涡旋压缩机.pdf

一种涡旋压缩机，包括壳体、定涡旋、动涡旋以及控制阀。壳体中形成有吸气室、排气室以及背压室。定涡旋和动涡旋在背压室中的背压的作用下压靠彼此。用于控制背压的控制阀具有按顺序布置的第一、第二以及第三腔室。第一、第二以及第三腔室分别连接至排气室、背压室以及吸气室。控制阀具有阀构件。阀构件具有位于第一腔室中的第一承压表面、位于第二腔室中的第二承压表面以及位于所述第三腔室中的第三承压表面。第三承压表面的面积大于第一承压表面的面积并大于第二承压表面的面积。

1.  一种涡旋压缩机，包括：
壳体(10)，在所述壳体中形成有吸气室(42)、排气室(47)以及背压室(39)；
容置在所述壳体(10)中的定涡旋(16)；
容置在所述壳体(10)中的动涡旋(22)，所述动涡旋(22)与所述定涡旋(16)协同配合以在所述动涡旋与所述定涡旋之间形成压缩室(38)，所述动涡旋(22)和所述定涡旋(16)在所述背压室(39)中的背压的作用下压靠彼此；以及
控制阀(72)，其用于通过与所述吸气室(42)、所述排气室(47)或所述压缩室(38)连通而控制所述背压室(39)中的背压，
其特征在于，
所述控制阀(72)具有按顺序布置的第一腔室(74A)、第二腔室(74B)以及第三腔室(74C)，所述第一腔室(74A)连接至所述排气室(47)或所述压缩室(38)，所述第二腔室(74B)连接至所述背压室(39)，所述第三腔室(74C)连接至所述吸气室(42)，
其中，
所述控制阀(72)具有阀构件(76)，所述阀构件(76)具有位于所述第一腔室(74A)中的第一承压表面(S1)、位于所述第二腔室(74B)中的第二承压表面(S2)以及位于所述第三腔室(74C)中的第三承压表面(S3)；并且
所述第三承压表面(S3)的面积大于所述第一承压表面(S1)的面积并且大于所述第二承压表面(S2)的面积。

2.  如权利要求1所述的涡旋压缩机，其中，所述控制阀(72)具有阀座(74D)，所述阀座(74D)与所述阀构件(76)相关联并且设置在所述第二腔室(74B)与所述第三腔室(74C)之间，并且所述控制阀(72)能够控制所述背压室(39)与所述吸气室(42)之间的连通。

3.  如权利要求2所述的涡旋压缩机，其中，所述背压室(39)通过节流装置(60)连接至所述排气室(47)。

4.  如权利要求2所述的涡旋压缩机，其中，所述阀构件(76)包括渐缩部(76A)，所述渐缩部(76A)面对所述阀座(74D)并渐缩至所述第二腔室(74B)。

5.  如权利要求4所述的涡旋压缩机，其中，所述渐缩部(76A)跨过所述第二腔室(74B)和所述第三腔室(74C)定位。

6.  如权利要求4所述的涡旋压缩机，其中，所述阀构件(76)具有带有所述渐缩部(76A)的圆柱形状，所述阀构件(76)具有位于所述第一腔室(74A)中以形成所述第一承压表面(S1)的端面和位于所述第三腔室(74C)中以形成所述第三承压表面(S3)的端面，并且所述渐缩部(76A)位于所述第二腔室(74B)中以形成所述第二承压表面(S2)。

7.  如权利要求5所述的涡旋压缩机，其中，所述第二承压表面(S2)的面积对应于位于所述第二腔室(74B)中的所述渐缩部(76A)在所述阀构件(76)的轴向上的面积。

8.  如权利要求1所述的涡旋压缩机，其中，所述控制阀(82)具有阀座(84E)，所述阀座(84E)与所述阀构件(86)相关联并且设置在所述第一腔室(84B)与所述第二腔室(84C)之间，并且所述控制阀(82)能够控制所述排气室(47)与所述背压室(39)之间的连通。

9.  如权利要求8所述的涡旋压缩机，其中，所述背压室(39)通过节流装置(80)连接至所述吸气室(42)。

10.  如权利要求8所述的涡旋压缩机，其中，所述阀构件(86)包括渐缩部(86C)，所述渐缩部(86C)面对所述阀座(84E)并且渐缩至所述第二腔室(84C)，并且所述渐缩部(86C)跨过所述第一腔室(84B)和所述第二腔室(84C)定位。

涡旋压缩机
技术领域
本发明涉及一种涡旋压缩机。
背景技术
日本未审专利申请公报No.57-76291中公开了一种常规涡旋压缩机。该压缩机具有壳体、协同配合形成吸气室、压缩室、排气室以及背压室的定涡旋和动涡旋。在该压缩机中，动涡旋在背压室中的背压的作用下压靠定涡旋。
更具体地，诸如排气室中的排气压力这样的高压经固定节流装置引入背压室中，并且在背压室与吸气室之间设有调节阀。调节阀具有经背压通路连接至背压室和经低压通路连接至吸气室的阀腔。调节阀具有球状阀构件，该球状阀构件设在阀腔中并受到推压以便封闭背压通路。
在这种调节阀中，阀构件通过背压室中的背压与吸气室中的吸气压力之间的压差来操作，以便调节背压。动涡旋在基于背压的载荷作用下压靠定涡旋。为了降低功率损失并防止不良压缩需要通过调节阀适当控制背压。
然而，在上述压缩机中，施加于调节阀的阀构件的吸气压力和背压相对较小，这使得难以适当地控制背压。
如图8所示，一般，在涡旋压缩机中，为了降低功率损失并防止不良压缩，优选地，背压Pb(载荷)随着排气压力Pd增大而增大。但是，如果在上述压缩机中在排气压力高的情况下调节固定节流装置和调节阀以防止不良压缩，则背压(载荷)会在排气压力低的情况下变得过高，这导致如图8中的阴影部分所示的功率损失。因此，在上述压缩机中，难以在压缩机的各种运转工况下适当地控制背压，这样会导致功率损失和不良压缩。
进一步地，在上述压缩机中，排气压力经固定节流装置引入到背压室中。在这种情况下，如果固定节流装置的内直径大，则会降低压缩机的压缩效率。另一方面，如果定涡旋的内直径小，则难以对固定节流装置的布置进行设计。
日本未审专利申请公报No.11-132165公开了一种用于控制背压的控制阀。该控制阀具有不但施加有背压和吸气压力而且施加有排气压力的阀构件。与使用固定节流装置和调节阀的上述压缩机相比，在这种情况下，背压得到适当的控制。进一步地，根据排气压力Pd对背压Pb进行了适当控制，这使得能够在压缩机的各种运转工况下降低功率损失并防止不良压缩。
然而，在背压、吸气压力和排气压力都施加于阀构件的情况下，当施加于阀构件的背压量大时，待受到控制的背压极大地影响了对背压本身的控制，使得阀构件的移动变得不稳定。例如，如果阀构件在高背压的作用下移动使得背压室连接至吸气室，则背压很快降低，而使得阀构件沿相反的方向移动。因此，阀构件的移动变得不稳定，这使得难以适当地控制所述控制阀。
进一步地，如果施加于阀构件的排气压力量大，则随着吸气压力降低阀构件变得难以容易地移动。在这种情况下，在吸气压力低而排气压力高的条件下功率损失增大。
本发明旨在提供一种允许适当地控制背压控制阀从而能够在压缩机的各种运转工况下降低功率损失并防止不良压缩的涡旋压缩机。
发明内容
根据本发明的一个方面，提供了一种涡旋压缩机，包括：壳体，在所述壳体中形成有吸气室、排气室以及背压室；容置在所述壳体中的定涡旋；容置在所述壳体中的动涡旋，所述动涡旋与所述定涡旋协同配合以在所述动涡旋与所述定涡旋之间形成压缩室，所述动涡旋和所述定涡旋在所述背压室中的背压的作用下压靠彼此；以及控制阀，其用于通过与所述吸气室、所述排气室或所述压缩室连通而控制所述背压室中的背压，其特征在于，所述控制阀具有按顺序布置的第一腔室、第二腔室以及第三腔室，所述第一腔室连接至所述排气室或所述压缩室，所述第二腔室连接至所述背压室，所述第三腔室连接至所述吸气室，其中，所述控制阀具有阀构件，所述阀构件具有位于所述第一腔室中的第一承压表面、位于所述第二腔室中的第二承压表面以及位于所述第三腔室中的第三承压表面；并且所述第三承压表面的面积大于所述第一承压表面的面积并且大于所述第二承压表面的面积。
通过以下结合以示例方式图示本发明原理的附图所做的描述，本发明的其它方面及优点将变得显而易见。
附图说明
图1是根据本发明第一实施方式的涡旋压缩机的纵向剖视图；
图2是图1的压缩机的示意性框图；
图3是图1的压缩机的控制阀的剖视图；
图4是示出图3的控制阀的阀构件的承压表面的示意图；
图5是根据本发明第二实施方式的涡旋压缩机的示意性框图；
图6是控制阀的第二实施方式的剖视图；
图7是示出图6的控制阀的阀构件的承压表面的示意图；
图8是示出常规压缩机的特性和计算的理想值的曲线图；以及
图9是示出根据本发明实施方式的压缩机的特性的曲线图。
具体实施方式
下面将参照附图描述本发明的实施方式。
图1示出了根据本发明第一实施方式的涡旋压缩机。应当指出，图1中观看的右侧和左侧分别为涡旋压缩机的前侧和后侧，而图1中观看的上侧和下侧分别是安装到位时涡旋压缩机的上侧和下侧。该涡旋压缩机(以下称作压缩机)用于例如车辆空调中。该压缩机具有圆筒状的前壳体11，其开口由后壳体12覆盖。前壳体11和后壳体12形成压缩机的壳体组件10(壳体)。壳体组件10中容置有轴支撑装置15、定涡旋16和动涡旋22。定涡旋16位于轴支撑装置15后方。前壳体11和后壳体12通过使用螺栓13彼此连接同时保持轴支撑装置15与定涡旋16接触。压缩机具有形成在前壳体11与轴支撑装置15之间的吸气室42和形成在定涡旋16与后壳体12之间的排气室47。
轴支撑装置15具有圆筒状基体17和从基体17的后端部径向向外凸出的凸缘18。基体17具有端壁17A，轴孔19贯穿端壁17A形成。凸缘18与形成在前壳体11的内周表面中的台阶21接合。轴支撑装置15具有固定于轴支撑装置15后端部的销23A，用于防止动涡旋22在其自身的轴线上旋转。
压缩机具有在前壳体11中沿压缩机的纵向延伸的转轴24。转轴24的前端部由安装在前壳体11的端壁11A中部的轴承25以可旋转的方式支撑。转轴24的后端部由安装在轴支撑装置15的基体17中的轴承26以可旋转的方式支撑。轴支撑装置15与转轴24之间的间隙由通过卡簧31保持在轴支撑装置15上的密封构件30密封。
转轴24的后端部处具有相对于转轴24的轴线偏心的偏心销32。偏心销32装配到圆筒状套筒33中。套筒33具有形成在套筒的一半圆周中的扇形配重体35。配重体35用于抵消由动涡旋22的旋转带来的离心力。
定涡旋16具有圆筒状基体16C和涡旋壁16D。基体16C由端壁16A和侧壁16B形成。涡旋壁16D位于侧壁16B的径向内侧并从端壁16A向前凸出。
动涡旋22位于定涡旋16与轴支撑装置15之间并通过轴承34耦联于套筒33。动涡旋22具有圆形基板22A和从基板22A向后凸出的涡旋壁22B。
定涡旋16和动涡旋22彼此接合，使得涡旋壁16D的端部在基板22A上滑动并且涡旋壁22B的端部在基体16C的端壁16A上滑动。动涡旋22的基板22A形成有凹部37，环23B松配合到凹部37中用于容置轴支撑装置15上的销23A。销23A在环23B的内周表面上滑动和滚动。
定涡旋16与动涡旋22协同配合从而在它们之间形成由涡旋壁16D和22B限定的压缩室38。动涡旋22的基板22A与轴支撑装置15协同配合从而在它们之间形成面对转轴24后端部的背压室39。此外，压缩机具有由轴支撑装置15、定涡旋16的侧壁16B以及动涡旋22的径向最外部限定的吸气区域41。
吸气室42经由形成在前壳体11下部中的吸气通路43与吸气区域41连通。在吸气室42中，定子44固定安装在前壳体11的内周表面上，并且转子45在位于定子44径向内侧的位置处固定于转轴24。转子45、定子44以及转轴24构成马达机构40，该马达机构40在给定子44通电时允许转轴24与转子45一体地旋转。
前壳体11的侧壁具有贯穿侧壁形成的入口46。尽管未示出，但是入口46经由管路连接至蒸发器，蒸发器经由管路连接至膨胀阀和冷凝器。压缩机、蒸发器、膨胀阀以及冷凝器构成了车辆空调的制冷回路。制冷回路中的低压低温制冷剂气体从入口46经吸气室42和吸气通路43引入到吸气区域41中。
排气室47形成在定涡旋16的基体16C与后壳体12之间。基体16C具有排气口48，压缩室38与排气室47经由排气口48连通。排气口48通常由排气阀(未示出)关闭，排气阀的打开受到安装在基体16C后端部上的保持件49限制。
后壳体12形成有在排气室47的后方竖直延伸的油分离室51。油分离室51通过分隔壁52与排气室47分开。贯穿分隔壁52形成有排气孔53，油分离室51与排气室47经由排气孔53连通。在油分离室51中，设置有用于分离包含在制冷剂气体中的润滑油的油分离器55。油分离器55大体呈圆筒形状并装配到油分离室51的上部中。当制冷剂气体从排气室47经排气孔53引入到油分离室51中时，包含在制冷剂气体中的润滑油通过油分离器55在离心力的作用下分离。分离的油落入油分离室51的底部并储存在底部中。油分离室51的位于油分离器55上方的部分形成出口56，出口56经由管路连接至制冷回路的冷凝器。
油分离室51的下部与排气室47通过油孔54相连。排气室47的下部还通过供给通路57连接至背压室39。供给通路57由连通孔59和圆形切口60形成。连通孔59延伸穿过定涡旋16的侧壁16B。切口60形成在插置于轴支撑装置15与动涡旋22之间的板61中，以便延伸至背压室39。切口60用作为固定节流装置，用于在沿制冷剂气体的流动方向观察时处于背压室39上游的位置处对供给通路57进行节流。连通孔59位于切口60的上游。排气室47中的包含润滑油的高压制冷剂气体经供给通路57传送到背压室39中(见图2)。
参见图1和图2，背压室39经设有背压控制阀72(以下称为控制阀)的泄放通路71连接至吸气室42。泄放通路71由低压通路71A和背压通路71B形成。低压通路71A将吸气室42连接至控制阀72。背压通路71B将控制阀72连接至背压室39。
参见图3，控制阀72具有外壳73，外壳73与前壳体11协同配合以形成阀腔74。阀腔74包括：经高压通路75连接至排气室47的第一腔室74A；经背压通路71B连接至背压室39的第二腔室74B；以及经低压通路71A连接至吸气室42的第三腔室74C。当从图3的底部观看时，第一腔室74A、第二腔室74B和第三腔室74C以此顺序布置。阀腔74可由除前壳体11和外壳73之外的任意合适的构件形成。控制阀72具有设在前壳体11与外壳73之间的O形环78A和78B。
控制阀72具有容置在阀腔74中能够上下移动的阀构件76。阀构件76包括向下渐缩的渐缩部76A和与渐缩部76A同轴设置的圆柱部76B。圆柱部76B与渐缩部76A一体形成并从渐缩部76A的下端部向下延伸。渐缩部76A渐缩至第二腔室74B。渐缩部76A具有形成在其上表面中的弹簧座76C，用于保持弹簧77。
阀构件76具有位于第一腔室74A中的第一承压表面S1、位于第二腔室74B中的第二承压表面S2以及位于第三腔室74C中的第三承压表面S3。第一承压表面S1的面积对应于圆柱部76B的下表面的面积。在渐缩部76A几乎全部位于第二腔室74B中的情况下，第三承压表面S3的面积对应于渐缩部76A的大端部的横截面积。第二承压表面S2的面积对应于渐缩部76A的大端部的横截面积与圆柱部76B的横截面积之间的差，即，对应于第一承压表面S1与第三承压表面S3的面积之间的差。此关系会根据渐缩部76A与第二腔室74B及第三腔室74C的相对位置而略微变化。如图4所示，第三承压表面S3的面积大于第一承压表面S1的面积并且还大于第二承压表面S2的面积。第三承压表面S3的面积为第一承压表面S1和第二承压表面S2的面积之和。在阀构件76中，圆柱部76B的位于第一腔室74A中的下表面形成第一承压表面S1，渐缩部76A的位于第三腔室74C中的上表面形成第三承压表面S3，而渐缩部76A的位于第二腔室74B中的锥形表面形成了第二承压表面S2。第二承压表面S2的面积对应于位于第二腔室74B中的渐缩部76A的在阀构件76的轴向上的面积。
参见图3，阀构件76的渐缩部76A跨过第三腔室74C和第二腔室74B定位。阀构件76的圆柱部76B滑动装配在第一腔室74A中，使得第一腔室74A相对于第二腔室74B密封。控制阀72具有设在第三腔室74C与第二腔室74B之间的阀座74D。阀座74D与阀构件76的渐缩部76A相关联。
第三腔室74C经低压通路71A连接至吸气室42。第二腔室74B的下部经背压通路71B连接至背压室39。阀座74D面对阀构件76的渐缩部76A。阀座74D的内直径略大于渐缩部76A的大端部的直径。渐缩部76A能够在第二腔室74B中滑动，使得第二腔室74B相对于第三腔室74C密封。O形环78A设在低压通路71A与背压通路71B之间。
第一腔室74A的下部经高压通路75连接至排气室47。O形环78B设在高压通路75与背压通路71B之间。弹簧77插置在阀构件76的阀座76C与外壳73的内表面之间，以便将渐缩部76A朝阀座74D推压。
在上述压缩机中，当马达机构40的转轴24旋转时，转轴24的偏心销32绕转轴24的轴线旋转。耦联于偏心销32的动涡旋22也绕转轴24的轴线旋转，并且动涡旋22在其自身轴线上的旋转受到销23A在环23B的内周表面上的滑动和滚动运动的限制。位于定涡旋16的涡旋壁16D与动涡旋22的涡旋壁22B之间的压缩室38的体积随着动涡旋22的旋转而变化，并且制冷剂气体从蒸发器经入口46、吸气室42以及吸气通路43引入吸气区域41中。然后，制冷剂气体被引入压缩室38中并在压缩室中压缩。当制冷剂气体的压力增至预定的排气压力时，制冷剂气体经排气口48排放到排气室47中。制冷剂气体经排气孔53传送到油分离室51中，在此处，包含在制冷剂气体中的润滑油被分离。已经分离过润滑油的制冷剂气体经油分离器55和出口56传送到冷凝器中。于是车辆空调工作。
从制冷剂气体中分离出的润滑油从油分离器55落入到油分离室51的底部并储存在其中。储存在油分离室51中的润滑油与少量制冷剂气体一起经供给通路57的切口60传送到背压室39(见图2)。
参见图3，在控制阀72中，排气室47中的排气压力Pd经高压通路75施加于阀构件76的第一承压表面S1，从而使阀构件76向上移动。当阀构件76向上移动时，渐缩部76A移动离开阀座74D。在这种情况下，从背压室39经背压通路71B、第二腔室74B、阀座74D、第三腔室74C以及低压通路71A流入吸气室42中的制冷剂气体量增多，使得背压室39中的背压Pb降低。
另一方面，在控制阀72中，吸气室42中的吸气压力Ps经低压通路71A施加于阀构件76的第三承压S3从而使阀构件76向下移动。当阀构件76向下移动时，渐缩部76A朝阀座74D移动。在这种情况下，从背压室39流入到吸气室42中的制冷剂气体量减少，因此背压Pb升高。
在控制阀72中，阀构件76不仅承受背压Pb和吸气压力Ps而且承受排气压力Pd。因此，与背景技术部分所描述的利用固定节流装置和调节阀的常规压缩机相比，背压Pb得到了适当的控制。此外，根据排气压力Pd对背压Pb(载荷)进行了适当地控制，这允许在压缩机的各种运转工况下降低功率损失并防止不良压缩。
进一步地，由于第三承压表面S3的面积大于第二承压表面S2的面积，因此施加于阀构件76的背压Pb的量变得更小。所以要受到控制的背压较小地影响对背压自身的控制，使得阀构件76的移动变得稳定。这样得到了高响应性的控制阀72。
而且，由于第三承压表面S3的面积大于第一承压表面S1的面积，因此施加于阀构件76的排气压力Pd的量也变得更小。在这种情况下，当吸气压力Ps降低时很容易移动阀构件76。
图9是示出根据本发明实施方式的压缩机的特性的曲线图。如从曲线图中显而易见的，第一实施方式的压缩机不但允许在吸气压力Ps高且排气压力Pd高的情况下降低功率损失而且允许在吸气压力Ps低且排气压力Pd高的情况下降低功率损失。应当指出，在图9中作为对比例的压缩机是以这样的方式构成的：背压Pb、吸气压力Ps以及排气压力Pd施加于控制阀的阀构件，并且阀构件的承受吸气压力Ps的表面面积与阀构件的承受排气压力Pd的表面面积相等。与对比例相比，在吸气压力Ps低的情况下，根据第一实施方式的压缩机具有良好的性能。在动涡旋22周围的空间中的压力对应于吸气压力Ps的压缩机中，压缩机的运行受吸气压力Ps的影响。因此，无论吸气压力Ps如何变化都能实现良好性能的第一实施方式的压缩机非常实用。
如上所述，第一实施方式的压缩机不但允许适当控制高响应性的控制阀72而且允许在压缩机的各种运转工况下降低功率损失并防止不良压缩。
特别是在第一实施方式的压缩机中，排气室47经供给通路57连接至背压室39，并且从背压室39流入吸气室42中的制冷剂气体量通过控制阀72限制到最小值。因此，泄放至吸气室42的排气压力Pd被最小化，这使得压缩机具有高压缩效率。
进一步地，由于阀构件76的渐缩部76A朝第二腔室74B渐缩，因此随着阀构件76移动，阀构件76的开度逐渐变化。这为弹簧规格的设计和选择提供了更多灵活性。
而且，该压缩机既不需要用于检测诸如排气压力Pd和吸气压力Ps等压力的传感器也不需要用于计算操作阀构件76的载荷条件的控制器，这使得能够降低制造成本。
图5、6和7示出了本发明的第二实施方式。在图5、6和7中，相同的附图标记用于第一和第二实施方式中的共同的元件或部件，并且对用于第二实施方式的这些元件或部件的描述将省略。
参见图5，背压室39经设有背压控制阀82(以下称为控制阀)的供给通路57连接至排气室47。供给通路57由高压通路81A和81B及背压通路81C形成。高压通路81A和81B将排气室47连接至控制阀82。背压通路81C将控制阀82连接至背压室39。背压室39与吸气室42经设有固定节流装置80的泄放通路71相连接。
参见图6，控制阀82具有外壳83，外壳83与前壳体11协同配合从而形成阀腔84。阀腔84包括：经高压通路81A和8B连接至排气室47的腔室84A和84B(第一腔室)；经背压通路81C连接至背压室39的腔室84C(第二腔室)；以及经低压通路85连接至吸气室42的腔室84D(第三腔室)。当从图6的底部观看时，腔室84A、84B、84C和84D依此顺序布置。阀腔84可由除前壳体11和外壳83之外任意合适的构件形成。控制阀82具有设在前壳体11用于外壳83之间的O形环88A和88B 。
控制阀82具有容置在阀腔84中上下移动的阀构件86。阀构件86包括：圆柱状头部86A；与头部86A同轴布置的圆柱状颈部86B；向上渐缩的渐缩部86C；以及与渐缩部86C同轴布置的圆柱部86D。颈部86B与头部86A一体形成并从头部86A的下端部向下延伸。渐缩部86C与颈部86B一体形成并渐缩至腔室84C。圆柱部86D与渐缩部86C一体形成并从渐缩部86C的下端部向下延伸。
阀构件86具有：位于腔室84中的第一承压表面S1；位于腔室84C中的第二承压表面S2；以及位于腔室84D中的第三承压表面S3。第一承压表面S1的面积对应于圆柱部86D的下表面的面积。第三承压表面S3的面积对应于头部86A的上表面的面积。在渐缩部86C几乎全部位于腔室84C中的情况下，第二承压表面S2的面积对应与头部86A的下表面与圆柱部86D的横截面积之间的差，即，对应于第一承压表面S1的面积与第三承压表面S3的面积之间的差。此关系会根据渐缩部86C与腔室84B及84C的相对位置而略微变化。如图7所示，第三承压表面S3的面积大于第一承压表面S1的面积并且还大于第二承压表面S2的面积。第三承压表面S3的面积为第一承压表面S1和第二承压表面S2的面积之和。
参见图6，阀构件86的圆柱部86D以可滑动的方式装配在腔室84A中，使得腔室84A相对于腔室84B密封。阀构件86的渐缩部86C跨过腔室84B和84C定位。控制阀82具有设在腔室84B与腔室84C之间的阀座84E。阀座84E与阀构件86的渐缩部86C相关联。
腔室84D经低压通路85连接至吸气室42。腔室84C的上部经背压通路81C连接至背压室39。阀座84E面对阀构件86的渐缩部86C。阀座84E的内直径略大于渐缩部86C的大端部的直径。渐缩部86C能够在腔室84C中滑动使得腔室84C相对于腔室84B密封。O形环88A设在低压通路85与背压通路81C之间。
腔室84A和84B经高压通路81A和81B连接至排气室47。O形环88B设在高压通路81A和81B与背压通路81C之间。控制阀82具有弹簧87，弹簧87插置在阀构件86的头部86A的上表面与外壳83的内表面之间，以便推压渐缩部86C远离阀座84E。
在控制阀82中，排气室47中的排气压力Pd经高压通路81A和81B施加于阀构件86的第一承压表面S1，从而使阀构件86向上移动。当阀构件86向上移动时，渐缩部86C朝阀座84E移动。在这种情况下，从排气室47经高压通路81B、腔室84B、阀座84E、腔室84C以及背压通路81C流入到背压室39中的制冷剂气体量减少。背压室39中的制冷剂气体经泄放通路71传送到吸气室42，相应地，背压室39中的背压Pb降低。
另一方面，在控制阀82中，吸气室42中的吸气压力Ps经低压通路85施加于阀构件86的第三承压表面S3，从而使阀构件86向下移动。当阀构件86向下移动时，渐缩部86C移动离开阀座84E。在这种情况下，从排气室47流入到背压室39中的制冷剂气体量增多，使得背压Pb升高。
第二实施方式提供了与第一方式的优点类似的优点。
以上实施方式能够以如下示例的各种方式进行改型。
在前述实施方式中，本发明应用于带有马达机构40的涡旋压缩机，即，马达驱动型压缩机。可替代地，本发明可应用于不带电动马达的涡旋压缩机。
在前述实施方式中，供给通路57和高压通路75将排气室47连接至背压室39。可替代地，供给通路57和高压通路75可将压缩室38连接至背压室39。
在前述实施方式中，动涡旋22在背压作用下压靠定涡旋16。可替代地，定涡旋16可在背压作用下压靠动涡旋22。
在前述实施方式中，第一腔室74A(84A、84B)连接至排气室47。可替代地，第一腔室74A(84A、84B)可连接至压缩室38。在这种情况下，由于有必要将压缩室38中的压力保持在大到足以控制背压的压力，因此第一腔室74A(84A、84B)可连接至例如位于定涡旋16与动涡旋22之间的压缩室38的径向最内部。