本发明涉及一种涡旋压缩机。 背景技术

本部分的内容仅提供了与本公开相关的背景信 息， 其可能并不构 成现有技术。 在涡旋压缩机的领域中， 已知一种动涡旋部件浮动式设计， 在该 设计中， 定涡旋部件相对于压缩机的壳体固定， 在动涡旋部件和主轴 承座之间设置有背压腔， 背压腔经由设置在动涡旋部件中的连通通道 与定涡旋部件和动涡旋部件之间形成的多个压 缩腔中的一个流体连 通从而为动涡旋部件提供使其与定涡旋部件接 合的背压力。 当各个压 缩腔中形成的合力大于背压力时， 动涡旋部件会产生倾覆使得动涡旋 部件和定涡旋部件在轴向上彼此分开 （这也称之为轴向柔性）， 由此 保护压缩机特别是涡旋部件。 然而， 在这种设计中， 背压腔的密封一般通过动涡旋部件和定涡 旋部件之间的动态接触密封来实现。 当动涡旋部件倾覆时， 背压腔中 的压力会经由动态接触密封区域泄漏到部分压 缩腔（例如位于经向外 侧的处于吸气压力的压缩腔） 中从而导致背压降低， 这进一步恶化了 动涡旋部件和定涡旋部件之间的动态接触密封 ， 甚至可能导致涡旋压 缩功能的失效。 因此， 需要一种性能进一步改善的涡旋压缩机。 发明内容

本发明的一个或多个实施方式的一个目的是提 供一种性能进一步 改善的涡旋压缩机。 为了实现上述目的， 根据本发明的一个方面， 提供了一种涡旋压 缩机， 包括： 壳体； 设置在所述壳体内的定涡旋部件和动涡旋部件 ， 其中所述定涡旋部件设置成相对于所述壳体固 定， 所述动涡旋部件设 置成能够相对于所述定涡旋部件在轴向上浮动 ； 设置在所述壳体内以 支撑所述动涡旋部件的主轴承座， 在所述动涡旋部件和所述主轴承座 之间形成背压腔， 所述背压腔经由形成在所述动涡旋部件中的连 通通 道与形成在所述定涡旋部件和所述动涡旋部件 之间的压缩腔流体连 通； 以及设置在所述连通通道中的阀部件， 所述阀部件构造成响应于 所述压缩腔与所述背压腔之间的压差而提供第 一开度和第二开度， 所 述第二开度小于所述第一开度。 通过本文提供的说明， 其他的应用领域将变得显而易见。 应该理 解， 本部分中描迷的特定示例和实施方式仅处于说 明目的而不是试图 限制本公开的范围。 附图说明

本部分描述的附图仅出于说明目的而不是视图 以任何方式限制本 公开的范围。 图 1是一种涡旋压缩机的纵剖视图。 图 2是图 1的局部放大图。 图 3A是示出背压腔中的压力变化的示意图。 图 3B是对应于图 3A中的背压力变化的压缩腔的变化的示意图。 图 4的曲线示出了连通通道的连通面积对能量损� �的影响。 图 5是包括根据第一实施方式的阀部件的动涡旋� �件的分解立体 图。 图 6是包括根据第一实施方式的阀部件的动涡旋� �件的组装立体 图。 图 7 是根据第一实施方式的第一变型的阀部件的局 部组装立体 图。 图 8 是根据第一实施方式的第二变型的阀部件的局 部组装立体 图。 图 9是根据第二实施方式的阀部件的局部组装立� �图。 具体实施方式

下文的描述性质上仅是示例性的而不是试图限 制本公开、 应用及用 途。 应当理解， 在这些附图中， 相应的参考数字指示相似的或相应的部 件及特征。 下面将首先参照图 1、 2、 3A和 3B描述申请人已知的一种涡旋压 缩机 100的基本构造和原理。 如图 1所述， 涡旋压缩机（下文中也称之为压缩机） 100—般可 以包括壳体 10、设置在壳体内的由定涡旋部件 80和动涡旋部件 70构 成的压缩机构、 支撑压缩机构的主轴承座 40、 由马达 20和旋转轴 30 构成的驱动机构等。 更具体地， 壳体 10—般包括大致圆筒形的本体 12、 设置在本体 12一端的顶盖 14以及设置在本体 12另一端的底盖 16。 壳体 10构成 大致密封的空间。 在壳体 10上分别设置有用于吸入工作流体（例如 制冷剂）的进气通道 18和用于排出压缩后的工作流体的排气通道（� �� 中未示出）。 马达 20由相对于壳体 10固定的定子 22和能够相对于定子 22转 动的转子 24构成。 转子 24中设置有包括偏心曲柄销 32的旋转轴 30 以驱动动涡旋部件 70相对于定涡旋部件 80平动转动（即， 动涡旋部 件 70的中心轴线绕定涡旋部件 80的中心轴线旋转， 但是动涡旋部件 70本身不会绕自身的中心轴线旋转）从而实现� ��体的压缩。 上述平动 转动通过定涡旋部件 70和动涡旋部件 80之间设置的十字滑环 26来 实现。 旋转轴 30的一端由主轴承座 40支撑而另一端由下轴承座 50支 撑。 主轴承座 40通常相对于壳体 10固定。 同时参见图 2，动涡旋部件 70包括端板 72、形成在端板一侧的螺 旋状的叶片 74和形成在端板另一侧的毂部 76。定涡旋部件 80包括端 板 82、 形成在端板一侧的螺旋状的叶片 84和形成在端板的大致中央 位置处的排气口 83。 在定涡旋部件 80的螺旋叶片 84和动涡旋部件 70的螺旋叶片 74之间形成一系列体积从径向外侧向径向内侧� ��渐减 小的压缩腔 Cl、 C2和 C3。 径向最外侧的压缩腔 C1处于吸气压力， 径向最内侧的压缩腔 C3处于排气压力。 中间的压缩腔 C2处于吸气 压力和排气压力之间， 从而也被称之为中压腔。 在图 1示出的所谓高压侧设计中，进气通道 18直接地且密封地连 接到定涡旋部件 80和动涡旋部件 70之间形成的多个压缩腔 Cl、 C2、 C3中的最外侧的压缩腔（例如压缩腔 Cl )。 从压缩机构的排气口 83 排出的压缩后的工作流体充满在壳体 10 内并且经由排气通道排出压 缩机。 另夕卜，在图 1所示的设计中， 定涡旋部件 80可以设置成相对于壳 体 10 固定， 而动涡旋部件 70可以设置成能够相对于定涡旋部件 80 在轴向上浮动。 更具体地， 例如， 定涡旋部件 80 可以经由多个螺栓 19固定在主轴承座 40上。 另外， 优选地， 定涡旋部件 80与主轴承座 40固定地连接使得二者之间的接合界面 F基本上是密封的。动涡旋部 件 70由主轴承座 40支撑。 更具体地， 动涡旋部件 70的端板 72的一 侧 （下侧） 由主轴承座 40的一部分 44支撑成使得动涡旋部件 70能 够在轴向方向上在定涡旋部件 80的径向外周部分 86与该部分 44之 间在预定的范围内运动 （亦即所谓的动涡旋浮动设计）。 为了使得压缩机构正常工作， 定涡旋部件 80的叶片 84需要与动 涡旋部件 70的端板 72接合， 而动涡旋部件 70的叶片 74需要与定涡 旋部件 80的端板 82接合。 定涡旋部件 80和动涡旋部件 70之间的接 合通过形成在动涡旋部件 70和主轴承座 40之间的背压腔 B来实现。 更具体地， 背压腔 B经由形成在动涡旋部件 70 (例如端板 72 ) 中的 连通通道 73与形成在定涡旋部件 80和动涡旋部件 70之间的多个压 缩腔 Cl、 C2和 C3中的一个压缩腔（例如压缩腔 C2 ) 流体连通。 另外，在动涡旋部件 70的端板 72和定涡旋部件 80的径向外周部 分 86之间形成动态接触密封 Sl。 并且在动涡旋部件 70的毂部 76与 主轴承座 40之间形成有密封界面 S2。 为了便于密封界面 S2的实现， 毂部 76的端部可以包括径向向外延伸的凸缘 77。 由此， 形成了大致密封的背压腔 B。 当压缩机 100正常运转时， 压缩腔 C2中的流体经由连通通道 73进入背压腔 B中。由于背压腔 B 中的压力为动涡旋部件 70提供了轴向向上的合力， 所以当背压腔 B 提供的合力大于各个压缩腔 Cl、 C2、 C3 中的合力时， 动涡旋部件 70与定涡旋部件接合以进行流体压缩。 而在某些情况下， 当各个压缩 腔 Cl、 C2、 C3 中的合力大于背压腔 B提供的合力时， 动涡旋部件 70会产生倾覆使得动涡旋部件 70和定涡旋部件 80在轴向上彼此分开 由此保护压缩机特别是涡旋部件 （这也称之为轴向柔性）。 然而， 如上所述， 在这种设计中， 背压腔 B的密封一般通过动涡 旋部件 70和定涡旋部件 80之间的动态接触密封 S1以及动涡旋部件 70与主轴承座 40之间的密封界面 S2来实现。 当动涡旋部件 70倾覆 时， 背压腔 B中的压力会经由动态接触密封 S1的区域泄漏到部分压 缩腔 (例如位于经向外側的处于吸气压力的压缩腔 C1 ) 中从而导致 背压降低， 这进一步恶化了动涡旋部件 70和定涡旋部件 80之间的动 态接触密封， 甚至可能导致涡旋压缩功能的失效。 为此，已经提出了通过加大连通通道 73的连通面积来改善这一状 况。 例如， 参见图 3A和 3B， 当定涡旋部件 80和动涡旋部件 70处于 ( a )所示的相对位置时， 连通通道 73所处位置的压力对应于图 3A中 的压力 I， 随着动涡旋部件 70的平动转动， 该位置的压力逐渐升高并且 在（b )所示的相对位置达到最大压力 II。 在保持一段时间的最大压力 II后, 在（c )所示的相对位置出现大的压力降 III。 随着压缩机的运转， 背压腔提供的背压力循环地波动。 通过将连通通道 73的连通面积加大， 使得背压腔 B中的流体流入的速度大于流体经由动态接触� �封 S1泄漏 的速度， 可以在背压腔 B中更快地建立稳定的压力。 然而， 发明人发现与当釆用连通面积较小的连通通道 时相比， 当 采用连通面积更大的连通通道 73 时压缩机的整体性能会有所下降。 更具体地， 参见图 4， 其中横轴表示时间， 纵轴表示压缩腔中的压力， 实线表示连通通道 73较大时形成的压力驼峰， 而虚线表示连通通道 73较小时形成的压力驼峰。 从图 4 中可以明显看出， 由于连通通道 73的连通面积的不同而造成了由符号 A所指出的能量损失区域。 基于上述讨论， 本发明的发明人提出了如下解决方案 （参见图 5-9 ): 在连通通道 73中设置阀部件 90， 该阀部件 90构造成响应于压 缩腔 C2与背压腔 B之间的压差而提供第一开度和第二开度， 其中第 二开度小于第一开度。 更具体地， 当压缩腔 C2与背压腔 B之间的压 差大于等于预定值时， 阀部件 90提供第一开度， 否则阀部件 90提供 第二开度。 优选地， 第二开度可以设定为是第一开度的 1/10至 1/2。 尽管在本发明的构思中， 阀部件可以是能够实现上述功能的任何 阀部件， 例如电磁式阀部件、 机械式阀部件等， 但是从降低成本和安 装便利的角度， 优选采用机械式弹性阀部件。 图 5-8示出了根据本发明第一实施方式及其变型的 阀部件 90。 具 体地， 阀部件 90可以包括阀座 92和用于打开或关闭阀座 92的弹性 阀片 94。在阀座 92和阀片 94中的至少一个上可以形成用于提供第二 开度的泄漏通道 泄漏通道 L可以为以下形式中的一种： 形成在阀 片 94上的孔 95或缺口 （参见图 5 )， 形成在阀座 92上的凹槽 98 (参 见图 8 )， 以及形成在阀片 94上的隆起部 97 (参见图 7 ) 等。 在图中所示的示例中， 阀座 92可以由动涡旋部件 70的一部分构 成。 本领域技术人员应该理解， 阀座 92也可以为独立的构件并且可 以安装在连通通道 73 中。 阀片 94可以呈悬臂梁形式， 并且阀片 94 的一端可以经由紧固件 96固定在动涡旋部件 70上。泄漏通道 L的通 路面积可以为连通通道 73的通路面积的 1/10至 1/2。 在上述第一实施方式及其变型中， 当压缩腔 C2与背压腔 B之间 的压差大于等于预定值时 （即需要在背压腔中迅速建立并稳定背压 时）， 阀片 94在压差的作用下离开阀座 92从而提供了相对较大的第 一开度。 而当背压腔 B中的压力基本稳定时， 压缩腔 C2与背压腔 B 之间的压差小于预定值由此阀片 94关闭阀座 92。 然而， 由于泄漏通 道 L的存在， 阀部件 90仍然提供了相对较小的第二开度， 由此使得 压缩机的性能维持在较高值。 特别是， 第一开度（连通通道 73的连通面积）可以根据在背压腔 中快速建立并稳定背压的要求而合理设定， 而第二开度（泄漏通道 L 的连通面积）可以根据压缩机性能优化的要求 而合理设定。 此外， 阀 片 94的弹性力 （即使阀片 94离开阀座 92所需的压差）也可以根据 压缩机性能优化的要求而合理设定。 因此， 根据本发明的构造， 在背压腔中能够快速建立背压的同时 改善了压缩机的整体性能并且确保了压缩机构 的轴向柔性。 而且， 根 据本发明构思的压缩机的构造仍然相对简单并 且整体成本无需过分 增加。 图 9示出了根据本发明第二实施方式的阀部件 90A。该阀部件 90A 可以包括阀座 92A、用于打开或关闭阀座的阀片 94A以及为阀片提供 弹簧力的弹簧 97A。 阀部件 90A还可以包括用于保持阀片 94A和弹 簧 97A的固定件（例如固定环） 99A。 固定件 99A可以配合在连通通 道 73中， 并且弹簧 97A可以上述在固定件 99A与阀片 94A之间。 同样地，可以在阀座 92A和阀片 94A中的至少一个上形成用于提 供第二开度的泄漏通道 同第一实施方式类似， 泄漏通道 L可以为 以下形式中的一种： 形成在阀片 94A上的孔 95A或缺口 （图 9 )， 形 成在阀座上的类似于图 8所示的凹槽， 以及形成在阀片上的类似于图 7所示的隆起部等。 同样地， 阀座 92A可以由动涡旋部件 70的一部分构成也可以由 单独的构件构成。 泄漏通道 L的通路面积也可以设置为连通通道 73 的通路面积的 1/10至 1/2。 第二实施方式的阀构件 90A可以以类似于第一实施方式的阀构件 90的方式操作， 并且可以实现类似的效果。 尽管上文参照图 1所示的高压侧设计的涡旋压缩机描述了本发� � 的各个实施方式， 但是本领域技术人员应该理解， 本发明也可以应用 于低压侧设计。 在这种情况下， 由动涡旋部件和定涡旋部件构成的压 缩机构的吸气口敞开至充满吸气压力的壳体内 ， 并且从压缩机构排出 的高压流体排出到一个与吸气压力分隔开的空 间中。 背压腔的构造可 以与图 1所示类似，即背压腔仍然形成在动涡旋部件� �主轴承座之间。 另外， 在与背压腔流体连通的连通通道中可以设置如 上面参照图 5- 图 9所述的阀部件 90或 90A。 当本发明的构思应用于低压侧设计时， 阀部件的运转和所实现的功能与上述第一和第 二实施方式的相同。 尽管上文描述了本发明的多种实施方式和多个 方面， 但是本领域 技术人员应该理解， 可以对本发明的一些方面做出进一步的变型和 / 或改进。 例如， 在一些方面中， 一种涡旋压缩机可以包括: 壳体； 设置在 所迷壳体内的定涡旋部件和动涡旋部件， 其中所述定涡旋部件设置成 相对于所述壳体固定， 所述动涡旋部件设置成能够相对于所述定涡旋 部件在轴向上浮动； 设置在所述壳体内以支撑所述动涡旋部件的主 轴 承座， 在所述动涡旋部件和所述主轴承座之间形成背 压腔， 所述背压 腔经由形成在所述动涡旋部件中的连通通道与 形成在所述定涡旋部 件和所述动涡旋部件之间的压缩腔流体连通； 以及设置在所述连通通 道中的阀部件， 所述阀部件构造成响应于所述压缩腔与所述背 压腔之 间的压差而提供第一开度和第二开度， 所述第二开度小于所述第一开 度。 例如， 在一些方面中， 当所述压缩腔与所述背压腔之间的压差大 于等于预定值时， 所述阀部件提供所述第一开度， 否则所述阀部件提 供所述第二开度。

例如，在一些方面中，所述第二开度为所述第 一开度的 1/10至 1/2。 例如， 在一些方面中， 所述阀部件是弹性阀部件。

例如， 在一些方面中， 所述弹性阀部件包括阀座和用于打开或关 闭所述阀座的弹性阀片， 在所述阀座和所述阀片中的至少一个上形成 有用于提供所述第二开度的泄漏通道。 优选地， 所述泄漏通道可以为 以下形式中的一种： 形成在所述阀片上的孔或缺口， 形成在所述阀座 上的凹槽， 以及形成在所述阀片上的隆起部。 优选地， 所述阀座由动 涡旋部件的一部分构成。 优选地， 所述阀片呈悬臂梁形式， 并且所述 阀片的一端固定在所迷动涡旋部件上。 优选地， 所述泄漏通道的通路 面积为所述连通通道的通路面积的 1/10至 1/2。

例如， 在一些方面中， 所述弹性阀部件包括阀座、 用于打开或关 闭所述阀座的阀片以及为所述阀片提供弹簧力 的弹簧， 在所述阀座和 所迷阀片中的至少一个上形成有用于提供所述 第二开度的泄漏通道。 优选地， 所述泄漏通道为以下形式中的一种： 形成在所述阀片上的孔 或缺口，形成在所迷阀座上的凹槽，以及形成 在所述阀片上的隆起部。 优选地， 所述阀座由动涡旋部件的一部分构成。 优选地， 所述涡旋压 缩机还包括用于保持所述阀片和所述弹簧的固 定件。 优选地， 所述泄 漏通道的通路面积为所述连通通道的通路面积 的 1/10至 1/2。

例如， 在一些方面中， 在所述动涡旋部件的端板和所迷定涡旋部 件的径向外周部分之间形成动态接触密封。

例如， 在一些方面中， 在所述动涡旋部件的毂部与所迷主轴承座 之间形成有密封界面。

例如， 在一些方面中， 所述涡旋压缩机为高压侧设计。

例如， 在一些方面中， 所述压缩机的进气通道直接地且密封地连 接到所述定涡旋部件和所述动涡旋部件的最外 侧的压缩腔。

例如， 在一些方面中， 所述涡旋压缩机为低压侧设计。

例如， 在一些方面中， 由所述动涡旋部件和所述定涡旋部件构成 的压缩机构的吸气口敞开至所述壳体内。 例如， 在一些方面中， 所述定涡旋部件与所述主轴承座固定地连 接使得二者之间的接合界面基本上是密封的。

尽管在此已详细描述本公开的各种实施方式， 但是应该理解本公开 并不局限于这里详细描述和示出的具体实施方 式， 在不偏离本公开的实 质和范围的情况下可由本领域的技术人员实现 其它的变型和变体。 所有 这些变型和变体都落入本发明的范围内。 而且， 所有在此描述的构件、 部件或特征都可以由其他结构上和功能上等同 的构件、 部件或特征来代 替。