旋转式压缩机 |
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| 申请号 | CN201480072634.6 | 申请日 | 2014-08-12 | 公开(公告)号 | CN105899808B | 公开(公告)日 | 2017-12-12 |
| 申请人 | 三菱电机株式会社; | 发明人 | 下地美保子; 关屋慎; 永田英彰; 河村雷人; 须川昌晃; 石园文彦; 角田昌之; 高村祐司; | ||||
| 摘要 | 旋转式 压缩机 具备：摆动涡旋，其与固定涡旋的 旋涡 部组合来形成压缩制冷剂的压缩室； 主轴 ，其在内部形成有供被油 泵 汲取的油通过的供油路和从供油路分支而从出口向外部排出油的旁通路； 电动机 部，其经由主轴使摆动涡旋驱动；以及 簧片 阀 ，其由挠曲的材料形成，用于开闭旁通路的出口，在主轴的外周形成紧固面和落座面，所述紧固面通过紧固部件紧固 簧片阀 ，所述落座面在面内具有旁通路的出口并供簧片阀 接触 ，紧固面和落座面中的至少一方具有用于使簧片阀挠曲的倾斜形状，因簧片阀的挠曲而产生的预加 载荷 作用于落座面，关闭旁通路的出口。 | ||||||
| 权利要求 | 1.一种旋转式压缩机，其特征在于，所述旋转式压缩机具备： |
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| 说明书全文 | 旋转式压缩机技术领域背景技术[0002] 以往，作为冷冻循环中压缩制冷剂气体的旋转式压缩机，有涡旋式的旋转式压缩机。 [0003] 该涡旋式的旋转式压缩机有如下的压缩机：在密闭容器内收纳有组合固定涡旋和摆动涡旋来形成压缩室的压缩机构部、与摆动涡旋连结的主轴、经由主轴以可变速度驱动压缩机构部的电动机、支承主轴的轴承、以及设置于主轴的下端的油泵，在主轴的内部形成有用于将积存于密闭容器的底部的油向轴承、压缩机构部的滑动部供给的供油路以及在供油路的中途与供油路和主轴外部连通的旁通路，设置有利用因主轴的旋转而产生的离心力工作并使旁通路开闭的供油旁通机构(例如，参照专利文献1、2)。 [0006] 现有技术文献 [0007] 专利文献 [0008] 专利文献1：日本特开2000-213480号公报(例如，[0012]、[0013]、[0018]，参照图2) [0009] 专利文献2：日本特开2001-271769号公报(例如，[0013]、[0014]，参照图1)发明内容 [0010] 发明要解决的课题 [0011] 但是，在专利文献1和专利文献2这样的以往的供油旁通机构中，由于使关闭旁通路的阀芯(球阀、活塞)和向阀芯施力的施力部件(弹性带、弹簧)分离地构成，因此，存在部件数量多、耗费成本的课题。 [0012] 本发明是为了解决以上这样的课题而作成的，目的在于得到一种部件数量少、能够通过简单的供油旁通机构实现低成本化的旋转式压缩机。 [0013] 用于解决课题的手段 [0014] 本发明的旋转式压缩机具备：密闭容器，其在底部积存油；固定涡旋，其具有旋涡部；摆动涡旋，其具有旋涡部并与所述固定涡旋的旋涡部组合来形成压缩制冷剂的压缩室；油泵，其汲取积存于所述密闭容器的底部的油；主轴，其在内部形成有供被所述油泵汲取的油通过的供油路和从所述供油路分支而从出口向外部排出油的旁通路；电动机部，其经由所述主轴使所述摆动涡旋驱动；以及簧片阀，其由挠曲的材料形成，用于开闭所述旁通路的出口，在所述主轴的外周形成紧固面和落座面，所述紧固面通过紧固部件紧固所述簧片阀，所述落座面在面内具有所述旁通路的出口并供所述簧片阀接触，所述紧固面和所述落座面中的至少一方具有用于使所述簧片阀挠曲的倾斜形状，因所述簧片阀的挠曲而产生的预加载荷作用于所述落座面，关闭所述旁通路的出口。 [0015] 发明的效果 [0016] 根据本发明的旋转式压缩机，采用了紧固面和落座面中的至少一方具有倾斜形状、因簧片阀的挠曲而产生的预加载荷作用于落座面的结构，因此，仅利用简单的簧片阀就能够构成供油旁通机构，部件数量少且能够实现低成本化。附图说明 [0017] 图1是本发明的实施方式1的旋转式压缩机的纵剖视图。 [0018] 图2是本发明的实施方式1的旋转式压缩机的供油旁通机构的放大剖视图。 [0019] 图3是表示本发明的实施方式1的旋转式压缩机的油的流动的纵剖视图。 [0020] 图4是用于说明本发明的实施方式1的旋转式压缩机的作用于供油旁通机构的载荷的说明图。 [0021] 图5是表示本发明的实施方式1的旋转式压缩机的转速与上方供油量的关系的图表。 [0022] 图6是本发明的实施方式2的旋转式压缩机的供油旁通机构的放大剖视图。 [0023] 图7是本发明的实施方式3的旋转式压缩机的供油旁通机构的放大剖视图。 [0024] 图8是本发明的实施方式4的旋转式压缩机的纵剖视图。 [0025] 图9是图8的A－A截面的向视图。 [0026] 图10是本发明的实施方式5的旋转式压缩机的纵剖视图。 [0027] 图11是图10的B－B截面的向视图。 具体实施方式[0028] 以下，根据附图说明本发明的实施方式。此外，本发明并不由以下说明的实施方式限定。另外，在以下的附图中，各构成构件的大小的关系有时与实际情况不同。另外，使本发明的实施方式的旋转式压缩机是涡旋式的旋转式压缩机来进行说明。 [0029] 实施方式1 [0030] 图1是本发明的实施方式1的旋转式压缩机100的纵剖视图。 [0031] 旋转式压缩机100将冷冻循环中循环的制冷剂吸入并压缩成高温高压的状态而排出。如图1所示，该旋转式压缩机100在密闭容器20内具备压缩机构部28和电动机部29，压缩机构部28配置在上侧，电动机部29配置在下侧。 [0032] 密闭容器20是耐压容器，包括：圆筒状的密闭容器中部17；利用焊接等封装于密闭容器中部17的下面开口部的密闭容器下部18；以及利用焊接等封装于密闭容器中部17的上面开口部的密闭容器上部19。 [0033] 密闭容器中部17连接有构成制冷剂回路的一部分并用于将制冷剂导入到密闭容器20内的制冷剂吸入配管21，在其上端部内周固定有框架3，在其中间部内周固定有电动机定子7。密闭容器下部18的底部构成油积存部16，该油积存部16积存润滑各轴承的油(以下也会简称为油)。在框架3的底面连接有排油管27，该排油管27使滞留于框架3内的油返回到油积存部16。在密闭容器上部19连接有制冷剂排出配管22，该制冷剂排出配管22将压缩的制冷剂从密闭容器20排出到制冷剂回路。 [0034] 压缩机构部28与电动机部29连结并压缩制冷剂，至少包括：固定涡旋1，其在一方的面(图1的下侧)具有旋涡部；摆动涡旋2，其在一方的面(图1的上侧)具有卷绕方向与固定涡旋1相反的旋涡部；摆动轴承2a，其设置于摆动涡旋2的压缩室相反侧(图1的下侧)并摆动自如地被支承于偏心滑块轴部8a；框架3，其将固定涡旋1固定配置并在中央部具备主轴承3a；以及主轴8，其供固定于外周的电动机转子6向摆动涡旋2传递驱动力。 [0035] 在此，偏心滑块轴部8a是以滑块9相对于主轴8偏心的方式设置于主轴8的上部的滑块安装轴。 [0036] 在固定涡旋1与摆动涡旋2之间，它们的旋涡部相互组合，形成多个压缩室23。另外，为了减少从固定涡旋1的旋涡部及摆动涡旋2的旋涡部的前端面的制冷剂泄露，在固定涡旋1的旋涡部的前端面配设有密封件25，在摆动涡旋2的旋涡部的前端面配设有密封件26。 [0037] 在固定涡旋1的中央部形成有将被压缩成高压的制冷剂气体排出的排出口34。而且，被压缩成高压的制冷剂气体向密闭容器上部19内的高压部(未图示)排出。排出到高压部的制冷剂气体经由制冷剂排出配管22排出到冷冻循环。另外，在排出口34设置有排出阀24，该排出阀24防止制冷剂从高压部向排出口34侧的逆流。 [0038] 电动机部29由固定于主轴8的电动机转子6和固定于密闭容器中部17的电动机定子7构成，通过开始向电动机定子7通电来进行驱动而使主轴8旋转，然后经由主轴8使摆动涡旋2摆动运动。 [0039] 另外，旋转式压缩机100具备：推力板4，其成为在轴心方向上支承摆动涡旋2的推力轴承；十字环5，其为了防止摆动涡旋2的自转并赋予摆动运动而摆动自如地被支承于框架3；滑块9，其为了使摆动涡旋2公转运动而支承摆动涡旋2；套筒10，其位于偏心滑块轴部8a的附近并用于使框架3的主轴承3a及主轴8顺滑地旋转运动；以及平衡器11、12，其用于相对于通过偏心滑块轴部8a来进行摆动运动的摆动涡旋2的主轴8的旋转中心，抵消不平衡。 [0040] 主轴8随着电动机转子6的旋转而旋转，使摆动涡旋2公转。该主轴8的上部由形成于框架3的主轴承3a支承。另一方面，主轴8的下部由形成于副框架13的中央的副轴承14支承为旋转自如，该副框架13设置于密闭容器20的下部。该副轴承14的外圈被压入固定到形成于副框架13的中央部的轴承收纳部。 [0041] 在副框架13设有容积型的油泵15，该油泵15用于从密闭容器20的底部的油积存部16汲取油并向各滑动部供给，向油泵15传递旋转力的泵轴部8b与主轴8一体成形。 [0042] 在主轴8的内部形成有供油路8c，该供油路8c在上下方向(轴方向)上从泵轴部8b的下端贯通到偏心滑块轴部8a的上端，并用于向轴承、压缩机构部28的滑动部供给，用于向副轴承14及主轴承3a供给油的轴承供油路(图示省略)与供油路8c正交地形成，在主轴承3a与副轴承14之间形成有旁通路8d，该旁通路8d从供油路8c分支而与主轴8的外部连通，并从出口向主轴8的外部排出油。 [0043] 也就是说，积存于密闭容器20的底部的油通过供油路8c而向轴承、压缩机构部28的滑动部供给，而该积存于密闭容器20的底部的油的一部分通过轴承供油路(图示省略)而向副轴承14及主轴承3a供给。并且，积存于密闭容器20的底部的油的一部分与电动机部29的转速对应地通过旁通路8d而从出口向主轴8的外部排出。 [0044] 另外，在供油路8c的下端侧连通油泵15，在主轴8的外周部设置有供油旁通机构33，该供油旁通机构33由开闭旁通路8d的出口的簧片阀30、与簧片阀30重叠来限制簧片阀 30的提升量(开口高度)的簧片阀止动件31、以及作为紧固部件的螺钉32构成。此外，簧片阀 30由例如具有弹性的不锈钢等形成为平板状。 [0045] 图2是本发明的实施方式1的旋转式压缩机100的供油旁通机构33的放大剖视图。 [0046] 如图2所示，簧片阀30通过螺钉32紧固于紧固面8e，该紧固面8e相对于轴方向平行地形成于主轴8的外周面。另外，在主轴8的外周面且旁通路8d的出口的外周形成有落座面8f，该落座面8f用于利用簧片阀30来开闭旁通路8d的出口。也就是说，旁通路8d的出口形成于落座面8f的面内。该落座面8f为倾斜形状，其倾斜为随着朝向紧固面8e的相反侧的方向去、向主轴8的半径方向外侧的突出量变多的形状，以使簧片阀30相对于主轴8的轴方向(相对于紧固面8e)达到规定的挠曲量δ。通过该落座面8f的倾斜而使簧片阀30挠曲，因此，簧片阀30在作用有因该挠曲而产生的预加载荷的状态下与落座面8f接触，关闭了落座面8f内的旁通路8d的出口。 [0047] 此外，落座面8f的(相对于紧固面8e的)挠曲量δ被确定为，在电动机部29为规定的转速以下(因簧片阀30的挠曲而作用于落座面8f的预加载荷)＞(因油泵15的泵压而产生的载荷+因电动机部29的旋转而作用于簧片阀30的离心力)。在此，规定的转速是指例如从油泵15供给的油量比轴承所需要的供油量多的转速。 [0048] 因此，在规定的转速以下，通过因作用于落座面8f的簧片阀30的挠曲而产生的预加载荷(preload)，关闭了落座面8f内的旁通路8d的出口。 [0049] 另外，形成落座面8f的位置处的主轴8的最外径形成为小于电动机转子6的内径，并设为能够从主轴8的下端安装电动机转子6的尺寸。 [0050] 图3是表示本发明的实施方式1的旋转式压缩机100的油的流动的纵剖视图。在图3中，白箭头表示制冷剂气体的流动，黑箭头表示油的流动。 [0051] 在上述这样构成的旋转式压缩机100中，当向电动机定子7供给电源时，电动机转子6受到来自电动机定子7产生的旋转磁场的旋转力而旋转，通过电动机转子6的旋转而使主轴8旋转。此外，电源使用50Hz、60Hz的一般商用电源，但为了使制冷剂循环量变化，也使用逆变电源，以便能够以600～10000rpm的范围的转速驱动。 [0052] 当主轴8旋转时，偏心滑块轴部8a经由滑块9在摆动轴承2a内旋转，向摆动涡旋2传递驱动力。此时，通过在摆动涡旋2的十字槽(未图示)和框架3的十字槽(未图示)的内部进行往复运动的十字环5，摆动涡旋2被抑制自转而进行摆动运动，该摆动涡旋2的十字槽收容形成于十字环5的一方的面的键部(未图示)，该框架3的十字槽收容形成于十字环5的另一方的面的键部(未图示)。此外，框架3和副框架13固定于密闭容器20内，而由于该固定时的精度偏差、各个零件的精度偏差，导致发生主轴承3a与副轴承14的轴心偏移。另外，再加上主轴8的挠曲，主轴承3a与主轴8以及副轴承14与主轴8不一定会平行。 [0053] 在此，为了使主轴承3a内的滑动面平行，在主轴8与主轴承3a之间收容套筒10。在发生了主轴承3a与副轴承14的轴心偏移的情况下，主轴8相对于主轴承3a倾斜，但第二支点(日文：ピポッド)部(未图示)与套筒10的内周面接触，从而第二支点部吸收主轴8的倾斜。由此，套筒10的外周能够始终平行地与主轴承3a滑动。 [0054] 当摆动涡旋2摆动运动时，摆动涡旋2产生离心力，主轴8的偏心滑块轴部8a在滑块9内的滑动面(未图示)能够滑动的范围内滑动。然后，摆动涡旋2的旋涡部与固定涡旋1的旋涡部接触而形成压缩室23。摆动涡旋2的离心力以及为了压缩制冷剂而产生的半径方向的载荷作用于主轴8的偏心滑块轴部8a，偏心滑块轴部8a挠曲，从而偏心滑块轴部8a相对于设置于摆动涡旋2的下面中央的摆动轴承2a的内面，不一定平行。 [0055] 在此，为了使摆动轴承2a内的滑动面平行，在主轴8的偏心滑块轴部8a与摆动轴承2a之间收容滑块9。由此，由于偏心滑块轴部8a挠曲而使主轴8的偏心滑块轴部8a相对于摆动轴承2a倾斜，但第一支点部(未图示)与滑块9的滑块面接触，从而第一支点部吸收主轴8的倾斜。由此，滑块9的外周能够始终平行地与摆动轴承2a滑动。 [0056] 制冷剂回路中的制冷剂从制冷剂吸入配管21被吸入到密闭容器20内，从框架3的吸入口(未图示)进入到由摆动涡旋2的旋涡部和固定涡旋1的旋涡部形成的压缩室23。压缩室23因摆动涡旋2的摆动运动而向摆动涡旋2的中心移动，然后通过缩小体积而将制冷剂压缩。此时，由于压缩的制冷剂而导致要将固定涡旋1和摆动涡旋2分别沿轴方向分开的载荷作用于固定涡旋1和摆动涡旋2，而摆动涡旋2通过由其摆动轴承2a和推力板4构成的轴承来支承载荷。压缩的制冷剂通过固定涡旋1的排出口34并推开排出阀24而通过密闭容器上部19内的高压部，经过制冷剂排出配管22从密闭容器20排出到制冷剂回路。 [0057] 以上这样的一系列动作中，由旋转的主轴8的泵轴部8b驱动油泵15，从密闭容器20的底部的油积存部16通过供油路8c汲取油。汲取的油首先向副轴承14供油，剩余的油向供油旁通机构33和位于密闭容器上部19的多个部位的滑动部供给。 [0058] 作为位于密闭容器上部19的滑动部，是例如摆动涡旋2的摆动轴承2a与推力板4的滑动部、摆动涡旋2的旋涡部与固定涡旋1的旋涡部的滑动部、固定涡旋1的旋涡部前端的密封件25与摆动涡旋2的旋涡部侧的齿底面的滑动部、摆动涡旋2的旋涡部的前端面的密封件26与固定涡旋1的旋涡部侧的齿底面的滑动部、摆动涡旋2的十字槽与十字环5的键部的滑动部、框架3的主轴承3a附近的十字槽与十字环5的键部的滑动部、摆动涡旋2的下面中央的摆动轴承2a与滑块9的外周的滑动部、偏心滑块轴部8a的第一支点部与滑块9的滑动面的滑动部、框架3的主轴承3a与套筒10的外周的滑动部、套筒10的内侧与主轴8的第二支点部的滑动部等。 [0059] 图4是用于说明本发明的实施方式1的旋转式压缩机100的作用于供油旁通机构33的载荷的说明图，图5是表示本发明的实施方式1的旋转式压缩机100的转速与上方供油量的关系的图表。在图5中，横轴是电动机部29的转速，纵轴是汲取到位于比供油旁通机构33靠上方的位置的密闭容器上部19的供油量(以下称为上方供油量)。另外，虚线是不设置供油旁通机构33时的相对于转速的供油量。此外，相对于油的流量变化，油泵15的体积效率、供油路8c的流路阻力比的变化较小，忽视不计。 [0060] 下面，用图4和图5详细说明旋转式压缩机100的供油旁通机构33的动作及供油特性。 [0061] [规定的转速NL以下的情况] [0062] 以下，对电动机部29为规定的转速NL以下的情况下的供油旁通机构33的动作进行说明。 [0063] 当以规定的转速NL以下的转速驱动电动机部29时，如上所述，首先向副轴承14供油。此时，如图4所示，因泵压而产生的载荷Fo＝(作用于旁通路8d的出口的油压)×(旁通路8d的出口面积)、以及因簧片阀30本体与主轴8一同旋转而均匀地作用于簧片阀30的离心力所产生的载荷Fc在打开旁通路8d的出口的方向(主轴8的半径方向外侧)上作用于簧片阀 30。 [0064] 在此，簧片阀30的落座面8f的形状为随着朝向紧固面8e的相反侧的方向去、向半径方向外侧的突出量变多的倾斜形状，以使簧片阀30相对于主轴8的轴方向(相对于紧固面8e)达到规定的挠曲量δ，静止状态下因簧片阀30的挠曲而产生的预加载荷Fp在关闭旁通路 8d的出口的方向(主轴8の半径方向内侧)上作用。在本实施方式1中，在规定的转速NL以下作用有满足(Fo+Fc)≤Fp的预加载荷Fp。因此，在转速NL以下簧片阀30的预加载荷Fp作用于落座面8f，利用该簧片阀30关闭了落座面8f内的旁通路8d的出口。 [0065] 因此，在如图5所示转速NL以下，与未旁通(未形成旁通路8d)时相同的量的油向位于密闭容器上部19的多个部位的滑动部供给。供给到滑动部的油的一部分与从制冷剂吸入配管21流入的制冷剂气体一同从框架3的吸入口(未图示)吸入，并被导入到压缩室23。导入到压缩室23内的油介于形成在压缩室23的间隙(未图示)中，防止制冷剂气体泄漏。之后，油与制冷剂气体一同从制冷剂排出配管22向旋转式压缩机100的外部排出。未向旋转式压缩机100的外部排出而在密闭容器20内气液分离的油，通过电动机转子6及电动机定子7周边的间隙、连接于框架3的排油管27而返回到油积存部16。 [0066] [大于规定的转速NL的情况] [0067] 下面，对电动机部29为大于规定的转速NL的情况下的供油旁通机构33的动作进行说明。 [0068] 当以大于规定的转速NL的转速驱动电动机部29时，与上述动作相同，首先向副轴承14供油。此时，如图4所示，因泵压而产生的载荷Fo＝(作用于旁通路8d的出口的油压)×(旁通路8d的出口面积)、以及因簧片阀30本体与主轴8一同旋转而均匀地作用于簧片阀30的离心力所产生的载荷Fc在打开旁通路8d的出口的方向(半径方向外侧)上作用于簧片阀30。如上所述预加载荷Fp作用于簧片阀30，但在大于转速NL的转速下(Fo+Fc)＞Fp，簧片阀 30打开，油从旁通路8d向主轴8的外部排出。 [0069] 因此，在如图5所示大于转速NL的转速下，与未旁通时相比，向密闭容器上部19供给的供油量被限制。 [0070] 此外，汲取到密闭容器上部19的油的动作与上述动作相同，因此省略说明。 [0071] 下面，说明油对冷冻循环的效率的影响。 [0072] 如上所述，导入到压缩室23的油具有减少旋转式压缩机100的制冷剂泄露的效果。越是低转速运转，从间隙泄漏的制冷剂泄漏流量相对于制冷剂循环量的比率越大，由油密封效果带来的效率提高越显著。 [0073] 向旋转式压缩机100的外部排出的油，成为设置于冷冻循环装置内的热交换器的性能变差的要因。在此，越是低转速运转，密闭容器20内的油分离效率越高，相对于制冷剂循环量，向旋转式压缩机100的外部排出的油量越少，而若是高转速运转，则密闭容器20内的油分离效率降低，相对于制冷剂循环量，向旋转式压缩机100的外部排出的油量增大。 [0074] 因此，从冷冻循环装置的高效率化的观点出发，优选：在油产生的制冷剂泄漏减少效果高的低转速区域，不限制向上部供给的供油量而确保从油泵15供给100％的供油量，在制冷剂泄漏减少效果低且向旋转式压缩机100的外部的油流出量增大的高转速区域，限制从油泵15向上部供给的供油量，以防止过剩的油被向压缩室23导入。 [0075] 以上，在本实施方式1中，在主轴8的外周面形成落座面8f，该落座面8f在面内具有旁通路8d的出口，并形成为随着朝向紧固面8e的相反侧的方向去、向半径方向外侧的突出量变多的倾斜形状，以使簧片阀30相对于主轴8的轴方向(相对于紧固面8e)达到规定的挠曲量δ。而且，由于因簧片阀30的挠曲而产生的预加载荷Fp作用于落座面8f，因此，仅利用简单的簧片阀30就能够构成具有上述的特性的供油旁通机构33，具有部件数量少且能实现低成本化的效果。 [0076] 并且，通过设置供油旁通机构33，在电动机部29为规定的转速以下的情况下能够确保从油泵15向上部供给100％的供油量，在大于规定的转速的情况下能够限制从油泵15向上部供给的供油量，具有可得到范围广的转速且高效率的冷冻循环装置的效果。 [0077] 实施方式2 [0078] 图6是本发明的实施方式2的旋转式压缩机200的供油旁通机构63的放大剖视图。 [0079] 此外，除供油旁通机构63之外的结构与实施方式1相同，仅说明与实施方式1不同的部分。 [0080] 如图6所示，在实施方式2的供油旁通机构63中，将落座面68f与轴方向平行地形成于主轴8的外周面，将紧固面68e形成为随着朝向落座面68f的相反侧的方向去、向半径方向外侧的突出量变多的倾斜形状，以使簧片阀30相对于主轴8的轴方向(相对于落座面68f)达到规定的挠曲量δ。根据实施方式2，由于能够使从紧固面68e到主轴8的中心的距离形成得大，因此，与实施方式1相比，作为紧固部件的螺钉32的有效长度、即螺纹槽的节数也能够增加。因此，具有能够提高由螺钉32产生的紧固力的效果。 [0081] 实施方式3 [0082] 图7是本发明的实施方式3的旋转式压缩机300的供油旁通机构73的放大剖视图。此外，除供油旁通机构73之外的结构与实施方式1相同，仅说明与实施方式1不同的部分。 [0083] 在如图7所示，在实施方式3的供油旁通机构73中，使紧固面78e和落座面78f都相对于主轴8的上下方向倾斜。具体来说，将紧固面78e形成为随着朝向落座面78f的相反侧的方向去、向半径方向外侧的突出量变多的倾斜形状，以使簧片阀30相对于主轴8的轴方向达到规定的挠曲量δ/2，将落座面78f形成为随着朝向紧固面78e的相反侧的方向去、向半径方向外侧的突出量变多的倾斜形状，以使簧片阀30相对于主轴8的轴方向达到规定的挠曲量δ/2。 [0084] 此外，形成紧固面78e及落座面78f的位置处的主轴8的最外径需要小于电动机转子6的内径，以便能够从主轴8的下端安装电动机转子6。 [0085] 在实施方式1和实施方式2中，使落座面8f和紧固面68e中的任意一方倾斜来使簧片阀30达到挠曲量δ，因此，需要将主轴8的外周面切去至少与挠曲量δ相应的量。 [0086] 但是，在实施方式3中，能够利用紧固面78e和落座面78f这两方获得簧片阀30的挠曲量，因此，能够使主轴8的外周面的切去量减小最多δ/2，与实施方式1和实施方式2相比，具有能够提高主轴8的刚性的效果。 [0087] 实施方式4 [0088] 图8是本发明的实施方式4的旋转式压缩机400的剖视图，图9是图8的A－A截面的向视图。此外，除供油旁通机构74之外的结构与实施方式1相同，仅说明与实施方式1不同的部分。 [0089] 在本实施方式4的供油旁通机构74中，如图8和图9所示，在簧片阀30与主轴8之间设置环状的簧片阀支架50，在簧片阀支架50的下端面形成紧固面50e和落座面50f，在紧固面50e上通过螺钉32紧固簧片阀30。 [0090] 此外，簧片阀支架50的形状为轴对称形状，以防止旋转时作用有因不平衡产生的载荷。 [0091] 另外，簧片阀支架50相当于本发明的“支架”。 [0092] 在此，开闭主轴8的旁通路8d的出口的簧片阀30被紧固于紧固面50e，该紧固面50e形成于簧片阀支架50的下端面。也就是说，簧片阀30设置成在主轴8的轴方向上进行开闭，因旋转产生的离心力不作用在簧片阀30的打开(挠曲)方向上，因此，仅作用有泵压。因此，落座面50f的(相对于紧固面50e的)挠曲量δ被确定为，在电动机部29为规定的转速以下(因簧片阀30的挠曲而作用于落座面50f的预加载荷)＞(因油泵15的泵压而产生的载荷)。 [0093] 下面，说明实施方式4的动作。 [0094] 在规定的转速以下的情况下，通过作用于落座面50f的因簧片阀30的挠曲产生的预加载荷(preload)，关闭了落座面50f内的旁通路50d的出口。 [0095] 在大于规定的转速的情况下，(因簧片阀30的挠曲而作用于落座面50f的预加载荷)＜(因油泵15的泵压而产生的载荷)，簧片阀30打开，油从旁通路50d向主轴8的外部排出。 [0096] 根据本实施方式4，经由簧片阀支架50而设置开闭主轴8的旁通路8d的出口的簧片阀30，因此，不需要如实施方式1～3那样形成用于在主轴8上设置簧片阀30的平坦面、螺纹孔等，与实施方式1～3相比，具有能够防止主轴8的刚性降低的效果。 [0097] 此外，在实施方式4中，在簧片阀支架50的下端面形成有紧固面50e和落座面50f，但并不限定于此，也可以在簧片阀支架50的上端面形成紧固面50e和落座面50f。 [0098] 实施方式5 [0099] 图10是本发明的实施方式5的旋转式压缩机500的剖视图，图11是图10的B－B截面的向视图。此外，除供油旁通机构75之外的结构与实施方式4相同，仅说明与实施方式4不同的部分。 [0100] 实施方式4中将簧片阀30设置于簧片阀支架50的下端面，而在本实施方式5的供油旁通机构75中，如图10和图11所示，将簧片阀30设置于簧片阀支架51的外周侧面。具体来说，切割环状的簧片阀支架51的外周，形成相对于主轴8的轴方向平行的平坦面，在该平坦面上形成紧固面51e和落座面51f。此外，簧片阀支架51的外形形状为轴对称形状，以防止旋转时因不平衡产生的载荷作用于轴。 [0101] 并且，在本实施方式5中，在簧片阀支架51的外侧安装有包含平衡器12的圆筒状的支架罩80。 [0102] 此外，簧片阀支架51相当于本发明的“支架”，支架罩80相当于本发明的“罩”。 [0103] 根据本实施方式5，将簧片阀30设置于簧片阀支架51的外周侧面，因此，与实施方式4相比，更能够减薄供油旁通机构75的主轴8的轴方向的厚度。 [0104] 即，由于供油旁通机构75紧凑地收纳于上方，因此，在油面比副框架13高的情况下油面也不会被供油旁通机构75搅拌，能够防止油被扬起。 [0105] 并且，通过用圆筒状的支架罩80覆盖供油旁通机构75，具有如下的效果：能够抑制在容器内漂浮、落下的油被供油旁通机构75搅拌、微粒化，能够减少油溢流(日文：油上り)。 [0106] 此外，在实施方式5中分开地设置了平衡器12和簧片阀支架51，但也可以使平衡器12作为簧片阀支架51构成，具有能实现进一步紧凑化的效果。 [0107] 此外，在实施方式1～5中，示出了通过螺钉32紧固簧片阀30的结构，但并不限定于此，作为紧固方法，也可以是螺钉之外的紧固法。 [0108] 另外，在实施方式1～5中，使最大转速为10000rpm，但最大转速也可以为10000rpm以上，转速的上限越高，能够得到越高的效率改善效果。 [0109] 另外，在实施方式1～5中，对涡旋式的旋转式压缩机100、200、300、400、500进行了说明。但是不限于此，例如也可以是回转式等，只要是在主轴的端部具备油泵并具有从设置于主轴内的供油路向滑动部供油的机构的旋转式压缩机即可，通过设置如上所示的供油旁通机构，具有可得到高效率的冷冻循环的效果。 [0110] 附图标记说明 [0111] 1固定涡旋，2摆动涡旋，2a摆动轴承，3框架，3a主轴承，4推力板，5十字环，6电动机转子，7电动机定子，8主轴，8a偏心滑块轴部，8b泵轴部，8c供油路，8d旁通路，8e紧固面，8f落座面，9滑块，10套筒，11平衡器，12平衡器，13副框架，14副轴承，15油泵，16油积存部，17密闭容器中部，18密闭容器下部，19密闭容器上部，20密闭容器，21制冷剂吸入配管，22制冷剂排出配管，23压缩室，24排出阀，25密封件，26密封件，27排油管，28压缩机构部，29电动机部，30簧片阀，31簧片阀止动件，32螺钉，33供油旁通机构，34排出口，50簧片阀支架，50e紧固面，50f落座面，51簧片阀支架，51e紧固面，51f落座面，63供油旁通机构，68e紧固面，68f落座面，73供油旁通机构，74供油旁通机构，75供油旁通机构，78e紧固面，78f落座面，80支架罩，100旋转式压缩机，200旋转式压缩机，300旋转式压缩机，400旋转式压缩机，500旋转式压缩机。 |
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