装置423。
辅助旁通阀装置423由薄钢板制的簧片阀42a3和阀柱护套42b3构成。
如图28所示，单向阀装置353、旁通阀403和辅助旁通阀装置423以排列在同一方向且连接成一体的形态用螺栓固定在镶板7a3上。
由于旁通孔39配置在排出口30的附近，故单向阀装置353和旁通阀403相互靠近设置。
由于一对旁通阀403排列成同一方向，故相对于一对旁通阀403，从靠近排出口30的第2旁通孔39b及离排出口30稍远的第1旁通孔39a1排出的制冷剂压力的作用点相互交替。
从而，为了使一对旁通阀403能大致同时期地全开口而改变各簧片阀40a3的间距l1、l2及宽度W1、W2，将弹簧常数设定为大致相同。
由于旁通孔39的口径小于排出口30，为了使旁通阀403容易开口，旁通阀403的弹簧常数设定得小于单向阀353。
以下说明上述构造的涡旋制冷剂压缩机的动作。
在图26～图28中，当在与吸入室31间歇连通的第1压缩室2a发生液压缩的场合，对设在镶板7a3上的辅助旁通孔49的出口侧进行闭塞的辅助旁通阀装置42a3及对第1旁通孔39a1、第2旁通孔39b1的出口侧进行闭塞的旁通阀403的簧片阀40a3依次打开，故制冷剂向排出室32流出。压缩室压力下降。
另外，由于旁通阀403的弹簧常数设定得小于单向阀装置353，旁通阀403容易打开，故可有效地发挥旁通作用。
又，由于辅助旁通阀装置423和旁通阀403、单向阀353连接为一体，故在把形状容易变形的旁通阀403安装在镶板7a3上时，旁通阀403不会偏离旁通孔39，能可靠地将旁通孔39闭塞。
又，当在与排出口30间歇连通的第2压缩室2b发生液压缩的场合，对设在镶板7a3上的第1旁通孔39a1、第2旁通孔39b1的出口侧进行闭塞的旁通阀403打开。制冷剂向排出室32流出，压缩室压力下降。
另外，由于第1～第2旁通孔(39a1、39b1)是以不会被旋转涡管涡卷13a的端面同时闭塞的状态配置的，故旁通阀403必然连续地作开通动作。
又，使辅助旁通阀装置423及旁通阀403作开通动作并不限于在压缩室2发生液压缩的场合。
即，如前述的图10所示，通常的制冷剂循环运转中的吸入压力随着压缩机低速～高速运转的变化而降低。
另一方面，一般来说，排出压力上升，压缩比上升。
从而，在未设辅助旁通阀装置423及旁通阀403的场合，压缩机低速运转时等情况下的压缩比小于以额定负载运转状态设定的压缩比，故形成前述图11的斜线部分所示的过压缩状态。
在这种场合，与上述的相同，对第1旁通孔39a1和第2旁通孔39b1的出口侧进行闭塞的旁通阀403的簧片阀40a3打开。而且制冷剂向排出室32流出，故如双点划线99所示，压缩室压力在途中下降，其结果是压缩负载减轻。
又，由于距离排出口30稍远的第1旁通孔39a1开通，使靠近排出口30的第2旁通孔39b1也开通，故来自第2压缩室2b的旁通作用可以顺利地得以发挥，从而实现输入功率降低。
以下说明本发明的第9实施例。
图29表示单向阀装置354在镶板7a4上的安装面与旁通阀404及辅助旁通阀装置424在镶板7a4上的安装面之间设置阶梯的状态。
单向阀装置354的排出阀座35c的设置位置高于旁通阀404及辅助旁通阀装置424的旁通阀座40c。
一对旁通阀404和辅助旁通阀装置424排列在同一方向且连为一体。
与上述实施例的场合同样，一对旁通阀404的间距(l1、l2)和宽度(W1、W2)互不相同，故弹簧常数不同的双方旁通阀404可以大致同时地全开口。
一对旁通阀404以接近排出阀座35c的侧壁且将其围绕在内的状态配置。
为了提高旁通阀404安装时的定位精度而设定其形状。
在该构造中，旁通阀404作开通动作后，由于制冷剂气体从第2压缩室2b流出时的压力，使单向阀装置354开始略微开通。这一为开通而作的动作使第2压缩室2b与排出口30开通后的排出制冷剂气体得以顺畅流出，故可以减轻排出口30内部的过压缩。
又，在旁通阀404未作开通所需的动作时，不受排出制冷剂气体从排出口30向排出室32流出时的气流扩散的影响。从而，旁通阀404可以将旁通孔39闭塞，故可防止因排出室32的制冷剂经旁通孔39反流至第2压缩室而造成的压缩效率降低。
另外，在上述实施例中，排出阀座35c是与镶板7a4连成一体的，当然也可以是分开的。
从上述实施例可知，本发明的第1点在于，配置只允许流体从排出口向排出室流动且对排出口的出口侧进行开闭的单向阀装置，在固定涡管的镶板上压力对称的位置上配置在最接近排出口的压缩空间开口且另一端与排出室连通的至少一对以上的旁通孔，同时在镶板上设置只允许流体从压缩室经旁通孔而向排出室排出且对旁通孔的出口侧进行开闭的旁通阀，在这样的构造中，旁通孔设置在当最接近排出口的压缩室刚与排出口开通时不被旋转涡管涡卷的端部闭塞的位置。
采用这种构造，由于处于气体可从压缩室向排出室流出的状态，即使单向阀装置在压缩室刚与排出口开通时延迟开阀，也能促使压缩完毕气体不经过排出口而向排出室排出，故可抑制压缩完毕气体从排出口排出时的过压缩。其结果是可降低压缩功率。
本发明的第2点在于，在压缩空间不存在既不与排出口也不与吸入室间歇连通的空间的形态下，形成从设于密封容器内部且处于排出压力作用下的油池通向压缩室和吸入室中至少一方的供油通路，且旁通孔设于比供油通路的流入位置更靠近排出口的位置。
采用这种构造，向比旁通孔更低压的一侧供给的润滑油充满了不允许气体通过状态下的旁通孔，故可减少压缩室内残留的压缩气体。因此，可以实质性地避免因残留气体再膨胀·再压缩造成的压缩效率降低。
本发明的第3点在于，是以全部多对旁通孔不会被旋转涡管涡卷同时闭塞的状态配置旁通孔。
采用这种构造，由于最接近排出口的压缩室的旁通功能持续发挥作用，故可连续地减小压缩功率。
其结果是，可以避免剧烈的压缩负载变动，抑制旁通作用时的振动发生。
本发明的第4点在于，在设于旋转涡管涡卷前端的涡旋状槽内以动配合状态配置涡旋状密封构件，并在所述密封构件不能全部闭塞各旁通孔的形状尺寸和位置上开设所述各旁通孔。
采用这种构造，可减少气体经过各旁通孔、涡旋状槽及密封构件而向相邻压缩室的泄漏。
又，通过限制旁通孔的开口尺寸，向压缩室供给的润滑油容易充满各旁通孔，故在不发生旁通作用的场合，作为压缩室的死空间实质上不存在。
其结果是，没有因压缩途中气体出入旁通孔而造成的再膨胀·再压缩，故可以防止因旁通孔的开设而导致的压缩效率降低。
本发明的第5点在于，在固定涡管的镶板上凹设有旁通孔在其底面开口且其另一端与排出室连通的旁通排出室，并在旁通排出室配置旁通阀，在这一构造中，以利用压缩途中的气体通过旁通阀而将对排出口进行开闭的单向阀装置的阀体向上推以使排出口开通的状态而设置气体从旁通排出室向排出室排出的通路。
采用这种构造，由于从压缩室与排出口开通以前起，排出口的出口侧即开通，故在排出口附近的压缩室上升到异常压力的气体从排出口向排出室排出时的气体通路阻力减少，可防止排出口内的过压缩。
从而可以进一步提高旁通作用导致的降低输入功率的效果。
又，从排出口向排出室排出的时间延长，排出压缩气体的速度受到抑制，故能减轻来自单向阀装置的噪音，降低噪音。
本发明的第6点在于，围绕排出口的环状旁通阀以对各旁通孔的出口侧进行开闭的状态配置，在这一构造中，以凹设于固定涡管的镶板上并围绕所述排出口的形态设置旁通孔在其底面开口且其另一端与排出室连通的旁通排出室，并在旁通排出室配置有旁通阀。
采用这种构造，可以容易地设置对与压缩最终行程途上的压缩室开通的旁通孔进行开闭的旁通阀，而不会干扰对排出口进行开闭的单向阀装置。
又，由于选择旁通孔位置的自由度提高了，可以扩大减轻过压缩的范围。
其结果是，在压缩室开始发生过压缩时，到接近压缩最终行程之前的时间范围内，不断地将压缩气体迅速地向排出室排出，故可以对应压缩比的大幅度变动，防止过度的过压缩，从而可降低输入功率并提高耐久性。
又，由于将旁通排出室凹设于镶板上，旁通孔的通路长度缩短，故过压缩气体向排出室的排出时间加快。其结果是，可进一步防止过压缩，同时可减少因残留在旁通孔的压缩气体的再膨胀·再压缩而导致的功率损失。
本发明的第7点在于，旁通阀以可以同时开闭至少一对以上旁通孔的状态设置。
采用这种构造，可以使对称的压缩室的压力接近排出室的压力，从而实现两个压缩室的压力均衡，减少作用于自转阻止构件的旋转力的变动，其结果是可以减少压缩负载的转矩变动和振动。
本发明的第8点在于，设置有为了堵塞旁通孔而对旁通阀加力的弹簧装置，该弹簧装置具有当其自身的温度上升时加力增强、而当其自身的温度下降时则加力减弱的形状记忆特性。
采用这种构造，在吸入压力与排出压力间的差压大的高负载压缩状态，即在排出气体的温度升高、实际负载的压缩比大于设定的压缩比、不需要旁通孔与旁通排出室之间开通的压缩机高速运转时，弹簧装置对旁通阀的加力增加，结果可以提高对旁通孔进行闭塞时的可靠性。
另一方面，在吸入压力与排出压力间的差压小的低负载压缩状态，即在排出气体的温度降低、实际负载的压缩比小于设定的压缩比、为避免压缩室的过压缩状态而需要旁通孔与旁通排出室间开通的压缩机低速运转时，弹簧装置对旁通阀的加力减弱，使旁通孔容易开通，其结果是，通过避免压缩室的过压缩，可提高降低输入功率的效果。
本发明的第9点在于，在涡旋状压缩空间不存在既不与排出室也不与吸入室间歇连通的空间的状态下，以在最接近排出口的压缩室即将与排出口连通时以及从该状态前进150度时、旁通孔不被旋转涡管涡卷闭塞的状态设置将压缩室与排出室之间加以连通的旁通孔。
采用这种构造，在运转时的压缩比大于设定的压缩比的场合，促使排出口即将打开的压缩室内的气体向排出室排出一部分。其结果是，可以抑制从排出口排出气体时的过压缩，降低压缩功率。
又，在运转压缩比小于设定压缩比的场合，将压缩途中的气体向排出室排出一部分。其结果是，通过防止过压缩，可以防止压缩功率的降低和压缩机的破损。
本发明的第10点在于，以单一的旁通阀装置可以同时开闭多个旁通孔的状态将旁通孔相互靠近配置。
采用这种构造，可以分散旁通孔，使压缩途中的气体持续地向排出室排出，降低排出噪音。
另外，可以确保旁通孔的通路，进一步提高旁通作用的效果。
本发明的第11点在于，对排出口进行开闭的单向阀装置兼作旁通阀装置。
采用这种构造，可以扩大旁通阀开设位置的自由度，使在大范围的运转压缩比领域发挥旁通作用。
另外，由于节省了旁通阀装置，可以降低成本。
本发明的第12点在于，在镶板上自最接近排出口的旁通孔起后退360度以内的位置且在自压缩开始起360度以内的位置，另行配置辅助旁通孔和对辅助旁通孔进行开闭的辅助旁通阀装置。
采用这种构造，可以减少因旋转涡管涡卷导致旁通孔通路狭窄而接近闭塞状态的压缩空间的范围，减少过压缩发生的频度，降低压缩机起动输入。
其结果是，可以提高压缩机的耐久性，并实现压缩机的小型化。
本发明的第13点在于，在镶板上设置注入孔，该注入孔以被旋转涡管涡卷全开和全闭的状态在旁通孔与辅助旁通孔之间的压缩室处开口，且另一端与冷冻循环中的液体制冷剂减压装置的中途连通。
采用这种构造，在压缩机运转时的压缩比大于设定的压缩比时(压缩不足的状态)，使气液混合制冷剂的一部分流入压缩途中的压缩室并将压缩部进行冷却，同时提高压缩完毕压力，消除压缩不足状态。其结果是，可以使排出压力上升，故在将该冷冻循环用于空调装置的供暖运转时，可以提高室内的吹出空气温度，提高供暖能力。
另外，即使在制冷剂通过注入孔而略有过剩地流入压缩途中的压缩室时，由于通过旁通阀装置而对排出室施加的旁通作用，不会产生过度的过压缩，故不必为了有效发挥制冷剂注入效果而进行微量的制冷剂注入调节。
其结果是，可使制冷剂注入效果在广泛的运转压缩比范围内得以发挥。
本发明的第14点在于，在冷冻循环中的液体制冷剂减压装置与注入孔之间的制冷剂注入配管的中途设置开闭阀，并且以当压缩机运转时的压缩比大于设定的压缩比时使开闭阀开通、而在除此之外的压缩机运转时则将开闭阀关闭的控制方式与冷冻循环连接。
采用这种构造，可以阻止对压缩机刚起动时的制冷液进行压缩，提高压缩机的耐久性，减轻起动时的负载。
本发明的第15点在于，配置只允许流体从排出口向排出室流动且对排出口的出口侧进行开闭的单向阀装置，在固定涡管的镶板上压力对称的位置上配置在最接近排出口的压缩途中的压缩室处开口、且另一端最终与排出室连通的至少一对以上的旁通孔，同时在比单向阀装置更靠近压缩室一侧的镶板上设置旁通孔在其底面开口且其另一端与排出室连通的旁通排出室，且在旁通排出室的底部配置旁通阀，只允许流体从压缩室向旁通排出室排出，在这样的构造中，以通过打开旁通阀而将单向阀装置的阀体向上推、使排出口得以开通的状态构成旁通阀。
采用这种构造，当压缩室压力高于排出室压力时，旁通阀打开，其结果是，压缩途中的气体的一部分经旁通排出室而向排出室排出，故可抑制压缩室的压力上升，防止压缩功率的增加。
又，由于在压缩室与排出口开通之前，旁通阀使对排出口进行闭塞的单向阀装置开通，故在最接近排出口的压缩室中压力异常上升的气体的一部分开始通过压缩室缝隙和排出口而向排出室排出。另外，从压缩室刚与排出口开通时起，即可在气体通路阻力减少的状态下将压缩气体向排出室排出，故可以抑制压缩室及排出口内的过压缩。
这样一来，除了上述旁通效果外，还可以降低压缩功率。
本发明的第16点在于，配置只允许流体从排出口向排出室流动且对排出口的出口侧进行开闭的单向阀装置，在镶板上对称的位置上配置在最接近排出口的压缩途中的压缩室处开口、且另一端最终与排出室连通的至少一对以上的旁通孔，同时在比单向阀装置更靠近压缩室一侧的固定涡管的镶板上设有旁通孔在其底面开口且其另一端与排出室连通的旁通排出室，且在旁通排出室的底部配置簧片阀式旁通阀，只允许流体从压缩室向旁通排出室排出，在这样的构造中，旁通阀是以可以同时开闭至少一对以上旁通孔的状态、并以旁通阀的簧片阀体头部围绕排出口的形态进行配置的。
采用这种构造，可以提供成本低廉、所占空间小的旁通阀。
又，由于可以适当地并且简单地在排出口附近配置多个旁通孔，故可以通过适当确保旁通通路而在降低压缩功率等方面得到有效的旁通作用。
另外，由于可持续地发挥旁通作用，减少了旁通阀的开闭频度，从而有助于降低压缩机噪音·振动。
本发明的第17点在于，在固定涡管的镶板上配置只允许流体从排出口向排出室流动且对排出口的出口侧进行开闭的簧片阀式单向阀装置，在镶板上压力对称的位置上配置在最接近排出口的压缩途中的压缩室处开口且另一端与排出室连通的一对以上的旁通孔，同时在镶板上靠近单向阀装置设置只允许流体从压缩室经过旁通孔向排出室排出且对旁通孔的出口侧进行开闭的簧片阀式旁通阀，在这样的构造中，旁通阀的弹簧常数设定得小于单向阀装置，且旁通阀与单向阀装置连接为一体。
采用这种构造，单向阀装置和旁通阀的安装时间缩短，故可以将更多的时间用于提高单向阀装置和旁通阀的位置安装精度，从而可以将支撑于高刚性单向阀装置上的弹簧常数小的旁通阀进行精确的安装，避免与旁通孔之间产生位置偏差。
其结果是，避免了从排出室经旁通孔而向压缩室的反流，故可以防止因设置旁通孔而导致的弊端。
又，由于可以简单地配置弹簧常数小的旁通阀，从而可以有效地发挥旁通作用。
另外，可以降低部件·组装成本。
本发明的第18点在于，簧片阀式单向阀装置和簧片阀式旁通阀排列在同一方向。
采用这种构造，部件容易处理，故可以提高对于旁通孔和排出口的安装精度，同时可以缩短安装时间。
又，由于可以使簧片阀材料所具有的金属组织的方向与簧片阀的长度方向一致，故可以增强簧片阀的强度，从而提高可靠性。
本发明的第19点在于，在固定涡管的镶板上配置只允许流体从排出口向排出室流动且对排出口的出口侧进行开闭的簧片阀式单向阀装置，且在镶板上压力对称的位置上配置在最接近排出口的压缩途中的压缩室处开口、且另一端与排出室连通的一对以上的旁通孔，同时在镶板上靠近单向阀而设置只允许流体从压缩室经旁通孔向排出室排出且对旁通孔的出口侧进行开闭的簧片阀式旁通阀，在这样的构造中，单向阀装置的排出阀座设置得高于旁通阀的旁通阀座。
采用这种构造，不会因排出口流出的压缩气流的扩散作用而导致旁通阀微微开口，故可以持续旁通孔的闭塞功能。
又，旁通阀进行开通所需的动作，气体从压缩途中的压缩室向排出室流出时的压力使单向阀装置开始略微开通，故最终行程的压缩室与排出口开通后，排出气体得以顺畅流出。其结果是，可以降低排出口内的过压缩。
本发明的第20点在于，对配置于压力对称位置上的旁通孔进行开闭的多个旁通阀连接为一体，且多个旁通阀以接近和围绕单向阀装置的排出阀座的形态配置。
采用这种构造，可以根据排出阀座的侧壁将旁通阀准确定位，故可避免旁通阀与旁通孔之间产生位置偏差。
其结果是，可以消除因设置旁通阀而导致的弊端，有效地发挥旁通功能。
本发明的第21点在于，在单一的旁通阀同时对在同一压缩室开口的多个旁通孔进行开闭的构造中，两个旁通阀的弹簧常数设定为互不相同，以使相互具有同样功能的两个旁通阀可以同时开闭旁通孔。
采用这种构造，当压缩途中的气体通过旁通孔向排出室流出时，即使作用于各旁通阀的气体压力的作用点不同，也可通过调节和设定弹簧常数而使旁通阀的全开动作大致同时起作用。
还可防止一对旁通阀排列在同一方向并连接为一体时的弊端(对称的压缩空间的压力分布差异导致的压缩转矩变动增加)。

Claims (26)

1.一种涡旋气体压缩机，是在密封容器内装有涡旋式压缩机构和连结驱动轴的马达，所述涡旋式压缩机构具有如下构造：针对在成为固定涡管之一部的镶板上直立形成的涡旋状固定涡管涡卷，使在成为旋转涡管之一部的涡卷支撑圆盘上直立、且形状与所述固定涡管涡卷类似的旋转涡管涡卷与之相互啮合，两涡管间形成涡旋形的一对压缩空间，在所述固定涡管涡卷的中心部设置与排出室连通的排出口，在所述固定涡管涡卷的外侧设置吸入室，所述旋转涡管的自转阻止构件与同驱动轴配合的所述涡卷支撑圆盘、及连结所述固定涡管且支撑所述驱动轴的本体构架配合，在这一状态下，所述旋转涡管相对所述固定涡管进行公转运动，从而使所述各压缩空间被划分出不断地从吸入侧向排出侧移动的多个压缩室，并发生容积变化，以对流体进行压缩；其特征在于，配置有只允许流体从所述排出口向排出室流动且对所述排出口的出口侧进行开闭的单向阀装置，在所述镶板上压力对称的位置上配置有在最接近所述排出口的所述压缩空间开口且另一端与所述排出室连通的至少一对以上的旁通孔，同时所述在镶板上设置有只允许流体从所述压缩室经所述旁通孔向所述排出室排出且对所述旁通孔的出口侧进行开闭的旁通阀，在这样的构造中，所述旁通孔设置在当最接近所述排出口的所述压缩室刚与所述排出口开通时不被所述旋转涡管涡卷的端部闭塞的位置。
2.根据权利要求1所述的涡旋气体压缩机，其特征在于，在压缩空间不存在既不与排出口也不与吸入室间歇连通的空间的形态下，形成从设于密封容器内部且处于排出压力作用下的油池通向压缩室和吸入室中至少一方的供油通路，且旁通孔设于比所述供油通路的流入位置更靠近所述排出口的位置。
3.根据权利要求2所述的涡旋气体压缩机，其特征在于，以多对旁通孔不会被旋转涡管涡卷同时全部闭塞的状态配置所述旁通孔。
4.根据权利要求2所述的涡旋气体压缩机，其特征在于，在设于旋转涡管涡卷前端的涡旋状槽内以动配合状态配置涡旋状密封构件，并在所述密封构件不会全部闭塞各旁通孔的形状尺寸和位置上开设所述各旁通孔。
5.根据权利要求2所述的涡旋气体压缩机，其特征在于，在固定涡管的镶板上凹设有旁通孔在其底面开口且其另一端与排出室连通的旁通排出室，并在所述旁通排出室配置旁通阀，在这一构造中，以利用压缩途中的气体通过旁通阀而将所述单向阀装置的阀体向上推以使排出口得以开通的状态设置气体从所述旁通排出室向所述排出室排出的通路。
6.根据权利要求1所述的涡旋气体压缩机，其特征在于，以对各旁通孔的出口侧进行开闭的状态配置围绕排出口的环状旁通阀，在这一构造中，以凹设于固定涡管的镶板上并围绕所述排出口的形态设置旁通孔在其底面开口且其另一端与排出室连通的旁通排出室，并在所述旁通排出室配置有所述旁通阀。
7.根据权利要求6所述的涡旋气体压缩机，其特征在于，旁通阀以可以同时开闭至少一对以上旁通孔的状态设置。
8.根据权利要求6所述的涡旋气体压缩机，其特征在于，设有为了堵塞旁通孔而对旁通阀加力的弹簧装置，且所述弹簧装置具有当其自身的温度上升时加力增强、而当其自身的温度下降时则加力减弱的形状记忆特性。
9.根据权利要求1所述的涡旋气体压缩机，其特征在于，在压缩空间不存在既不与排出室也不与吸入室间歇连通的空间的状态下，旁通孔以在最接近排出口的压缩室即将与所述排出口连通时以及从该状态前进150度时、所述旁通孔不被旋转涡管涡卷闭塞的状态设置。
10.根据权利要求9所述的涡旋气体压缩机，其特征在于，以单一的旁通阀装置可以同时开闭多个旁通孔的状态将所述旁通孔相互靠近配置。
11.根据权利要求9所述的涡旋气体压缩机，其特征在于，单向阀装置兼作旁通阀装置。
12.根据权利要求10所述的涡旋气体压缩机，其特征在于，单向阀装置兼作旁通阀装置。
13.根据权利要求9所述的涡旋气体压缩机，其特征在于，在镶板上自最接近排出口的旁通孔起后退360度以内的位置且在自压缩开始起360度以内的位置，配置一对以上的辅助旁通孔和对所述辅助旁通孔进行开闭的旁通阀装置。
14.根据权利要求10所述的涡旋气体压缩机，其特征在于，在镶板上自最接近排出口的旁通孔起后退360度以内的位置且在自压缩开始起360度以内的位置，配置一对以上的辅助旁通孔和对所述辅助旁通孔进行开闭的旁通阀装置。
15.根据权利要求9所述的涡旋气体压缩机，其特征在于，在镶板上设置注入孔，该注入孔以被旋转涡管涡卷全开和全闭的状态在旁通孔与辅助旁通孔之间的压缩室开口，且另一端与对冷冻循环中的液体制冷剂进行减压的装置的中途连通。
16.根据权利要求12所述的涡旋气体压缩机，其特征在于，在镶板上设置注入孔，该注入孔以被旋转涡管涡卷全开和全闭的状态在旁通孔与辅助旁通孔之间的压缩室开口，且另一端与对冷冻循环中的凝缩液进行减压的装置的中途连通。
17.根据权利要求15所述的涡旋气体压缩机，其特征在于，在对冷冻循环中的液体制冷剂进行减压的装置与注入孔之间的制冷剂注入配管的中途设置开闭阀，并且以当压缩机运转时的压缩比大于设定的压缩比时使所述开闭阀开通、而在除此之外的压缩机运转时则将所述开闭阀关闭的控制方式与冷冻循环连接。
18.根据权利要求1所述的涡旋气体压缩机，其特征在于，形成从设于密封容器内部且处于排出压力作用下的油池通向压缩室和吸入室中至少一方的供油通路，在比单向阀装置更靠近压缩室一侧的镶板上设置旁通孔在其底面开口且其另一端与排出室连通的旁通排出室，且在所述旁通排出室的底部配置有旁通阀，只允许流体从压缩室向所述旁通排出室排出，在这样的构造中，以通过打开所述旁通阀而将所述单向阀装置的阀体向上推、使排出口得以开通的状态构成所述旁通阀。
19.根据权利要求1所述的涡旋气体压缩机，其特征在于，形成从设于密封容器内部且处于排出压力作用下的油池通向压缩室和吸入室中至少一方的供油通路，在比单向阀装置更靠近压缩室一侧的镶板上设有旁通孔在其底面开口且其另一端与排出室连通的旁通排出室，且在所述旁通排出室的底部配置有簧片阀式旁通阀，只允许流体从所述压缩室向所述旁通排出室排出，在这样的构造中，所述旁通阀以可以同时开闭至少一对以上所述旁通孔的状态、并以所述旁通阀的簧片阀体头部围绕所述排出口的形态配置。
20.根据权利要求1所述的涡旋气体压缩机，其特征在于，形成从设于密封容器内部且处于排出压力作用下的油池通向压缩室和吸入室中至少一方的供油通路，在镶板上靠近对排出口进行开闭的簧片阀式单向阀装置而设置簧片阀式旁通阀，在这样的构造中，旁通阀的弹簧常数设定得小于所述单向阀装置，且所述旁通阀与所述单向阀装置连接为一体。
21.根据权利要求20所述的涡旋气体压缩机，其特征在于，单向阀装置和旁通阀排列在同一方向。
22.根据权利要求1所述的涡旋气体压缩机，其特征在于，形成从设于密封容器内部且处于排出压力作用下的油池通向压缩室和吸入室中至少一方的供油通路，并在所述镶板上靠近所述簧片阀式单向阀而设置簧片阀式旁通阀，在这样的构造中，所述单向阀装置的排出阀座设置得高于所述旁通阀的旁通阀座。
23.根据权利要求22所述的涡旋气体压缩机，其特征在于，对配置于压力对称位置上的旁通孔进行开闭的多个旁通阀连接为一体，且以接近和围绕单向阀装置的排出阀座的形态配置所述多个旁通阀。
24.根据权利要求21所述的涡旋气体压缩机，其特征在于，在单一的旁通阀同时对在同一压缩室开口的多个旁通孔进行开闭的构造中，以具有相同功能的两个旁通阀可以同时开闭所述旁通孔的状态而使两个旁通阀的弹簧常数不相同。
25.根据权利要求22所述的涡旋气体压缩机，其特征在于，在单一的旁通阀同时对在同一压缩室开口的多个旁通孔进行开闭的构造中，以具有相同功能的两个旁通阀可以同时开闭所述旁通孔的状态而使两个旁通阀的弹簧常数不相同。
26.根据权利要求23所述的涡旋气体压缩机，其特征在于，在单一的旁通阀同时对在同一压缩室开口的多个旁通孔进行开闭的构造中，以具有相同功能的两个旁通阀可以同时开闭所述旁通孔的状态而使两个旁通阀的弹簧常数不相同。
CN96118600A 1995-12-05 1996-12-05 设置旁通阀的涡旋气体压缩机 Expired - Fee Related CN1086778C (zh)

Applications Claiming Priority (10)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP31625695A JP2956555B2 (ja) 1995-12-05 1995-12-05 スクロール気体圧縮機
JP316256/95 1995-12-05
JP33299295A JP2959457B2 (ja) 1995-12-21 1995-12-21 スクロール気体圧縮機
JP332992/95 1995-12-21
JP26395/96 1996-02-14
JP8026393A JP3027930B2 (ja) 1996-02-14 1996-02-14 スクロール気体圧縮機
JP8026395A JP3028054B2 (ja) 1996-02-14 1996-02-14 スクロール気体圧縮機
JP26394/96 1996-02-14
JP8026394A JPH09217690A (ja) 1996-02-14 1996-02-14 スクロール気体圧縮機
JP26393/96 1996-02-14

Publications (2)

Publication Number Publication Date
CN1158944A true CN1158944A (zh) 1997-09-10
CN1086778C CN1086778C (zh) 2002-06-26

Family

ID=27520833

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CN96118600A Expired - Fee Related CN1086778C (zh) 1995-12-05 1996-12-05 设置旁通阀的涡旋气体压缩机

Country Status (4)

Country Link
US (1) US5855475A (zh)
KR (1) KR100210230B1 (zh)
CN (1) CN1086778C (zh)
MY (1) MY119499A (zh)

Cited By (30)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN1309959C (zh) * 2002-08-28 2007-04-11 Lg电子株式会社 涡旋式压缩机的排量改变装置
CN102003389A (zh) * 2009-08-28 2011-04-06 三洋电机株式会社 涡旋压缩机
CN102042224A (zh) * 2009-10-14 2011-05-04 松下电器产业株式会社 涡旋式压缩机
CN101675248B (zh) * 2007-05-17 2011-08-03 大金工业株式会社 涡旋式压缩机
CN102628440A (zh) * 2011-02-04 2012-08-08 丹佛斯涡旋技术有限责任公司 带三个排气阀且将排气压力制冷剂引流到背压腔室的涡旋压缩机
CN103133345A (zh) * 2011-11-30 2013-06-05 丹佛斯商用压缩机有限公司 涡旋式制冷压缩机
CN103415703A (zh) * 2010-12-16 2013-11-27 丹佛斯商用压缩机有限公司 涡旋式制冷压缩机
CN103477076A (zh) * 2010-12-14 2013-12-25 丹佛斯商用压缩机有限公司 涡旋式制冷压缩机
CN103502644A (zh) * 2010-06-02 2014-01-08 丹佛斯商用压缩机有限公司 涡旋式制冷压缩机
CN103534486A (zh) * 2010-12-16 2014-01-22 丹佛斯商用压缩机有限公司 涡旋式制冷压缩机
CN104797821A (zh) * 2012-11-15 2015-07-22 艾默生环境优化技术有限公司 压缩机阀***及组件
CN105736367A (zh) * 2014-12-26 2016-07-06 大金工业株式会社 涡旋压缩机及冷冻装置
US9435340B2 (en) 2012-11-30 2016-09-06 Emerson Climate Technologies, Inc. Scroll compressor with variable volume ratio port in orbiting scroll
US9494157B2 (en) 2012-11-30 2016-11-15 Emerson Climate Technologies, Inc. Compressor with capacity modulation and variable volume ratio
US9790940B2 (en) 2015-03-19 2017-10-17 Emerson Climate Technologies, Inc. Variable volume ratio compressor
US9879674B2 (en) 2009-04-07 2018-01-30 Emerson Climate Technologies, Inc. Compressor having capacity modulation assembly
US9989057B2 (en) 2014-06-03 2018-06-05 Emerson Climate Technologies, Inc. Variable volume ratio scroll compressor
CN108474378A (zh) * 2016-03-04 2018-08-31 三菱重工制冷空调***株式会社 压缩机
US10066622B2 (en) 2015-10-29 2018-09-04 Emerson Climate Technologies, Inc. Compressor having capacity modulation system
US10094380B2 (en) 2012-11-15 2018-10-09 Emerson Climate Technologies, Inc. Compressor
US10378540B2 (en) 2015-07-01 2019-08-13 Emerson Climate Technologies, Inc. Compressor with thermally-responsive modulation system
US10753352B2 (en) 2017-02-07 2020-08-25 Emerson Climate Technologies, Inc. Compressor discharge valve assembly
US10801495B2 (en) 2016-09-08 2020-10-13 Emerson Climate Technologies, Inc. Oil flow through the bearings of a scroll compressor
US10890186B2 (en) 2016-09-08 2021-01-12 Emerson Climate Technologies, Inc. Compressor
US10962008B2 (en) 2017-12-15 2021-03-30 Emerson Climate Technologies, Inc. Variable volume ratio compressor
US10995753B2 (en) 2018-05-17 2021-05-04 Emerson Climate Technologies, Inc. Compressor having capacity modulation assembly
US11022119B2 (en) 2017-10-03 2021-06-01 Emerson Climate Technologies, Inc. Variable volume ratio compressor
US11655813B2 (en) 2021-07-29 2023-05-23 Emerson Climate Technologies, Inc. Compressor modulation system with multi-way valve
US11846287B1 (en) 2022-08-11 2023-12-19 Copeland Lp Scroll compressor with center hub
US11965507B1 (en) 2022-12-15 2024-04-23 Copeland Lp Compressor and valve assembly

Families Citing this family (65)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP3399797B2 (ja) * 1997-09-04 2003-04-21 松下電器産業株式会社 スクロール圧縮機
US6206652B1 (en) 1998-08-25 2001-03-27 Copeland Corporation Compressor capacity modulation
JP2000087882A (ja) * 1998-09-11 2000-03-28 Sanden Corp スクロール型圧縮機
US6666865B2 (en) * 1998-09-29 2003-12-23 Sherwood Services Ag Swirling system for ionizable gas coagulator
US6616660B1 (en) 1999-10-05 2003-09-09 Sherwood Services Ag Multi-port side-fire coagulator
US6475217B1 (en) * 1999-10-05 2002-11-05 Sherwood Services Ag Articulating ionizable gas coagulator
KR100576631B1 (ko) * 1999-12-21 2006-05-04 한라공조주식회사 맥동압 저감구조를 가지는 압축기
US6280154B1 (en) 2000-02-02 2001-08-28 Copeland Corporation Scroll compressor
JP4376554B2 (ja) * 2003-06-12 2009-12-02 パナソニック株式会社 スクロール圧縮機
CN100371598C (zh) * 2003-08-11 2008-02-27 三菱重工业株式会社 涡旋式压缩机
US7278832B2 (en) * 2004-01-07 2007-10-09 Carrier Corporation Scroll compressor with enlarged vapor injection port area
US8226643B2 (en) * 2004-02-03 2012-07-24 Covidien Ag Gas-enhanced surgical instrument with pressure safety feature
US7833222B2 (en) 2004-02-03 2010-11-16 Covidien Ag Gas-enhanced surgical instrument with pressure safety feature
US8157795B2 (en) * 2004-02-03 2012-04-17 Covidien Ag Portable argon system
US7572255B2 (en) 2004-02-03 2009-08-11 Covidien Ag Gas-enhanced surgical instrument
US7628787B2 (en) * 2004-02-03 2009-12-08 Covidien Ag Self contained, gas-enhanced surgical instrument
KR100631544B1 (ko) * 2004-11-03 2006-10-09 엘지전자 주식회사 스크롤 압축기의 바이패스 장치
KR100581557B1 (ko) * 2004-12-14 2006-05-22 엘지전자 주식회사 선회베인 압축기의 배압장치
US7753663B2 (en) * 2005-05-17 2010-07-13 Daikin Industries, Ltd. Mounting structure of discharge valve in rotary compressor
US7691102B2 (en) * 2006-03-03 2010-04-06 Covidien Ag Manifold for gas enhanced surgical instruments
US7648503B2 (en) * 2006-03-08 2010-01-19 Covidien Ag Tissue coagulation method and device using inert gas
JP2007270697A (ja) * 2006-03-31 2007-10-18 Hitachi Ltd スクロール流体機械
US8123744B2 (en) 2006-08-29 2012-02-28 Covidien Ag Wound mediating device
US20080184733A1 (en) * 2007-02-05 2008-08-07 Tecumseh Products Company Scroll compressor with refrigerant injection system
US8157538B2 (en) 2007-07-23 2012-04-17 Emerson Climate Technologies, Inc. Capacity modulation system for compressor and method
JP4241862B2 (ja) * 2007-08-06 2009-03-18 ダイキン工業株式会社 圧縮機構及びスクロール圧縮機
US20090076505A1 (en) * 2007-09-13 2009-03-19 Arts Gene H Electrosurgical instrument
US7976295B2 (en) * 2008-05-30 2011-07-12 Emerson Climate Technologies, Inc. Compressor having capacity modulation system
EP2307728B1 (en) 2008-05-30 2016-08-10 Emerson Climate Technologies, Inc. Compressor having output adjustment assembly including piston actuation
EP2307729B1 (en) * 2008-05-30 2018-02-21 Emerson Climate Technologies, Inc. Compressor having capacity modulation system
CN102089524B (zh) 2008-05-30 2014-09-03 艾默生环境优化技术有限公司 具有容量调节***的压缩机
WO2009155105A2 (en) * 2008-05-30 2009-12-23 Emerson Climate Technologies, Inc. Compressor having capacity modulation system
CA2671109C (en) * 2008-07-08 2012-10-23 Tecumseh Products Company Scroll compressor utilizing liquid or vapor injection
US8226642B2 (en) * 2008-08-14 2012-07-24 Tyco Healthcare Group Lp Surgical gas plasma ignition apparatus and method
US20100042088A1 (en) * 2008-08-14 2010-02-18 Arts Gene H Surgical Gas Plasma Ignition Apparatus and Method
US7976296B2 (en) * 2008-12-03 2011-07-12 Emerson Climate Technologies, Inc. Scroll compressor having capacity modulation system
WO2010088271A2 (en) 2009-01-27 2010-08-05 Emerson Climate Technologies, Inc. Unloader system and method for a compressor
US8616014B2 (en) * 2009-05-29 2013-12-31 Emerson Climate Technologies, Inc. Compressor having capacity modulation or fluid injection systems
US8568118B2 (en) * 2009-05-29 2013-10-29 Emerson Climate Technologies, Inc. Compressor having piston assembly
JP5396235B2 (ja) * 2009-10-26 2014-01-22 日立アプライアンス株式会社 スクロール圧縮機
US8517703B2 (en) * 2010-02-23 2013-08-27 Emerson Climate Technologies, Inc. Compressor including valve assembly
KR20110097070A (ko) * 2010-02-24 2011-08-31 엘지전자 주식회사 극저온 냉동기의 디스플레이서 밸브
FR2960947B1 (fr) 2010-06-02 2012-06-08 Danfoss Commercial Compressors Agencement de clapet pour compresseur frigorifique a spirales
JP2012017656A (ja) * 2010-07-06 2012-01-26 Sanden Corp スクロール型圧縮機
CN102985697B (zh) * 2010-07-08 2015-12-02 松下电器产业株式会社 涡旋式压缩机
FR2969226B1 (fr) 2010-12-16 2013-01-11 Danfoss Commercial Compressors Compresseur frigorifique a spirales
GB2493552A (en) 2011-08-11 2013-02-13 Edwards Ltd Scroll pump with over compression channel
US9267501B2 (en) 2011-09-22 2016-02-23 Emerson Climate Technologies, Inc. Compressor including biasing passage located relative to bypass porting
CN102367798A (zh) * 2011-11-05 2012-03-07 佛山市广顺电器有限公司 一种平衡节能装置涡旋压缩机
US20140219844A1 (en) * 2013-02-06 2014-08-07 Daimler Ag Expansion device for use in a working medium circuit and method for operating an expansion device
JP6578504B2 (ja) * 2013-04-30 2019-09-25 パナソニックＩｐマネジメント株式会社 スクロール圧縮機
US20150078927A1 (en) * 2013-09-13 2015-03-19 Agilent Technologies, Inc. Multi-Stage Pump Having Reverse Bypass Circuit
KR102214840B1 (ko) * 2014-05-02 2021-02-10 엘지전자 주식회사 압축기 및 스크롤 압축기
US9739277B2 (en) * 2014-05-15 2017-08-22 Emerson Climate Technologies, Inc. Capacity-modulated scroll compressor
KR101873417B1 (ko) * 2014-12-16 2018-07-31 엘지전자 주식회사 스크롤 압축기
US9982666B2 (en) * 2015-05-29 2018-05-29 Agilient Technologies, Inc. Vacuum pump system including scroll pump and secondary pumping mechanism
US10378542B2 (en) 2015-07-01 2019-08-13 Emerson Climate Technologies, Inc. Compressor with thermal protection system
US10598180B2 (en) 2015-07-01 2020-03-24 Emerson Climate Technologies, Inc. Compressor with thermally-responsive injector
JP6589800B2 (ja) 2016-09-29 2019-10-16 株式会社豊田自動織機 スクロール型圧縮機
WO2018096823A1 (ja) 2016-11-24 2018-05-31 パナソニックＩｐマネジメント株式会社 非対称スクロール圧縮機
KR102469601B1 (ko) 2017-01-26 2022-11-22 엘지전자 주식회사 스크롤 압축기
KR102379671B1 (ko) * 2017-06-14 2022-03-28 엘지전자 주식회사 스크롤 압축기
US11326598B2 (en) * 2017-10-20 2022-05-10 Panasonic Intellectual Property Management Co., Ltd. Compressor
US11656003B2 (en) 2019-03-11 2023-05-23 Emerson Climate Technologies, Inc. Climate-control system having valve assembly
US11255325B2 (en) * 2019-11-04 2022-02-22 Lennox Industries Inc. Compressor for high efficiency heat pump system

Family Cites Families (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS58128485A (ja) * 1982-01-27 1983-08-01 Hitachi Ltd スクロ−ル圧縮機
JPS61152984A (ja) * 1984-12-26 1986-07-11 Nippon Soken Inc スクロ−ル型圧縮機
JPH0830471B2 (ja) * 1986-12-04 1996-03-27 株式会社日立製作所 インバータ駆動のスクロール圧縮機を備えた空調機
JPH01106987A (ja) * 1987-10-19 1989-04-24 Sanyo Electric Co Ltd スクロール圧縮機
JP2752763B2 (ja) * 1990-02-09 1998-05-18 株式会社日立製作所 スクロール圧縮機およびその製造方法
JP3376729B2 (ja) * 1994-06-08 2003-02-10 株式会社日本自動車部品総合研究所 スクロール型圧縮機

Cited By (52)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN1309959C (zh) * 2002-08-28 2007-04-11 Lg电子株式会社 涡旋式压缩机的排量改变装置
CN101675248B (zh) * 2007-05-17 2011-08-03 大金工业株式会社 涡旋式压缩机
US9879674B2 (en) 2009-04-07 2018-01-30 Emerson Climate Technologies, Inc. Compressor having capacity modulation assembly
US10954940B2 (en) 2009-04-07 2021-03-23 Emerson Climate Technologies, Inc. Compressor having capacity modulation assembly
US11635078B2 (en) 2009-04-07 2023-04-25 Emerson Climate Technologies, Inc. Compressor having capacity modulation assembly
CN102003389A (zh) * 2009-08-28 2011-04-06 三洋电机株式会社 涡旋压缩机
CN102042224A (zh) * 2009-10-14 2011-05-04 松下电器产业株式会社 涡旋式压缩机
CN102042224B (zh) * 2009-10-14 2014-03-19 松下电器产业株式会社 涡旋式压缩机
CN103502644A (zh) * 2010-06-02 2014-01-08 丹佛斯商用压缩机有限公司 涡旋式制冷压缩机
CN103502644B (zh) * 2010-06-02 2016-10-26 丹佛斯商用压缩机有限公司 涡旋式制冷压缩机
CN103477076B (zh) * 2010-12-14 2015-12-02 丹佛斯商用压缩机有限公司 涡旋式制冷压缩机
CN103477076A (zh) * 2010-12-14 2013-12-25 丹佛斯商用压缩机有限公司 涡旋式制冷压缩机
CN103534486B (zh) * 2010-12-16 2015-11-25 丹佛斯商用压缩机有限公司 涡旋式制冷压缩机
CN103415703A (zh) * 2010-12-16 2013-11-27 丹佛斯商用压缩机有限公司 涡旋式制冷压缩机
CN103415703B (zh) * 2010-12-16 2015-11-25 丹佛斯商用压缩机有限公司 涡旋式制冷压缩机
US9097253B2 (en) 2010-12-16 2015-08-04 Danfoss Commercial Compressors Scroll refrigeration compressor with confluent bypass passage and flow passage
US9103341B2 (en) 2010-12-16 2015-08-11 Danfoss Commercial Compressors Scroll refrigeration compressor with improved retaining means and bypass valves
CN103534486A (zh) * 2010-12-16 2014-01-22 丹佛斯商用压缩机有限公司 涡旋式制冷压缩机
CN102628440A (zh) * 2011-02-04 2012-08-08 丹佛斯涡旋技术有限责任公司 带三个排气阀且将排气压力制冷剂引流到背压腔室的涡旋压缩机
CN102628440B (zh) * 2011-02-04 2016-08-10 丹佛斯涡旋技术有限责任公司 带三个排气阀且将排气压力制冷剂引流到背压腔室的涡旋压缩机
CN103133345A (zh) * 2011-11-30 2013-06-05 丹佛斯商用压缩机有限公司 涡旋式制冷压缩机
CN104797821A (zh) * 2012-11-15 2015-07-22 艾默生环境优化技术有限公司 压缩机阀***及组件
US9651043B2 (en) 2012-11-15 2017-05-16 Emerson Climate Technologies, Inc. Compressor valve system and assembly
US11434910B2 (en) 2012-11-15 2022-09-06 Emerson Climate Technologies, Inc. Scroll compressor having hub plate
US10094380B2 (en) 2012-11-15 2018-10-09 Emerson Climate Technologies, Inc. Compressor
US10907633B2 (en) 2012-11-15 2021-02-02 Emerson Climate Technologies, Inc. Scroll compressor having hub plate
US10495086B2 (en) 2012-11-15 2019-12-03 Emerson Climate Technologies, Inc. Compressor valve system and assembly
US9777730B2 (en) 2012-11-30 2017-10-03 Emerson Climate Technologies, Inc. Scroll compressor with variable volume ratio port in orbiting scroll
US9494157B2 (en) 2012-11-30 2016-11-15 Emerson Climate Technologies, Inc. Compressor with capacity modulation and variable volume ratio
US9435340B2 (en) 2012-11-30 2016-09-06 Emerson Climate Technologies, Inc. Scroll compressor with variable volume ratio port in orbiting scroll
US9989057B2 (en) 2014-06-03 2018-06-05 Emerson Climate Technologies, Inc. Variable volume ratio scroll compressor
CN105736367A (zh) * 2014-12-26 2016-07-06 大金工业株式会社 涡旋压缩机及冷冻装置
CN105736367B (zh) * 2014-12-26 2018-01-02 大金工业株式会社 涡旋压缩机及冷冻装置
US10323639B2 (en) 2015-03-19 2019-06-18 Emerson Climate Technologies, Inc. Variable volume ratio compressor
US9790940B2 (en) 2015-03-19 2017-10-17 Emerson Climate Technologies, Inc. Variable volume ratio compressor
US10323638B2 (en) 2015-03-19 2019-06-18 Emerson Climate Technologies, Inc. Variable volume ratio compressor
US10378540B2 (en) 2015-07-01 2019-08-13 Emerson Climate Technologies, Inc. Compressor with thermally-responsive modulation system
US10087936B2 (en) 2015-10-29 2018-10-02 Emerson Climate Technologies, Inc. Compressor having capacity modulation system
US10066622B2 (en) 2015-10-29 2018-09-04 Emerson Climate Technologies, Inc. Compressor having capacity modulation system
CN108474378B (zh) * 2016-03-04 2020-10-27 三菱重工制冷空调***株式会社 压缩机
CN108474378A (zh) * 2016-03-04 2018-08-31 三菱重工制冷空调***株式会社 压缩机
US10801495B2 (en) 2016-09-08 2020-10-13 Emerson Climate Technologies, Inc. Oil flow through the bearings of a scroll compressor
US10890186B2 (en) 2016-09-08 2021-01-12 Emerson Climate Technologies, Inc. Compressor
US10753352B2 (en) 2017-02-07 2020-08-25 Emerson Climate Technologies, Inc. Compressor discharge valve assembly
US11022119B2 (en) 2017-10-03 2021-06-01 Emerson Climate Technologies, Inc. Variable volume ratio compressor
US10962008B2 (en) 2017-12-15 2021-03-30 Emerson Climate Technologies, Inc. Variable volume ratio compressor
US10995753B2 (en) 2018-05-17 2021-05-04 Emerson Climate Technologies, Inc. Compressor having capacity modulation assembly
US11754072B2 (en) 2018-05-17 2023-09-12 Copeland Lp Compressor having capacity modulation assembly
US11655813B2 (en) 2021-07-29 2023-05-23 Emerson Climate Technologies, Inc. Compressor modulation system with multi-way valve
US11879460B2 (en) 2021-07-29 2024-01-23 Copeland Lp Compressor modulation system with multi-way valve
US11846287B1 (en) 2022-08-11 2023-12-19 Copeland Lp Scroll compressor with center hub
US11965507B1 (en) 2022-12-15 2024-04-23 Copeland Lp Compressor and valve assembly

Also Published As

Publication number Publication date
MY119499A (en) 2005-06-30
CN1086778C (zh) 2002-06-26
US5855475A (en) 1999-01-05
KR100210230B1 (ko) 1999-07-15

Similar Documents

Publication Publication Date Title
CN1086778C (zh) 设置旁通阀的涡旋气体压缩机
CN1179125C (zh) 可变容量斜盘压缩机及容量控制阀
CN1507542A (zh) 涡旋型流体机械
CN1128293C (zh) 振动型压缩机
CN1201083C (zh) 涡旋型压缩机
CN1065595C (zh) 涡旋式压缩机
CN1086453C (zh) 阀装置
CN1083939C (zh) 线性压缩机
CN1802490A (zh) 用于内燃机的换气门的升程调节的可变气门升程装置
CN1430705A (zh) 压缩机
CN101076667A (zh) 涡旋式流体机械
CN1243199A (zh) 与脉冲管致冷器做成一体的无油型压缩机
CN1773194A (zh) 制冷设备及用于该设备的流体机械
CN1719034A (zh) 压缩***、多汽缸旋转压缩机以及使用它的冷冻装置
CN1095061C (zh) 转换阀、流体压缩机及热泵式冷冻循环***
CN1955519A (zh) 真空阀
CN1409011A (zh) 压缩机及其制造方法、及制冷剂回路的除霜装置、及冷冻装置
CN1871098A (zh) 定位装置和具有该定位装置的夹持***
CN1867792A (zh) 液压装置
CN1818390A (zh) 使用于致冷剂循环装置的压缩机
CN1847662A (zh) 压缩机及其制造方法
CN1118633C (zh) 螺旋叶片式压缩机及使用该压缩机的制冷循环装置
CN1132995C (zh) 发动机的阀装置
CN1601090A (zh) 涡旋式流体机械
CN1119520C (zh) 内燃机燃料供给装置

Legal Events

Date Code Title Description
C10 Entry into substantive examination
SE01 Entry into force of request for substantive examination
C06 Publication
PB01 Publication
C14 Grant of patent or utility model
GR01 Patent grant
CF01 Termination of patent right due to non-payment of annual fee

Granted publication date: 20020626

Termination date: 20151205

EXPY Termination of patent right or utility model