专利名称：一种涡旋压缩机的十字联轴节的制作方法
技术领域：
本发明涉及封闭式涡旋压缩机，特别是涉及用于这种压缩机的十字联轴节。
授权给本发明的受让人的美国专利US5306126(Richardson)通过参考引用于本说明书中，其中给出一普通涡旋压缩机的运行的详细描述。
一般封闭式的涡旋压缩机包括一涡旋机构，制冷剂以吸入压力进入该涡旋机构，涡旋机构对该制冷剂进行压缩，而后以一升高了的排出压力将压缩后的制冷剂排出。这样的涡旋压缩机一般用于制冷装置、空调和其它的这样的系统。普通的涡旋机构包括一旋转涡旋件和一固定涡旋件，在一种替换形式的涡旋机构中可包括共转(co-rotating)涡旋件。在每一个涡旋件上提供有涡卷，这些涡卷以一种旋转方式彼此面对并相互啮合，以便在压缩机的运行过程中形成一压缩空间(pocket)。
在压缩机的运行过程中，在涡旋装置内的压缩空间中的气体向涡卷施加作用力，促使它们沿轴向相分离。涡旋部件的分离导致了压缩机的泄漏及其运行效率的降低。现有技术中的涡旋压缩机装置内提供有各种装置，用以轴向推动涡旋部件，防止一个涡旋件的涡卷尖端从另一涡旋件的接触平面分离。通常这样的装置包括使一流体压力施加在涡旋件中的一个的一后侧面上，朝向另一涡旋件推动该涡旋件。然而，防止涡旋件分离不是向涡旋件中的一个的后侧面施加压力就能简单解决的。当旋转涡旋件旋转时，交错的涡卷之间的压缩气体所产生的分离力距旋转涡旋件的中心的径向距离是不断变化的。由于这些分离力在大小和位置上的不断变化，当旋转涡旋件相对于固定涡旋件旋转时，波动的翻转力矩被施加在旋转涡旋件上。这些波动的力矩会导致旋转涡旋件的振动，从而使一个涡旋件的涡卷尖端从另一涡旋件的接触平面短暂的分离。其大小高于其它的翻转力矩(下文称“主”翻转力矩)的一翻转力矩在一基本上平行于旋转曲轴并大体垂直于十字联轴节相对于固定涡旋件往复运动的方向的平面内作用在旋转涡旋件上。主翻转力矩是导致旋转涡旋件产生不利的振动的最重要的因素。希望有一种装置，用来抑制主翻转力矩对旋转涡旋件的影响，从而降低由其导致的旋转涡旋件的振动。
此外，本领域一直在努力降低制冷设备、空调和其它的压缩机装置的安装所需的尺寸。因此，降低压缩机装置所需的安装空间而不降低其制冷容量也是想要得到的。
本发明的一方面在于它包括一位于固定和旋转涡旋件之间的十字联轴节。十字联轴节相对于固定涡旋件往复运动的方向基本上垂直于旋转涡旋件的主翻转力矩的作用平面，该平面大体垂直于旋转曲轴。十字联轴节的环形部分位于固定涡旋件的一凹槽内，并具有两个从其每一侧凸出的接片。一对接片与固定涡旋件内的槽相啮合，另一对接片与旋转涡旋件内的槽相接合。各对接片中的细长的接片均是横向延伸的，一对接片在一方向上相对准，该方向大体垂直于另一对接片相对准的方向。十字联轴节的移动使得每一个涡旋件的外部周边处的平面与十字联轴节的衬垫表面滑动接触。由此，十字联轴节的环形部分的衬垫表面处于压缩状态，抵抗由翻转力矩所产生的作用力，以降低旋转涡旋件的振动。
本发明的另一方面在于它包括一围绕交错的涡卷部件的十字联轴节，位于一凹槽内，并且当旋转涡旋件旋转时，它在凹槽内前后往复运动，其形状与形成该凹槽的侧壁的形状相近，进而降低了十字联轴节所需的空间。
本发明提供了一种涡旋压缩机，该涡旋压缩机包括一固定涡旋件和一旋转涡旋件，其中固定涡旋件具有一基本上平的表面和一从其上伸出的内旋的涡卷部件，旋转涡旋件具有一基本上平的表面和一从其上伸出的内旋的涡卷部件，固定涡旋件和旋转涡旋件相互啮合，基本上平的表面在位置上大体彼此相平行，从而涡旋件之间的相对旋转压缩内旋涡卷部件之间的制冷剂，上述涡旋压缩机还包括一轴，该轴的旋转轴线大体垂直于基本上平的表面，该轴与旋转涡旋件相连，还包括一十字联轴节，该联轴节具有一设置在一第一平面内的环形部分，该第一平面位于上述基本平的表面之间并大体平行于上述基本平的表面。联轴节具有一从环形部分的第一侧面轴向延伸的第一对部件和一从该环形部分的第二侧面轴向延伸的第二对部件。固定涡旋件具有一第一对细长凹槽，该第一对细长凹槽在一第一方向上偏置平行并延伸。十字联轴节的第一对部件可滑动地设置在上述第一对细长凹槽内。旋转涡旋件具有一第二对细长凹槽，该第二对细长凹槽在一大体垂直于第一方向的第二方向上偏置平行并延伸，第一和第二方向基本上垂直于所述旋转轴。十字联轴节的第二对部件可滑动地设置在第二对细长凹槽内，由此可防止固定涡旋件和旋转涡旋件的相对转动。该联轴节围绕所述第一平面内的任一线都是不对称的。
本发明还提供了一种涡旋压缩机，该压缩机包括一固定涡旋件，该固定涡旋件具有一基本上平的表面和一从其上伸出的内旋涡卷部件，该固定涡旋件设置有一第一对偏置并平行的细长的凹槽，该压缩机还包括一旋转涡旋件，该旋转涡旋件具有一基本上平的表面和一从其上伸出的内旋涡卷部件，固定涡旋件和旋转涡旋件相互啮合，所述基本上平的表面的位置为大体彼此相互平行，由此涡旋件的相对旋转使内旋涡卷部件之间的制冷剂压缩。旋转涡旋件具有一第二对偏置且平行的细长凹槽，第一对和第二对凹槽在大体垂直的方向上相对准，一十字联轴节设置在一第一平面内，该第一平面位于所述基本上平的表面之间并平行于所述基本上平的表面。该十字联轴节具有一第一对轴向延伸的接片和一第二对轴向延伸的接片，第一对接片可滑动地接合在上述第一对凹槽内，而第二对接片可滑动地接合在上述第二对凹槽内，由此可防止固定涡旋件和旋转涡旋件之间的相对转动。该十字联轴节具有一包含有第一和第二部分的外部圆周表面，该第一和第二外部圆周表面部分设置在所述第一平面内在一线的相对侧，该线大体平行于位于旋转涡旋件内的第二对偏置且平行的细长凹槽。该十字联轴节在大体垂直于该线的方向上在第一和第二位置之间往复运动。固定涡旋件具有一凹入部分，十字联轴节设置在其内。该凹入部分由具有位于所述线的相对侧的第一和第二表面的径向内壁局部限定。该第一径向内壁表面具有十字联轴节的第一外部圆周表面部分的形状。当十字联轴节位于其第一位置时，第一径向内壁表面靠近十字联轴节。该第二径向内壁表面具有十字联轴节的第二外部圆周表面部分的形状。当十字联轴节位于其第二位置时，第二径向内壁表面靠近十字联轴节。
从下面的参照附图对本发明的实施例的描述中，可以更清楚地理解本发明，并且对本发明的上述及其它的特征和目的，以及获得这些特征和目的的方式也可以有更深入的了解，附图包括
图1是本发明的涡旋压缩机的一涡旋剖视图2是图1所示的涡旋压缩机的壳体内部的一俯视图；图3是图1中的涡旋压缩机的固定涡旋件和框架部件之间的密封结构的第一实施例的一个放大的局部剖视图；图4是图1中的涡旋压缩机的固定涡旋件的一仰视图；图5是图4中的固定涡旋件的一俯视图；图6是一局部剖视图，示出了图4中的固定涡旋件的安装性能；图7是图4中的固定涡旋件的一局部剖视图；图8是沿图5中的线8-8所作的固定涡旋件的一剖视图；图9是图4中的固定涡旋件的内旋涡卷的最内端位置的一放大的局部仰视图；图10是图1所示的涡旋压缩机的旋转涡旋件的一仰视图；图11是图10中的旋转涡旋件的一俯视图；图12是图10中的旋转涡旋件的一局部剖视图，示出了带有一轴向油道的内部轮毂部分；图13是图10中的旋转涡旋件的涡卷的最内端位置的一放大的局部俯视图；图14是沿图11中的线14-14所作的图10所示的旋转涡旋件的一剖视图；图15是图10所示的旋转涡旋件的一放大的局部剖视图，示出了一轴向油道；图16是设置在图1所示的涡旋压缩机的主轴承或框架与旋转涡旋件之间的一密封的第一实施例的一放大的局部剖视图；图17是设置在图1所示的涡旋压缩机的主轴承或框架与旋转涡旋件之间的一密封结构的第二实施例的一放大的局部剖视图；图18是一设置在涡旋压缩机的固定涡旋件和主轴承或框架的外部周边之间的片密封环的实施例的一俯视图；图19是一放大的局部剖视图，示出了图3中所示的密封结构的另一种形式；图20是图1所示的涡旋压缩机的十字环的第一实施例的一顶部透视图；图21是图20所示的十字环的一底部透视图22是图20所示的十字环的一俯视图；图23是图20所示的十字环的一第一侧视图；图24是图20所示的十字环的一第二侧视图；图25是图1所示的涡旋压缩机的十字环的第二实施例的一俯视图；图26是图1所示的压缩机装置沿线26-26所作的一剖视俯视图，其中的阴影部分显示其十字联轴节和固定涡旋件的凹槽；图27是在图1所示的涡旋压缩机的出口止回阀装置中使用的一排出阀部件的第一实施例的一俯视图；图28是图27所示的排出阀部件的一左侧视图；图29是在图1所示的压缩机的出口止回阀装置中使用的一排出阀固定部件的第一实施例的一前视图；图30是图29所示的排出阀固定部件的一俯视图；图31是图29所示的排出阀固定部件的一左侧视图；图32是在出口止回阀装置的一实施例中使用的一卷簧销的一端部视图；图33是图32所示的卷簧销的一前视图；图34是在出口止回阀装置的上述实施例中使用的一衬套的一侧视图；图35是与出口止回阀装置一同使用的排出阀部件的第二实施例的一俯视图；图36是图35所示的排出阀部件的一后视图；图37是图35所示的排出阀部件的一右侧视图；图38是在出口止回阀装置中使用的排出阀部件的第三实施例的一俯视图；图39是图38所示的排出阀部件的一后视图；图40是图38所示的排出阀部件的一右侧视图；图41是带有一出口止回阀装置的一实施例的图1所示的压缩机的固定涡旋件的一剖视图；图42是带有一出口止回阀装置的另一实施例的图1所示的压缩机的固定涡旋件的一剖视图；图43是在图1所示的压缩机的出口止回阀装置中使用的排出阀固定部件的第二实施例的一前视图；图44是图43所示的排出阀固定部件的一左侧视图；图45是图43所示的排出阀固定部件的一俯视图；图46是一排气流转向机构的第一实施例的一侧视图；图47是图46所示的排气流转向机构的一俯视图；图48是图46所示的排气流转向机构的一前视图；图49是一排气流转向机构的第二实施例的一侧视图；图50是图49所示的排气流转向机构的一俯视图；图51是图49所示的排气流转向机构的一前视图；图52是一排气流转向机构的第三实施例的一侧视图；图53是图52所示的排气流转向机构的一俯视图；图54是图52所示的排气流转向机构的一前视图；图55是图1所示的涡旋压缩机的曲轴的一侧视图；图56是图55所示的曲轴沿线56-56所作的剖视图；图57是图55所示的曲轴的一仰视图；图58是图55所示的曲轴的一俯视图；图59是图55所示的曲轴的一放大的局部侧视图，示出了与图1所示的压缩机的轴承润滑系统相通的环形的油道或油孔；图60是图55所示的曲轴的上部的一放大的局部的剖视图；图61A是图1所示的涡旋压缩机的偏心滚筒的一仰视图；图61B是图61A所示的偏心滚筒的一侧视图；图61C是从图61B的线61C-61C方向看的偏心滚筒的一侧视图；图62是图61A所示的偏心滚筒沿线62-62所作的剖视图；图63A是图1所示的压缩机装置的一第一放大的局部剖视图；图63B是图1所示的压缩机装置的一第二放大的局部剖视图；图64是图63A所示的压缩机装置沿线64-64所作的一局部剖视图；图65是图1所示的涡旋压缩机的下部的一第一局部剖视图，示出了一正排量油泵的第一实施例；图66是图65所示的正排量油泵的一第二局部剖视图；图67是图1所示的涡旋压缩机的一仰视图，其中去除了下轴承和油泵；
图68是图65所示的下轴承和正排量油泵装置的一部件分解图；图69是图65所示的下轴承和正排量油泵装置的泵壳体的一剖视图；图70是图69所示的泵壳体的下部的一放大的局部剖视图；图71是图69所示的下轴承的上部的一放大的局部剖视图；图72是图69所示的油泵壳体的一放大的局部剖视图，示出了油泵入口；图73是图69所示的下轴承和油泵壳体的一仰视图；图74是图68所示的油泵的泵叶或泵刷的一俯视图；图75是图74所示的泵叶的一侧视图；图76是图68所示的油泵的反向出口板的一俯视图；图77是图76所示的反向出口板的一右侧视图；图78是图76所示的反向出口板的一仰视图；图79是图76所示的反向出口板的一顶部透视图；图80是一正排量油泵的第二实施例的一部件分解图；图81是图80所示的油泵的组装状态下的剖视图；图82是一摆杆径向屈服机构的一受力图；图83示出了气体切向力从100磅至1000磅变化情形下的固定涡旋至曲轴中心的偏移而产生的侧翼密封力的值与旋转半径变化之间的关系曲线；图84示出了在几个气体切向力值下的侧翼密封力随曲轴角的变化，其中的固定涡旋至曲轴中心的偏移为0.010英寸；图85示出了一涡旋压缩机在高负荷运行工况下气体切向力与曲轴角之间的变化关系曲线；图86示出了一固定涡旋至曲轴中心的偏移为0.020英寸状况下的侧翼密封力与曲轴角之间的变化关系曲线，其中气体切向力的变化如图85中所示；图87示出了多种固定涡旋至曲轴中心的偏移值下的正负峰值曲轴扭矩载荷与曲轴角之间的计算值；图88示出了多种固定涡旋至曲轴中心的偏移值下的正负峰值曲轴扭矩载荷与径向屈服角之间的计算值；图89是图1所示的压缩机沿线89-89所示方向的一俯视图，示出了曲轴中心轴线至固定涡旋中心线的偏移；图90是图1所示的压缩机沿线90-90所示方向的一俯视图，示出了固定涡旋件的轴向中心线；图91是图1所示的压缩机沿线91-91所示方向的一仰视图，示出了固定涡旋件的轴向中心线；和图92是图91所示的压缩机的一个放大的局部仰视图，示出了曲轴中心轴至固定涡旋中心线的偏置。
在各视图中，相同的数字标号表示相同的部件。这里所示出的例子以一种形式描述了本发明的一个最佳实施例，但这些例子不能以任何方式解释为对本发明范围的限制。
在附图示出的本发明的一实施例中，涡旋压缩机20以一垂直轴实施例示出。该实施例仅作为一个例子，并不是对本发明的限制。
如图1所示，所示的涡旋压缩机20具有壳体22，壳体22包括上部24，中部26和下部28。在另一种形式中，中部26和下部28组合在一起，形成一整体的下部壳体部件。壳体部分24、26和28之间利用焊接或铜焊密封并固定在一起。下部壳体部件28还用作为一安装法兰，将压缩机20固定在垂直的直立位置。本发明还适用于水平布置的压缩机装置。壳体22内布置有电机32，由下轴承36支撑的曲轴34和涡旋机构38。电机32包括定子40和转子42，曲轴34容纳在转子42内的孔44内。聚集在贮油槽或蓄油器46内的油作为油源在入口50处被吸入正排量油泵48并从油泵48排出进入下部油道52。润滑油沿通道52和54流动，从而被传送到轴承57、59和相互啮合的涡卷之间，下面将进一步描述。
涡旋压缩机机构38一般包括固定涡旋件56、旋转涡旋件58和主轴承框架部件60。利用多个固定螺栓或固定部件62将固定涡旋件56牢固地安装到主轴承框架部件60上。固定涡旋件56包括平的端板64，端板64具有基本上平的表面66、侧壁67和内旋的固定涡卷部件68，该内旋的固定涡卷部件68从表面66沿轴向向下延伸。旋转涡旋件58包括平的端板70，该端板70具有基本上平的后表面72和基本上平的顶表面74及内旋的旋转涡卷部件76，该内旋的旋转涡卷部件76从顶表面74沿轴向向上延伸。当压缩机20处于未启动的状态下时，旋转涡旋端板70的后表面72在推力轴承表面78处与主轴承部件60相接合。
固定涡旋件56和旋转涡旋件58相互配合组装形成涡旋机构38，以便固定涡卷68和旋转涡卷76在运行过程中彼此相互咬合。为了保证正常的压缩机运行，表面66、74及涡卷68、76的制造要使得当固定涡旋件56和旋转涡旋件58在力的作用下沿轴向彼此靠近时，涡卷68、76的尖端与各相对的表面74和66密闭地接合。在压缩机的运行过程中，根据精确的加工公差和旋转涡旋件58朝向固定涡旋件56轴向移动的允许的移动量，旋转涡旋件58的后表面72与推力表面78之间沿轴向间隔开。在曲轴34的顶部上绕偏心的曲柄销61设有圆柱形滚筒82，该圆柱形滚筒82具有一摆杆机构80。如图61A所示，滚筒82具有容纳曲柄销61的偏心轴孔84和容纳限制销83的偏心轴孔618，其中限制销83压配合入位于曲轴轴颈部606的上部轴向表面上的孔620内并从该孔620处延伸(图56所示)。滚筒82能够略微绕曲柄销61转动，它们之间的相对运动由松散地安装在滚筒孔618内的限制销83来限制(图61C)。当曲轴34由电机32带动而使其转动时，圆柱形滚筒82和十字环93使旋转涡旋件58相对于固定涡旋件56旋转。由此，摆杆机构80作为一径向屈服机构，促进固定涡卷68和旋转涡卷76的侧翼之间的密封啮合。
压缩机20运行过程中，制冷流体以吸入压力通过吸入管86导入(图2)，该吸入管86密闭地位于固定涡旋件56内的扩孔88内(图4，8)。使用O形环90来实现吸入管86与扩孔88的密封(图8)。位于固定涡旋件56内的吸入口88容纳吸入管86和位于一槽内的O形环90，以密封吸入管86与固定涡旋件56。吸入管86由吸入管适配器92固定到压缩机20上，而吸入管适配器92由铜焊或焊接到吸入管86和壳体22的开口94上(图2)。吸入管86包括吸入压力制冷通道96，制冷流体通过该通道从一制冷系统(未示出)或其它的这样的系统流至吸入压力腔室98，该吸入压力腔室98由固定涡旋件56和框架部件60限定。
吸入压力制冷剂沿吸入通道96流动，并进入吸入腔室98，从而由涡旋机构38来压缩。当旋转涡旋件58相对于固定涡旋件56旋转时，吸入腔室98内的制冷流体被封闭在由固定涡卷68和旋转涡卷76限定的封闭的空间内并被压缩。当旋转涡旋件58继续旋转时，所形成的制冷剂空间沿径向向内朝向排出口100移动。在制冷剂空间沿涡卷68和76向排出口100移动时，它们的容积逐渐变小，进而使制冷剂压力逐渐增加。该涡旋件内部的压力的增加产生了一轴向力，该力的作用是向外分离涡旋件。如果该轴向分离力过大，则会引起涡卷的尖端与相邻的端板间隔开，进而会导致被压缩的制冷剂从制冷剂空间泄漏出，使压缩机的效率降低。向旋转涡旋件的后部施加至少一个轴向偏置力以克服涡旋装置内的轴向分离力以保持压缩空间。然而，轴向偏置力过大，也会导致效率的降低。因此，在设计具有充分的而又不过度的轴向偏置力的高效率的压缩机时，必须考虑作用在涡旋装置上所有力的作用。
制冷流体在涡旋装置内完成压缩循环之后，以排出压力通过排出口100和出口止回阀装置102向上排出，其中排出口100延伸通过固定涡旋件56的端板64。为了使高压制冷剂从涡卷之间更容易地排出，固定涡旋件56的表面66可提供有卵形凹槽101，如图9所示，排出口100位于该凹槽内。另外，为了相同的目的，旋转涡旋件58’的表面74也可提供有卵形凹槽101’，如图11所示。制冷剂从涡卷之间排出，通过排出口100进入排气增压室(discharge plenum chamber)104，室104由排气流转向机构106的内表面和固定涡旋件56的顶表面108来限定。被压缩的制冷剂被导入壳体腔室110，在此它通过排出管112排出(如图2所示)，进入使用该压缩机20的制冷或空调系统。
为了示出在正常的运行过程中各种流体在压缩机20内出现的压力变化的相互关系，我们将以一种典型的制冷系统来检验压缩机20。当制冷剂在正常的制冷循环中流经一常规的制冷系统时，以吸入压力被吸入压缩机的流体随着系统载荷的变化而改变。当载荷增加时，吸入流体的吸入压力增加，而当载荷降低时，吸入流体的吸入压力降低。因为进入涡旋装置且最终在形成的压缩空间内的流体是以吸入压力进入的，当吸入压力改变时，压缩空间内的流体的压力而随之改变。因此，在压缩空间内的制冷剂的中间压力也随着吸入压力的变化相应地增高和降低。吸入压力的变化导致了涡旋装置内的轴向分离力的相应的变化。当吸入压力降低时，涡旋装置内的轴向分离力也随之降低，从而保持涡旋装置整体有效运行所需的轴向偏置力也要随之降低。显然，压缩机运行的动力状态也要随着吸入压力的变化而改变。因为轴向屈服力来自压缩空间，所以追随吸入压力的波动变化，就可以保持压缩机20的高效率的运行状态。轴向屈服力的大小部分地取决于孔85(图12)的位置和腔室81的容量。
环形腔室81由旋转涡旋件58的后表面72和轴承60的上表面来限定。环形腔室81形成了一个中间压力空腔，该空腔通过孔85与在涡旋装置内形成的压缩空间内的流体相通。压缩空间内的流体的压力介于排出压力和吸入压力之间。虽然在所示的实施例中油和/或接触表面本身的密封性能可提供足够的密封，但具有所示的环形的连续密封装置114和116将中间压力空腔81与径向相邻的容积空间隔绝开来，它们的压力分别为吸入压力和排出压力。密封装置114的圆周长度要大于密封装置116。
如图12所示，孔、通道或导管85提供在旋转涡旋件58的端板部分70内，并使压缩空间和中间压力空腔81之间的流体相通。这里所描述的特殊的布置方式仅是为了举例说明，并不具有限制作用。
在固定涡旋件56和框架60之间提供O形密封环118，框架60将压缩机的吸入侧和排出侧分离开。如图3所示，固定涡旋件56和框架60分别具有轴向接合表面120、122。在接合表面120、122的外侧，固定涡旋件56和框架60的径向表面124、126之间为滑动配合。框架60具有一轴向环形表面128，而固定涡旋件56具有一与框架表面128相对并高出一定距离的轴向表面130。框架60还具有一外部环形凸缘132，该凸缘132从表面128向上延伸但不延伸到与固定涡旋件的表面130相接触。表面126、128、130和凸缘132的内表面限定了一四面的腔室，一个常规的O形环118设置在该腔室内。O形环118由一般的密封材料如EPDM橡胶或类似材料制成。O形环118与表面128和130相接触，并在其间被挤压，也就是，固定涡旋件和框架表面之间的具有上述结构的密封和密封118是一轴向密封。在将固定涡旋件56安装到框架上时，将O形环118设置在框架的表面128上，由凸缘132将其保持在适当位置上，而后将固定涡旋件安装在其上。当表面120、122相互靠近时，密封118在表面128和130之间被挤压，形成密封结构，进而将压缩机的吸入部分和排出部分密封地分隔开。
图18示出了另一种密封结构，包括O形环密封118’，该密封118’在其圆周内侧具有多个小孔134，并且如图19所示，共同密封固定涡旋56’和框架60’。将固定涡旋件56’和框架60’紧固在一起的螺栓62(如图1所示)位于这些小孔内。在此替换实施例中，固定涡旋件56’具有与框架60’的轴向表面122’相接合的轴向表面120’。框架60’的径向表面124’与固定涡旋件56’的径向表面126’滑动配合。固定涡旋件56’具有一环形的台阶，该台阶限定了轴向表面130’，而框架60’具有一环形的台阶，该台阶具有截头圆锥(frustoconical)表面128’。在将固定涡旋件56’安装到框架60’上时，绕螺栓孔适当地设置小孔134，使螺栓62伸入到螺栓孔内，O形环118’与固定涡旋件56’的外部径向表面136和环形轴向表面130’及框架60’的截头圆锥(frustoconical)表面128’产生密封式接触。由此，在该替换的密封布置方式中，O形环密封与固定涡旋件和框架即在轴向密封接合，也在径向密封接合。
图20至24示出了在压缩机20中使用的十字联轴节的一个实施例。十字环93设置在固定涡旋件56和旋转涡旋件58之间，并包括两对伸长的接片204、206和208、210，这些接片分别从十字联轴节的相对的轴向侧224和226延伸。接片204、206和208、210中的每一个具有一矩形的横断面，并且每一对接片均在一共同的方向上横向延伸对齐。接片204和206在一平行于线或轴240的方向上彼此对齐(图22)；接片208和210在一平行于线或轴242的方向上彼此对齐(图22)。如图26所示，十字联轴节93设置在固定涡旋件56的椭圆形的凹入部分202内；凹入部分202(沿线240)的长度大于其宽度。在图26中，凹入部分202和十字联轴节93由方向相垂直的阴影线示出；因此，凹入部分202和十字联轴节93彼此相重叠的部分以它们各自的阴影线相重叠而被示出。图41、42和91也示出了固定涡旋件56的凹入部分202。
如图26所示，固定涡旋件56在大体相对的径向侧具有细长的凹槽或槽212和214，十字联轴节接片204和206可滑动地位于其内。特别是，槽212和214的径向最内端的位置与固定涡旋件的涡卷68的外壁表面直接相邻，使十字联轴节的环部尽可能地靠近固定涡旋件的涡卷部件，进而降低十字联轴节所需的空间和椭圆形凹入部分202的必需长度(沿线240)。由此，固定涡旋件的圆周尺寸(进而压缩机本身的尺寸)可降至最小。仍如图26所示，细长槽212和214在一平行于平面220的方向上延伸，吸入管扩孔88沿该平面220延伸。平面220基本上垂直于平面222，该平面222是主翻转力矩起作用的平面，或最接近并平行于主翻转力矩起作用的平面。
如图26所示，旋转涡旋件58具有一对偏置的细长的凹槽或槽216、218，接片208和210可滑动地容纳在其内。容易理解，旋转涡旋件58用十字联轴节固定到固定涡旋件56上，以便不会彼此相对旋转。反之，旋转涡旋件58相对于固定涡旋件56偏心地旋转，其旋转运动由在凹槽212、214、216和218内滑动的接片204、206、208和210来引导。在图26中可以看出，当接片204和206分别位于其各自的槽212和214的一端时(图中所示的位置)，十字联轴节93的外部圆周表面在吸入口88所在的平面222的侧面(图26中的下部右手侧)离凹入部分202的相邻的径向内壁203靠得很近。同样，当接片204和206分别位于其各自的槽212和214的相对端时(图中未示出的位置)，十字联轴节93的外部圆周表面在与吸入口88所在的位置相对的平面222的侧面(图26中的上部左手侧)离凹入部分202的相邻的径向内壁203也靠得很近。因此，本领域的技术人员可以理解，凹入部分202的尺寸大小可容纳十字联轴节93沿位于平面220内的轴240的往复运动。由此，在固定涡旋件56内容纳十字联轴节93所需的空间被进一步减小了。分别适合于其最小所需空间的十字联轴节93、93’具有实现该目的的形状。因此，十字联轴节93、93’相对于其环形部分所在的平面内的任一轴线是非对称的，这一点在图22和25中已经清楚地示出。
如图20至24所示，可以看出，十字环93的相对的轴向侧面224和226中的每一个上具有衬垫表面228至236。衬垫表面228a、232a、234a和236a位于侧面224上；在十字环93的相对的侧面226上具有相应的表面228b、230b、232b、234b和236b，这些表面直接位于侧面224上的衬垫表面之下并与这些衬垫表面的形状相匹配。在图20至25的每一个中，衬垫表面都是以阴影线或交叉阴影线示出，以表示出它们的形状和位置。图25示出了另一种十字环93’，该十字环93’除了仅以烧结粉末金属方法制成而不要附加的金属切削加工之外，与十字环93是基本相同的。可以看出，十字环93’围绕每一个接片的材料的面积被增大了。
如图1所示，十字环93、93’设置在固定涡旋件56和旋转涡旋件58之间。而且，旋转涡旋件58的表面74具有一外围的圆周表面部分205，该部分205位于涡卷76的外侧并面对十字环93、93’的下侧面226。同样，固定涡旋件56的凹入部分202具有面朝下的表面238(图91)，该表面与十字环93、93’的上侧面224相面对。在十字环93、93’的相对的侧面上的衬垫228至236与表面205和238滑动接触。如图22至25所示，衬垫表面228a和228b具有分别位于平面220的相对的侧面上的部分。
图22、24和25示出了从中心穿过十字环93、93’的厚度延伸并位于平面220内的轴240。在压缩机运行过程中，旋转涡旋件58在主翻转力矩的影响下倾向于在平面222内翻转。当旋转涡旋件58在平面222内翻转时，将促使旋转涡卷表面74的外围圆周表面部分205的径向相对的部分(在平面220的相对的侧面上)交替地与十字环93、93’的侧面226上的衬垫表面部分相接触。如图1、22、24和25所示，当旋转涡旋件58如图24中所示沿顺时针方向绕一平行于轴240并最接近平面220的轴在平面222内翻转时，外围圆周表面部分205的一部分向上摆动并与十字环93、93’，衬垫234b和236b及228b的一部分产生有压缩力的接触。这一动作促使十字联轴节衬垫表面234a、236a和228a的一部分(图22、25中的在平面220的左手侧的所有部分)与固定涡旋件的凹入部分202内的轴向表面238的相邻部分产生有压缩力的接触。相反，当旋转涡旋件58如图24中所示沿逆时针方向绕一平行于轴240并最接近平面220的轴在平面222内翻转时，外围圆周表面部分205的径向相对部分向上摆动并与十字环93、93’，衬垫230b和232b及228b的一部分产生有压缩力的接触。该动作促使十字联轴节衬垫表面230a、232a和228a的一部分(图22、25中的在平面220的右手侧的所有部分)与固定涡旋件的凹入部分202内的轴向表面238的相邻部分产生有压缩力的接触。在压缩机的运行过程中，旋转涡旋件58在平面222内的翻转在上述的顺时针和逆时针之间变换。因此，可以看出十字联轴节93、93’的移动用来支撑旋转涡旋件的外围圆周表面部分205并防止其翻转。保持一最小的径向十字联轴节环形部分尺寸可以在平面220的相对侧面上的外围圆周表面205的径向相对部分和十字联轴节之间产生一最大的接触面，同时使压缩机的圆周尺寸最小化。因此，固定涡旋件56内的凹入部分202是椭圆形的，或卵形的。如图26所示，因为十字联轴节和旋转涡旋件的外围圆周表面部分205的部分之间的最大的接触面的这些区域被平面222截开，因此这些区域的位置要使得最大翻转力矩由靠近旋转涡旋件的位于其周边内的一部分的十字联轴节来抵抗，在其间提供比可得到的更大的接触面积。由此，本发明提供了抵抗主翻转力矩所需的一更大的杠杆臂，同时减小了十字联轴节所需的空间。
在压缩机停止运行的状态下，旋转涡旋件58不再由电机32和曲轴34驱动而旋转，而是根据作用在其上的气体压力而自由移动，作用在其上的压力包括排出口100和吸入口88之间的压力差。而且，当压缩机停止时，排出室内的流体和涡旋装置内的流体之间存在着压力差，涡旋装置内的流体压力低于排出室内的流体压力。由于两个容积之间的压力会自动寻求压力平衡，所以制冷剂流体会从排出室反流入涡旋装置内。该压力差毫无阻碍地作用在旋转涡旋件58上，以使其相对于固定涡旋件56反方向旋转。这样的反方向旋转导致制冷剂流体以反方向进入排出口100，从吸入口88流出进入制冷剂系统。在压缩机的停止运行的过程中反涡旋旋转问题一直关系到涡旋压缩机。为了减轻该问题的影响，提供了阀装置102，通过使流体从排出室进入涡旋装置以作用在出口止回阀上，进而将止回阀快速移动到一覆盖排出口的关闭位置。依此方式，防止了反向旋转，并可得到均衡过渡的平衡状态。
图1和图27-45示出了用于压缩机20的出口止回阀装置102、102’的各种部件和实施例。这些实施例中的每一个均包括一轻质的塑料或金属旋转阀，该阀与固定涡旋件56内的排出口100相邻或直接位于其上，并由阀门固定部件310或324固定。图27、28；35-37；38-40分别示出了其它类型的阀门部件302、302’和302’。阀门部件可具有旋转耳孔309或一孔322，用于容纳一卷簧销320，衬套318提供在其上。耳孔309或衬套318容纳在阀门固定部件内的衬套凹槽318、318’内。
在压缩机的运行状态下，制冷剂流体以吸入压力通过吸入管86被导入，吸入管86密封地容纳在固定涡旋件56内的扩孔88内，并与由固定涡旋件56和框架部件60限定的吸入压力室98相通。具有吸入压力的制冷剂由涡旋机构38压缩。当使旋转涡旋件58相对于固定涡旋件56旋转时，吸入室98内的制冷剂流体在固定涡卷68和旋转涡卷76之间被压缩，并以逐渐减小的容积空间沿径向向内朝向排出口100输送，从而使制冷剂的压力增高。
制冷剂流体以排出压力向上通过排出口100而排出，并向阀门部件302、302’、302”的后表面306施加一力，使其移动到或保持在打开位置。制冷剂被排入排气增压室104，该排气增压室104由排气流转向机构106和固定涡旋件56的顶表面108来限定。被压缩的制冷剂从排气流转向机构导入壳体腔室110，由此制冷剂经排出管112进入一与该压缩机20相连的制冷系统。
出口止回阀装置102、102’防止制冷剂在压缩机停止运行时的反流，进而防止了涡旋机构38的反向旋转。如图42-45所示，止回阀装置102包括矩形的阀门部件302，该阀门部件302具有前表面304，后表面306和旋转部分308，止回阀装置102还包括阀门固定部件324，衬套308和簧销320。后表面306面对排出口100，并且其面积最好大于排出口100。销320延伸通过旋转部分308内的孔322并在阀门部件302的相对侧与衬套318装配在一起，使衬套318的径向凸缘与阀门部件相邻。衬套318可转动地设置在部件324的两个相对端的衬套凹槽316内。在压缩机的运行过程中，制冷剂作用在前和后表面304和306上，从而使阀门部件302相对于部件324转动，该部件324相对于固定涡旋件56是固定的。阀门固定部件324围绕阀门部件安装并高于阀门部件，该部件324包括两个安装延伸部分312，可以利用螺栓将延伸部分312固定到固定涡旋件上。在该装置中，簧销320容纳在阀门部件302的孔322内，衬套318与该销的两个端部相连。阀门固定部件的位置高于阀门部件，使两个衬套容纳在两个凹槽内，两个安装延伸部分的位置靠近固定涡旋件56的上表面内的安装孔。而后用两个安装螺栓或类似紧固件将该阀门装置固定到固定涡旋件上。阀门部件302’(图35-37)和302”(图38-40)具有一体的衬套或耳孔309，没有簧销；每一种都可以与上述的固定部件310或324一同使用。
排出的制冷剂作用在后表面306上的力推动阀门302靠在阀门止动件314、314’上。请注意，阀门302不是双稳态的，如果排出制冷剂作用在后表面306上的力移开，则在重力的作用下阀门302将倾向于返回到其关闭位置。当压缩机停止运行时，压缩机的排出压力壳体腔室110内的制冷剂通过排出口100向吸入压力室98移动。借助于阀门止动件314内的减压孔326，制冷剂流过止动件314并作用在阀门部件302的前表面304的较大表面的面积上，使其朝向排出口快速转动并与固定涡旋件56的围绕表面108相接合，以便前表面304覆盖并大体密封排出口100的开口。减压孔326还可防止“静摩擦”，这种静摩擦会引起阀门部件粘附到止动件上，这在压缩机的运行过程中容易出现。以此方式可防止制冷剂以相反方向从排出压力壳体室110经吸入通道96流入吸入室98。一利用阀门固定部件310的出口止回阀以类似的方式而起作用，止动件314’提供了阀门前表面304的一较大的面积，该面积在压缩机停止运行时暴露在反方向流动的排出气体下。表面304和止动件314或314’之间的接触面要具有良好的抗磨损性能。
通过使壳体腔室110与吸入腔室98保持有效的密封，有效地避免了压力差，从而防止旋转涡旋件58的反方向旋转。涡旋压缩腔室内的被压缩的制冷剂在交错的涡卷之间作用在涡旋机构38上，使旋转涡旋件58的涡卷与固定涡旋件56的涡卷径向分离。涡旋件56和58不再彼此密封，其内的制冷剂流体会通过涡卷68和76泄漏，涡旋机构38内的压力达到平衡。
在涡旋压缩机正常的运行过程中，具有排出压力的制冷剂通过排出口排出，使出口止回阀移动到一打开位置。可提供一偏置弹簧(未示出)，用以防止由压缩机运行过程中出现的压力波动而产生的出口止回阀的频繁关闭和由此产生的振动。
如图1所示，排气流转向机构106与固定涡旋件56相连，并围绕固定涡旋件的环状突出部分402。图46、47和48示出了排气流转向机构的一第一实施例。图49、50和51示出了排气流转向机构的一第二实施例。图52、53和54示出了排气流转向机构的一第三实施例。可通过将排气转向机构的下部周边404的全部或部分弯入一位于环状突出部分402内的环状的凹槽内，从而将排气流转向机构连接到固定涡旋件上。另外，可以在环状突出部分内制成一系列的槽，以容纳沿排气转向机构的下部周边弯曲形成的一系列相应的部分。也可以利用其它措施如压配合，锁定突出部分等将排气流转向机构固定到固定涡旋件上。而且，如第三实施例排气流转向机构106”(图53)所示，排气流转向机构可具有多个孔414，这些孔414在固定涡旋件表面108上提供的多个开口孔416(如图5所示)之上并与其相对准，用螺纹紧固件(未示出)将排气流转向机构连接到固定涡旋件上。
在压缩机的运行过程中，被压缩的制冷剂流体从排出口100经出口止回阀102进入排出室104，该排出室由排气流转向机构的内表面和固定涡旋件的上表面108来限定。可以将气流转向机构定位于使得排气出口室104通过出口406向下通过壳体22、固定涡旋件56和框架60之间形成的间隙408(图1，2)并进一步沿通路411进入壳体腔室110，从而流经连接到定子绕组410上的电机过载保护器41上。由此，通过保证热的排出气体直接导向过载保护器，气流转向机构提供了一种附加的电机保护方法。
如图49至51所示的实施例中，气流转向机构出口406’可具有一向下弯转的帽412，以进一步将向外流出的排气朝向间隙408导向下。
应注意是使出口止回阀装置102的方向朝向气流转向机构出口，以便在压缩机停止运行时，当阀门打开时，前表面304暴露在从室110经出口406进入室104的具有排出压力的气体的反向流下，进而有利于阀门的快速关闭。
图1所示的涡旋压缩机具有一中间压力室81，制冷剂气体以一中间压力被导入该压力室，该中间压力推动旋转涡旋件58与固定涡旋件56一起进入轴向屈服。中间压力室81由旋转涡旋件58的表面和主轴承或框架60的表面来限定，这些表面位于一对分别设置在槽502、504内的环状密封装置114、116之间，槽502、504位于旋转涡旋件58的面向下的轴向表面72、506上，环状密封装置114、116与框架60的接触面滑动接触。如图1、10和14所示，中间压力室81是限定在框架60的台阶和旋转涡旋件58的下垂轮毂部分516之间的环状容积空间。密封装置114和116分别将中间压力室与吸入压力区和出口油压区密封开来。
如图12所示，旋转涡旋件58的下垂轮毂部分516具有外部径向表面508，该表面508靠近平的表面72。表面508从表面72处延伸到轮毂部分516的最下端的轴向表面506。径向表面508具有宽的环形槽510，该环形槽510具有上部环形表面512。孔85从表面512延伸到表面74，在此处其开口进入一旋转涡旋件的涡卷和固定涡旋件的涡卷之间的中间压力区。参见图12，孔85可以是一从表面512到表面74以一定角度倾斜延伸的单一直通道。但孔85也可以包括一从表面74平行于表面508延伸入轮毂部分516在槽510的径向内部的第一轴向孔(未示出)，和一从第一孔延伸到槽510的径向表面的径向的交叉孔(未示出)。为了制造方便，最好提供如图12所示的单一的以一定角度倾斜的孔。
如图17所示，密封装置116位于槽504内并与框架60的表面514滑动接触，框架60与轮毂部分516的表面506相接。表面506在槽504的径向内部的部分即如图17中所示的右边是在排出压力下并且通常是充满了油。如图17所示，密封装置116大体是C形的，具有外部518和设置在外部518内的环形通道内的内部520，该通道面对径向的内部。外部密封部分518可以由聚四氟乙烯(PEFE)材料或其它的适合的低磨擦系数材料制成，以便在与表面514之间提供低磨擦滑动接触。内部密封部分520的内部与出口压力油相通，出口压力油使密封装置116在槽504沿轴向或径向向外膨胀，从而保证密封装置116的密封表面和槽504的最上端和最外端表面及框架的表面514之间的密封接触。
如图14和16所示，旋转涡旋件58的平的表面72具有环形槽502，密封装置114设置在该槽内。密封装置114包括具有一C形通道的外部522和一设置在C通道内的内部524，该C形通道沿径向向内敞开。部分522的C形通道沿径向向内敞开以便与中间压力室81内的中间压力流体相通，中间压力在槽502内推动密封装置114，沿径向向外并沿轴向向外，使其靠在槽502的相对的轴向表面和与密封装置114滑动接触的框架60的表面78上。外部密封部分522可以由PTFE材料或其它的合适的低磨擦系数材料制成，从而使与表面78之间产生低磨擦的滑动接合。内部密封部分114可以是ParkerPart No.FS16029，具有一管状横断面。可向槽504和502提供具有普通的横断面设计形状的密封装置114和116，如图16和17所示。也就是，密封装置114的横断面设计适用于在槽504中使用。相反，密封装置116的横断面设计适合于在槽502中使用。中间压力室81内的压力可以利用在1998年3月13日提出申请的未授权的美国专利申请No.09/042,092中所公开的一种阀门来调节，参见该专利申请。
如图1所示，主轴承或框架60具有下垂主轴承部分602，该部分602具有径向支撑曲轴34的轴颈606的轴承59。曲轴轴颈部分606提供有径向交叉孔608(图55，56)，该交叉孔608从曲轴轴颈部分606的外表面延伸到曲轴内的上部油道54。经通道54输送的一部分油通过交叉孔608提供，用以润滑轴承59。从交叉孔608流经轴承59的油可沿曲轴轴颈部分606的外部向下流，由一旋转配重614可以将油沿径向分布，而后油再返回到贮油槽46。油从交叉孔608还可以沿轴承59向上流并沿轴颈部分606的外部进入环状油道610，该油道经框架60内的通道612与壳体腔室110和贮油槽46相通。通道612在框架60内的方位要使得旋转配重614能够拾起并抛射来自通道612的油以在与排出管112的入口相对的压缩机的径向侧将该油分散开。油道54的终端开口732用塞616密封，该塞616与曲柄销61的终端表面相平齐或低于曲柄销61的终端表面。
滚筒82内的径向油道622和曲柄销61内的径向油道624被保持为彼此相通(图61C)，虽然滚筒82可以绕曲柄销61略微转动，但其旋转运动由孔618的侧面限制，孔618的侧面与限制销83的侧面相接合。在曲轴内流经通道54，流过交叉孔608的另一部分油，流经相通的油道622和624，用以润滑轴承57。由于油道54相对于轴34的转动轴线成一定角度，油道54形成了一种形式的离心油泵，该泵可以与设置在贮油槽46内的泵装置48协同使用，下面还将进一步描述。因此到达径向油道608和624的油压要大于贮油槽46内的压力，贮油槽46内的压力基本上等于排出压力。流经轴承57的油可向上流入贮油空间或通道55(图15，63B)，该贮油空间或通道55与位于涡卷之间的中间压力区经油道626彼此相通。贮油道55内的油的压力是排出压力，借助于通道55和涡旋件之间的中间压力区之间的压力差而流经通道626。涡旋件之间的油经通道626用于冷却、密封和润滑涡卷。其它的油流经轴承57向下流入环状油道632，该通道632与环状油道610相通(图1)。
如图64所示，滚筒82的轴向孔84不是规则的圆柱形，并沿其一径向侧在孔的该侧面与延伸通过的曲柄销61的相邻的圆柱侧面之间形成间隙633。间隙633在涡卷之间的中间压力大于排出压力的状况下提供了出口通道的一部分，将防止气体流通过滚筒轴承57反流，参见图63A中的箭头635所示的流动路径，如果中间压力大于排出压力，如在压缩机的启动期间，制冷剂可通过通道626流出进入油道55，并通过孔84和曲柄销61的外表面之间的间隙633进入一由环绕孔84和曲柄销61的位于滚筒82的下部轴向表面内的锥形扩孔(countersink)628限定的区域。该区域与位于滚筒82的下部轴向表面内的一径向槽630相通。流出的制冷剂可流入环状的油道632并通过框架60内的通道612回到压缩机的壳体腔室110。依此方式，在启动过程中制冷剂的排出保证了油道55没有被加压到足以限制油流到轴承57中的程度，或如上所述，在压缩机的启动过程中用排出的制冷剂冲刷轴承57的油的程度。
如图14、15和63所示，在轮毂部分516的中央空腔内的旋转涡旋件的面向下的表面636具有一低的圆柱形突出部分或“钮扣状物”634，该突出部分或“钮扣状物”634从表面636向下突出大约2-3毫米。在其一个实施例中，钮扣状物634的直径大约为10-15毫米，并且其轴向表面紧靠在曲柄销61和/或滚筒82的最上端的轴向接触面上，曲柄销61和滚筒82的最上端的轴向接触面通常是平齐的。钮扣状物634的作用是局部承载曲柄销61和/或滚筒82，以便使整个的上部轴向滚筒和曲柄销表面的磨擦接触最小化，起到止推轴承的作用。钮扣状物634与曲柄销61和/或滚筒82的接触面靠近轮毂部分516和滚筒82的中心线，这里钮扣状物与曲柄销和滚筒之间的相对速度是最低的，从而减轻了其间的磨损。
在曲轴34的下端提供了正排量油泵48，该油泵伸入由压缩机壳体22限定的贮油槽46。图65至79公开了该油泵的第一实施例，而第二实施例在图80和81中公开。在第一实施例中，如图65和66的局部剖视图所示，正排量油泵48设置在曲轴34的下端702周围并由外置轴承36支撑。
上述油泵包括油泵体704，泵叶或泵刷706，可以由一种如石墨填充酰胺纤维TMGS材料注模而成，还包括圆形的反向口板或盘708，与泵叶706的下表面滑动接触的平的上部轴向表面，止动销710，波形垫圈713，圆形固定盘715和开口环712。以上泵部件以图68所示的次序布置在泵体704内，波形垫圈713使各泵部件彼此处于压缩接合状态。一环形槽设置在泵体的下端内，用以容纳开口环712。如图55-57所示，槽714设置在轴34的下端702内并容纳旋转泵叶706，其长度大于下部轴端702的直径，并由曲轴的转动而带动旋转。泵叶在槽的内部从一侧滑动到另一侧并与形成在泵体704内的泵柱体716的表面相接触。如图65和73所示，泵柱体716的直径大于轴承36的部分709并相对于轴承36的部分709是偏心的。而且，泵柱体716的中心线相对于曲轴34和下部轴向油道52的中心线是偏置的。
轴承36的部分709的直径略大于下部轴端702，从而在其间提供了一小间隙，通过该间隙油可以从泵48泄出(这一点下面还将进一步描述)，用以润滑轴34的下部轴颈部分719，轴颈部分719由轴颈部分717径向支撑，由轴承36的表面726轴向支撑。
当轴34转动时，泵叶706在轴槽714内往复运动，其相对端744、746(图74，75)在泵柱体716的圆柱侧壁上滑动。相对端744、746的提供有利于泵叶706的多方向运行。泵叶可替换地在其中部具有一弹簧(未示出)或由带有两个泵叶端部的两部分组成，由一分离中间弹簧(未示出)连接起来。中间弹簧向外朝向泵体的内表面推动泵叶端部，以得到更坚固更有效的泵的运行。这样的替换结构能够更好地密封泵叶端部744、746与泵柱体716的圆柱形壁，从而降低泵的泄漏。但泵也依赖于一定量的泄漏以提供下部轴承36的润滑。当泵叶706在泵柱体716内转动时，经过泵叶706泄漏的油向上经过下部轴部分702和轴承36的部分709之间的小间隙，为轴颈轴承和止推轴承提供了润滑油源。因此，压缩机20的下轴承36由从泵48泄漏的油来润滑，而不是由经下部轴通道52泵的油来润滑。
如图66所示，来自贮油槽46的油经入口50进入泵并作用在旋转泵叶或泵刷706的一侧面上。泵叶将油推入位于反向出口板708的平的上部轴向表面内的锚形(anchor-shaped)入口718，由于容积的降低，油被压入中央反向出口720并向上进入轴向油道入口722，经过泵叶706侧面的扇形750、752。实际上，由于泵的偏心和旋转泵叶的作用，中央出口720的压力要低于锚形入口处的压力。无论曲轴的转动方向如何，反向出口板的锚形都能够实现有效的泵运行，因为油能够在或接近其两个锚形“点”中的任一个处进入入口718。由此，即使是在压缩机停止运行时可能出现的反向旋转期间，润滑油也能够提供到压缩机需要润滑的各个位置。环形的止动销通道711位于反向出口板708的平的下部轴向表面内，用以可滑动地容纳止动销710。销710相对于泵体是固定的，在泵入口50之下保持在位于泵柱体716的圆柱形侧壁内的槽754内(图68，73)。这使得反向出口板能够进行转动再定位，从而可适当地接受多方向运行，当轴34改变转动方向时，使通道711的相对端表面与销710相接。因此，出口盘708具有旋转的相对的第一和第二位置。
下部轴承止推垫圈724位于下部轴承止推表面或凸肩726上以提供一用于曲轴34的止推轴承表面。从泵装置48泄漏的油向上流经下部轴端702和下部轴承部分709之间的接触面，如上所述，以向曲轴止推表面726和止推垫圈724之间的接触面，与曲轴轴颈部分719和轴承轴颈部分717之间的接触面提供润滑油。在止推垫圈724内提供有槽(未示出)以辅助润滑油向止推表面726的输送。另外，在泵体内也可以提供槽(未示出)，以有助于从泵装置到止推表面的油的泄漏。而且，还可以在曲轴轴颈部分719内提供槽，平的或其它形式切口728(图55，56)以为下部轴颈轴承的接触面提供进一步的转动润滑。由此，来自泵的泄油而不是沿曲轴轴向通道流动的泵流体的主流为下部轴承表面提供转动和止推润滑。这使得泵流体的主流集中地输送到曲轴的上部。因此，泵提供了润滑压缩机的下部轴承的一种方法，允许泵体和轴之间的接触面的公差可相对大一些，曲轴的加工可以更简单。
如图1所示，来自泵48的油沿下部轴向油道52和偏置的上部油道54向上流动。上部油道54的偏置结构为泵流体的主流提供了一增加的离心泵送效果。通道54的上部开口732具有一塞子616。流经通道54的油的一部分在轴颈部分606内通过径向通道608排出(图55，56)并被输送到轴承59。流经通道54的其它部分的油通过曲柄销61内的径向通道624排出，并经过滚筒82内的径向通道622输送给轴承57(图63B)。油沿轴承57向上流动，进入油道55，该油道55由曲柄销61和偏心滚筒82的上表面与旋转涡旋件58的表面636限定。油经位于旋转涡旋件内的轴向通道626被输送到涡旋装置。
在部件分解图80和剖视图81中示出的油泵48’的第二实施例具有以上所述的功能，但其结构设计适用于没有下部轴承的压缩机。油泵48’包括反旋转弹簧738，该弹簧738被连接到压缩机壳体22或其它的固定支撑上。弹簧738在壳体22内轴向支撑油泵体704’，防止相对于轴延伸部分740转动，轴延伸部分740包括轴向内部油道742，并被连接到曲轴的下端(未示出)。类似于曲轴34的槽714的槽714’位于轴延伸部分740内；泵叶706’可滑动地设置在该槽内，用于在其内往复运动，泵叶由上述的槽转动地驱动。替换波形垫圈713，固定盘715和开口环712，泵装置48’包括开口弹簧垫圈712’，用以推动泵部件彼此压缩接合。泵装置48可以作类似的修改。泵叶706’，反向出口板708’和止动销710’与第一实施例中的泵装置的对应部件基本相同，泵装置48’的作用如上所述。
本领域的技术人员可以想到，虽然如上所述的泵装置48、48’适用于涡旋压缩机，但它们还可以适用于其它形式的压缩机如旋转压缩机或往复活塞式压缩机。
压缩机装置20在固定涡旋件中心线802和曲轴中心线S之间可具有一偏移。该偏移对曲柄臂和径向屈服角产生影响，以便使曲轴扭矩和涡卷之间的侧翼密封力的循环性变化变得平缓。压缩机可使用一种滑块径向屈服机构，或也可以使用上述实施例中示出的一摆杆径向屈服机构。在下面的描述中将使用的字母的意义如下e旋转半径(偏心率)；b从曲柄销61的中心线P至旋转涡旋件的质量中心O的距离；d从曲柄销61的中心线P至偏心摆杆质量中心R的距离；r从曲柄销61的中心线P至曲轴34的中心线S的距离；D从固定涡卷中心线至曲轴中心的偏心距离；F力；M质量；O旋转涡旋中心线和质量中心；P曲柄销中心线；R摆杆质量中心；S曲轴34中心线和旋转轴线；RPM每分钟转数；下标 希腊字母b摆杆 θ径向屈服(相)角§侧翼密封 α质量角度偏置的摆杆中心ib摆杆惯量 ξ曲轴角P驱动销s旋转涡旋tg切向，气体rg径向，气体tp切向，偏心销rp径向，偏心销涡旋压缩机有三个不同于其它的气体压缩机的特征，它们分别是运行噪音低，能够泵送液体和高效率。涡旋压缩机优越于往复或旋转压缩机的一点是液体的吸入不会造成压缩机的机械损坏。这是因为涡旋件具有一径向屈服机构，该机构能够使涡旋件在液体压缩过程中相脱离。在这样一情形下，压缩机转变为仅是一个泵。一般的径向屈服机构还将驱动力分离成一用于平衡磨擦和压缩力的切向力和一保证涡卷之间的侧翼接触进而保证压缩空间之间的密封的径向力。
另一个优点是由于压缩气体在多个压缩空间内分配，每一个曲轴循环仅有两个开口，因而曲轴扭矩的变化更平缓。曲轴扭矩是与压缩力和扭矩臂成正比的，扭矩臂分别是压缩力向量与曲轴旋转轴线之间的距离。进一步均衡曲轴扭矩变化的方法是改变至向量的距离，使该距离的一最小值与最大的压缩力相符合。然而，会导致侧翼密封力的相应增加的变化。摆杆径向屈服机构同样可以均衡该变化。
在涡旋压缩机中经常使用的径向屈服机构是滑块。在下面的等式1中表示出滑块能够降低涡旋压缩机内的扭矩变化。滑块能够使旋转涡旋件在曲轴转动过程中移动质量中心。该移动的一副作用是离心力和径向侧翼密封力随着曲轴角度的变化而改变。
下面将要讨论的径向屈服机构是以上参照所示的实施例描述的一摆杆。图82中示出了该摆杆的受力图。
等式1-3示出了在X和Y方向上的力的平衡及绕旋转涡旋中心O(图82)的力矩∑FX＝O＝Fis-Ffs-Ffg-Frp+Fib*Cos(α) (1)∑FY＝O＝Ftg-Ftp-Frg+Fib*Sin(α) (2)其中Fis＝M*(2*π*RPM/60)2*e和Fib=Mb*(2*π*RPM/60)2*e2+((d-b)*Cos(π-δ))2]]>∑MO＝O＝Frp*b*Cos(θ)-Ftp-Frg*b*Sin(θ)+Fib*e*Sin(α) (3)固定涡旋件在限定一图82所示的轨迹的偏心的作用下而被平移。因此，旋转半径(偏心率)将随曲轴角的改变而改变。
如图89、90所示，如在等式1中所证实的，固定涡旋中心线802至曲轴中心S的偏移D引起侧翼接触力的改变仅由于离心力的改变。摆杆起到一附加的作用。离心力以与侧翼密封力相同的方式改变，分别是一正偏移增加旋转涡旋质量中心O和曲轴旋转轴S之间的距离，因而侧翼接触力也增加了。然而，正的固定涡旋至曲轴中心的偏移D引起径向屈服θ的增加。由于驱动力的径向成分，增加了的径向屈服角降低了侧翼接触力。所以，摆杆机构具有一内在的补偿效应。
固定涡旋至曲轴中心的偏移(假设沿图82中的线e)导致径向屈服角的改变。表1示出了偏移值与径向屈服角之间的关系。
表1
图83示出了在由解等式1-3得到的切向气体力的不同的瞬时值的情况下侧翼密封力的值与旋转半径变化之间的关系曲线。
图83示出了气体切向力从100磅力至1000磅力下的侧翼密封力。假定气体径向力为气体切向力值的10％。代入等式1-3中的其它的参数值是一普通的四吨涡旋压缩机的参数值。在X轴上的变量代表固定涡旋偏移。一正的偏移对应于旋转涡旋中心线从曲轴中心线进一步移动。等式1-3示出了具有相对作用的下述变化(1)一般，气体切向力的增加增加了侧翼密封力；和(2)旋转涡旋和摆杆离心力的增加增加了侧翼密封力。
图83中的曲线还示出了固定涡旋至曲轴中心的偏移对侧翼密封力的影响随着气体切向力的大小而改变。当气体切向力小于400磅力时，增加旋转半径，使侧翼接触力增加。当气体切向力大于400磅力时，增加旋转半径，使侧翼接触力降低。对于一400磅力的气体切向力，侧翼密封力的值的变化是可忽视的。固定涡旋至曲轴中心的偏移值为-0.075英寸时，侧翼接触力是一常数。
旋转半径e的值以正弦方式随曲轴角的变化而改变。在图83中示出的侧翼密封力与曲轴角ξ之间的关系在图84中示出，其中的固定涡旋至曲轴中心的偏移D为0.010英寸。旋转涡旋偏心率是曲轴角的函数，其计算如下e(ξ)＝D*Sin(ξ)其中ξ是曲轴角。
图84示出了在径向屈服角θ为0.010英寸的偏移时在几个气体切向力值下的侧翼密封力随曲轴角的变化。侧翼密封力与气体切向力成反比。但是，增加气体切向力时，偏移效果的改变是质的改变。对于一相角的优化选择，固定涡旋至曲轴中心的偏移降低了最大密封力并增加了最小密封力。从图84中可以看出在曲轴角值大约为180度时，相角的选择效果。
图85示出了一涡旋压缩机在高负荷运行工况下气体切向力与曲轴角之间的变化关系曲线。该工况下的气体径向力Frg大约为气体切向力Ftg的10％。
图86示出了一固定涡旋至曲轴中心的偏移D为0.020英寸的状况下的侧翼密封力与曲轴角之间的变化关系曲线，气体切向力的变化如图85中所示。考虑了偏移和压力变化之间的相的八个不同的值。该图示出了图85中所示的气体切向力变化下的图84中所示的偏移作用。侧翼密封力与气体切向力的变化之间是成反比的。在一大约为90度的相角下，侧翼密封力的变化可以被降低。图87示出了扭矩与曲轴角之间的计算值。
为了更好地理解固定涡旋至曲轴中心的偏移对扭矩变化的作用，图88示出了几个偏移值与相角之间的正负峰值变化。本领域的技术人员可以根据图88确定一给定的偏移值下的相角的变化，从而可以使曲轴扭矩变化平缓。而后，从图86中可以得到使侧翼密封力变化最小化的特定的相角。
以上的描述已经证实，对于摆杆，固定涡旋至曲轴中心的偏移的影响比滑块更复杂。已经示出，对于侧翼密封力，离心力与径向屈服角相比具有相反的作用。适当地选择固定涡旋偏移量将降低扭矩变化，同时降低侧翼接触力的变化。这意味着最大侧翼密封力被降低了，而最小侧翼密封力仍然满足密封的要求。最大密封力的降低意味着磨擦载荷的减小，因而可以得到效率更高而且噪音更低的涡旋压缩机。
虽然以上以一些实施例的方式描述了本发明，但本发明在其公开的宗旨和范围内还可以进一步修改。因此，本申请包括所有采用本发明原理的变化形式、使用或修改。
权利要求
1.一种涡旋压缩机(20)，包括一固定涡旋件(56)和一旋转涡旋件(58)，其中固定涡旋件(56)具有一基本上平的表面(66)和一从其所述基本上平的表面(66)上伸出的内旋的涡卷部件(68)，旋转涡旋件(58)具有一基本上平的表面(74)和一从其所述基本上平的表面(74)上伸出的内旋的涡卷部件(76)，所述固定涡旋件和旋转涡旋件相互啮合，使所述固定涡旋件的所述内旋涡卷部件朝向所述旋转涡旋件的所述基本上平的表面伸出，并且所述旋转涡旋件的所述内旋涡卷部件朝向所述固定涡旋件的所述基本上平的表面伸出，所述基本上平的表面在位置上大体彼此相平行，从而所述涡旋件之间的相对旋转可压缩所述内旋涡卷部件之间的制冷剂，涡旋压缩机(20)还包括一轴(34)，该轴的旋转轴线大体垂直于所述基本上平的表面，该轴与所述旋转涡旋件相连，由此所述轴的转动引起所述固定涡旋件和旋转涡旋件之间的相对转动，还包括一十字联轴节(93，93’)，该联轴节具有一设置在一第一平面内的环形部分，该第一平面位于所述基本上平的表面之间并大体平行于所述基本上平的表面，所述十字联轴节具有一从所述环形部分的一第一侧面(224)轴向延伸的第一对部件(204，206)和一从所述环形部分的一第二侧面(226)轴向延伸的第二对部件(208，210)，所述固定涡旋件具有一第一对细长凹槽(212，214)，该第一对细长凹槽在一第一方向上偏置平行并延伸，所述十字联轴节的第一对部件可滑动地设置在所述第一对细长凹槽内，所述旋转涡旋件具有一第二对细长凹槽(216，218)，该第二对细长凹槽在一第二方向上偏置平行并延伸，所述第二方向大体垂直于所述第一方向，所述第一和第二方向基本上垂直于所述旋转轴，十字联轴节的所述第二对部件可滑动地设置在所述第二对细长凹槽内，由此防止所述固定涡旋件和旋转涡旋件的相对转动；其特征在于所述十字联轴节围绕所述第一平面内的任一线都是不对称的。
2.如权利要求1所述的涡旋压缩机，其特征在于所述第一和第二对细长凹槽中的一个位于所述固定和旋转涡旋件中的一个的所述基本上平的表面内，其各自的所述内旋涡卷从该表面伸出。
3.如权利要求1所述的涡旋压缩机，其特征在于平行于所述第一平面的所述部件的横断面基本上是矩形的。
4.如权利要求1所述的涡旋压缩机，其特征在于在所述第一和第二环形部分侧面上提供有一滑动表面(228，230，232，236)，所述滑动表面与所述固定和旋转涡旋件中的一个滑动接合。
5.如权利要求4所述的涡旋压缩机，其特征在于所述滑动表面与所述基本上平的表面中的一个滑动接合。
6.如权利要求4所述的涡旋压缩机，其特征在于在所述第一和第二环形部分侧面中的每一个上提供有一所述滑动表面，每一个所述滑动表面与一涡旋件滑动接合。
7.如权利要求6所述的涡旋压缩机，其特征在于每一个环形部分侧面具有多个滑动表面。
8.如权利要求1所述的涡旋压缩机，其特征在于一所述滑动表面位于所述第一和第二环形部分侧面中的每一个上，所述滑动表面在所述环形部分上轴向彼此相对准。
9.如权利要求8所述的涡旋压缩机，其特征在于所述滑动表面在面积上是大体相同的。
10.如权利要求9所述的涡旋压缩机，其特征在于所述滑动表面基本上彼此呈镜像。
11.如权利要求8所述的涡旋压缩机，其特征在于所述滑动表面与所述固定涡旋件和旋转涡旋件处于压缩接合，并且一交变的主翻转力矩在一在所述第二方向上延伸的平面内被施加到所述旋转涡旋件上，所述主翻转力矩由所述压缩接合所抵销，进而防止所述旋转涡旋件的波动。
12.一种涡旋压缩机(20)，包括一固定涡旋件(56)，该固定涡旋件(56)具有一基本上平的表面(66)和一从其所述基本上平的表面上伸出的内旋涡卷部件(68)，该固定涡旋件具有一第一对偏置并平行的细长的凹槽(212，214)，该压缩机还包括一旋转涡旋件(58)，该旋转涡旋件具有一基本上平的表面(74)和一从其所述基本上平的表面上伸出的内旋涡卷部件(76)，所述固定涡旋件和旋转涡旋件相互啮合，使所述固定涡旋件的所述内旋涡卷部件朝向所述旋转涡旋件的所述基本上平的表面伸出，并且所述旋转涡旋件的所述内旋涡卷部件朝向所述固定涡旋件的所述基本上平的表面伸出，所述基本上平的表面在位置上大体彼此相平行，从而所述涡旋件之间的相对旋转可压缩所述内旋涡卷部件之间的制冷剂，所述旋转涡旋件具有一第二对偏置且平行的细长凹槽(216，218)，所述第一对和第二对凹槽在大体垂直的方向上相对准，还包括一设置在一第一平面内的十字联轴节(93，93’)，该第一平面位于所述基本上平的表面之间并平行于所述基本上平的表面，所述十字联轴节具有一第一对轴向延伸的接片(204，206)和一第二对轴向延伸的接片(208，210)，所述第一对轴向延伸的接片可滑动地接合在所述第一对凹槽内，而所述第二对轴向延伸的接片可滑动地接合在所述第二对凹槽内，由此防止所述固定涡旋件和旋转涡旋件之间的相对转动，所述十字联轴节具有一包含有第一和第二部分的外部圆周表面，所述第一和第二外部圆周表面部分设置在所述第一平面内在一线(242)的相对侧，所述线大体平行于位于所述旋转涡旋件内的所述第二对偏置且平行的细长凹槽，所述十字联轴节在大体垂直于所述线的方向上在第一和第二位置之间往复运动；其特征在于所述固定涡旋件具有一凹入部分(202)，所述十字联轴节大体设置在所述凹入部分内，该凹入部分由具有第一和第二表面的一径向内壁(203)局部限定，所述第一和第二径向内壁表面位于所述线的相对侧，所述第一径向内壁表面具有所述十字联轴节的第一外部圆周表面部分的形状，当所述十字联轴节位于其所述第一位置时，所述第一径向内壁表面靠近所述十字联轴节，所述第二径向内壁表面具有所述十字联轴节的第二外部圆周表面部分的形状，当所述十字联轴节位于其所述第二位置时，所述第二径向内壁表面靠近所述十字联轴节。
13.如权利要求12所述的涡旋压缩机，其特征在于所述十字联轴节具有一内部圆周表面，该内部圆周表面围绕所述内旋涡卷部件，所述内部圆周表面在所述第一和第二位置紧靠所述内旋涡卷部件中的一个。
14.如权利要求13所述的涡旋压缩机，其特征在于每一个所述内旋涡卷部件包括一径向向外的涡卷端，在所述十字联轴节的第一和第二位置中的一个处，所述内旋涡卷端中的仅一个靠近所述十字联轴节的所述内部圆周表面，在所述十字联轴节的第一和第二位置中的另一个处，所述内旋涡卷端的两个均靠近所述十字联轴节的所述内部圆周表面，由此使所述压缩机的圆周尺寸最小化。
15.如权利要求12所述的涡旋压缩机，其特征在于所述固定涡旋件的凹入部分的所述第一和第二径向内壁表面中的一个具有一吸入气体入口(88)。
16.如权利要求12所述的涡旋压缩机，其特征在于所述固定涡旋件的所述内旋涡卷部件具有一外部径向壁表面，所述第一对偏置且平行的细长凹槽中的每一个所述凹槽具有一径向最内端，至少所述径向最内端中的一个直接与所述涡卷部件外部径向壁表面相邻。
全文摘要
一种涡旋压缩机,包括相互啮合的固定涡旋件和旋转涡旋件。一十字联轴节有可滑动地接合在第一对和第二对凹槽内的第一对和第二对轴向接片,防止固定和旋转涡旋件之间的相对转动。十字联轴节具有包含第一和第二部分的外部圆周表面,设在第一平面内一线的相对侧,该线平行于位于旋转涡旋件内的第二对偏置且平行的细长凹槽。十字联轴节在垂直于线的方向上在第一和第二位置之间往复运动。固定涡旋件有一设置十字联轴节的凹入部分,其由一径向内壁局部限定。第一和第二径向内壁表面有第一和第二外部圆周表面部分的形状,当十字联轴节位于其第一和第二位置时,第一和第二径向内壁表面靠近十字联轴节。
文档编号F03C2/00GK1247278SQ9910979
公开日2000年3月15日 申请日期1999年6月22日 优先权日1998年6月22日
发明者D·K·哈勒, D·S·奥布里恩 申请人:特库姆塞制品公司