对于这种类型的普通涡旋式压缩机，为了降低压缩室的漏损并获 得高效率，使绕转涡盘与固定涡盘相接触，并相对于该固定涡盘滑动， 在许多情况下，压缩室是被密封的。图5表示了常规结构的一个实例， 在专利文件1(日本专利公报第2001-280252号)中介绍了该结构实 例。也就是说，在普通的涡旋式压缩机中，在绕转涡盘5的表面处形 成背压室12，该表面位于与绕转涡盘5的涡卷表面相反的一侧(背面 侧)。背压室12被环形密封件11分隔成内部区域12a和外部区域12b。 处于排出压强状态下的润滑油被输送到环形密封件11的内部区域12a 中，该润滑油中的一部分经缩窄部分13输送到外部区域12b中，外部 区域12b中的润滑油被供送到抽吸空间9中。对于这样的构造，外部 区域12b被设定为中间压强Pm，该压强处于吸入压强Ps与排出压强 Pd之间，因而，在绕转涡盘5的背面上作用有推力，由此能使绕转涡 盘5与固定涡盘4相接触，并相对滑动。
按照上述的结构，当起动涡旋式压缩机时，润滑油首先被输送到 环形密封件11的内部空间12a中，然后再被输送到外部空间12b中， 但直到外部空间12b中的压强等于设定的中间压强Pm(＝Ps+ΔP) 时，润滑油才会被输送到由所述两涡盘形成的抽吸空间9中。如果在 起动涡旋式压缩机时未向抽吸空间9输送润滑油，则在大量液态制冷 剂与气态制冷剂一道从制冷循环返回到抽吸空间9中的条件下，会出 现这样一个问题：残留在滑动表面上的润滑油被冲走，结果就是，固 定涡盘4或绕转涡盘5会被损坏，并会咬死卡住。
尤其是在制冷剂是诸如二氧化碳(CO2)等的高压制冷剂的情况 下，将绕转涡盘5顶向固定涡盘4的推力的绝对值将变大，且设定背 压ΔP(Pm-Ps)的绝对值也会变大。因而，与使用R410A制冷剂的 情况相比，润滑滞后的持续时间会变长，因而，存在着固定涡盘4与 绕转涡盘5更易于卡死的问题。
因而，本发明的一个目的是提供一种可靠的涡旋式压缩机，其能 防止在涡旋式压缩机起动时出现润滑滞后的现象。

本发明的第一方面在于提供一种涡旋式压缩机，在该压缩机中， 固定涡盘与绕转涡盘相结合而形成了多个压缩室，其中，固定涡盘具 有位于固定镜面板上的固定涡卷体，绕转涡盘具有位于绕转镜面板上 的绕转涡卷体，在绕转涡盘上的绕转涡卷体表面的相反侧表面处形成 背压室，背压室被环形密封件分隔成内部区域和外部区域，处于排出 压强状态下的润滑油被输送到环形密封件的内部区域中，这些润滑油 的一部分在缩窄部分处减压，并被输送到外部区域中，位于外部区域 中的润滑油被输送到抽吸空间中，外部区域内的压强被设定为预定的 压强Pm，该压强位于吸入压强Ps与排出压强Pd之间，在绕转涡盘 的背面上作用有推力，由此使绕转涡盘与固定涡盘相接触，绕转涡盘 的自转运动受到自转约束构件的约束，允许绕转涡盘进行绕转，由此 在将压缩室移向涡盘中心的同时减小其容积，制冷剂气体被抽吸到压 缩室中，并受到压缩，绕转涡盘的绕转镜面板的直径D与环形密封件 的外径d的比值(d/D)被设定为大于0.5。
对于这一方面的方案，如果比值(d/D)被设定为大于0.5，则即 使排出压强的幅值由于工况不同而变化，也能始终获得正的(+)的 推力。因而，仅利用作用在环形密封件的内部区域中的排出压强Pd， 就能使绕转涡盘与固定涡盘相接触，并相对滑动。对于这样的设计， 可将作用于环形密封件的外部区域的压强Pm设定成与吸入压强Ps 相同的数值，或设定成与吸入压强Ps接近的数值。结果就是，当压缩 机起动时，输送给环形密封件的外部区域的润滑油基本上同时也被输 送到抽吸空间中。因而，可消除润滑油供应上的滞后问题，即使从起 动的初始阶段开始就将液态制冷剂吸入到抽吸空间中，滑动表面也不 会卡住。
根据本发明的第二方面，在第一方面的涡旋式压缩机中，将作用 在由环形密封件分隔开的外部区域上的背压ΔP(＝Pm-Ps)设定为 这样：使得背压ΔP与制冷剂气体在0℃时的饱和蒸气压强Po的比值 (ΔP/Po)基本上是常数，且小于等于0.2。
按照这一方面，如果润滑油从环形密封件的内部区域流入到外部 区域中，外部区域内的压强Pm就会上升。如果设定压强Pm是低压 值(也就是说，等于吸入压强Ps或接近于吸入压强Ps)，则在短时间 内就能达到这样的压强值。因而，压强被设定为0.2≥ΔP/Po≥0，也就 是说，Ps+0.2Po≥Pm≥Ps，其中，所采用的Po(常数)是所使用的制 冷剂在处于0℃时的饱和蒸汽压强。按照这种方式，通过将外部区域 的设定背压设为小值，环形密封件的外部区域中的压强就能在短时间 内达到设定值，从而，压缩机构的抽吸空间也能很快就获得润滑油供 应。因而，可减小向抽吸空间的润滑油的供应滞后。即使从起动的初 始阶段开始就将液态制冷剂吸入到抽吸空间中，滑动表面也不会卡住。
根据本发明的第三方面，在第一或第二方面的涡旋式压缩机中， 被吸入到抽吸空间内的制冷剂气体中含有液态制冷剂，且其干度系数 小于等于0.5。
按照这一方面的特征，即使在起动时压缩机吸入了含液态制冷剂 的制冷剂气体，若制冷剂气体的干度为0.5或更小，也能在起动的同 时很快获得润滑油供应。采用这样的设计，能确保涡旋式压缩机的可 靠性。
根据本发明的第四方面，在第一或第二方面的涡旋式压缩机中， 可将二氧化碳用作制冷剂。
按照这一方面的特征，如果将CO2用作制冷剂，由于该气体的压 强很高，用于将绕转涡盘推顶到固定涡盘上的推力会增大，相应地， 滑动表面易于被卡住。但是，如果外部区域内的背压ΔP被设定为小值， 则背压短时间就能升高到设定值，而后很快就能向抽吸空间供应润滑 油，这样就可防止滑动表面被卡住。
附图说明
图1中的垂向剖面图表示根据本发明第一实施方式的涡旋式压缩 机。
图2中的局部立体图表示图1所示涡旋式压缩机的绕转涡盘和环 形密封件。
图3中的图线表示图1所示涡旋式压缩机的直径比值(d/D)与推 力之间的关系。
图4中的图线表示起动本发明第二实施方式的涡旋式压缩机之后 的时间与压强变化。
图5中的垂直剖面图表示一种普通的涡旋式压缩机。

下面将参照附图对本发明的实施方式进行介绍。
(第一实施方式)
图1中的垂直剖面图表示根据本发明第一实施方式的涡旋式压缩 机。要被压缩的材料是制冷剂气体。
如图1所示，该实施方式的涡旋式压缩机包括：主轴承构件7， 其位于曲轴6上，该曲轴6通过焊接或收缩配合而固定在容器1中； 固定涡盘4，其借助于螺栓固定到主轴承构件7上；绕转涡盘5，其与 固定涡盘4相配合；以及涡旋式压缩机构2，通过将绕转涡盘5夹置 在主轴承构件7与固定涡盘4之间来形成该压缩机构。在绕转涡盘5 与主轴承构件7之间设置了自转约束构件10。自转约束构件10包括 欧氏环(Oldhamring)，该构件阻止绕转涡盘5发生自转，并引导着 绕转涡盘5，以使得绕转涡盘5执行绕转运动。绕转涡盘5由设置在 曲轴6上端上的偏心部分偏心地进行驱动，由此使绕转涡盘5实现绕 转运动。
在固定涡盘4的固定镜面板4a上设置了固定的涡卷体(scroll wrop)4b。在绕转涡盘5的绕转镜面板5a上设置了绕转涡卷体5b。 在将固定涡卷体4b与绕转涡卷体5b相互结合起来的条件下，通过使 绕转涡盘5进行绕转，就能形成压缩室8。压缩室8在从其外周侧向 其中心部分移动的过程中，容积将减小，利用这一情况，制冷剂气体 被从与容器1的外部相通的吸入管18以及固定涡盘4的外周抽吸空间 9吸入，并受到压缩，而且，如果制冷剂气体的压强变得大于等于预 定的压强，则其就被从形成在固定涡盘4的中心部分处的排出口排出 到容器1中，且这些操作被重复地进行。
曲轴6的下端进入到位于容器1下端的润滑油储油器17中，曲轴 6的下端由辅助轴承构件15支撑着，并能稳定地转动。辅助轴承构件 15被安装在辅助轴承保持构件14上，该保持构件14通过焊接或收缩 配合而固定在容器1中。电机3包括定子3a和转子3b，电机3被设 置在主轴承构件7与辅助轴承构件14之间，且利用焊接或收缩配合而 固定到容器1上。转子3b环绕着曲轴6一体地连接着。如果转子3a 与曲轴6进行转动，绕转涡盘5就执行绕转运动。
绕转涡盘5的背面处设置有背压室12。主轴承构件7上设置有环 槽，在该环槽内设置有环形的密封件11，背压室12被该环形密封件 11分隔成两个区域，即内部区域12a和外部区域12b。向内部区域12a 施加高的排出压强Pd。向外部区域12b施加预定的中间压强Pm，该 压强处于吸入压强Ps与排出压强Pd之间。受背压室12中压强的作 用，在绕转涡盘5上施加了推力，从而将绕转涡盘5稳定地推顶到固 定涡盘4上，由此能减小泄漏，使绕转涡盘5稳定地绕转运动。
在下文中，针对该实施方式涡旋式压缩机的润滑工作状况，对压 缩机构2的润滑通路进行介绍。在辅助轴承保持构件14上安装有正压 油泵16。油泵16由曲轴6的下端驱动。被该油泵16从润滑油储器17 中泵送上来的润滑油，经贯通曲轴6的润滑油输送孔6a输送到压缩机 构2的各个滑动部分处。经润滑油输送孔6a输送到曲轴6上端的大部 分润滑油对曲轴6的偏心轴承和主轴承7a进行润滑，然后，这些润滑 油流出到主轴承构件7的下方，并最终返回到润滑油储器17中。输送 到曲轴6上端的一部分润滑油流向绕转涡盘5中设置的通道和缩窄部 分13，在此处，润滑油被减压，并被输送到环形密封件11的外部区 域12b中。自转约束构件10被设置在外部区域12b中，输送来的润 滑油对自转约束构件10进行润滑。随着润滑油在外部区域12b中蓄积， 外部区域12b中的压强将升高。为了将压强保持在恒定的水平上，在 抽吸空间9与环形密封件11的外部区域12b之间设置了压强调节机构 20。如果外部区域12b中的压强变得高于背压ΔP(＝Pm-Ps)，则压 强调节机构20将工作，外部区域12b中的润滑油将被输送到抽吸空间 9中，且外部区域12b中的压强将被保持在基本恒定的数值上。输送 到抽吸空间9的润滑油将进入到压缩室8中，其起到了密封物的功用， 用于防止制冷剂气体从压缩室8泄漏出去，同时还起到了对固定涡盘 4和绕转涡盘5的滑动表面进行润滑的作用。
下面将利用图2和图3对第一实施方式的涡旋式压缩机作更为详 细的描述。如图2所示，在第一实施方式的涡旋式压缩机中，绕转涡 盘5的绕转镜面板5a的直径D与环形密封件11的外径d的比值(d/D) 关系被设定为大于0.5。如图2所示，环形密封件11被布置在绕转涡 盘5上与绕转涡卷体5b的相反侧，也就是说，位于背压室12一侧。
在诸如空调器或热泵型热水器等空气调节系统的制冷循环中，排 出压强Pd与吸入压强Ps之间的压强比Pd/Ps随着工况的不同而在约 2到6的范围内变动。图3表示了一种情况，在该图中，Pd是作用在 环形密封件11内部区域12a中的压强，其中，环形密封件11位于绕 转涡盘5的背压室12中，Ps是作用于外部区域12b中的压强。更具 体来讲，图3表示了在工况改变的情况下、推力与直径比d/D之间的 关系，且可根据作用于绕转涡盘5的绕转镜面板5a上的压强平衡而计 算出推力。
从图3中的图线可发现：当压强比Pd/Ps在2-6之间的范围变动 时，为了使绕转涡盘5与固定涡盘4接触，并相对滑动，只需要使推 力始终为正(+)即可，因而，环形密封件11的外径应当被设定为大 于绕转涡盘5的绕转镜面板5a直径的约0.5倍。
也就是说，如果直径比d/D被设定为大于0.5，则不论排出压强 的幅值多大，始终都能获得正的(+)推力。因而，仅利用作用于环 形密封件11的内部区域12a的排出压强Pd，就能使绕转涡盘5与固 定涡盘4相接触，并相对滑动。对于这样的设计，可将作用于环形密 封件11的外部区域12b的中间压强Pm设定成与吸入压强Ps为同样 的数值，或者设定为与吸入压强Ps接近的数值。因而，在第一实施方 式的涡旋式压缩机中，压强调节机构20被设定成这样：即使当背压 ΔP约为0时，涡旋式压缩机也进行工作。
对于该实施方式中压缩机构2的这种结构，当压缩机构2起动时， 输送到环形密封件11的外部区域12b中的润滑油无延迟地供送到抽吸 空间9中。因而，在起动操作的初始阶段，即使有大量的液态制冷剂 被吸入到抽吸空间9中、且液态制冷剂冲走了润滑油，但由于立即就 有新的润滑油被输送到抽吸空间9中，因而对防止滑动表面的卡住起 了很大的作用。
(第二实施方式)
下文将对本发明第二实施方式的涡旋式压缩机进行描述。在第二 实施方式中，按照如下的方式来设定作用在图1所示第一实施方式的 涡旋式压缩机中的环形密封件11的外部区域12b上的背压ΔP(＝Pm -Ps)。那些与第一实施方式中涡旋式压缩机的构件具有相同功能的组 成构件将由相同的附图标号指代，并略去对这些构件的描述。
润滑油从环形密封件11的内部区域12a流入到外部区域12b中， 外部区域12b中的压强将升高，但由于背压的设定值较低，外部区域 12b中的压强在短时间内就能达到该设定值。当环形密封件11的外部 区域12b中的压强被升高到设定背压时，润滑油将被输送到压缩机构 2的抽吸空间9中。因而，在第二实施方式中，背压ΔP的数值是由嵌 置在固定涡盘4中的压强调节机构20限定的，以使得背压ΔP与饱和 蒸气压Po的比值(ΔP/Po)变得基本上是常数，并小于等于0.2，其 中的饱和蒸气压Po是指所使用的制冷剂在处于0℃时的蒸气压。也就 是说，通过将外部区域12b的背压设定为小值(0.2≥ΔP/Po≥0)，在起 动时，润滑油很快就能输送到抽吸空间9中。也即是，具有缩短向抽 吸空间9的润滑油供应延迟的效果，并且，即使从起动操作的初始阶 段开始就将液态制冷剂吸入到抽吸空间中，滑动表面也不会被卡住。
图4中的图线表示在以CO2为制冷剂的涡旋式压缩机起动时，吸 入压强Ps、排出压强Pd、以及环形密封件11的外部区域12b的压强 (背压ΔP)随时间的变化关系。也就是说，对于使用CO2的三台涡旋 压缩机，若改变压强调节机构20的设定，则环形密封件11的外部区 域12b的压强ΔP也被设定为三个不同的数值，例如为0.5Mpa、 1.0Mpa、1.5Mpa。图4表示出了试验验证的结果。
图4中表示出了背压随时间的变化，在起动操作的约30秒之后， 背压达到0.5Mpa，在约45秒之后达到1.0Mpa，在约60秒之后达到 1.5Mpa。换言之，如果背压ΔP被设定为0.5Mpa，则在约30秒之后 就能向抽吸空间9供应润滑油，但如果背压ΔP被设定为1.0Mpa，则 直到起动操作的45秒之后才向抽吸空间9供应润滑油。
作为该起动试验的结果，在背压ΔP分别被设定为1.0Mpa和 1.5Mpa的涡旋式压缩机中，发现滑动表面出现了卡死，其中的滑动表 面也即是指绕转涡盘5的镜面板5a和固定涡盘4的镜面板4a。但是， 在背压ΔP被设定为0.5Mpa的压缩机中，未发现卡死现象。
如果制冷剂是CO2，则在0℃时的饱和蒸气压强Po为3.5Mpa(绝 对压强)，假定设定背压ΔP为0.5Mpa，ΔP与Po的比值(ΔP/Po)为 0.143。
从这些试验可以看出：在第二实施方式的涡旋式压缩机中，通过 设定ΔP以使得ΔP/Po的数值小于等于0.2，在起动时就可以很快地向 抽吸空间供应润滑油，可防止出现滑动故障或卡住，从而能提高压缩 机的可靠性。
如果将背压ΔP也设定为小值(在使用CO2制冷剂的情况下，且 ΔP被设定为0.5Mpa)，为了使涡旋式压缩机在额定工况等的各种工况 下稳定、高效地工作，优选地是如第一实施方式中那样，将环形密封 件11的外径d设定为绕转涡盘5的绕转镜面板5a的直径D的0.5倍 或更大。
已经确认：当背压ΔP被设定为小值时，即使抽吸空间9中吸入了 含有大量液态制冷剂的制冷剂(也就是说，制冷剂的干度系数小于等 于0.5)，在绕转涡盘5和固定涡盘4的滑动表面上也不会发生卡死现 象。
从上文的描述可清楚地看出，在本发明中，绕转涡盘的绕转镜面 板的直径D与环形密封件的外径的比值(d/D)被设定为0.5或更大的 值。采用这样的设计，作用于环形密封件的外部区域的压强Pm只需 被设定为与吸入压强Ps相同或接近于吸入压强Ps即可。结果就是， 当压缩机被起动时，输送到环形密封件的外部区域中的润滑油基本上 同时就能输送到抽吸空间中。因而，可消除润滑油供应的延迟，从而 即使从起动的初始阶段就将液态制冷剂吸入到抽吸空间中，也能获得 滑动表面不卡住的效果。
另外，在本发明中，背压ΔP被设定成小值，以使得作用于环形密 封件的外部区域的背压ΔP(＝Pm-Ps)与制冷剂气体在0℃时的饱和 蒸气压强Po的比值(ΔP/Po)基本上是小于等于0.2的常数。采用这 样的设计，环形密封件的外部区域中的压强在短时间内就能达到设定 值，润滑油很快就能输送到压缩机构的吸入空间中，从而可缩短向抽 吸空间的润滑油的供应延迟。即使从起动的初始阶段开始就将干度系 数小于或等于0.5的制冷剂吸入到抽吸空间中，也能获得滑动表面不 卡住的效果。
另外，根据本发明，即使被吸入到抽吸空间中的制冷剂中含有液 态制冷剂，且其干度系数小于等于0.5，但在第一或第二实施方式中， 由于在起动时很快就能供应润滑油，所以提高了涡旋式压缩机的可靠 性。如果以CO2作为制冷剂，由于CO2自身压强的绝对值高，所以， 滑动表面相应地易于被卡住，但如果将环形密封件的外部区域的背压 ΔP设定为小值，则背压在短时间内就能升高到设定值。采用这样的设 计，润滑油能被迅速输送到抽吸空间中，因而可防止滑动部分出现卡 死现象。
如上所述，按照本发明的设计，提供了一种可靠的涡旋式压缩机， 其能防止在起动时出现润滑油供应延迟的问题。