涡旋式压缩机的制作方法

专利名称：涡旋式压缩机的制作方法
技术领域：
本发明，涉及一种涡旋式压缩机，特别是涉及一种过压縮的防
止方法。
背景技术：
迄今为止，例如用于冷冻装置等的压缩制冷剂等流体的涡旋式 压縮机已广为人知。 在专利文献1中公开了这种涡旋式压缩机。该涡旋式压縮机具 有所谓非对称涡旋结构的压缩机构。在该压缩机构中，定涡旋盘及 动涡旋盘的各个齿部(lap)相互啮合，从而形成了流体的压缩室。压 缩室被划分为面向动涡旋盘的齿部外周面的第 一 压缩室和面向动涡 旋盘的齿部内周面的第二压缩室。还有，在压缩机构的外周面侧形 成有用来将流体导入各个压缩室的吸入口 ，在该压缩机构的中央部 形成有用来使各个压缩室中被压缩了的流体喷向外部(喷出空间)的 喷出口 。在该涡旋式压縮机构中，动涡旋盘相对定涡旋盘进行偏心 旋转运动。其结果是，各个压缩室从压缩机构的外周侧渐渐地移向 内周側，压缩室的容积减小，在各个压縮室内流体得到压縮。 此外，在这种涡旋式压缩机中，按照冷冻装置等的额定运转条 件，其容积比(压缩比)被设定为规定的特征值。为此，例如在冷冻 装置的高低压差较小的运转条件下，就会产生压縮机构对制冷剂过 度压缩的所谓过压缩，压縮效率会明显下降。这便是该涡旋式压缩 机存在的问题。 于是，在专利文献1的涡旋式压缩机中，为了避免所述过压缩， 在压缩机构中设置了排放口(relief port)。具体来说，在压缩机构的 定涡旋盘的端板设置有六个排放口(旁通孔)。在这些排放口中，其 中的三个对应第一压缩室，剩佘的三个对应第二压缩室。还有，在各个排放口设置有开关自如的排放阀(rdief vaWe)。在该压缩机构处 于例如高低压差较小的运转条件下，各个排放口就会成为开放状态。 其结果是，在各个压縮室，压缩过程中的制冷剂经由各个排放口被 排到外部(高压空间)，由此能够避免所述过压缩。
专利文献1:日本公开特许公报特开平9-170574号公报
一发明所要解决的技术问题一
若像上述那样在压缩机构中设置排放口 ，在排放口的内部就会 形成对压縮流体不起作用的无效空间。因此，例如在排放阀为关闭 状态的额定运转时，该无效空间便形成所谓的死空间(dead volume), 会导致压缩效率下降。特别是，若像所述专利文献1那样设置有对 应于各个压缩室的多个排放口时，死空间会随着排放口的增多而相 应地增大，压缩效率就会显著地下降。

发明内容
本发明是鉴于所述问题而发明出来的，其目的在于提供一种 涡旋式压縮机，在该涡旋式压缩机中，能够减小由于排》史口而产生 的死空间，并且能够将各个压缩室中的流体确实地从各个排放口排 出。
一用以解决技术问题的技术方案一
第一方面的发明以下述涡旋式压缩机为前提。该涡旋式压缩机 是这样的包括压縮机构20，该压缩机构20具有定涡旋盘21和相 对该定涡旋盘21进行偏心旋转运动的动涡旋盘22，在该压缩机构 20中，两涡旋盘21、 22的涡旋状齿部21b、 22b相亙啮合，从而形 成面向动涡旋盘22的齿部22b外周面的第一压缩室24a和面向该动 涡旋盘22的齿部22b内周面的第二压缩室24b;在所述定涡旋盘21 的端板21a设置有喷出口 25、多个排放口 31a、 31b、 32a、 32b、 33 以及排放阀37、 38、 39,该喷出口 25形成在所述端板21a的中央 部，并且朝喷出空间28喷出各个压缩室24a、 24b中的压缩流体， 该多个棑放口 31a、 31b、 32a、 32b、 33形成在该喷出口 25的外周 侧，并且一端朝所述各个压缩室24a、 24b开放而另一端与所述喷出 空间28相连，该排放阀37、 38、 39用来开关该排放口 31a、 31b、32a、 32b、 33。该涡旋式压縮机的特征在于所述多个排放口由第 一排放口 31a、 31b、第二排放口 32a、 32b以及第三排放口 33构成， 该第一排放口 31a、 31b构成为仅朝着所述两压缩室24a、 24b中的 第一压缩室24a开放，该第二排放口 32a、 32b构成为仅朝着所述两 压縮室24a、 24b中的第二压缩室24b开放，该第三排放口33构成 为随着所述动涡旋盘22的偏心旋转运动交替地朝第一压縮室24a 和第二压縮室24b开放。 在第一方面的发明所涉及的压缩机构20中，伴随动涡旋盘22 的偏心旋转运动，各个压缩室24a、 24b从外周侧向内周侧移动，并 使所述各个压缩室的容积减小。其结果是，在各个压缩室24a、 24b， 流体被压缩。并且，若在流体已纟皮压缩的状态下各个压缩室24a、 24b与喷出口 25连通，则该流体就会经由喷出口 25喷向喷出空间 28。喷出来的流体被用于例如冷冻装置的蒸气压缩式制冷循环等。 根据本发明，在定涡旋盘21的端板21a设置有第一至第三排 放口31a、 31b、 32a、 32b、 33。在此，本发明中，第一排放口 31a、 31b构成为仅朝第一压縮室24a开放，第二排放口32a、 32b构成为 ^f义朝第二压缩室24b开放。另一方面，第三排放口 33构成为随着动 涡旋盘22的偏心旋转运动朝第 一 压缩室24a和第二压缩室24b双方 开放。因此，在本发明的压缩机构20中，例如当第一压缩室24a 中的流体处于过压缩状态时，能够使该流体经由第一排放口 31a、 31b和第三排放口 33逃到喷出室28。还有，例如当第二压縮室24b 中的流体处于过压缩状态时，能够使该流体经由第二排放口 32a、 32b和第三排放口 33逃到喷出室28。由此，根据本发明，能够使两 压缩室24a、 24b排放过压缩状态流体的棑放量增加。 另一方面，与例如所述专利文献1中的涡旋式压縮机不同，在 本发明，使第三排放口 33兼作两压缩室24a、 24b的流体排放通路。 也就是说，在专利文献l中，设置了多个仅对应第一压缩室的棑放 口和多个仅对应第二压缩室的排放口，而在本发明中，第三排放口 33是为两压縮室24a、 24b共用的，所以与专利文献l相比，能够 减少设置排放口 31a、 31b、 32a、 32b、 33的总数。因此，由于各个排放口 31a、 31b、 32a、 32b、 33而产生的无效空间的总容积减小， 所以各个压缩室24a、 24b中的死空间也会变小。 第二方面的发明是这样的，在第一方面的发明所述的涡旋式压 缩机中，所述第一排放口31a、 31b设置在靠近所述定涡旋盘21的 齿部21b内周面的位置处，所述第二排放口 32a、 32b设置在靠近所 述定涡旋盘21的齿部21b外周面的位置处，所述第三排放口 33设 置为在所述定涡旋盘21的齿部21b间的中间位置开口。 在第二方面的发明中，第一棑放口 31a、 31b设置在定涡旋盘 21的齿部21b的外周面和内周面中更靠近内周面的位置处。由此， 即便动涡旋盘22相对定涡旋盘21进行偏心旋转运动，第一排放口 31a、 31b也^5L与齿部21b内周面侧的第一压缩室24a连通，而不会 与笫二压缩室24b连通。因此，若在第一压缩室24a中流体成为过 压缩状态，该流体便确实地经由第一排放口 31a、 31b排向喷出室 28。 还有，第二排放口 32a、 32b设置在定涡旋盘21的齿部21b的 外周面和内周面中更靠近外周面的位置处。由此，即便动涡旋盘22 相对定涡旋盘21进行偏心旋转运动，第二排放口 32a、 32b也仅与 齿部21b外周面侧的第二压缩室24b连通，而不会与笫一压縮室24a 连通。因此，若在第二压縮室24b中流体成为过压缩状态，该流体 便确实地经由第二排放口 32a、 32b排向喷出室28。 再有，第三排放口 33设置在定涡旋盘21的齿部21b的内周面 和外周面的中间位置处。为此，若动涡旋盘22进行偏心旋转运动， 动涡旋盘22的齿部22b就会反复进行沿径向跨越第三排放口 33的 往复运动。由此，第三排放口 33就会交替地与第一压缩室24a和第 二压缩室24b连通。因此，若两压缩室24a、 24b中的一个或两个压 缩室里的流体成为过压缩状态，则该流体就会确实地经由第三棑放 口 33棑向喷出室28。 第三方面的发明是这样的，在第二方面的发明所述的涡旋式压 缩机中，所述第一排放口 31a、 31b设置在能够朝与所述喷出口 25 成为连通状态的第一压缩室24a开放的位置，所述第二排放口 32a、32b设置在能够朝与所述喷出口 25成为连通状态的第二压缩室24b 开放的位置。 在第三方面的发明中，第一排放口 31a、 31b设置在能够朝与 喷出口25成为连通状态的第一压缩室24a开放的位置。为此，当第 一压缩室24a与喷出口 25连通，流体从喷出口 25喷出之际，还能 够同时从第一排放口 31a、 31b排出该流体。在此，从第一排放口 31a、 31b排出的流体是压缩冲程结束时的高压流体。因此，若与例 如从第 一 棑放口棑出压缩刚开始不久或压缩过程中的流体的情况相 比，在本发明中，伴随来自第一压缩室24a的流体的排出动作而获 得的减压效果、即对过压缩的抑制效果得到提高。 同样地，在本发明中，第二排放口 32a、 32b设置在能够朝与 喷出口 25成为连通状态的第二压缩室24b开放的位置。为此，当第 二压缩室24b与喷出口 25连通，流体从喷出口 25喷出之际，还能 够同时从笫二排放口 32a、 32b排出该流体。因此，在本发明中，伴 随来自第二压缩室24b的流体的排出动作而获得的对过压縮的抑制 效果也得到提高。第四方面的发明是这样的，在第二或第三方面的发明所述的涡 旋式压缩机中，所迷第三排放口 33设置在比所述第一排放口 31a、 31b及第二排放口 32a、 32b更靠近喷出口 25的位置处。 在第四方面的发明中，第三排放口 33设置在比第一排放口 31a、 31b及第二排放口 32a、 32b更靠近喷出口 25的位置处。也就是说， 因为从第三排放口 33到喷出口 25之间的距离比从第一棑放口 31a、 31b及第二排放口 32a、 32b到喷出口 25之间的距离都短，所以喷 出口25附近的流体便从第三棑放口 33排出。由此，在本发明的压 缩机构20中，能够使压缩冲程结束时压力极高的高压流体从第三排 放口 33排出。因此，在本发明中，伴随来自各个压缩室24a、 24b 第五方面的发明是这样的，在第一至第四方面中的任一方面的 发明所述的涡旋式压缩机中，在所述定涡旋盘21的端片反21a，彼此 邻接地并列设置有所述第一至第三排放口 31a、 31b、 32a、 32b、 33中的至少一种排放口，并且还设置有形成为横跨该邻接排放口 31a、 31b、 32a、 32b的各流出端的排放流路35、 36,所述排放阀37、 38 构成为能够自由开关所述排放流路35、 36。 在第五方面的发明中，所述第一至第三排放口 31a、 31b、 32a、 32b、 33中的至少一种排放口是由彼此邻接的多个排放口构成的。 具体举例来说，例如在定涡旋盘21的端板21a邻接设置有两个所述 第一排放口 31a、 31b。并且，横跨各个第一排放口 31a、 31b的流 出端设置了排放流路35，在该排放流路35设置了排放阀37。在该 示例所示的结构下，若第一压縮室24a中的流体成为过压缩状态， 该流体就会流入两个第一排放口 31a、 31b，并在排放流路35汇合 后排向喷出室28。也就是说，排放流路35构成两个排放口 31a、31b 所共用的流体排放通路的一部分。因此，若与例如分别将各个第一 排放口 31a、 31b设置为独立通路的情况相比，在本发明中，对压缩 流体不起作用的无效空间、即死空间较之减小。还有，在本发明中， 多个棑放口 31a、31b所共用的排放流路35是在排放阀37的控制下 进行开关的。也就是说，在本发明中，多个排放口 31a、 31b是在数 量比该排放口的数量少的排放阀37的控制下进行开关的。因此，与 例如分别为各个第一排放口 31a、 31b设置单独的排放阀37的情况 相比，排放阀37的数量得以减少。第六方面的发明是这样的，在第一至第五方面中的任一方面的 发明所述的涡旋式压缩机中，若将从各个棑放口 31a、 31b、 32a、 32b、 33的流入端到处于关闭状态的排放阀37、 38、 39之间的空间 容积总和设为Vr，并将所迷压缩机构20的吸入容积设为Vs，则 Vr与Vs的比值在0.01以下。 在第六方面的发明中，从各个排放口 31a、 31b、 32a、 32b、 33 的流入端到处于关闭状态的排放阀37、 38、 39之间的无效空间(死 空间)的总和Vr与压缩机构20的吸入容积(排放容积)Vs之比在1% 以下。因此，能够将所述无效空间造成的压缩机构20的压縮效率下 降控制到最小限度。 —发明的效果一
在本发明中，设置有仅朝第一压缩室24a开放的第一排放口31a、 31b、仅朝第二压縮室24b开放的第二排放口 32a、 32b、以及能够朝两压缩室24a、 24b都开放的第三排放口 33，使过压缩状态的流体从各个排放口 31a、 31b、 32a、 32b、 33排出。由此，根据本发明，能够增加第一压缩室24a和第二压缩室24b中的流体排出量，从而能够有效地避免过压缩。在此，第三排放口 33兼作第一压缩室24a和第二压缩室24b双方的排放口。因此，能够减少排放口的数.量。结果，因为能够使起因于各个排放口 31a、 31b、 32a、 32b、 33的死空间减小，所以能够防止例如额定运转时的压缩效率下降。还有，通过减少排放口的数量，能够筒化压缩机构20的结构，因此能够削减工序数量及制作成本。 根据第二方面的发明，通过在靠近定涡旋盘21的齿部21b内周面的位置设置第一排放口 31a、 31b,在靠近齿部21b外周面的位置设置第二排放口 32a、 32b，并且在齿部21b的中间位置处设置第三排放口 33,从而用比较简单的结构就能够实现所述第一方面的发明。 特别是，在第三方面的发明中，能够使第一棑放口 31a、 31b连通与喷出口 25为连接状态的第一压缩室24a，并且能够使第二排二故口 32a、 32b连通与喷出口 25为连接状态的第二压缩室24b。由此，能够从第一排放口 31a、 31b、第二排放口 32a、 32b排出压力较高的高压流体，从而能够充分获得对两压缩室24a、 24b中的过压縮的抑制效果。 而且，在第四方面的发明中，将第三排放口 33设置在比第一棑^:口 31a、31b和第二排放口 32a、32b更靠近喷出口 25的位置处。由此，能够从第三排放口 33排出压力极高的高压流体，从而能够进一步提高对两压缩室24a、 24b中的过压缩的抑制效果。 还有，在第五方面的发明中，横跨邻接的排放口 31a、31b、32a、32b设置排放流路35、 36,并用排放阀37、 38开关该排放流路35、
36。 由此，用数量比邻接排放口 31a、 31b、 32a、 32b少的排放阀
37、 38，就能够自由开关所述排放口 31a、 31b、 32a、 32b,因而能够实现部件数量的减少。还有，与分别单独设置排放口 31a、 31b、32a、 32b的情况相比，根据本发明能够減小死空间，所以能够进一步确实防止例如额定运转时的压缩效率下降。
再有，在第六方面的发明中，将各个排放口 31a、 31b、 32a、32b 、 33的无效空间的总容积Vr与压缩机构20的吸入容积Vs的比值即Vr/Vs的值设定在1°/。以下。因此，能够减小压缩机构20的死空间造成的影响，从而能够谋求例如额定运转时压缩效率的高效化。


图1是表示实施方式所涉及的涡旋式压缩机整体的纵剖视图。图2是表示实施方式所涉及的压缩机构主要部分的横剖视图。图3是实施方式所涉及的压缩机构的第一、第二排放口附近的纵剖视图。
图4是表示实施方式所涉及的压缩机构主要部分的横剖视图，在该图中示出了簧片阀。
图5是表示实施方式所涉及的压缩机构主要部分的横剖视图，用来说明动涡旋盘的偏心旋转动作。
图6是表示实施方式所涉及的压缩机构主要部分的横剖枧图，示出了动涡旋盘22的旋转角度大约为370度的状态。
图7是表示实施方式所涉及的压縮机构主要部分的横剖视图，示出了动涡旋盘22的旋转角度大约为390度的状态。
图8是表示实施方式所涉及的压缩机构主要部分的横剖枧图，示出了动涡旋盘22的旋转角度大约为420度的状态。
图9是表示实施方式所涉及的压缩机构主要部分的横剖视图，示出了动涡旋盘22的旋转角度大约为570度的状态。
图10是表示实施方式所涉及的压缩机构的动涡旋盘的旋转角度和第 一 压缩室的内压以及排放口的开口面积之间的关系的曲线图。
图11是表示实施方式所涉及的压缩机构的动涡旋盘的旋转角度和第二压缩室的内压以及排放口的开口面积之间的关系的曲线图。
图12是表示实施方式所涉及的压缩机构的动涡旋盘的旋转角度和两压缩室的内压以及各排放口的总开口面积之间的关系的曲线图。
图13是表示实施方式所涉及的压缩机构的无效容积比Vr/Vs与能力比及COP(性能系数)比之间的关系的曲线图。
一符号说明一
10涡旋式压缩机
20压缩机构
21定涡旋盘
21a固定侧端板部(端板)
21b固定侧齿部(齿部)
22动涡旋盘
22b可动侧齿部(齿部)
24a第一压缩室
24b第二压縮室
25喷出口
28喷出空间(喷出室)
31a、31b第一排放口
32a、32b第二排放口
33第三排放口
35第一排放流路
36第二排放流路
37笫一簧片阀
38笫二簧片阀
具体实施例方式下面，参照附图对本发明的实施方式进行详细的说明。
本实施方式的涡旋式压縮机10是例如设置在空调装置的进行如图1所示，所述涡旋式压缩机10由所谓的全封闭型压缩机构成。该涡旋式压缩机IO具有形成为纵长圓筒形密封容器状的壳体
11。在该壳体11内，收纳有压缩制冷剂的压缩机构20和驱动该压 缩机构20的电动机45。该电动机45布置在压缩机构20的下方， 经由旋转轴即驱动轴40联结在压缩机构20上。
在所迷壳体11的顶部安装有吸入管12，且该吸入管12贯通该 壳体11的顶部。该吸入管12的终端与压縮机构20连接。所述壳体 11的躯千部安装有喷出管13，且该喷出管13贯穿该壳体11的躯干 部。该喷出管13的终端朝壳体11内的压缩机构20及电动机45之 间开口 。 所述驱动轴40包括主轴部41和偏心部42,构成了曲轴。所述 偏心部42的直径小于主轴部41的直径，且该偏心部42直立地设置 在主轴部41的上端面。并且，该偏心部42相乂t主轴部41的轴心偏 心规定距离，构成了偏心销。 下部轴承部件48固定在所述壳体11的躯千部的下端附近。该 下部轴承部件48以能自如旋转的方式支撑着驱动轴40的主轴部41 的下端部。此外，虽然没有图示出来，但在所述驱动轴40的内部， 形成了沿上下方向延伸的供油通路，并且在主轴部41的下端部设置 有离心泵。由该离心泵A人壳体11的底部抽上来的冷冻才几油通过驱动 轴40内的供油通路被供向压缩机构20的各个滑动部。 所述电动机45由定子46和转子47构成。定子46固定在壳体 11的躯干部内侧。转子47联结在驱动轴40的主轴部41上，驱动 该马区动轴40旋转。 所迷压缩机构20包括定涡旋盘21和啮合在该定涡旋盘21上 的动涡旋盘22，并且还包括固定支撑定涡旋盘21的罩部23。 所述罩部23的整个周面接合在壳体11的躯干部的内侧面上。 该罩部23由上段部23a和下段部23b构成。所述上段部23a及下段 部23b是按照该顺序从上向下连续形成的。上段部23a的上表面中 央形成有凹部。下段部23b形成为直径小于上段部23a的近似圆筒 状，并且该下段部23b从上段部23a的下表面开始向下方突出。驱 动轴40的主轴部41插通该下段部23b,该下段部23b构成支撑该主轴部41自如旋转的滑动轴承。 所述定涡旋盘21包括固定侧端板部21a、固定侧齿部21b和缘 部21c。所述定涡旋盘21的固定侧端板部21a形成为近似圓板状。 所述固定侧齿部2lb直立地设置在固定侧端板部21 a的下表面，并 与该固定侧端板部21a形成为一体。该固定側齿部21b形成为高度 一定的涡旋壁状。所述缘部21c形成为从固定侧端板部21a的外周 缘部向下方延伸的壁状。该缘部21c的下端部在整个圆周方向上都 向外侧突出，并被固定在罩部23的上段部23a的上表面。 所述动涡旋盘22包括可动侧端板部22a、可动侧齿部22b和凸 起(boss)部22c。所述动涡旋盘22的可动側端才反部22a形成为近似 圆板状。所迷可动侧齿部22b直立地设置在可动侧端板部22a的上 表面上，并与该可动侧端板部22a形成为一体。该可动侧齿部22b 形成为高度一 定的涡旋壁状，并构成为与定涡旋盘21的固定侧齿部 21b相啮合。所述凸起部22c是从可动侧端板部22a的下表面向下 方延伸设置的，与该可动侧端板部22a形成为一体。 驱动轴40的偏心部42插入所迷凸起部22c中。也就是说，若 所述驱动轴40旋转，动涡旋盘22就以主轴部41的轴心为中心进行 公转。该动涡旋盘22的公转半径与偏心部42的偏心量即主轴部41 的轴心与偏心部42的轴心之间的距离相等。 所述动涡旋盘22的可动侧端板部22a位于罩部23的上段部23a 的上方，所述凸起部22c位于罩部23的上段部23a的凹部中。此外， 虽然没有图示出来，但是在所述动涡旋盘22的可动側端板部22a 和罩部23的上段部23a的上表面之间设置有阻止动涡旋盘22自转 的十字头联轴节。 如图2所示，在压缩机构20中，采用了所谓非对称涡旋结构， 固定侧齿部21b和可动侧齿部22b的螺旋巻数不同。具体来说，所 述固定侧齿部21b比可动侧齿部22b长大约1/2巻。所迷固定侧齿 部21b的外周侧端部位于可动侧齿部22b的外周侧端部附近，并连 接在缘部21c上。还有，固定侧齿部21b及可动侧齿部22b的厚度(壁 厚)是一定的。也就是说，固定侧齿部21b及可动侧齿部22b枸成为从其外周侧端部直到内周侧端部齿壁厚都是均等的。 在压缩^ l构20中，定涡旋盘21的固定侧齿部21b和动涡旋盘 22的可动侧齿部22b之间相啮合，从而分隔形成了两个压缩宣24a、 24b。在所述两个压缩室24a、 24b中，形成在固定侧齿部21b的内 周面和可动侧齿部22b的外周面之间的是第一压缩室24a，而形成 在固定侧齿部21b的外周面和可动侧齿部22b的内周面之间的是第 二压缩室24b。也就是说，所述第一压缩室24a面向可动侧齿部22b 的外周面，而所述第二压缩室24b面向可动侧齿部22b的内周面。 第一压缩室24a的最大容积大于第二压缩室24b的最大容积。 在所述定涡旋盘21的外周側形成有与吸入管12的终端连接的 吸入口 29。该吸入口 29构成为伴随着动涡旋盘22的偏心旋转运动 间歇地与压缩室24a、 24b连通。所述定涡旋盘21的固定侧端板部 21a上安装有覆盖其上方的盖部27。并且，该盖部27与固定侧端板 部21a之间形成有作为喷出空间的喷出室28。所述定涡旋盘21的 固定侧端板部21a的中央形成有朝喷出室28开^t的喷出口 25。该 喷出口 25构成为伴随动涡旋盘22的偏心旋转运动间歇地与压缩室 24a、 24b连通。此外，所述压縮机构20构成为向喷出室28喷出的 气态制冷剂经由气体通路(未图示)被导入罩部23的下方空间，然后 从喷出管13喷向壳体11外。 如图2所示，在所述定涡旋盘21的固定侧端板部21a设置有 五个排放口 31a、 31b、 32a、 32b、 33。各个排放口 31a、 31b、 32a、 32b、 33在固定侧端板部21a的厚度方向上延伸，并且其下端朝压 縮室24a、 24b—側开口。各个排放口 31a、 31b、 32a、 32b、 33的 压縮室24a、 24b—侧的开口形成为正圆形，还有它的开口直径(直 径)小于可动側齿部22b的齿壁厚。五个棑放口 31a、 31b、 32a、 32b、 33由一对笫一棑放口 31a、 31b、 一对第二排放口 32a、 32b和一个笫三棑^t口 33构成。所述两 个第一排放口 31a、31b设置为在靠近固定侧齿部21b的内周面的位 置开口，并且沿着该内周面邻接地布置这两个第一排放口。所述第 一^^放口 31a、 31b的下端朝第一压缩室24a开口 ，而其上端侧则与所迷喷出室28相连。所述两个第二排放口 32a、 32b设置为在靠近 固定侧齿部21b的外周面的位置开口 ，并且沿着该外周面邻接地布 置这两个第二排放口。所述第二排放口 32a、 32b的下端朝第二压缩 室24b开口，而其上端侧则与所迷喷出室28相连。所述一个第三排 ^L口33设置为在固定侧齿部21b的内周面和外周面之间的中间位置 开口。 如图3所示，在定涡旋盘21的固定侧端板部21a中，横跨一 对第一排放口 31a、 31b的各个流出端形成了第一排放流路35。同 样地，在固定侧端板部21a中，横跨一对第二排放口 32a、 32b的各 个流出端形成了第二排放流路36。各个排放流路35、 36形成为直 径比所对应的排放口 31a、 31b、 32a、 32b的直径大的圆柱状，并且 该各个排放流路35、36的上端在固定侧端板部21a的上表面开口且 面向喷出室28。 如图1及图4所示，在所述喷出室28中固定侧端板部21a的 上表面，设置有第一至第三簧片阀(排放阀37、 38、 39)。第一簧片 阀37构成为能够自如开关所述第一排放流路35的开口部。也就是 说，第一簧片阀37构成为能够同时关闭一对第一排放口 31a、 31b。 第二簧片阀38构成为能够自如开关所述第二排放流路36的开口部。 也就是说，第二簧片阀38构成为能够同时关闭一对第二排放口 32a、 32b。第三簧片阀39构成为能够自如开关第三排放口 33的开口部。 各个簧片阀37、 38、 39构成为根据所对应的压缩室24a、 24b 的压力和喷出室28的压力之间的压力差进行开关动作。也就是说， 在压缩机构20中，当压缩过程中的压缩室24a、 24b内的压力没有 达到规定值时，簧片阀37、 38、 39就成为关闭状态，若压缩室24a、 24b内的压力在规定值以上，簧片阀37、 38、 39就成为打开状态。 若簧片阀37、 38、 39成为打开状态，所对应的压缩室24a、 24b内 的制冷剂就经由各个排放口 31a、 31b、 32a、 32b、 33排向喷出室 28。此外，在所述喷出口 25上并没有设置簧片阀，因此喷出口 25 总是面向喷出室28。在所迷压缩机构20中，伴随动涡旋盘22的偏心旋转运动，各个排放口 31a、 31b、 32a、 32b、 33和可动侧齿部22b的相对位置发 生变化。在此，即便动涡旋盘22进行偏心旋转运动，各个第一排放 口 31a、 31b也不会朝第二压缩室24b—侧开放。也就是说，笫一棑 放口 31a、 31b构成仅朝第一压缩室24a开放的棑放口。即便动涡旋 盘22进行偏心旋转运动，各个第二排放口 32a、 32b也不会朝第一 压缩室24a—侧开放。也就是说，第二排放口 32a、 32b构成仅朝第 二压缩室24b开放的排放口 。 在动涡旋盘22的偏心旋转运动下，第三排放口 33能够朝第一 压縮室24a和第二压缩室24b开放。也就是说，若动涡旋盘22进行 偏心旋转，可动侧齿部22b就一边跨越第三排放口 33 —边大致沿径 向进行往复运动。其结果是，第三排放口 33依次变成朝第一压缩室 24a开放的状态、被可动侧齿部22b遮挡住的状态和朝第二压缩室 24b开放的状态。也就是说，第三排放口 33构成为伴随动涡旋盘22 的偏心旋转运动交替地朝第一压缩室24a和第二压缩室24b开放。 各个第一排放口 31a、 31b设置在距喷出口 25较近的位置。并 且，各个第一排放口 31a、 31b能够朝与所述喷出口 25成为连通状 态的第一压缩室24a开放。也就是说，若动涡旋盘22进行偏心旋转 运动，第一压缩室24a就会慢慢地向内侧移动，最终与喷出口 25 连通，而各个第一排放口 31a、 31b就位于能够和上述那样与喷出口 25成为连通状态的第一压缩室24a相连的位置上。 各个第二排放口 32a、 32b位于距喷出口 25较近的位置，并以 与所述各个第一排放口 31a、 31b夹持着喷出口 25的形态设置在该 各个第一排放口的相反侧。并且，各个第二排放口 32a、 32b能够朝 与喷出口 25成为连通状态的第二压縮室24b开放。也就是说，若动 涡旋盘22进行偏心旋转运动，第二压缩室24b就会慢慢地向内侧移 动，最终与喷出口25连通，而各个第二排放口 32a、 32b就位于能 够和上述那样与喷出口 25成为连通状态的第二压縮室24b相连的位 置上。 第三排放口 33位于距喷出口 25较近的位置，并设置在第一排 放口 31a、 31b和第二棑放口 32a、 32b之间。第三排放口 33设置在与第二棑放口 32a、 32b相比更靠近第一排放口 31a、 31b的位置。 而且，与第一排放口31a、 31b和第二排放口 32a、 32b相比，第三 排放口 33设置在更靠近定涡旋盘21的中央即喷出口 25的位置。也 就是说，从喷出口 25到第三排放口 33的距离比从喷出口 25到第一 排放口 31a、 31b的距离和从喷出口 25到第二排放口 32a、 32b的距 离都短。
〖0059] 还有，在本实施方式的压缩机构20中，起因于各个棑放口 31a、 31b、 32a、 32b、 33的无效空间的容积在压缩机构20的吸入容积(排 放容积)的1%以下。具体来说，在压縮机构20中，当各个排放阀 37、 38、 39成为关闭状态时，在各个排放口 31a、 31b、 32a、 32b、 33内及各个排放流路35、 36内，就会形成对压缩制冷剂不起作用 的无效空间。也就是说，在本实施方式中，从各个排放口 31a、 31b、 32a、 32b、 33的各个流入端到处于关闭状态的各个簧片阀37、 38、 39之间形成有成为死空间的无效空间。因此，在本实施方式中，为 了将所述无效空间造成的性能下降控制到最小限度，而将各个排放 口 31a、 31b、 32a、 32b、 33的无效空间的容积总和Vr与压縮机构 20的吸入容积Vs的比值(Vr/Vs)设定在0.01以下。 —运转动作一
下面，、对所述涡旋式压缩机10的基本运转动作进行说明。 首先，若驱动所述电动机45,驱动轴40就会旋转，动涡旋盘 22就相对定涡旋盘21进行偏心旋转运动。此时，由十字头联轴节 阻止动涡旋盘22进行自转。 如图5所示，伴随动涡旋盘22的偏心旋转运动，压缩室24a、 24b的容积周期性地反复增减。具体来说，若在压缩室24a、 24b与 吸入口 29连通的状态下该压缩室24a、 24b的容积增大，则制冷剂 回路中的制冷剂就会被吸入到压缩室24a、 24b中。若动涡旋盘22 进一步旋转，第一压缩室24a和吸入口 29之间就会被隔断，最外周 侧的第一压缩室24a就完全封闭起来(参照图5(a))。之后，若动涡旋 盘22继续旋转，第二压缩室24b和吸入口 29之间就会被隔断，最 外周侧的第二压縮室24b就完全封闭起来(参照图5(c))。其后，若动涡旋盘22按照图5(d)、图5(a)、图5(b)、图5(c)的顺序继续旋转， 则压缩室24a、 24b的容积减小，同时该压缩室24a、 24b朝中心部 移动。此时，压缩室24a、 24b中的制冷剂被压缩。并且，若压缩室 24a、 24b与喷出口 25连通，压缩室24a、 24b内的制冷剂就会喷向 喷出室28。该喷出室28中的制冷剂从壳体11的内部空间经由喷出 管13返回到制冷剂回路中。—排放动作一
例如在夏季和冬季之间的中间期等，空调装置有时会进行制冷 剂回路的高低压差较小的运转(低压差运转)。在这样的低压差运转 下，压缩机构20中就会产生过度压缩制冷剂的所谓过压缩，导致压 缩效率下降。于是，在本实施方式的涡旋式压缩机10中，当处于所 述低压差运转时，就会进行将各个压缩室24a、 24b内成为过压缩状 态的制冷剂排向喷出室28的排放动作。 下面，对该排^L动作进行详细的说明。此外，以下说明中所说 的动涡旋盘22的"旋转角度"以最外周侧的第 一压縮室24a被完全封 闭起来的状态(图5(a)的状态)作为基准角度0度。 首先，对第一压缩室24a的排放动作进行说明。若旋转角度处 于0度状态的动涡旋盘22进行偏心旋转，第 一压縮室24a的容积就 会逐渐减小，第一压缩室24a内的制冷剂得到压缩。其结杲是第一 压縮室24a的内压增大。 在此，动涡旋盘22的旋转角度在大约0度至360度的范围内 时，第一压缩室24a和各个排放口 31a、 31b、 33之间尚未连通。另 一方面，若动涡旋盘22的旋转角度超过大约370度，则如图6所示， 内周侧的第一压缩室24a和一个第一排放口 31a开始连通。接着， 若动涡旋盘22的旋转角度超过木约390度，则如图7所示，内周側 的第一压缩室24a和另一个第一排放口 31b开始连通。 低压差运转时，在如上所示第一压缩室24a和各个第一排放口 31a、 31b连通的状态下，第一簧片阀37就会被适当打开。其结杲 是，第一压缩室24a里的处于压缩过程中的制冷剂就会经由各个第 一排放口 31a、 31b及第一排放流路35排向喷出室28。
接着，若动涡旋盘22的旋转角度超过大约420度，则如图8 所示，内周侧的第一压缩室24a和第三排放口 33就开始连通。低压 差运转时，在所述状态下，第三簧片阀39就会被适当打开。其结果 是，第一压缩室24a里的处于压缩过程中的制冷剂就会经由第三棑 放口 33排向喷出室28。 接着，若动涡旋盘22的旋转角度成为大约570度，则如图9 所示，第三排放口 33就会被可动側齿部22b遮盖住。由于动涡旋盘 22从该状态进一步旋转，因而这次第三排放口 33就开始与第二压 缩室24b连通。 之后，若动涡旋盘22的旋转角度超过大约620度，内周侧的 第一压缩室24a和喷出口 25就会连通，从而开始第一压縮室24a 的喷出动作。在此，该喷出动作开始时，所述第一排放口 31a、 31b 仍和与喷出口 25成为连通状态的第一压缩室24a连接(例如参照图 5(d))。为此，第一压缩室24a内的制冷剂就从喷出口 25和第一排放 口 31a、 31b同时排向喷出室28。此外，若动涡旋盘22的旋转角度 超过大约700度，则第一排放口 31a、 31b和第一压缩室24a之间的 连通就会中止。 下面，对第二压缩室24b的排放动作进行说明。此外，在下述 说明中"旋转角度"也是以最外周侧的第一压缩室24a被完全封闭起 来的状态(图5(a)的状态)作为基准角度0度的。 若动涡旋盘22的旋转角度超过大约160度，第二压缩室24b 就成为完全封闭状态(例如参照图5(c))。若动涡旋盘22从该状态进 行偏心旋转，第二压缩室24b的容积就会逐渐减小，第二压縮室24b 内的制冷剂得到压缩。其结果是第二压缩室24b的内压增大。 在此，动涡旋盘22的旋转角度在大约0度至410度的范围内 时，内周侧的第二压缩室24b和第二排放口 32a、32b之间尚未连通。 另一方面，若动涡旋盘22的旋转角度超过大约420度，各个第二排 二故口 32a、 32b就开始与第二压缩室24b连通(例如参照图8)。 低压差运转时，在如上所示第二压缩室24b和各个第二排放口 32a、 32b连通的状态下，第二簧片阀38就会被适当打开。其结果是，第二压缩室24b里的处于压缩过程中的制冷剂就会经由各个第 二排放口 32a、 32b及第二排放流路36棑向喷出室28。
接着，若动涡旋盘22的旋转角度超过大约570度(图9的状态)， 则笫二压缩室24b和第三排放口 33就开始连通。低压差运转时，在 所述状态下，第三簧片阀39就会被适当打开。其结果是，第二压缩 室24b里的处于压缩过程中的制冷剂就会经由第三排放口 33排向喷 出室28。
接着，若动涡旋盘22的旋转角度超过大约630度(图5(d)的状 态)，内周侧的第二压缩室24b和喷出口 25就会连通，从而开始第 二压缩室24b的喷出动作。另一方面，该喷出动作开始时，所述第 二排放口 32a、32b及第三排放口 33仍和与喷出口 25成为连通状态 的第二压缩室24b连接。为此，第二压缩室24b内的制冷剂就从喷 出口 25、第二排放口 32a、32b和第三排放口 33同时排向喷出室28。 此外，若动涡旋盘22的旋转角度超过大约730度，则第二排放口 32a、 32b和第二压缩室24b之间的连通就会中止。还有，若动涡旋 盘22的旋转角度超过大约770度，则第三排放口 33和第二压缩室 24b之间的连通就会中止。
(关于进行排放动作的时机(timing))一边参照图10至图12, —边更详细地对进行所述排放动作的 时机加以说明。此外，图IO所示的是额定运转时的第一压缩室24a 的内压(虛线l)、对应第一压缩室24a的笫一排放口 31a、 31b的开 口面积总和(实线S1 )和对应第 一 压缩室24a的第三排放口 33的开口 面积(虛线Sl，)随旋转角度而产生的变化。还有，图11所示的是额 定运转时的第二压缩室24b的内压(实线m)、对应第二压缩室24b 的第二排放口 32a、32b的开口面积总和(实线S2)和对应笫二压缩室 24b的第三排放口 33的开口面积(虛线S2，)随旋转角度而产生的变 化。再者，图12所示的是各个压缩室24a、 24b的内压(虛线l及实 线m)、对应第一压缩室24a的第一排放口 31a、 31b及第三排放口 33的各开口面积的总和(实线St 1 )和对应第二压縮室24b的第二排放 口 32a、 32b及第三排放口 33的各开口面积的总和(虛线St2)随旋转角度而产生的变化。
如图IO所示，在第一压缩室24a中，旋转角度大约为620度 时制冷剂的喷出动作开始。相对于此，第一排放口 31a、31b与第一 压縮室24a之间实现连通是当旋转角度在大约370度到大约700度 的范围内，而第三排放口 33与第一压縮室24a之间实现连通是当旋 转角度在大约420度到大约570度的范围内。也就是说，在第一压 缩室24a中，进行喷出动作的时间和进行各排放动作的时间比较接 近。为此，由于压力较高的高压制冷剂从第一排放口 31a、 31b和第 三排放口 33排出，所以第一压缩室24a的减压效果、即对过压缩的 抑制效果提高。
特別是，旋转角度在大约620度到大约700度的范围内，同时 进行第一排放口 31a、31b的排放动作和第一压缩室24a的喷出动作。 因此，在这一范围内，压力与喷出口 25的喷出制冷剂相等的制冷剂 从第一排放口 31a、 31b排出。其结果是，在这一范围内，对第一压 缩室24a中的过压缩的抑制效果进一步提高。
而且，实现第一排放口 31a、 31b与第一压缩室24a连通的旋 转角度的范围跨越第一压缩室24a的内压(虛线l)的峰值(最大点)。 为此，在旋转角度处于该峰值前后的范围内时，第一排放口 31a、 3 lb的排放动作所发挥的对过压缩的抑制效杲得到有效地提高。
此外，实现第一压縮室24a与第一排放口 31a、 31b连通的旋 转角度并不局限于上述范围，不过优选在大约320度到大约750度 的范围内(若将第 一压缩室开始喷出时的角度设定为基准角度(O 度)，则优选在大约—300度到大约+130度的范围内)。还有，实现 第一压缩室24a与第三排放口 33连通的旋转角度并不局限于上述范 围，不过优选在大约370度到大约620度的范围内(若将第 一压缩室 开始喷出时的角度设定为基准角度(O度)，则优选在大约一250度到 大约0度的范围内)。
如图11所示，在第二压缩室24b中，旋转角度大约为630度 时制冷剂的喷出动作开始。相对于此，第二排放口 32a、 32b与第二 压缩室24b之间实现连通是当旋转角度在大约420度到大约730度的范围内，而第三排放口 33与第二压缩室24b之间实现连通是当旋 转角度在大约570度到大约770度的范围内。也就是说，在笫二压 缩宣24b中，进行喷出动作的时间和进行各排放动作的时间也比较 接近。为此，由于压力较高的高压制冷剂从第二排放口 32a、 32b 和第三棑放口 33排出，所以第二压缩室24b的减压效果、即对过压 缩的抑制效果也得到提高。
特别是，旋转角度在大约630度到大约770度的范围内，同时 进行第三排放口33的排放动作和第二压縮室24b的喷出动作。因此， 在这一范围内，压力与喷出口 25的喷出制冷剂相等的制冷剂从第三 排放口 33排出，所以对过压缩的抑制效果进一步提高。而且，因为 旋转角度在大约630度到大约730度的范围内，同时进行第二排放 口 32a、 32b及第三棑放口 33的各排放动作和第二压縮室24b的喷 出动作，所以对过压缩的抑制效果得到有效地提高。
还有，实现第二排放口 32a、 32b与第二压缩室24b连通的旋 转角度的范围以及实现第三排放口 33与第二压缩室24b连通的旋转 角度的范围都跨越第二压缩室24b的内压(实线m)的峰值。因此， 在旋转角度处于该峰值前后的范围内时，第二排放口 32a、 32b和第 三排放口 33所发挥的对过压縮的抑制效果进一步得到有效地提高。
此外，实现第二压缩室24b与第二排放口 32a、 32b连通的旋 转角度并不局限于上述范围，不过优选在大约370度到大约780度 的范围内(若将第二压縮室开始喷出时的角度设定为基准角度(O 度)，则优选在大约一260度到大约+150度的范围内)。还有，实现 第二压缩室24b与第三排放口33连通的旋转角度并不局限于上述范 围，不过优选在大约520度到大约820度的范围内(若将第二压缩室 开始喷出时的角度设定为基准角度(O度)，则优选在大约一 IIO度到 大约+190度的范围内)。
如上所示，在本实施方式的压縮机构20中，利用第一排放口 31a、 31b进行第一压缩室24a的排放动作，利用第二排放口32a、 32b进行第二压缩室24b的排放动作，而且还利用第三棑放口 33进 4亍两个压缩室24a、 24b的排放动作。也就是说，如图12所示，在第一压缩室24a中，第一排放口 31a、 31b和第三排放口 33的开口 面积总和像实线Stl那样变化，因而压力较高的高压制冷剂从这些 排放口 31a、 31b、 33高效地排出。还有，在第二压縮室24b中，第 二排放口 32a、 32b和第三排放口 33的开口面积总和像虛线St2那 样变化，因而压力较高的高压制冷剂从这些排放口 32a、 32b、 33 高效地排出。在此，因为第三排放口 33兼用于第一压缩室24a和第 二压缩室24b的排放动作，所以能够减少设置在压缩机构20中的排 放口的总数。由此，例如在额定运转时将各个簧片阀37、 38、 39 设定为关闭状态并对制冷剂进行压缩之际，形成在各个排放口 31a、 31b、 32a、 32b、 33内的无效空间的总容积变小，因而亦能够使对 压縮制冷剂不起作用的死空间变小。 还有，如上所述，在本实施方式的压缩机构20中，各个排放 口 31a、 31b、 32a、 32b、 33的无效空间的容积总和Vr与压缩机构 20的吸入容积Vs之比即Vr / Vs(下面，称作无效容积比)在1 %以下。 这样一来，若将无效容积比设定在1%以下，便能够有效地防止起 因于死空间的空调装置的效率下降。 —边参照图13， 一边对这一点进行说明。图13表示的是通过 实验获得的空调装置的效率与无效容积比之间的关系。在此，图13 中的实线n表示空调装置的能力比，点划线o表示空调装置的COP 比。还有，此时空调装置的运转条件是标准的空调条件(ARI(美国空 调冷冻工业协会)条件)，并且簧片阀37、 38、 39均为关闭状态。从 图13可以看出，若无效容积比Vr7 Vs大于1%,能力比及COP比 就会骤然下降。另一方面，像本实施方式的压縮机构20那样，当无 效容积比在1%以下的时候，能力比及COP比基本没有下降。也就 是说，在压縮机构20中，通过将无效容积比设定在1%以下，从而 在额定运转时也能够进行高效运转。 —实施方式的效杲一
在所述实施方式中，设置有仅朝第一压缩室24a开放的第一排 放口 31a、 31b、仅朝第二压缩室24b开放的第二排放口 32a、 32b 以及能够朝两压缩室24a、 24b都开放的第三棑放口 33,使过压缩状态的流体从各个排放口 31a、 31b、 32a、 32b、 33棑出。由此，在 第一压縮室24a中，能够利用第一排放口 31a、 31b和第三排放口 33进行排放动作，并且在笫二压缩室24b中，能够利用第二排放口 32a、 32b和第三排放口 33进行排放动作。因此，能够充分增加各 个压缩室24a、 24b中的制冷剂棑出量，从而能够有效地避免两个压 缩室24a、 24b中的过压缩。在此，因为第三排放口 33兼用于两个 压縮室24a、 24b的排放动作，所以与在两个压縮室24a、 24b分別 设置排放口的情况相比，能够减少排放口的数量。因此，由于能够 减少起因于排放口 31a、 31b、 32a、 32b、 33的死空间，所以能够防 止额定运转时压縮效率下降。还有，通过減少排放口的数量，从而 能够削减工序数量及制造成本。 还有，在所述实施方式中，能够使第一排放口 31a、 31b连通 与喷出口 25成为连接状态的第一压缩室24a。由此，能够从第一排 放口 31a、 31b排出压力较高的高压制冷剂，从而能够提高对笫一压 縮室24a中的过压缩的抑制效果。还有，在所述实施方式中，能够 使第二排放口 32a、32b及第三排放口 33连通与喷出口 25成为连接 状态的第二压縮室24b。由此，能够从第二排放口 32a、 32b和第三 排放口 33排出压力较高的高压制冷剂，从而能够提高对第二压缩室 24b中的过压缩的抑制效杲。特别是，第三排放口 33设置在喷出口 25的附近，因此能够有效地提高利用第三排放口 33的各排放动作 所发挥的对过压缩的抑制效果。 还有，在所述实施方式中，分别邻接地设置第一排放口 31a、 31b及第二排放口 32a、 32b，并分別设置横跨邻接排放口 31a、 31b、 32a、 32b的各个棑放流路35、 36。并且，分別用各个簧片阔37、 38自由开关各个排放流路35、 36。由此，能够减少簧片阀37、 38 的数量。还有，若与分别单独设置各个排放口 31a、 31b、 32a、 32b 的情况相比，本实施方式能够减小死空间，所以能够进一步确实防 止额定运转时压缩效率下降。 (其它实施方式)
所迷实施方式也可以成为下述结构。
虽然在所述实施方式中，压缩机构20设置有两个第一排放口 31a、 31b、两个第二排放口 32a、 32b以及一个第三排放口 33，但 所述排放口并不局限于此。也就是说，例如可以设置一个第一排放 口、 一个第二排放口，也可以设置多个第三排放口 33。还可以仿照 图3所示的结构进行布置，即邻接地并列设置第三棑放口 33，并 以横跨所述第三排放口 33的流出端的方式设置排放流路。此外，以上实施方式是本质上优选的示例，但并没有意图对本 发明、它的应用对象或它的用途范围加以限制。 一产业实用性一 综上所迷，本发明对于涡旋式压缩机的过压縮防止技术是很有 用的。
权利要求
1.一种涡旋式压缩机，包括压缩机构(20)，该压缩机构(20)具有定涡旋盘(21)和相对该定涡旋盘(21)进行偏心旋转运动的动涡旋盘(22)，在该压缩机构(20)中，两涡旋盘(21、22)的涡旋状齿部(21b、22b)相互啮合，从而形成面向动涡旋盘(22)的齿部(22b)外周面的第一压缩室(24a)和面向该动涡旋盘(22)的齿部(22b)内周面的第二压缩室(24b)，在所述定涡旋盘(21)的端板(21a)设置有喷出口(25)、多个排放口(31a、31b、32a、32b、33)以及排放阀(37、38、39)，该喷出口(25)形成在所述端板(21a)的中央部，并且朝喷出空间(28)喷出各个压缩室(24a、24b)中的压缩流体，该多个排放口(31a、31b、32a、32b、33)形成在该喷出口(25)的外周侧，并且一端朝所述各个压缩室(24a、24b)开放而另一端与所述喷出空间(28)相连，该排放阀(37、38、39)用来开关该排放口(31a、31b、32a、32b、33)，其特征在于所述多个排放口由第一排放口(31a、31b)、第二排放口(32a、32b)以及第三排放口(33)构成，该第一排放口(31a、31b)构成为仅朝着所述两压缩室(24a、24b)中的第一压缩室(24a)开放，该第二排放口(32a、32b)构成为仅朝着所述两压缩室(24a、24b)中的第二压缩室(24b)开放，该第三排放口(33)构成为随着所述动涡旋盘(22)的偏心旋转运动交替地朝第一压缩室(24a)和第二压缩室(24b)开放。
2. 根据权利要求1所述的涡旋式压缩机，其特征在于所述第一排放口(31a、 31b)设置在靠近所述定涡旋盘(21)的齿部(21b)内周面的位置处，所述第二棑放口(32a、'32b)设置在靠近所述定涡旋盘(21)的齿部(21b)外周面的位置处，所述第三排放口(33)设置为在所述定涡旋盘(21)的齿部(21b)间的中间位置开口 。
3. 根据权利要求2所述的涡旋式压縮机，其特征在于所述第一排放口(31a、 31b)设置在能够朝与所述喷出口(25)成为连通状态的第一压缩室(24a)开放的位置，所迷第二排放口(32a、 32b)设置在能够朝与所述喷出口(25)成为连通状态的第二压缩室(24b)开放的位置。
4. 根据权利要求2或3所述的涡旋式压缩机，其特征在于所述第三棑放口(33)，设置在比所述第一排放口(31a、 31b)及第二排放口(32a、 32b)更靠近喷出口(25)的位置处。
5. 根据权利要求1至3中任一项所述的涡旋式压缩机，其特征在于在所述定涡旋盘(21)的端板(21a)，彼此邻接地并列设置有所述第一至第三排放口(31a、 31b、 32a、 32b、 33)中的至少一种排放口 ，并且还设置有形成为横跨该邻接排放口(31a、31b、32a、32b)的各流出端的排放流路(35、36)，所述棑放阀(37、 38),构成为能够自由开关所述排放流路(35、 36)。
6. 根据权利要求1至3中任一项所述的涡旋式压缩机，其特征在于若将从所述各个排放口(31a、 31b、 32a、 32b、 33)的流入端到处于关闭4犬态的棑放阀(37、 38、 39)之间的空间容积总和设为Vr，并将所述压缩机构(20)的吸入容积设为Vs，则Vr与Vs的比值在0.01以下。
全文摘要
本发明公开了一种涡旋式压缩机。在该涡旋式压缩机的压缩机构(20)中，设置有仅朝第一压缩室(24a)开放的第一排放口(31a、31b)、仅朝第二压缩室(24b)开放的第二排放口(32a、32b)以及能够朝第一压缩室(24a)和第二压缩室(24b)双方开放的第三排放口(33)。
文档编号F04C18/02GK101675248SQ200880014538
公开日2010年3月17日 申请日期2008年4月14日 优先权日2007年5月17日
发明者杉山彻, 西川佳广 申请人:大金工业株式会社