涡旋式压缩机

摘要

就一种涡旋式压缩机而言，静侧涡卷(62)的内周侧的第一压缩室(S21)的排出时间与其外周侧的第二压缩室(S22)的排出时间不同，并且在静侧端板(61)的滑动面(A1)和动侧端板(71)的滑动面(A2)上具有油流入槽(80)，在该涡旋式压缩机中设置泄油通路(83)，该泄油通路(83)使形成在端板(61、71)的滑动面(A1、A2)上的油流入槽(80)在从第一压缩室(S21)的排出开始点(D1)和第二压缩室(S22)的排出开始点(D1)至第二压缩室(S22)开始排出为止的规定角度范围(α)内与低压空间(S1)连通，以便使动涡旋盘(70)的动作稳定。

权利要求

1.一种涡旋式压缩机，其特征在于：所述涡旋式压缩机包括机壳(20)、该机壳(20)内部的低压空间(S1)以及收纳于该机壳(20)内的压缩机构(40)，

所述压缩机构(40)包括静涡旋盘(60)、动涡旋盘(70)、流体室(S)以及调节机构(85)，所述静涡旋盘(60)具有圆板状的静侧端板(61)和立着设置于该静侧端板(61)上的涡旋状的静侧涡卷(62)，并且该静涡旋盘(60)被固定在所述机壳(20)上，所述动涡旋盘(70)具有相对于所述静侧端板(61)实质上进行滑动的圆板状的动侧端板(71)、和立着设置于该动侧端板(71)上且周向长度与所述静侧涡卷(62)不同的涡旋状的动侧涡卷(72)，并且在与所述静涡旋盘(60)啮合的状态下相对于该静涡旋盘(60)进行偏心旋转运动，

所述流体室(S)具有形成在所述静侧涡卷(62)的内周面与所述动侧涡卷(72)的外周面之间的第一压缩室(S21)、和形成在所述静侧涡卷(62)的外周面与所述动侧涡卷(72)的内周面之间的第二压缩室(S22)，并且第一压缩室(S21)的排出开始点(D1)和第二压缩室(S22)的排出开始点(D2)不同，所述调节机构(85)包括油流入槽(80)和泄油通路(83)，所述油流入槽(80)形成在供所述静侧端板(61)和所述动侧端板(71)相互滑动的静侧滑动面(A1)和动侧滑动面(A2)中的一者上，所述泄油通路(83)形成在所述静侧滑动面(A1)和所述动侧滑动面(A2)中的另一者上，

所述油流入槽(80)是供高压润滑油流入的槽，所述泄油通路(83)具有连通部(83b)，所述连通部(83b)在所述动涡旋盘(70)进行偏心旋转时在周向上的规定角度范围(α)内与油流入槽(80)连通，并且构成为润滑油可从油流入槽(80)经由所述连通部(83b)流向所述低压空间(S1)，所述规定角度范围(α)的起点(P1)是当所述动涡旋盘(70)进行偏心旋转运动时所述第一压缩室(S21)的排出开始点(D1)与所述第二压缩室(S22)的排出开始点(D2)之间的曲柄角度，所述规定角度范围(α)的终点(P2)是所述第二压缩室(S22)开始排出后的曲柄角度。

2.根据权利要求1所述的涡旋式压缩机，其特征在于：所述油流入槽(80)形成在所述静侧滑动面(A1)上，所述泄油通路(83)的连通部(83b)形成在所述动侧滑动面(A2)上。

3.根据权利要求2所述的涡旋式压缩机，其特征在于：所述泄油通路(83)由形成在所述动侧滑动面(A2)上的泄油槽(83)构成，并且构成为在所述规定角度范围(α)内与所述流体室(S)所具有的吸入室(S1)连通。

4.根据权利要求2所述的涡旋式压缩机，其特征在于：所述泄油通路(83)由从所述动侧滑动面(A2)贯穿所述动侧端板(71)至该动侧端板(71)的背面的通孔(83c)构成，在所述动侧端板(71)的背面形成有压力比所述流体室(S)的排出压力低的背压室(43)。

5.根据权利要求1到4中任一项权利要求所述的涡旋式压缩机，其特征在于：所述油流入槽(80)相对于所述静侧端板(61)或所述动侧端板(71)的中心在周向上所形成的角度范围在180°以上。

6.根据权利要求1到4中任一项权利要求所述的涡旋式压缩机，其特征在于：所述第二压缩室(S22)的排出开始点(D2)被设定在当所述动涡旋盘(70)进行偏心旋转运动时的所述规定角度范围(α)的前半部分。

7.根据权利要求5所述的涡旋式压缩机，其特征在于：所述第二压缩室(S22)的排出开始点(D2)被设定在当所述动涡旋盘(70)进行偏心旋转运动时的所述规定角度范围(α)的前半部分。

8.根据权利要求1到4中任一项权利要求所述的涡旋式压缩机，其特征在于：所述泄油通路(83)的流路截面积比所述油流入槽(80)的流路截面积小。

9.根据权利要求5所述的涡旋式压缩机，其特征在于：所述泄油通路(83)的流路截面积比所述油流入槽(80)的流路截面积小。

10.根据权利要求6所述的涡旋式压缩机，其特征在于：所述泄油通路(83)的流路截面积比所述油流入槽(80)的流路截面积小。

11.根据权利要求7所述的涡旋式压缩机，其特征在于：所述泄油通路(83)的流路截面积比所述油流入槽(80)的流路截面积小。

说明书

涡旋式压缩机

技术领域

[0001] 本公开涉及一种涡旋式压缩机。

背景技术

[0002] 涡旋式压缩机是压缩流体的压缩机之一例(例如参见专利文献1)。涡旋式压缩机使用具有静涡旋盘和动涡旋盘的压缩机构来压缩流体。静涡旋盘包括圆板状的静侧端板和
涡旋状的静侧涡卷。动涡旋盘包括圆板状的动侧端板和涡旋状的动侧涡卷。

[0003] 静涡旋盘和动涡旋盘以使静侧涡卷与动侧涡卷啮合的方式组合起来，并且分别具有供静侧端板和动侧端板隔着油膜实质上进行滑动的滑动面。在专利文献1的涡旋式压缩
机中，在滑动面上形成有供润滑油流入的油流入槽。向该油流入槽供给高压润滑油，来润滑
上述滑动面，并且产生克服将动涡旋盘推向静涡旋盘的力的反推力。

[0004] 现有技术文献

[0005] 专利文献

[0006] 专利文献1：日本公开专利公报特开2016‑160816号公报

发明内容

[0007] －发明要解决的技术问题－

[0008] 在专利文献1的压缩机中，将油流入槽中的润滑油供向压缩前的流体室(吸入室)。因此，油流入槽中的润滑油大量地流入吸入室。油流入槽中的高压润滑油会产生克服将动
涡旋盘推向静涡旋盘的推压力的反推力，不过在上述构成方式下动涡旋盘的动作可能变得
不稳定，例如，油流入槽中的压力会下降，会因过度推压而产生摩擦损失，相反地若限制向
油流入槽供油，则推压力会不足而产生倾覆动作(动涡旋盘的至少一部分与静涡旋盘分离
的动作)等。

[0009] 本公开的目的在于：在静涡旋盘与动涡旋盘之间的滑动面上具有油流入槽的压缩机中，使动涡旋盘的动作实现稳定化。

[0010] －用以解决技术问题的技术方案－

[0011] 本公开的第一方面以一种涡旋式压缩机为前提。

[0012] 该涡旋式压缩机的特征在于：其包括机壳20、该机壳20内部的低压空间S1以及收纳于该机壳20内的压缩机构40，所述压缩机构40包括静涡旋盘60、动涡旋盘70、流体室S以
及调节机构85，所述静涡旋盘60具有圆板状的静侧端板61和立着设置于该静侧端板61上的
涡旋状的静侧涡卷62，并且该静涡旋盘60被固定在所述机壳20上，所述动涡旋盘70具有相
对于所述静侧端板61实质上进行滑动的圆板状的动侧端板71、和立着设置于该动侧端板71
上且周向长度与所述静侧涡卷62不同的涡旋状的动侧涡卷72，并且在与所述静涡旋盘60啮
合的状态下相对于该静涡旋盘60进行偏心旋转运动，所述流体室S具有形成在所述静侧涡
卷62的内周面与所述动侧涡卷72的外周面之间的第一压缩室S21和形成在所述静侧涡卷62
的外周面与所述动侧涡卷72的内周面之间的第二压缩室S22，并且第一压缩室S21的排出开
始点D1和第二压缩室S22的排出开始点D2不同，所述调节机构85包括油流入槽80和泄油通
路83，所述油流入槽80形成在供所述静侧端板61和所述动侧端板71相互滑动的静侧滑动面
A1和动侧滑动面A2中的一者上，所述泄油通路83形成在所述静侧滑动面A1和所述动侧滑动
面A2中的另一者上，所述油流入槽80是供高压润滑油流入的槽，所述泄油通路83具有连通
部83b，所述连通部83b在所述动涡旋盘70进行偏心旋转时在周向上的规定角度范围α内与
油流入槽80连通，并且构成为润滑油可从油流入槽80经由连通部83b流向所述低压空间S1，
所述规定角度范围α的起点P1位于在所述动涡旋盘70进行偏心旋转运动时所述第一压缩室
S21的排出开始点D1与所述第二压缩室S22的排出开始点D2之间的位置，所述规定角度范围
α的终点P2位于所述第二压缩室S22开始排出后的位置。

[0013] 在第一方面中，在动涡旋盘70进行偏心旋转时的所述规定角度范围α、即并不是压缩行程前而是排气行程中容易产生倾覆动作的区间，油流入槽80中的高压润滑油通过泄油
通路83流向低压空间S1。在润滑油从油流入槽80流向低压空间S1的规定角度范围α内，油流
入槽80中的压力下降，从静涡旋盘60反推动涡旋盘70的反推力变弱。因此，能够在容易产生
倾覆动作的旋转范围(规定角度范围α)内抑制推压不足，并能够在其他区间(角度范围)内
抑制过度推压。

[0014] 本公开的第二方面在第一方面的基础上，其特征在于：所述油流入槽80形成在所述静侧滑动面A1上，所述泄油通路83的连通部83b形成在所述动侧滑动面A2上。

[0015] 在第二方面中，在所述规定角度范围α内，静侧滑动面A1上的油流入槽80中的高压润滑油通过形成在动侧滑动面A2上的泄油通路83的连通部83b，流到低压空间S1。其结果
是，油流入槽80中的压力下降，反推力变弱，因此能够在动涡旋盘70的规定旋转范围(连通
区间α)内抑制推压力不足，并能够在其他区间(角度范围)内抑制过度推压。

[0016] 本公开的第三方面在第二方面的基础上，其特征在于：所述泄油通路83由形成在所述动侧滑动面A2上的泄油槽83构成，并且构成为在所述规定角度范围α内与所述流体室S
所具有的吸入室S1连通。

[0017] 在第三方面中，在所述规定角度范围α内，静侧滑动面A1上的油流入槽80中的高压润滑油通过动侧滑动面A2上的泄油槽83流入所述吸入室S1。其结果是，油流入槽80中的压
力下降，使得反推力变弱，因此能够仅在动涡旋盘70的规定旋转范围(连通区间α)内抑制推
压力不足，并能够在其他区间内抑制过度推压。

[0018] 本公开的第四方面在第二方面的基础上，其特征在于：所述泄油通路83由从所述动侧滑动面A2贯穿所述动侧端板71至该动侧端板71的背面的通孔83c构成，在所述动侧端
板71的背面形成有压力比所述流体室S的排出压力低的背压室43。

[0019] 在第四方面中，在所述规定角度范围α内，静侧滑动面A1上的油流入槽80中的高压润滑油通过从动侧滑动面A2连通至其背面的通孔83c，流到所述背压室43。其结果是，油流
入槽80中的压力下降，使得反推力变弱，因此能够在动涡旋盘70的规定旋转范围(连通区间
α)内抑制推压力不足，并能够在其他区间内抑制过度推压。

[0020] 本公开的第五方面在第一到第四方面中任一方面的基础上，其特征在于：所述油流入槽80相对于所述静侧端板61或所述动侧端板71的中心在周向上所形成的角度范围在
180°以上。

[0021] 在第五方面中，在相对于所述静侧端板61或动侧端板71的中心在周向上所形成的角度范围在180°以上的连通区间α，静侧滑动面A1上的油流入槽80中的高压润滑油通过动
侧滑动面A2上的泄油通路83，流到低压空间S1。其结果是，油流入槽80中的压力下降，使得
反推力变弱，因此能够在动涡旋盘70的规定旋转范围(连通区间α)内抑制推压力不足，并能
够在其他区间内抑制过度推压。

[0022] 本公开的第六方面在第一到第五方面中任一方面的基础上，其特征在于：所述第二压缩室S22的排出开始点D2被设定在当所述动涡旋盘70进行偏心旋转运动时的所述规定
角度范围α的前半部分。

[0023] 在第六方面中，在容易产生动涡旋盘70的倾覆动作(因对动涡旋盘70的推压力不足而致使动涡旋盘70的至少一部分与静涡旋盘60分离的动作)的第二压缩室S22进行排出
时，反推力变弱，因此能够在动涡旋盘70的规定旋转范围(连通区间α)内抑制推压力不足，
并能够在其他区间内抑制过度推压。

[0024] 本公开的第七方面在第一到第六方面中任一方面的基础上，其特征在于：所述泄油通路83的流路截面积比所述油流入槽80的流路截面积小。

[0025] 在第七方面中，能够限制从油流入槽80通过泄油通路83流向低压空间S1的润滑油的流量，因此能够调节规定角度范围α内的反推力。

附图说明

[0026] 图1是第一实施方式所涉及的涡旋式压缩机的纵向剖视图。

[0027] 图2是压缩机构的局部放大图。

[0028] 图3是示出压缩机构的第一动作状态的横向剖视图。

[0029] 图4是示出压缩机构的第二动作状态的横向剖视图。

[0030] 图5是示出压缩机构的第三动作状态的横向剖视图。

[0031] 图6是示出压缩机构的第四动作状态的横向剖视图。

[0032] 图7是示出压缩机构的第五动作状态的横向剖视图。

[0033] 图8是示出压缩机构的第六动作状态的横向剖视图。

[0034] 图9是将第一压缩室、第二压缩室的压力伴随驱动轴旋转所产生的变化作为整个压缩机构的压力变化而图示出来的曲线图。

[0035] 图10是示出以720°为一个循环的第一压缩室、第二压缩室各自的压力变化的曲线图。

[0036] 图11是第二实施方式所涉及的涡旋式压缩机的纵向剖视图。

[0037] 图12是示出压缩机构的第一动作状态的横向剖视图。

[0038] 图13是示出压缩机构的第二动作状态的横向剖视图。

[0039] 图14是示出压缩机构的第三动作状态的横向剖视图。

具体实施方式

[0040] 第一实施方式

[0041] 对第一实施方式进行说明。

[0042] 如图1和图2所示，本实施方式的涡旋式压缩机10(以下亦简称为压缩机10)设置在进行蒸气压缩式制冷循环的制冷剂回路(未图示)中，并对作为工作流体的制冷剂进行压
缩。在制冷剂回路中，由压缩机10压缩后的制冷剂在冷凝器中冷凝，由减压机构进行减压，
在蒸发器中蒸发，之后被吸入到压缩机10中。

[0043] 涡旋式压缩机10包括机壳20、以及收纳在该机壳20中的电动机30和压缩机构40。机壳20形成为纵向长度较长的圆筒状，并构成为密闭拱顶式机壳。

[0044] 电动机30包括定子31和转子32，该定子31被固定在机壳20上，该转子32设置在该定子31的内侧。转子32被固定在驱动轴11上，该驱动轴11贯穿该转子32的内部。

[0045] 在机壳20的底部形成有用于贮存润滑油的贮油部21。吸入管12贯穿机壳20的上部。排出管13贯穿机壳20的中央部。

[0046] 布置在电动机30上方的固定部件50被固定在机壳20上。在固定部件50的上方布置有上述压缩机构40。排出管13的流入端位于电动机30与固定部件50之间。

[0047] 驱动轴11沿着机壳20的中心轴在上下方向上延伸。驱动轴11具有主轴部14和与主轴部14的上端连结的偏心部15。主轴部14的下部被下部轴承22支承着能够进行旋转。下部
轴承22被固定在机壳20的内周面上。主轴部14的上部贯穿固定部件50，并被固定部件50的
上部轴承51支承着能够进行旋转。上部轴承51被固定在机壳20的内周面上。

[0048] 压缩机构40包括静涡旋盘60和动涡旋盘70，该静涡旋盘60被固定在固定部件50的上表面上，从而相对于机壳20也被固定住，该动涡旋盘70与静涡旋盘60噛合。动涡旋盘70布
置在静涡旋盘60与固定部件50之间。

[0049] 在固定部件50上形成有环状部52和凹部53。环状部52形成在固定部件50的外周部。凹部53形成在固定部件50的中央上部，固定部件50形成为其中央凹陷下去的碟状。在凹
部53的下侧形成有上述上部轴承51。

[0050] 固定部件50通过压入而被固定在机壳20的内部。也就是说，机壳20的内周面与固定部件50的环状部52的外周面在整个一周上以气密状紧贴在一起。固定部件50将机壳20的
内部划分成上部空间23和下部空间24，该上部空间23收纳有压缩机构40，该下部空间24收
纳有电动机30。

[0051] 静涡旋盘60包括圆板状的静侧端板61、近似筒状的外周壁63以及涡旋状(渐开线状)的静侧涡卷62，该外周壁63立着设置在该静侧端板61的正面(图1和图2中的下表面)的
外缘，该静侧涡卷62立着设置在该静侧端板61的位于外周壁63的内部的位置上。外周壁63
构成堵住后述流体室S的静侧端板61的一部分。外周壁63位于静涡旋盘60的外周侧，并与静
侧涡卷62连续着形成。静侧涡卷62的顶端面与外周壁63的顶端面形成为位于大致同一平面
上。另外，静涡旋盘60被固定在上述固定部件50上。

[0052] 动涡旋盘70包括圆板状的动侧端板71、涡旋状(渐开线状)的动侧涡卷72以及凸缘部73，该动侧端板71实质上隔着油膜相对于上述静侧端板61进行滑动，该动侧涡卷72形成
在该动侧端板71的正面(图1和图2中的上表面)，该凸缘部73形成在动侧端板71的背面中心
部。驱动轴11的偏心部15插入凸缘部73中，从而驱动轴11与该凸缘部73连结起来。上述动侧
涡卷72的周向长度与上述静侧涡卷62不同。动涡旋盘70在与上述静涡旋盘60相啮合的状态
下相对于该静涡旋盘60进行偏心旋转运动。

[0053] 在压缩机构40中，在静涡旋盘60与动涡旋盘70之间形成有供制冷剂流入的流体室S。动涡旋盘70被设置成：动侧涡卷72与静涡旋盘60的静侧涡卷62噛合。在静涡旋盘60的外
周壁63上形成有吸入口64(参见图3)。吸入管12的下游端与吸入口64相连。

[0054] 流体室S被划分成吸入室S1和压缩室S2。也就是说，当静涡旋盘60的外周壁63的内周面与动涡旋盘70的动侧涡卷72的外周面实质上接触时，夹着该接触部C被划分成吸入室
S1和压缩室S2(例如参见图3)。吸入室S1构成供低压制冷剂吸入的空间。吸入室S1与吸入口
64连通，并与压缩室S2断开。压缩室S2构成压缩低压制冷剂的空间。压缩室S2与吸入室S1断
开。

[0055] 上述压缩室S2具有第一压缩室S21和第二压缩室S22，该第一压缩室S21形成在上述静侧涡卷62的内周面与动侧涡卷72的外周面之间，该第二压缩室S22形成在上述静侧涡
卷62的外周面与动侧涡卷72的内周面之间。该压缩机构40为静侧涡卷62与动侧涡卷72的周
向长度不同的非对称涡旋构造，并且第一压缩室S21与第二压缩室S22的排出开始点D1、D2
不同。

[0056] 在静涡旋盘60的静侧端板61的中央形成排出口65。在静涡旋盘60的静侧端板61的背面(图1和图2中的上表面)形成有高压腔66，排出口65朝着高压腔66敞开。高压腔66经由
在静涡旋盘60的静侧端板61和固定部件50上形成的通路(省略图示)，与下部空间24连通。
由压缩机构40压缩而成的高压制冷剂流到下部空间24。因此，在机壳20的内部，下部空间24
成为高压环境。

[0057] 在驱动轴11的内部，形成有从驱动轴11的下端开始沿上下方向延伸至上端的供油路16。驱动轴11的下端部浸在贮油部21中。供油路16将贮油部21中的润滑油供至下部轴承
22和上部轴承51，并将该润滑油供至凸缘部73与驱动轴11的偏心部15之间的滑动面。供油
路16在驱动轴11的偏心部15的上端面开口，将润滑油供向驱动轴11的偏心部15的上方。

[0058] 在固定部件50的环状部52的内周部的上表面形成有在周向上延伸的密封槽52a，在该密封槽52a中设置有密封部件(省略图示)。在密封部件的中心部一侧形成有作为高压
空间的第一背压部42，在密封部件的外周侧形成有作为中压空间的第二背压部43，由第一
背压部42和第二背压部43构成背压空间41。第一背压部42主要由固定部件50的凹部53构
成。驱动轴11的供油路16经由动涡旋盘70的凸缘部73的内部与凹部53连通。与压缩机构40
的排出压力相当的高压压力作用于第一背压部42。背压空间41利用分别由第一背压部42的
高压压力和第二背压部43的中压压力产生的推压力的合力将动涡旋盘70推向静涡旋盘60。

[0059] 需要说明的是，第二背压部43通过静涡旋盘60的静侧端板61的外周壁63与机壳20之间的间隙，与上部空间23连通。上部空间23也是中压空间。

[0060] 在固定部件50的上部设置有十字环(Oldham Ring)46。十字环46是阻止动涡旋盘70自转的部件。在十字环46上设置有朝动涡旋盘70的动侧端板71的背面侧突出的横向长度
较长的键46a(参见图2和图3)。相对于此，在动涡旋盘70的动侧端板71的背面形成有键槽
46b，十字环46的键46a以能够滑动的方式嵌合在该键槽46b中。

[0061] 如图2所示，在固定部件50的内部形成有弹性槽54、第一油通路55以及第二油通路56。弹性槽54形成在凹部53的底面。弹性槽54以将驱动轴11的周围包围起来的方式形成为
环状。第一油通路55的流入端与弹性槽54连通。第一油通路55在固定部件50的内部从内周
侧朝着外周侧向斜上方延伸。第二油通路56的流入端与第一油通路55的靠外周的部位连
通。第二油通路56上下贯穿固定部件50的内部。螺杆部件75从第二油通路56的下端侧插入
该第二油通路56中。第二油通路56的下端被螺杆部件75的头部75a堵住。

[0062] 在静涡旋盘60的外周壁63形成有第三油通路57、第四油通路58以及纵向孔81。第三油通路57的流入端(下端)与第二油通路56的流出端(上端)连通。第三油通路57在外周壁
63的内部上下延伸。第四油通路58的流入端(外周端)与第三油通路57的流出端(上端)连
通。第四油通路58在静涡旋盘60的外周壁63的内部沿径向延伸。纵向孔81的流入端(上端)
与第四油通路58的流出端(内周端)连通。纵向孔81朝着动涡旋盘70的动侧端板71向下方延
伸。纵向孔81的流出端在动涡旋盘70的动侧端板71与静涡旋盘60的外周壁63之间的滑动面
上开口。也就是说，纵向孔81将凹部53内的高压润滑油供至动涡旋盘70的动侧端板71与静
涡旋盘60的外周壁63(静侧端板61的一部分)之间的滑动面A1、A2。

[0063] 在静涡旋盘60和动涡旋盘70形成有将中压制冷剂供至第二背压部43的调节槽47。如图2和图3所示，调节槽47由形成在静涡旋盘60上的初级侧通路48和形成在动涡旋盘70上
的次级侧通路49构成。

[0064] 初级侧通路48形成在静涡旋盘60的外周壁63的下表面。初级侧通路48的内端在外周壁63的内周面上开口，并与处于中压状态的压缩室S2连通。次级侧通路49由沿上下方向
贯穿动涡旋盘70的动侧端板71的外周部的通孔构成。次级侧通路49是其通路剖面(与轴垂
直的剖面)的形状为圆形的圆孔。次级侧通路49的通路剖面并不局限于此，例如也可以是椭
圆形或圆弧形。

[0065] 次级侧通路49的上端与初级侧通路48的外端部间歇地连通。另外，次级侧通路49的下端与动涡旋盘70和固定部件50之间的第二背压部43连通。因此，中压制冷剂被从处于
中压状态的压缩室S2间歇地供至第二背压部43，第二背压部43成为规定的中压压力环境。

[0066] 〈油槽和调节机构的结构〉

[0067] 如图3所示，在静涡旋盘60的外周壁63(端板61的一部分)的正面(图2中的下表面)形成有静侧油槽(油流入槽)80。也就是说，静侧油槽80形成在静涡旋盘60的外周壁63的与
动涡旋盘70的动侧端板71相向的静侧滑动面A1上。静侧油槽80包括上述纵向孔81和以穿过
该纵向孔81的方式延伸的周向槽82。

[0068] 周向槽82沿着静涡旋盘60的外周壁63的内周面呈近似圆弧状地延伸。周向槽82包括第一圆弧槽82a和第二圆弧槽82b。第一圆弧槽82a从纵向孔81向一端侧(图3中的逆时针
侧)延伸。第二圆弧槽82b从纵向孔81向另一端侧(图3中的顺时针侧)延伸。各圆弧槽82b形
成在以动涡旋盘70的中心为基准比大约90°稍大的范围。

[0069] 第一圆弧槽82a与外周壁63的内周面之间的距离沿着图3中的逆时针方向逐渐增大。

[0070] 第二圆弧槽82b与外周壁63的内周面之间的距离沿着图3中的顺时针方向逐渐减小。

[0071] 如图3所示，在动涡旋盘70的动侧端板71的外周部的正面(图2中的上表面)，形成有作为泄油通路的动侧油槽(泄油槽)83。动侧油槽83形成在动涡旋盘70的动侧端板71相对
于静涡旋盘60的外周壁63所具有的动侧滑动面A2上。动侧油槽83形成在静涡旋盘60的第二
圆弧槽82b的端部附近。动侧油槽83包括近似圆弧状的动侧圆弧槽83a和与该动侧圆弧槽
83a的一端部(图3中的位于逆时针侧的端部)相连的连通槽(连通部)83b。

[0072] 动侧油槽83的动侧圆弧槽83a从第二圆弧槽82b的端部附近开始沿着动涡旋盘70的动侧端板71的外周面呈近似圆弧状地延伸。动侧圆弧槽83a的另一端部(图3中的位于顺
时针侧的端部)朝着键槽46b的里侧部分延伸。

[0073] 连通槽83b从动侧圆弧槽83a的一端部起朝动涡旋盘70的中心侧弯曲着延伸。也就是说，连通槽83b在动涡旋盘70的动侧端板71处朝着径向内侧延伸，其内侧端部能够与流体
室S连通。

[0074] 随着动涡旋盘70进行偏心旋转，动侧油槽83相对于静侧油槽80和流体室(在本实施方式中为吸入室S1)的连通状态发生变化。由此，压缩机构40在静侧油槽80中的高压润滑
油被供向动侧油槽83的状态(参见图3～图5)与静侧油槽80中的高压润滑油通过动侧油槽
83的连通槽83b流向流体室S的吸入室S1的状态(参见图6～图8)之间发生变化。

[0075] 如上所述，在本实施方式中，在供上述静侧端板61、63与动侧端板71相互滑动的静侧滑动面A1和动侧滑动面A2中的一者(具体而言，为静侧滑动面A1)上，形成有供高压润滑
油流入的静侧油槽(油流入槽)80。而且，在供上述静侧端板61、63与动侧端板71相互滑动的
静侧滑动面A1和动侧滑动面A2中的另一者(具体而言，为动侧滑动面A2)上，作为上述泄油
通路形成有动侧油槽83，该动侧油槽83在动涡旋盘70进行偏心旋转时在周向上的一部分区
域(后述的连通区间(规定角度范围)α)经由连通槽83b与静侧油槽80连通。动侧油槽83是构
成为在上述连通区间(规定角度范围)α内使静侧油槽80中的高压润滑油流向作为低压空间
的流体室S的吸入室S1的槽。调节推压动涡旋盘的推压力的调节机构85由上述静侧油槽80
和动侧油槽83构成。

[0076] 图3～图8示出当动涡旋盘沿图中的逆时针方向旋转时在不同角度(将该角度称为曲柄角度)下，静侧涡卷62与动侧涡卷72的啮合状态的变化情况。如图3所示，若将动侧涡卷
72的外周端部与静涡旋盘60的外周壁63的内周面接触的状态(最外侧的吸入室S1被关闭而
形成了第一压缩室S21的瞬间)设为曲柄角度为0°的状态，则图4示出曲柄角度为90°的状
态，图5示出曲柄角度为180°的状态，图6示出曲柄角度为225°的状态，图7示出曲柄角度为
270°的状态，图8示出曲柄角度为315°的状态。就该涡旋式压缩机10而言，当从吸气行程开
始，驱动轴(曲轴)11旋转720°即两周时，压缩行程和排气行程结束，每旋转360°(驱动轴每
旋转一周)实施一次新的吸气行程和排气行程的同时，连续反复进行将该720°旋转作为一
个循环的动作。

[0077] 图9是将第一压缩室S21、第二压缩室S22的压力伴随驱动轴(曲轴)11旋转所产生的变化作为整个压缩机构40的压力变化而图示出来的曲线图，图10是示出以720°为一个循
环的第一压缩室S21、第二压缩室S22各自的压力变化的曲线图。需要说明的是，图10示出所
谓的压缩不足(压缩机10的排出压力比制冷剂回路中的高压压力低且已从压缩机10排出的
制冷剂紧接着上升到制冷剂回路中的高压压力的压缩状态)时的压力变化。

[0078] 以仅使上述动涡旋盘70进行偏心旋转运动时的规定区间(规定角度范围)成为动侧油槽83与上述静侧油槽80连通的区间的方式，来设定上述调节机构85的连通区间(规定
角度范围)α的起点P1和终点P2。具体而言，如图10所示，在上述连通区间α中当上述动涡旋
盘70进行偏心旋转运动时上述第一压缩室S21的排出开始点D1与上述第二压缩室S22的排
出开始点D2之间的位置被设定为起点P1，上述第二压缩室S22开始排出后的位置被设定为
终点P2。

[0079] 就形成在上述动侧滑动面A2上的动侧油槽83而言，仅在上述连通区间α中，动侧油槽83的连通槽83b的顶端与流体室S的吸入室S1连通，从而使得静侧油槽80与上述流体室S
的吸入室S1连通。在本实施方式中，若如图9、图10所示用曲柄角度表示的话，则连通区间α
被设定在大约230°～320°(560°～680°)的这一范围，即，从驱动轴11比图6再多旋转大约5°
的位置开始到其比图8再多旋转大约5°的位置为止的这一范围。

[0080] 在本实施方式中，如图10所示，上述连通区间α被设定成：保证上述第二压缩室的排出开始点D2在上述动涡旋盘进行偏心旋转运动时的上述连通区间α的前半部分。

[0081] 在本实施方式中，上述静侧油槽80相对于上述静侧端板61或动侧端板71的中心在周向上所形成的角度范围比180°稍大。另外，上述动侧油槽(泄油槽)83的流路截面积比上
述静侧油槽(油流入槽)80的流路截面积小。

[0082] －运转动作－

[0083] 首先，对压缩机10的基本的动作情况进行说明。

[0084] 当使电动机30工作时，电动机30驱动压缩机构40的动涡旋盘70旋转。由于十字环46阻止动涡旋盘70自转，因此动涡旋盘70以驱动轴11的轴心为中心仅进行偏心旋转。如图3
～图8所示，当动涡旋盘70开始进行偏心旋转时，流体室S由接触部C分隔成吸入室S1和压缩
室S2。在静涡旋盘60的静侧涡卷62与动涡旋盘70的动侧涡卷72之间，形成有多个压缩室S2。
当动涡旋盘70进行偏心旋转时，上述压缩室S2逐渐接近中心(排出口)，并且上述压缩室S2
的容积不断缩小。由此，在各个压缩室S2中，制冷剂不断被压缩。

[0085] 当达到最小容积的压缩室S2与排出口65连通时，压缩室S2内的高压气态制冷剂便经由排出口65被排到高压腔66中。高压腔66内的高压制冷剂气体经由形成在静涡旋盘60和
固定部件50上的各条通路流到下部空间24。下部空间24中的高压气态制冷剂经由排出管13
被朝着机壳20的外部排出。

[0086] －供油动作和利用调节机构进行的推压力调节动作－

[0087] 接下来，参照图2～图8，来说明压缩机10中润滑油的供油动作、和利用调节机构85调节推压动涡旋盘70的推压力的推压力调节动作。

[0088] 当高压气态制冷剂流到压缩机10的下部空间24中时，下部空间24便成为高压环境，贮油部21中的润滑油也成为高压状态。该贮油部21中的高压润滑油朝着上方在驱动轴
11的供油路16内流动，并从驱动轴11的偏心部15的上端开口流向动涡旋盘70的凸缘部73的
内部。

[0089] 供到凸缘部73处的油被供往驱动轴11的偏心部15与凸缘部73之间的滑动面。由此，第一背压部42成为与压缩机构40的排出压力相当的高压环境。另外，第二背压部43如上
所述的那样成为中压压力。而且，利用由第一背压部42的高压压力和第二背压部43的中压
压力产生的推压力，将动涡旋盘70推向静涡旋盘60。

[0090] 贮存于第二背压部43中的高压油流入弹性槽54的内部，并依次在第一油通路55、第二油通路56、第三油通路57、第四油通路58中流动，然后流向纵向孔81。由此，与压缩机构
40的排出压力相当的高压润滑油就被供到静侧油槽80。在这样的状态下，当动涡旋盘70进
行偏心旋转时，静侧油槽80的周向槽82中的油便被用于对其周围的静侧滑动面A1和动侧滑
动面A2进行润滑。

[0091] 以下，对曲柄角度成为图3～图8各个附图所示的状态时的油的流动情况、和利用了该油的流动并由调节机构85进行的推压力调节动作加以说明。

[0092] 〈曲柄角度θ＝0°(360°)〉

[0093] 当动涡旋盘70处于例如形成了最外周的第一压缩室S21的瞬间即图3的曲柄角度θ＝0°(360°)时，静侧油槽80的第二圆弧槽82b的端部与动侧油槽83的连通槽83b成为连通状
态。因此，静侧油槽80中的高压润滑油从连通槽83b流入动侧油槽83。其结果是，在动侧油槽
83中，高压润滑油填满连通槽83b和动侧圆弧槽83a。此时，动侧油槽83和吸入室S1断开。因
此，动侧油槽83中的高压润滑油被用于对静侧滑动面A1和动侧滑动面A2进行润滑。

[0094] 此时，如图9、图10所示，压缩室S2的内部压力较低，处于动涡旋盘70难以产生倾覆的状态，充满静侧油槽80和动侧油槽83的润滑油的高压压力产生了较强的反推力，该反推
力克服背压空间41的推压力而反推动涡旋盘70，从而推压力与反推力达到平衡。

[0095] 〈曲柄角度θ＝90°(450°)〉

[0096] 当动涡旋盘70从图3的状态进一步偏心旋转，成为例如图4的曲柄角度θ＝90°(450°)时，静侧油槽80与动侧油槽83的位置关系发生变化，连通槽83b的顶端在以驱动轴11
的偏心部15的偏心量为半径的旋转轨道上从图3的位置朝着图中右斜下方移向图4的位置，
并保持与静侧油槽80连通的状态。因此，在该状态下，也与θ＝0°(360°)的图3的状态相同，
静侧油槽80中的高压润滑油从连通槽83b流入动侧油槽83。其结果是，在动侧油槽83中，高
压润滑油填满了连通槽83b和动侧圆弧槽83a。此时，动侧油槽83和吸入室S1也断开。因此，
动侧油槽83中的高压润滑油被用于对静侧滑动面A1和动侧滑动面A2进行润滑。

[0097] 另外，与曲柄角度θ＝0°(360°)时相同，此时也是压缩室S2的内部压力较低，处于动涡旋盘70难以产生倾覆的状态，充满静侧油槽80和动侧油槽83的润滑油的高压压力产生
了较强的反推力，该反推力克服背压空间41的推压力而反推动涡旋盘70，从而推压力与反
推力达到平衡。

[0098] 〈曲柄角度θ＝180°(540°)〉

[0099] 当动涡旋盘70从图4的状态进一步偏心旋转，成为例如图5的曲柄角度θ＝180°(540°)时，静侧油槽80与动侧油槽83的位置关系发生变化，连通槽83b的顶端在以驱动轴11
的偏心部15的偏心量为半径的旋转轨道上从图4的位置朝着图中右斜下方移向图5的位置，
并保持与静侧油槽80连通的状态。因此，在该状态下，也与θ＝0°(360°)的图3的状态、θ＝
90°(450°)的图4的状态相同，静侧油槽80中的高压润滑油从连通槽83b流入动侧油槽83。其
结果是，在动侧油槽83中，高压润滑油填满了连通槽83b和动侧圆弧槽83a。此时，动侧油槽
83和吸入室S1也断开。因此，动侧油槽83中的高压润滑油被用于对静侧滑动面A1和动侧滑
动面A2进行润滑。

[0100] 另外，此时也是压缩室S2的内部压力较低，处于动涡旋盘70难以产生倾覆的状态，充满静侧油槽80和动侧油槽83的润滑油的高压压力产生了较强的反推力，该反推力克服背
压空间41的推压力而反推动涡旋盘70，从而推压力与反推力达到平衡。

[0101] 〈曲柄角度θ＝225°(585°)〉

[0102] 当动涡旋盘70从图5的状态进一步偏心旋转，成为例如图6的曲柄角度θ＝225°(585°)时，静侧油槽80与动侧油槽83的位置关系发生变化，连通槽83b的顶端在以驱动轴11
的偏心部15的偏心量为半径的旋转轨道上从图5的位置朝着图中左斜上方移向图6的位置。
此时，连通槽83b的基端(与动侧圆弧槽83a相连的端部)保持与静侧油槽80连通的状态，连
通槽83b的顶端(与动侧圆弧槽83a相反一侧的端部)位于即将与吸入室S1连通之前的位置。
在该状态下，也是静侧油槽80中的高压润滑油从连通槽83b流入动侧油槽83，在动侧油槽83
中，高压润滑油填满了连通槽83b和动侧圆弧槽83a。此时，动侧油槽83和吸入室S1也仍然断
开，因此动侧油槽83中的高压润滑油被用于对静侧滑动面A1和动侧滑动面A2进行润滑。

[0103] 另外，此时也是压缩室S2的内部压力较低，处于动涡旋盘70难以产生倾覆的状态，充满静侧油槽80和动侧油槽83的润滑油的高压压力产生了较强的反推力，该反推力克服背
压空间41的推压力而反推动涡旋盘70，从而推压力与反推力达到平衡。

[0104] 〈曲柄角度θ＝230°(590°)〉

[0105] 在本实施方式中，当从图6的状态起曲柄角度前进5°而变为θ＝230°(590°)时，连通槽83b的顶端在以驱动轴11的偏心部15的偏心量为半径的旋转轨道上从图6的位置朝着
图中左斜上方稍稍移动。此时，连通槽83b的顶端与吸入室S1连通，并且与以下所说明的图7
相同，进入图9、图10所示的连通区间α。

[0106] 在连通区间α中，高压润滑油不断流向吸入室S，因此静侧油槽80和动侧油槽83中的压力降低。其结果是，克服背压空间41的推压力而反推动涡旋盘70的反推力变弱。此时，
压缩室S2的压力较高，处于动涡旋盘70容易产生倾覆(动涡旋盘70的至少一部分与静涡旋
盘60分离的动作)的状态，但因为反推力变弱使得推压力相对增大，所以推压力与反推力达
到平衡，能够抑制倾覆动作。

[0107] 〈曲柄角度θ＝270°(630°)〉

[0108] 当动涡旋盘70进一步偏心旋转，成为例如图7的曲柄角度θ＝270°(630°)时，连通槽83b的顶端在以驱动轴11的偏心部15的偏心量为半径的旋转轨道上继续朝着图中左斜上
方移动至图7的位置。此时，保持连通槽83b的基端与静侧油槽80连通且顶端与吸入室S1连
通的状态，继续处于连通区间α。

[0109] 在连通区间α中，如上所述，高压润滑油不断流向吸入室S1，因此静侧油槽80和动侧油槽83中的压力降低。其结果是，克服背压空间41的推压力而反推动涡旋盘70的反推力
变弱。此时，压缩室S2的压力较高，处于动涡旋盘70容易产生倾覆(动涡旋盘70的至少一部
分与静涡旋盘60分离的动作)的状态，但因为反推力变弱使得推压力相对增大，所以推压力
与反推力达到平衡，能够保持抑制倾覆动作的状态。

[0110] 〈曲柄角度θ＝315°(675°)〉

[0111] 当动涡旋盘70进一步偏心旋转，成为例如图8的曲柄角度θ＝315°(675°)时，连通槽83b的顶端在以驱动轴11的偏心部15的偏心量为半径的旋转轨道上从图7的位置朝着图
中左斜下方移动至图8的位置。此时保持连通槽83b的基端与静侧油槽80连通且顶端与吸入
室S1连通的状态，继续处于连通区间α。需要说明的是，当曲柄角度进一步前进5°时，连通槽
83b的顶端就会与吸入室S1分离，如图9、图10所示，连通区间α结束。

[0112] 在连通区间α中，如上所述，高压润滑油不断释放到吸入室S1，因此静侧油槽80和动侧油槽83中的压力降低。其结果是，克服背压空间41的推压力而反推动涡旋盘70的反推
力变弱。此时，压缩室S2的压力较高，处于动涡旋盘70容易产生倾覆(动涡旋盘70的至少一
部分与静涡旋盘60分离的动作)的状态，但因为反推力变弱使得推压力相对增大，所以推压
力与反推力达到平衡，依然能够保持抑制倾覆动作的状态。

[0113] 〈曲柄角度θ＝320°(680°)〉

[0114] 在本实施方式中，当从图8的状态起曲柄角度前进5°而变为θ＝320°(680°)时，连通槽83b的顶端在以驱动轴11的偏心部15的偏心量为半径的旋转轨道上从图8的位置朝着
图中左斜下方稍稍移动。此时，连通槽83b的顶端与吸入室S1分离，连通区间α结束。

[0115] 当连通区间α结束时，静侧油槽80的第二圆弧槽82b的端部和静侧油槽80中的高压润滑油从连通槽83b流入动侧油槽83，而不流入吸入室S1。其结果是，在动侧油槽83中，高压
润滑油填满了连通槽83b和动侧圆弧槽83a。此时，动侧油槽83和吸入室S1断开。因此，动侧
油槽83中的高压润滑油被用于对静侧滑动面A1和动侧滑动面A2进行润滑。

[0116] 之后，动涡旋盘70返回曲柄角度θ＝0°(360°)的图3的状态。这样一来，压缩室S2的内部压力降低，处于动涡旋盘70难以产生倾覆的状态。而且，充满静侧油槽80和动侧油槽83
的润滑油的高压压力产生了较强的反推力，该反推力克服背压空间41的推压力而反推动涡
旋盘70，从而推压力与反推力达到平衡而不会产生过度推压。

[0117] 之后，动涡旋盘70依次重复从曲柄角度θ＝0°(360°)的图3的状态到曲柄角度θ＝315°(675°)的图8的状态，当动涡旋盘70容易产生倾覆时就进入连通区间α，使得推压力变
得相对较强，因此能够抑制倾覆动作，在除此以外的区间，推压力变得相对较弱，能够抑制
过度推压。

[0118] －第一实施方式的效果－

[0119] 在本实施方式中，在压缩机构40为非对称涡旋构造并具有第一压缩室S21的排出开始点D1和第二压缩室S22的排出开始点D2不同的流体室S的涡旋式压缩机10中，设置了具
有油流入槽80和泄油通路83的调节机构85，该油流入槽80形成在静侧滑动面A1上，并供高
压润滑油流入，该泄油通路83具有连通部83b，该连通部83b形成在动侧滑动面A2上，并且在
上述连通区间α中与油流入槽80连通使得油流向吸入室S1，就该调节机构85的连通区间α而
言，将上述动涡旋盘70进行偏心旋转运动时第一压缩室S21的排出开始点D1与第二压缩室
S22的排出开始点D2之间的位置设为起点P1，将第二压缩室S22开始排出后的位置设为终点
P2。

[0120] 通过采用上述构成方式，根据本实施方式，在动涡旋盘70进行偏心旋转时的上述连通区间α，即并不是在压缩行程前流体室S的压力较低的区间而是在排气行程中流体室S
的压力较高的区间(动涡旋盘70容易产生倾覆动作的区间)，油流入槽80中的高压润滑油通
过泄油通路83流向低压空间S1。

[0121] 在现有压缩机中，是将油流入槽中的润滑油供到压缩前的流体室(吸入室)，因此油流入槽中的润滑油会大量流入到吸入室中，并且该润滑油具有产生克服将动涡旋盘推向
静涡旋盘的推压力的反推力的作用，从而使得动涡旋盘的动作可能变得不稳定，例如，油流
入槽中的压力下降，因过度推压而产生摩擦损失，相反地若限制向油流入槽供油，则推压力
不足而导致动涡旋盘产生倾覆等。

[0122] 相对于此，在本实施方式中，在润滑油从油流入槽80流向低压空间S1的连通区间α，油流入槽80中的压力下降，从静涡旋盘60反推动涡旋盘70的反推力变弱。因此，在反推力
倾向于比推压力大且容易产生倾覆动作的旋转范围(连通区间α)内，能够减小反推力，抑制
推压不足。相反地，在连通区间α以外的流体室S的压力较低的区间，高压润滑油被保持在油
流入槽80中，因此能够抑制推压力相对于反推力变得过大，其结果是，能够抑制因过度推压
而产生摩擦损失。

[0123] 这样一来，根据本实施方式，能够使动涡旋盘70在进行偏心旋转时的动作实现稳定化。

[0124] 在本实施方式中，将油流入槽80形成在静侧滑动面A1上，将泄油通路83形成在动侧滑动面A2上。也可以与之相反，例如将油流入槽80形成在动侧滑动面A2上，将泄油通路83
形成在静侧滑动面A1上，不过在该情况下，油流入槽80随着动涡旋盘70进行偏心旋转，以与
动涡旋盘70相同的旋转半径在流体室S的周围移动。而且，在该情况下，为了保证动涡旋盘
70无论处于哪个曲柄角度，油流入槽80都不会与流体室S直接连通，而导致静侧滑动面A1的
面积变大，压缩机构40也容易大型化。相对于此，根据本实施方式，通过将油流入槽80形成
在静侧滑动面A1上，将泄油通路83形成在动侧滑动面A2上，从而能够以简单的结构抑制压
缩机构大型化。

[0125] 在本实施方式中，形成在动侧滑动面A2上的泄油槽83构成为在上述连通区间α中与上述流体室S的吸入室S1连通。根据该构成，只要使静侧油槽80中的高压润滑油流到位于
该静侧油槽附近的吸入室S1中即可，因此能够以简单的结构实现使动涡旋盘70的动作稳定
的机构。

[0126] 在本实施方式中，使油流入槽80相对于静侧端板61或动侧端板71的中心在周向上所形成的角度范围比180°稍大。该角度范围如果过窄或过宽，则难以使油流入槽80中的高
压油流向低压空间，从而难以使动涡旋盘的动作稳定，不过根据本实施方式，能够较容易地
实现使动涡旋盘的动作稳定的构成。

[0127] 在本实施方式中，设定成：上述第二压缩室S22的排出开始点D2位于当动涡旋盘70进行偏心旋转运动时的上述连通区间α的前半部分。根据该构成，在压缩室S2的压力为排出
压力的期间，连通区间不会结束，因而在动涡旋盘70容易产生倾覆动作时，必然能够事先减
弱反推力。因此，能够抑制在连通区间中出现推压力不足的情况，所以容易使动涡旋盘70的
动作稳定。

[0128] 在本实施方式中，使泄油槽83的流路截面积比油流入槽80的流路截面积小。根据该构成，能够限制从油流入槽80通过泄油通路83流向低压空间S1的润滑油的流量，因此通
过调节处于连通区间α中的反推力，使推压力和反推力在适当的范围达到平衡，从而能够使
动涡旋盘70的动作稳定。

[0129] －第一实施方式的变形例－

[0130] 在上述第一实施方式中，上述油流入槽80形成在上述静侧滑动面A1上，上述泄油槽83的连通槽83b形成在上述动侧滑动面A2上，不过与之相反，也可以将上述油流入槽80形
成在上述动侧滑动面A2上，将上述泄油槽83的连通槽83b形成在上述静侧滑动面A1上。

[0131] 第二实施方式

[0132] 对图11～图14所示的第二实施方式进行说明。

[0133] 在该第二实施方式中，与第一实施方式不同，将静侧油槽(油流入槽)80形成在包括第一实施方式中所形成的静侧油槽80和动侧油槽83那样的较大角度范围(围绕流体室S
的一周的大约四分之三的区域)，并且没有形成动侧油槽83。另外，在该第二实施方式中，不
是由第一实施方式中的动侧油槽83构成泄油通路83，而是由从上述动侧滑动面A2贯穿上述
动侧端板71至其背面的通孔83c构成泄油通路83的。该通孔83c构成为：在上述连通区间α
中，与形成在上述动侧端板71的背面的背压空间41中压力比上述压缩室S2的排出压力低的
第二背压部(背压室)43连通。

[0134] 其他构成与第一实施方式相同。需要说明的是，在图11中没有图示出第一油通路55、第二油通路56、第三油通路57、第四油通路58以及纵向孔81，但仅是省略了附图上的图
示，实际上均以与图2中的第一实施方式相同的方式形成了上述油通路和上述纵向孔。

[0135] 在该第二实施方式中，连通区间α也与第一实施方式相同，曲柄角度θ被设定在图9、图10所示的230°(590°)～320°(680°)的这一范围。也就是说，图12示出曲柄角度θ即将进
入连通区间α之前(差5°)的状态，图13示出曲柄角度θ处于连通区间α中的状态，图14示出曲
柄角度θ在连通区间α即将结束之前(差5°)的状态。

[0136] 因此，当曲柄角度θ在从未图示的0°(360°)到图12的225°(585°)为止的这一范围内时，静侧油槽80与通孔83c不连通，因而静侧油槽80被高压润滑油填满而处于压力较高的
状态，从而产生了较强的反推力。而且，能够抑制过度推压。

[0137] 当曲柄角度θ从图12的状态起前进5°时，则进入静侧油槽80与通孔83c相连通的连通区间α。如上所述，连通区间α从230°(590°)持续到320°(680°)，在此期间，静侧油槽80中
的润滑油不断流向处于中压的第二背压部43。因此，在图13、图14的状态下，静侧油槽80的
内部压力降低，反推力也变弱。其结果是，将动涡旋盘70推向静涡旋盘60的推压力相对变
强，从而能够抑制动涡旋盘产生倾覆动作。

[0138] 当曲柄角度θ从图14的状态起前进5°时，通孔83c与静侧油槽80分离，连通区间α结束。该状态持续至曲柄角度返回0°(360°)并再次到达230°(590°)为止，在此期间，静侧油槽
80处于被高压油填满的状态。

[0139] 在该第二实施方式中，也与第一实施方式相同，在动涡旋盘70容易产生倾覆时，进入连通区间α，使得推压力相对变强，因此能够抑制倾覆动作，在除此以外的区间，推压力相
对变弱，因此能够抑制过度推压。

[0140] －第二实施方式的效果－

[0141] 在该第二实施方式中，由从动侧滑动面A2贯穿动侧端板71至其背面的通孔83c构成泄油通路83，在上述连通区间α中，通孔83c与设置于动侧端板71的背面的第二背压部(背
压室)43连通。

[0142] 根据该构成，在上述连通区间α中，静侧滑动面A1上的油流入槽80中的高压润滑油通过从动侧滑动面A2贯穿至其背面的通孔83c，流到上述背压室43中。其结果是，油流入槽
80中的压力下降，反推力变弱，因此在动涡旋盘70的规定旋转范围(连通区间α)内，能够抑
制推压力不足，在其他区间，能够抑制过度推压。

[0143] 因此，在该第二实施方式中，也与第一实施方式相同，能够使动涡旋盘70的动作稳定。另外，在第二实施方式中，作为泄油通路，设置了通孔83c来代替动侧油槽83，因此也能
够使结构比第一实施方式更简单。

[0144] 其他实施方式

[0145] 上述实施方式也可以采用下述结构。

[0146] 例如，在上述第一实施方式中，使上述静侧油槽80相对于上述静侧端板61或动侧端板71的中心在周向上所形成的角度范围比180°稍大，但该角度范围未必一定要大于
180°，只要相对于上述中心适当加以规定即可。不过，上述角度范围如果过窄，则难以使动
涡旋盘的动作稳定，因此优选相对于上述中心在周向上所形成的角度范围在180°以上。

[0147] 在上述第一实施方式中，由形成在上述动侧滑动面A2上的动侧油槽83构成上述泄油通路83，并且该动侧油槽83构成为在上述连通区间α中与上述流体室S所具有的吸入室
(低压空间)S1连通，不过在上述连通区间α中与上述泄油通路83连通的低压空间并不局限
于上述吸入室S1，只要是涡旋式压缩机10内部的低压空间，则也可以为其他空间。

[0148] 在上述实施方式中，将上述第二压缩室S22的排出开始点D2设定在当上述动涡旋盘70进行偏心旋转运动时的上述连通区间α的前半部分，不过上述第二压缩室S22的排出开
始点D2只要在上述连通区间α的范围内，则也可以适当地改变该排出开始点D2的位置。

[0149] 在上述实施方式中，使上述泄油通路83的流路截面积比上述油槽80的流路截面积小，不过泄油通路83的流路截面积也不一定非要比上述油槽80的流路截面积小。

[0150] 另外，上述实施方式中所说明的连通区间α的具体角度范围为一个示例，只要针对应用了本公开的这一构造的静涡旋盘60、动涡旋盘70各自的涡旋构造，求取动涡旋盘70容
易产生倾覆的范围，并根据该范围适当加以设定即可。

[0151] 以上，说明了实施方式和变形例，但能够在不脱离权利要求书的主旨和范围的情况下，对实施方式、具体构造进行各种改变。只要不影响本公开的对象的功能，还可以对上
述实施方式和变形例适当地进行组合、替换。

[0152] －产业实用性－

[0153] 综上所述，本发明对涡旋式压缩机是有用的。

[0154] －符号说明－

[0155] 10  涡旋式压缩机

[0156] 20  机壳

[0157] 40  压缩机构

[0158] 43  第二背压部(背压室)

[0159] 60  静涡旋盘

[0160] 61  静侧端板

[0161] 62  静侧涡卷

[0162] 70  动涡旋盘

[0163] 71  动侧端板

[0164] 72  动侧涡卷

[0165] 80  静侧油槽(油流入槽)

[0166] 83  动侧油槽(泄油通路)

[0167] 83b  连通槽(连通部)

[0168] 83c  通孔(泄油通路)

[0169] 85  调节机构

[0170] A1  静侧滑动面

[0171] A2  动侧滑动面

[0172] D1  排出开始点

[0173] D2  排出开始点

[0174] P1  起点

[0175] P2  终点

[0176] S   流体室

[0177] S1  低压空间

[0178] S21  第一压缩室

[0179] S22  第二压缩室

[0180] α  连通区间(规定角度范围)。