专利名称：涡旋式压缩机的制作方法
技术领域：
本发明涉及一种用于家用和商用空调器之类的装置中的涡旋式压缩机。
涡旋式压缩机已凭借其低噪声、低振动的特点而在家用和商用空调器之类的装置中付诸实用。下面参照
图13到16，以一内装有电动机的封闭式涡旋压缩机为例来描述一种传统的涡旋式压缩机。
图13是该传统涡旋式压缩机的纵剖图。在一密闭壳1内设置有一压缩机构，该机构由一固定涡旋件2和一旋转涡旋件3、一支承旋转涡旋件3的止推轴承4、一轴承部5、一设置在旋转涡旋件3与轴承部5之间的十字环6、和一围绕一转轴L1旋转的曲轴7以及一电动机8构成。
旋转涡旋件3的轴3a插设于一设置在曲轴7一端的偏心轴承9中，从而保持一偏心距离r和受十字环6约束的旋转涡旋件3的旋转。因此，旋转涡旋件3随曲轴7的转动而旋转。
电动机8的转子8a连接于曲轴7，定子8b冷缩配合于密闭壳1中。电极(未图示)设置在密闭壳1的一侧，它们用电线连接于定子8b而为电动机8提供电能。曲轴7由一设置在轴承部5中的主轴承10和一设置在密闭壳1下面的副轴承11支承。轴承部5用螺栓固定于固定涡旋件2，并且固定涡旋件2密封焊接固定于密闭壳1。
密闭壳1侧部上设置有一吸入管12，用于将致冷剂气体引导至压缩机构。而且，密闭壳1上设置有一排出管13，用于将致冷剂气体送出到一致冷循环的一侧。
固定涡旋件2的中心形成有一排出孔14，其上面设有一防止旋转涡旋件3在停机时反向旋转的阀15和一限制阀15移动的阀挡16。
在密闭壳1的下面设置有一储存润滑油的油槽17，因而润滑油可通过一位于曲轴7下端的导油管18吸出，并通过一形成于曲轴7中的贯穿孔19输送至各轴承。
下面描述上述结构的压缩机构的功能。来自致冷循环一低压侧的致冷剂气体通过吸入管12被吸入压缩机构。当旋转涡旋件3相对于固定涡旋件2旋转时，致冷剂气体被压缩成高压致冷剂气体，并通过排出孔14排入密闭壳1。然后，该致冷剂气体从排出管13被送出到致冷循环的一高压侧。
下面参照图14和15来描述该压缩机构的压缩原理。图14是该压缩机构的横剖图，图15是该压缩机构靠近中心附近的放大横剖图。固定涡旋件2的卷边20a由一基圆21a的渐开线22a和23a形成，该基圆的中心位于坐标轴X0-Y0的原点0a，半径为rb，外渐开线22a的渐开角以X0轴的正方向为标准进行测量，而内渐开线23a偏离一个与卷边厚度对应的相角θ(=w／rb)。
旋转涡旋件3的卷边20b具有类似的形状，它由一基圆21b的渐开线22b和23b形成，该基圆的中心位于坐标轴X1-Y1的原点0b，半径为rb。这些渐开线对应于固定涡旋件2的卷边20a，该固定涡旋件在一中心位于坐标轴X0-Y0的原点0a、半径为ra(=π×rb-w)的旋转圆24上平行移动，并转过180度。
固定和旋转涡旋件2和3的卷边20a和20b在多个点P1、P2、Q1和Q2彼此接触和配合，因而形成吸入腔25a、25b，压缩腔26a、26b，以及排出腔27，如图14中所示。在这种条件下，当旋转涡旋件3在旋转半径为ra的旋转圆24上顺时针旋转时，接触点P1、P2、Q1和Q2变得更靠近于坐标轴的原点，因而减小各压缩腔26a和26b的容积。由于这种旋转造成压缩腔26a和26b的容积逐渐减小，同时使这些腔更靠近于坐标轴原点，因而在这些腔中的致冷剂气体被压缩。
吸入腔是位于固定涡旋件与旋转涡旋件之间的、基本未被固定涡旋件和旋转涡旋件封闭的腔，而压缩腔是位于固定涡旋件与旋转涡旋件之间的、基本被固定涡旋件和旋转涡旋件封闭的腔。因此，当固定涡旋件2和旋转涡旋件3的卷边20a和20b在该多个点P1、P2、Q1和Q2相接触和配合时，吸入腔是腔25a和25b，压缩腔是腔26a和26b。
图16表示吸入腔25a、25b和压缩腔26a、26b的容积以及吸入腔25a和25b的开口28a和28b中的间隙t的变化。与一坐标对应的容积和间隙表示为取容积和间隙的最大值为100％。与横坐标对应的旋转角度是旋转涡旋件3的旋转角度，它以吸入过程的开端为标准来表示。从图16可以看出，吸入腔25a和25b的容积在吸入过程中为最大值，被吸入吸入腔25a和25b的一部分致冷剂气体通过开口28a和28b排出。
对于上述传统的涡旋式压缩机，压缩机固有的压缩比取决于构成固定涡旋件和旋转涡旋件的卷边的渐开线圈数。然而，在用于空调器的致冷循环中，压缩机所需的压缩比是不恒定的，这是因为高压侧和低压侧的压力会依赖于热交换器中热交换率的变化以及使用变频器的压缩机的工作频率的变化而变化。
当在致冷循环中高压侧和低压侧之间的压力比低于涡旋式压缩机的固有压缩比时，致冷循环的由涡旋式压缩机吸入的低压侧的致冷剂气体因此被压缩到一个高于致冷循环高压侧压力的压力，然后被送出，这样便增加了需要做的功，降低了性能。
鉴于以上所述的传统涡旋式压缩机所引起的这样一个问题，本发明的一个目的在于提供一种即使在压缩比变化时也不会增加需要做的功的高效率涡旋式压缩机。
而且，传统的涡旋式压缩机让在吸入过程被吸入吸入腔之后排出的致冷剂气体消耗浪费了一部分能量，因而导致效率降低。
鉴于传统涡旋式压缩机所引起的这样一个问题，本发明的另一个目的在于提供一种可减少在被吸入吸入腔之后所要排出的致冷剂气体的量的高效率涡旋式压缩机。
本发明的第一个方面(对应于权利要求1)提供一种涡旋式压缩机，它包括一压缩机构，该压缩机构具有(1)一可绕一转轴旋转的曲轴；(2)一支承所述曲轴的轴承；(3)一固定涡旋件；(4)一旋转涡旋件，它以偏心一预定距离的状态连接于所述曲轴，从而可围绕所述转轴旋转，并与所述固定涡旋件相配合；(5)一支承所述旋转涡旋件的止推轴承；以及(6)一约束所述旋转涡旋件的转动的十字联轴节，其中，所述固定涡旋件和所述旋转涡旋件分别具有螺旋形的卷边，并且在所述固定涡旋件和所述旋转涡旋件中至少一个的旋转开端的一预定区域内形成沿宽度方向的偏移。
由于上述卷边是具有渐开线形状的卷边，因而例如可以通过使上述固定涡旋件和上述旋转涡旋件中至少一个的卷边在旋转开端附近的外壁的渐开角为0到2π部分的至少一部分或内壁的渐开角为π到3π部分的至少一部分沿宽度方向偏移，使上述卷边在该部分变薄并在分隔压缩腔与排出腔的接触点处形成一微小间隙，从而使压缩比可以变化，并提高压缩效率。
本发明的第二个方面(对应于权利要求7)提供一种涡旋式压缩机，它包括一压缩机构，该压缩机构具有(1)一可绕一转轴旋转的曲轴；(2)一支承所述曲轴的轴承；(3)一固定涡旋件；(4)一旋转涡旋件，它以偏心一预定距离的状态连接于所述曲轴，从而可围绕所述转轴旋转；
(5)一支承所述旋转涡旋件的止推轴承；以及(6)一约束所述旋转涡旋件的转动的十字联轴节，其中，所述固定涡旋件和所述旋转涡旋件分别具有螺旋形的卷边，并且一个卷边的一个壁在旋转末端处具有一第一平表面部分，另一个卷边的与该第一平表面部分相对的一个壁具有一第二平表面部分，该第二平表面部分可在所述固定涡旋件和所述旋转涡旋件中至少一个的所述卷边的旋转末端处在一预定长度上与所述第一平表面部分相对。
当卷边如以上所述那样构制时，吸入腔的开口在吸入过程的最后阶段构成一形成于上述内壁的平表面部分与外壁的平表面部分之间的狭窄流动通道，因而可以通过上述流动通道的壁表面的摩擦阻力减少在吸入吸入腔后排出的致冷剂气体的量。换句话说，可以在吸入过程完成时将大量的致冷剂气体吸入吸入腔。因此，无需增大功率就能获得增压效果，从而可以提供一高效率涡旋式压缩机。
图1是表示第一实施例中的旋转涡旋件的卷边的旋转开端附近的放大横剖图；图2是第一实施例中旋转涡旋件的卷边的横剖图；图3是第一实施例中压缩机构的横剖图；图4是第一实施例中压缩机构的横剖图；图5是表示第二实施例中旋转涡旋件的卷边的旋转开端附近的放大横剖图；图6是表示第三实施例中旋转涡旋件的卷边的旋转开端附近的放大横剖图；图7是表示第四实施例中旋转涡旋件的卷边的旋转开端附近的放大横剖图；图8是第五实施例中的涡旋式压缩机的压缩机构的横剖图；图9是第六实施例中的涡旋式压缩机的压缩机构的横剖图；图10是第六实施例中的涡旋式压缩机的压缩机构的一部分的横剖图；图11是第七实施例中的涡旋式压缩机的压缩机构的放大横剖图；图12是一实施例中的涡旋式压缩机的压缩机构的横剖图；图13是一传统的涡旋式压缩机的纵剖图；图14是该传统涡旋式压缩机的压缩机构的横剖图；图15是该传统涡旋式压缩机的压缩机构的中心附近的放大横剖图；以及图16是表示涡旋式压缩机的旋转涡旋件的吸入腔、开口间隙和渐开角之间关系的图表。
下面参照图1到12来描述本发明的较佳实施例。本发明的实施例所优选的涡旋式压缩机，除了固定涡旋件和旋转涡旋件的部分卷边外，其结构与参照图13到15所描述的传统实例的结构基本相同，在本发明的实施例中，与上述传统实例相同的部分就不再进行具体描述。
(第一实施例)图1是表示第一实施例中的旋转涡旋件的卷边的旋转开端附近的放大横剖图，图2是卷边总体的横剖图。另外，图3和4是一压缩机构的横剖图。
图1中，标号W表示构成卷边31外壁的一渐开线C1的旋转起始点，在该点渐开角为零。下文中，包括渐开线C2的渐开角在内的渐开角将以此点处的渐开角为标准进行限定。
卷边外壁31a的渐开线从具有渐开角θ1的P处开始，并终止于具有渐开角θ2的R处。θ2由[公式1]用一多变指数k和一压缩比λ1来表达，该压缩比是涡旋式压缩机假设的工作条件中的最大值。θ2=λ1(1／k)(θ1+π)+2π当卷边外壁31a如以上所述那样构制时，卷边31具有可提供压缩比λ1的圈数。
而且，Q的渐开角θ3由[公式2]用多变指数k和一压缩比λ2来表达，该压缩比是涡旋式压缩机假设的工作条件中的最小值。θ3=(1／λ2)(1／k)(θ2-2π)-π在从P到Q的部分中，卷边外壁31a从渐开线C1沿卷边宽度方向朝内壁31b偏移一段确定的距离d。该距离d约为0．1毫米。
旋转涡旋件的卷边也构制成具有类似的形状。
当卷边如以上所述那样构制时，压缩腔32a和32b完全由位于压缩腔前面和后面的接触点33a、33b、34a和34b封闭，直到压缩比达到λ2，但在压缩比不低于λ2后，接触点33a和33b通过卷边31的一圈在排出腔35一侧处于卷边外壁31a的偏移部分36，因而压缩腔32a和32b通过具有距离d的间隙与排出腔35相通。
当致冷循环受轻负荷并且涡旋式压缩机在低压缩比和低旋转频率的条件下工作时，传统的涡旋式压缩机使压缩腔的容积减小，从而因压缩腔内部压力超过致冷循环高压侧的压力而造成过度压缩，而本发明的实施例允许致冷剂气体在发生过度压缩时如图4中箭头所示通过偏移部分36的间隙从压缩腔32a和32b流入排出腔35，从而能够抑制压缩腔32a和32b中的压力升高。因此，该实施例能够防止因过度压缩而性能降低。
当致冷循环受重负荷并且涡旋式压缩机在高压缩比和高旋转频率的条件下工作时，致冷剂气体如图3中箭头所示通过偏移部分36的间隙从排出腔35反向流入压缩腔32a和32b。然而，尽管涡旋式压缩机在高旋转频率下工作并送出大量的致冷剂气体，但致冷剂气体以非常低的、可忽略的速率反向流动。因此，反向流动的致冷剂气体对性能产生较小的影响。
从以上描述可以理解，该实施例优选的涡旋式压缩机能够在任何工作条件下表现出较高的性能。
虽然将偏移部分36的偏移距离选定为0．1毫米，但并不一定要始终选用该值，偏移距离d可以在约0．1毫米到0．5毫米的范围内选取。通过选用较大的偏移距离d，可以在低压缩比和低旋转频率条件的工作过程中获得较强的防止过度压缩的效果。通过选用较小的偏移距离d，可以在高压缩比和高旋转频率条件的工作过程中进一步减小因致冷剂气体从排出腔35反向流入压缩腔32a和32b造成的对性能的影响。因此，通过选用一个可提供最大协和效果的偏移距离，可以获得具有较高性能的涡旋式压缩机。
而且，不一定要始终将偏移部分36形成于从P到Q的整个范围上，只要偏移部分36覆盖从P到Q的范围的一部分，便能获得防止过度压缩的效果。
在上述偏移部分仅形成于旋转涡旋件的卷边外壁31a上的情况下，也能获得上述效果。换句话说，偏移部分可防止压缩腔32a中一个与旋转涡旋件的卷边外壁31a相邻的位置处的过度压缩，因而可以提高涡旋式压缩机的性能。不用说，在上述偏移部分(未图示)仅形成于固定涡旋件的一卷边外壁37a上的情况下，也能获得同样的效果。简言之，使旋转涡旋件和固定涡旋件中至少一个的卷边外壁偏移就足够了。
在上述实施例中，偏移部分36的偏移距离d可以在约从0．1毫米到0．5毫米的范围内，压缩机构的高度在压缩机构的直径显著较大时需要增大，而在压缩机构的直径显著较小时需要减小，因而在约0．1毫米到0．5毫米范围内的偏移距离可允许致冷剂气体在高度压缩的条件下通过偏移部分36的间隙从压缩腔32a和32b流入排出腔35，从而体现出防止压缩腔32a和32b中的压力升高的效果。
(第二实施例)图5是第二实施例中旋转涡旋件的卷边的旋转开端附近的放大横剖图。固定涡旋件的卷边具有类似的形状。除了卷边外壁31a的偏移部分以外，该第二实施例中的涡旋式压缩机的结构类似于图1所示第一实施例中的结构。因此，该第二实施例中与第一实施例相同的部分不再进行具体描述。
在第二实施例中，P到Q部分中的卷边外壁31a以楔形朝卷边内壁31b偏离渐开线C1。偏移距离在P处为d，并随渐开角的增大而按一线性函数减小，直到偏移距离在Q处变为零。在P处的偏移距离d约为0．1毫米。
固定涡旋件的卷边具有类似的形状。
当卷边如以上所述那样构制时，压缩腔32a和32b完全由接触点33a、33b、34a和34b封闭，直到压缩比达到λ2，但在压缩比不低于λ2后，接触点33a和33b在排出腔35一侧处于卷边外壁31a的楔形偏移部分38，因而压缩腔32a和32b通过具有距离d的间隙与排出腔35相通。
当致冷循环受轻负荷时，涡旋式压缩机在低压缩比和低旋转频率的条件下工作，偏移距离的变化在过度压缩较轻微时形成小间隙，而在过度压缩因压缩腔32a和32b的进一步减小变得显著时形成大间隙。因此，第二实施例能够与过度压缩成比例地有效提高致冷剂气体从压缩腔32a和32b流入排出腔35的流率，从而可以抑制压缩腔32a和32b中压力的升高，防止因过度压缩造成的性能降低。
当致冷循环受重负荷并且压缩机在高压缩比和高旋转频率的条件下工作时，致冷剂气体通过楔形偏移部分38所形成的间隙从排出腔35反向流入压缩腔32a和32b，但楔形偏移部分38所形成的间隙在低压下较窄，并逐渐增大，直到达到一排出压力，因而与第一实施例相比，第二实施例能够进一步减小致冷剂气体的反向流动。因此，第二实施例能够进一步提高性能。
在上述第二实施例中，虽然朝卷边内壁31b的偏移距离是随渐开角的增大按线性函数减小，但只要偏移距离随渐开角增大而减小，不一定要限定一个线性的、偏移距离随之减小的函数。
而且，P处的偏移距离并不局限于约0．1毫米。
在上述第二实施例中，虽然旋转涡旋件和固定涡旋件具有彼此类似的形状，但只有旋转涡旋件或固定涡旋件的卷边外壁可以偏移。
(第三实施例)图6是本发明第三实施例中旋转涡旋件的卷边的旋转开端附近的放大横剖图。该第三实施例所优选的涡旋式压缩机的结构与第一实施例的类似，只是发生偏移的是卷边内壁31b，而不是卷边外壁31a。因此，该第三实施例中与第一实施例类似的部分就不再进行具体描述。
构成卷边内壁31b的渐开线C2从渐开角为θ4的P’处开始，并终止于渐开角为θ5的R’处。θ4和θ5分别由以下所示的公式(公式3和公式4)给出。θ4=θ1+πθ5=θ2然而，并不一定要始终使P’处的渐开角为θ4，渐开角也可以设定为一个不超过θ4的大小，因而卷边内壁31b不会与另一涡旋件的卷边外壁31a发生干涉。
而且，Q’7处的渐开角θ6由以下所示的[公式5]用一压缩比λ2和多变指数k来表达，该压缩比是压缩机假设的工作条件中的最小值，在P’7到Q’7部分内的卷边内壁31b朝卷边外壁31a偏离渐开线C2一段偏移距离d。该偏移距离d约为0．1毫米。θ6=(1／λ2)1-k(θ2-2π)固定涡旋件的卷边具有类似的形状。
当卷边如以上所述那样构制时，压缩腔32a和32b完全由位于压缩腔前面和后面的接触点33a、33b、34a和34b封闭，直到压缩比达到λ2，但在压缩比不低于λ2后，接触点33a和33b在排出腔35一侧处于卷边内壁31b的偏移部分39，因而压缩腔32a和32b通过具有距离d的间隙与排出腔35相通。
该第三实施例具有与第一实施例类似的效果，提供一高效率涡旋式压缩机，它能够防止因在致冷循环受轻负荷并且涡旋式压缩机在低压缩比和低旋转频率的条件下工作时所造成的过度压缩而引起的性能降低。
当第三实施例的偏移部分39形成于旋转涡旋件的卷边31的卷边内壁31b上，并且第一实施例的偏移部分36形成于卷边外壁31a上时，可以获得与将第三实施例的偏移部分同时形成于旋转涡旋件和固定涡旋件的卷边内壁31b和37b上所能获得的同样的效果。形成于固定涡旋件的卷边37上的偏移部分可以有同样的效果。
而且，偏移距离d并不局限于约0．1毫米。
在上述第三实施例中，虽然旋转涡旋件和固定涡旋件具有彼此类似的形状，但只有旋转涡旋件或固定涡旋件的卷边内壁可以偏移。
(第四实施例)图7是本发明第四实施例中旋转涡旋件的卷边的起始点附近的放大横剖图。固定涡旋件卷边具有类似的形状。除了卷边内壁31b的偏移距离d以外，该第四实施例所优选的涡旋式压缩机的结构与图6中所示的第三实施例类似。因此，该第四实施例中与第三实施例类似的部分就不再进行具体描述。
在第四实施例中，P’到Q’部分中的卷边内壁31b以楔形状态朝卷边内壁31b偏离渐开线C2。偏移距离d在P’处为d，并按一线性函数减小，直到距离在Q’处变为零。P’处的偏移距离d约为0．1毫米。然而，P’处的偏移距离并不局限于约0．1毫米。而且，朝卷边内壁31b的偏移距离也可以不按线性函数减小，只要偏移距离随渐开角增大而减小即可。
固定涡旋件具有类似的形状。
该第四实施例具有与第三实施例类似的效果，提供一高效率涡旋式压缩机，它能够防止在致冷循环受轻负荷并且涡旋式压缩机在低压缩比和低旋转频率的条件下工作时因过度压缩而引起的性能降低。
在上述第四实施例中，虽然旋转涡旋件和固定涡旋件具有彼此类似的形状，但只有旋转涡旋件或固定涡旋件的卷边内壁可以偏移。
在上述第一到第四实施例中，虽然采用渐开线形状作为卷边的螺旋形状，但不用说，在使用阿基米德螺线等形状的情况下也可以获得同样的效果。简言之，在固定涡旋件和旋转涡旋件中至少一个的旋转起始点附近沿厚度方向形成偏移就足够了。偏移可以在卷边的内侧或外侧。偏移距离可以独立于卷边的旋转角度而保持基本一致，也可以随旋转角度的增大而减小。
(第五实施例)图8是第五实施例中压缩机构的横剖图。固定涡旋件2的螺旋形卷边130a的内壁131a和外壁132a由一基圆133a的渐开线构成，该基圆的中心位于坐标轴X0-Y0的原点0a。旋转涡旋件3的螺旋形卷边130b的内壁131b和外壁132b由一基圆133b的渐开线构成，该基圆的中心位于坐标轴X1-Y1的原点0b。
在固定涡旋件2的内壁131a的渐开线的旋转端点S1以外，沿渐开线在点S1处的切线方向设置有一具有长度L的内壁平表面部分134a。旋转涡旋件3的外壁132b的渐开线上的点T1是一个在旋转涡旋件3旋转时与点S1相对并相接触的点，在点T1以外，沿渐开线在点T1处的切线方向设置有一具有长度L的外壁平表面部分135a。
在旋转涡旋件3的内壁131b的渐开线的旋转端点S2以外，沿渐开线在点S2处的切线方向设置有一具有长度L’的内壁平表面部分134b。固定涡旋件2的外壁132a的渐开线上的点T2是一个在旋转涡旋件旋转时与点S2相对并相接触的点，在点T2以外，沿渐开线在点T2处的切线方向设置有一具有长度L’的外壁平表面部分135b。
固定涡旋件2和旋转涡旋件3的卷边130a和130b在多个点P1、P2、Q1和Q2处彼此相接触和配合，因而构成吸入腔136a、136b，压缩腔137a、137b，以及一排出腔138。当旋转涡旋件3旋转时，使接触点P1、P2、Q1和Q2分别接近坐标轴的原点，吸入腔136a、136b，压缩腔137a、137b以及排出腔138的容积随着接触点接近原点而变化。
吸入腔136a、136b和压缩腔137a、137b的容积的变化以及吸入腔136a、136b的开口139a、139b的间隙t的变化类似于图16中所示的传统涡旋式压缩机。下面参照图16来描述压缩腔136a、136b和压缩腔137a、137b的容积的变化以及吸入腔136a、136b的开口139a、139b的间隙t的变化。
吸入腔136a和136b的容积在旋转角度为0度到315度的范围内增大，并在达到最大值后，在旋转角度为315度到360度的范围内减小。吸入腔136a和136b的开口139a和139b的间隙t在旋转角度为0度到180度的范围内增大，并在达到达到最大值后，在旋转角度为180度到360度的范围内减小。在开口139a和139b的间隙t变为零并且完成一个吸入过程的360度的旋转角度处，吸入腔136a和136b变为压缩腔137a和137b而开始一个压缩过程。在开始压缩过程后，压缩腔137a、137b的容积单调地减小，内部致冷剂气体被压缩。
在吸入腔136a和136b容积于一吸入过程中增大的范围内，也就是在旋转角度从0度到315度的范围内，致冷剂通过开口139a和139b被吸入吸入腔136a和136b。相反，在吸入腔136a和136b容积减小的范围内，也就是在旋转角度为315度到360度的范围内，已被吸入的致冷剂气体通过开口139a和139b排出吸入腔136a和136b。
在第五实施例中，固定涡旋件2上设置具有长度L的内壁平表面部分134a，旋转涡旋件3上设置具有长度L的外壁平表面部分135a，因而吸入腔136a的开口139a形成一具有间隙t和长度L的流动通道。而且，由于旋转涡旋件3上设置具有长度L’的内壁平表面部分134b，并且固定涡旋件2上设置具有长度L’的外壁平表面部分135b，因而吸入腔136b的开口139b形成一具有间隙t和长度L’的流动通道。
在旋转角度为315度到360度的范围内，间隙t不大于180度旋转角度处的最大值的17％，从图16看非常窄。因此，壁表面对通过开口139a和139b排出的致冷剂气体施加较大的摩擦阻力，因而第五实施例能够降低在吸入吸入腔136a和136b后通过开口139a和139b排出的致冷剂气体的量。
换句话说，第五实施例能够在完成吸入过程的360度旋转角度处将大量致冷剂气体吸入吸入腔136a和136b。因此，第五实施例能够在吸入腔136a和136b中获得增压效果，而与传统涡旋式压缩机相比无需增大功率，从而可以提供一高效率涡旋式压缩机。
另外，吸入腔139a中的增压效果的程度可以依赖内壁平表面部分134a和外壁平表面部分135a的长度L而进行调节。当延长L时，壁表面对通过开口139a排出的致冷剂气体施加较大的摩擦阻力，因而可以获得较高的增压效果。同样，吸入腔139a中的增压效果也可以依赖内壁平表面部分134b和外壁平表面部分135b的长度L’而进行调节。
(第六实施例)图9是第六实施例的压缩机构的横剖图。固定涡旋件2的螺旋形卷边50的内壁51a和外壁52a由一基圆53a的渐开线构成，该基圆的中心位于坐标轴X0-Y0的原点。而且，旋转涡旋件3的螺旋形卷边50b的内壁51b和外壁52b由一渐开线构成，其中心位于坐标轴X1-Y1的原点0b。
固定涡旋件2的卷边50a的内壁51a的渐开线的旋转角度从旋转角度等于旋转涡旋件3的卷边50b的内壁51b的渐开线的旋转角度的点A沿卷边50a的纵向方向朝外延伸到180度的点S3。
在固定涡旋件2的内壁51a的渐开线的旋转终止的点S3以外，沿渐开线在点S3处的切线方向设置有一具有长度L的内壁平表面部分54a。旋转涡旋件3的外壁52b的渐开线上的点T3是一个在旋转涡旋件3旋转时与点S3相接触的点，在点T3以外，沿渐开线在点T3处的切线方向设置有一具有长度L的外壁平表面部分55a。
在旋转涡旋件3的内壁51b的渐开线的旋转终止的点S4以外，沿渐开线在点S4处的切线方向设置有一具有长度L的内壁平表面部分54b。固定涡旋件2的外壁52a的渐开线上的点T4是一个在旋转涡旋件3旋转时与点S4相接触的点，在点T4以外，沿渐开线在点T4处的切线方向设置有一外壁平表面部分55b。
图10以放大的形式表示内壁平表面部分54a、外壁平表面部分55a、内壁平表面部分54b和外壁平表面部分55b。
固定涡旋件2和旋转涡旋件3的卷边50a和50b在多个点P1、P2、Q1和Q2处彼此相接触和配合，因而构成吸入腔56a、56b，压缩腔57a、57b以及一排出腔58。
在第六实施例中，固定涡旋件2和旋转涡旋件3上分别设置具有长度L的内壁平表面部分54a、54b和外壁平表面部分55a、55b，因而吸入腔56a和56b的开口59a和59b构成具有间隙t、t’(=ra-t)和长度L的流动通道。从图16可以看出，在旋转角度为315度到360度范围内的间隙t和t’不大于180度旋转角度处的最大值的17％，非常窄。
因此，壁表面对通过开口59a和59b排出的致冷剂气体施加较大的摩擦阻力，从而可以减少在吸入吸入腔56a和56b后通过开口59a和59b排出的致冷剂气体的量。换句话说，该第六实施例能够在一个吸入过程结束的旋转角度360度处将大量的致冷剂气体吸入吸入腔56a、56b。因此，该第六实施例能够在吸入腔56a和56b中获得增压效果，而与传统涡旋式压缩机相比无需增大功率，从而可以提供一高效率的涡旋式压缩机。
在第六实施例中，固定涡旋件2的卷边50a的内壁51a的渐开线的旋转角度从旋转角度等于旋转涡旋件3的卷边50b的内壁51b的渐开线的旋转角度的点A沿卷边50a的纵向方向朝外延伸到180度的点S3，因而固定涡旋件2的卷边50a的内壁51a上的点S3和外壁52b上的点T4均处于基圆53a的半径60a上，固定涡旋件2的内壁平表面部分54a与外壁平表面部分55b基本平行。因此，固定涡旋件2的卷边50a具有便于加工的简单而紧凑的形状。
而且，旋转涡旋件3的内壁51b上的点S4和外壁52b上的点T3均处于基圆53b的半径60b上，旋转涡旋件3的内壁平表面部分54b与外壁平表面部分55a基本平行，因而可以在保持旋转涡旋件3的卷边50b恒定厚度的同时形成平表面部分54b和55a。因此，卷边具有便于加工的简单而紧凑的形状。
(第七实施例)图11是第七实施例中固定涡旋件2和旋转涡旋件3的的卷边50a和50b的旋转末端附近的放大横剖图。除了某些部分以外，该第七实施例的结构与参照图9所描述的第六实施例基本类似，因而与第六实施例中类似的部分将用相同的标号表示，而不对其进行具体描述。
在第七实施例中，固定涡旋件2的内壁平表面部分54a中形成有矩形槽61a和61b，外壁平表面部分55b中形成一矩形槽62a和62b。而且，在旋转涡旋件3的内壁平表面部分54b和外壁平表面部分55a上沿卷边变薄方向设置有移位表面63a和63b。
由于在固定涡旋件2的内壁平表面部分54a和外壁平表面55b中形成有矩形槽61a、61b、62a和62b，因而不仅有壁表面的摩擦阻力，而且还有流动通道的截面积的增大和缩小，它们均造成通过吸入腔56a、56b的开口59a、59b排出的致冷剂气体的压力损失，因而该第七实施例能够进一步增强减少在吸入后排出吸入腔56a和56b的致冷剂气体量的效果。因此，该第七实施例能够在吸入腔56a和56b中于两侧获得比第六实施例更高的增压效果，从而可以提供一高效率涡旋式压缩机。
另外，并不一定要将槽61a、61b、62a和62b的形状限制于矩形或限定槽的数量。增压效果的程度可以依赖组合起来使用的槽61a、61b、62a和62b的形状、尺寸和数量而进行调节。
而且，不用说，槽61a和61b不一定要形成于固定涡旋件2的内壁平表面部分54a中，即使将槽形成于旋转涡旋件3的外壁平表面部分55a中，也可以获得同样的效果。
此外，不用说，槽62a和62b不一定要形成于固定涡旋件2的外壁平表面部分55b中，即使将槽形成于旋转涡旋件3的内壁平表面部分54b中，也可以获得同样的效果。
由于在旋转涡旋件3的内壁平表面部分54b中设置有移位表面63a，因而固定涡旋件2的外壁平表面部分55b不与旋转涡旋件3的内壁平表面部分54b相接触，这是因为即使在固定涡旋件2的外壁52a上的点T4随旋转涡旋件3旋转而与旋转涡旋件3的内壁51b上的点S4相接触的位置关系下，固定涡旋件2的外壁平表面部分55b与旋转涡旋件3的内壁平表面部分54b的移位表面63a之间也留有一微小间隙。
同样，固定涡旋件2的内壁平表面部分54a不与旋转涡旋件3的外壁平表面部分55a相接触，这是因为即使在固定涡旋件2的内壁51a上的点S3随旋转涡旋件3旋转而与旋转涡旋件3的外壁52b上的点T3相接触的位置关系下，固定涡旋件2的内壁平表面部分54a与旋转涡旋件3的外壁平表面部分55a的移位表面63b之间也留有一微小间隙。
当固定涡旋件2的内壁平表面部分54a和旋转涡旋件3的内壁平表面部分54b分别与旋转涡旋件3的外壁平表面部分55a和固定涡旋件2的外壁平表面部分55b相表面接触时，卷边50a和50b的相互作用力比在平表面部分于螺旋形部分的接触点P1、P2、Q1和Q2处彼此线性接触时所作用的力更大。因此，需要对卷边50a和50b采取加强措施等，以保持卷边50a和50b的可靠性。
相反，第七实施例无需加强卷边50a和50b就能够提供一具有高可靠性的涡旋式压缩机，这是因为固定涡旋件2的内壁平表面部分54a和旋转涡旋件3的内壁平表面部分54b不与旋转涡旋件3的外壁平表面部分55a和固定涡旋件2的外壁平表面部分55b相接触。
不用说，移位表面63a不一定要设置在旋转涡旋件3的内壁平表面部分54b中，即使将移位表面63a设置在固定涡旋件2的外壁平表面部分55b上，也能获得同样的效果。
而且，不用说，移位表面63b不一定要设置在旋转涡旋件3的外壁平表面部分55a中，即使将移位表面63b设置在固定涡旋件2的内壁平表面部分54a上，也能获得同样的效果。
当移位表面63a和63b设置成更长距离时，内壁平表面部分54a、54b与外壁平表面部分55a、55b之间的间隙增大，内壁平表面部分更不容易与外壁平表面部分相接触，但吸入腔56a和56b的开口59a和59b的具有长度L的流动通道具有更大的宽度，因而降低了增压效果。对于第七实施例来说较为重要的是，要使防止内壁平表面部分54a、54b与外壁平表面部分55a、55b之间接触同增压效果适当平衡，最适宜的是，选用卷边50a、50b的螺旋形部分的厚度的3到20％的移位距离。
在上述实施例中，虽然本发明的涡旋式压缩机的卷边的螺旋形状是渐开线，但本发明并不局限于这些实施例。
而且，压缩机构中在固定涡旋件的卷边的旋转开端处设置偏移36a、在旋转涡旋件的卷边的旋转起始点处设置偏移36b、在旋转涡旋件的卷边的旋转末端处设置内壁平表面部分134b、以及在固定涡旋件处设置外壁135b的涡旋式压缩机同样包括在本发明的范围之内。
此外，压缩机构中在固定涡旋件和旋转涡旋件中至少一个的旋转开端的预定区域内沿宽度方向形成偏移、在固定涡旋件和旋转涡旋件的卷边中至少一个的一个壁上于卷边旋转末端处设置一第一平表面部分、以及在与第一平表面部分相对的另一卷边的一个壁上设置一与第一平表面部分相对的预定长度的第二平表面部分的涡旋式压缩机同样也包括在本发明的范围之内。
从以上描述可以清楚，本发明的第一个方面提供了一种涡旋式压缩机，其中在旋转涡旋件或固定涡旋件的卷边的外壁或内壁上在靠近卷边旋转开端处设置有一偏移部分而使卷边变薄，因而在压缩腔和排出腔的卷边的接触点之间留出微小的间隙。因此，该涡旋式压缩机能够允许致冷剂气体通过该微小间隙从压缩腔流入排出腔，防止在压缩腔的容积减小并且因压缩腔中的压力超过致冷循环中高压侧的压力而造成过度压缩时压缩腔中的压力升高。因此，本发明可以提供能够防止性能因过度压缩而降低的高效率压缩机。
此外，本发明的第二个方面提供了一种涡旋式压缩机，其中在固定涡旋件或旋转涡旋件的螺旋形卷边上在卷边的旋转末端处设置有一内壁平表面部分或一外壁平表面部分，并在另一卷边上相对于上述平表面部分而设置有一外壁平表面部分或一内壁平表面部分，因而吸入腔的开口在吸入过程的最后阶段于上述内壁平表面部分与上述外壁平表面部分之间构成狭窄的流动通道。
因此，该涡旋式压缩机能够凭借开口的流动通道的壁表面的摩擦阻力而减小在吸入过程被吸入吸入腔后排出的致冷剂气体的量。换句话说，该涡旋式压缩机能够在完成吸入过程后将大量的致冷剂气体吸入吸入腔。因此，本发明可以提供一无需增大功率就能获得增压效果的高效率涡旋式压缩机。
权利要求
1．一种涡旋式压缩机，它包括一压缩机构，该压缩机构具有(1)一可绕一转轴旋转的曲轴；(2)一支承所述曲轴的轴承；(3)一固定涡旋件；(4)一旋转涡旋件，它以偏心一预定距离的状态连接于所述曲轴，从而可围绕所述转轴旋转，并与所述固定涡旋件相配合；(5)一支承所述旋转涡旋件的止推轴承；以及(6)一约束所述旋转涡旋件的转动的十字联轴节，其中，所述固定涡旋件和所述旋转涡旋件分别具有螺旋形的卷边，并且在所述固定涡旋件和所述旋转涡旋件中至少一个的旋转开端的一预定区域内形成沿宽度方向的偏移。
2．如权利要求1所述的涡旋式压缩机，其特征在于，所述偏移形成于所述卷边的所述旋转开端的内侧。
3．如权利要求1所述的涡旋式压缩机，其特征在于，所述偏移形成于所述卷边的所述旋转开端的外侧。
4．如权利要求1到3的任一项所述的涡旋式压缩机，其特征在于，沿宽度方向的所述偏移的距离独立于所述卷边的旋转角度而保持基本恒定。
5．如权利要求1到3的任一项所述的涡旋式压缩机，其特征在于，沿宽度方向的所述偏移的距离随所述卷边的旋转角度的增大而减小。
6．如权利要求1所述的涡旋式压缩机，其特征在于，任一个卷边的一个壁在旋转末端处具有一第一平表面部分，另一个卷边的与第一平表面部分相对的一个壁具有一第二平表面部分，该第二平表面部分可在所述固定涡旋件和所述旋转涡旋件中至少一个的所述卷边的旋转末端处在一预定长度上与所述第一平表面部分相对。
7．一种涡旋式压缩机，它包括一压缩机构，该压缩机构具有(1)一可绕一转轴旋转的曲轴；(2)一支承所述曲轴的轴承；(3)一固定涡旋件；(4)一旋转涡旋件，它以偏心一预定距离的状态连接于所述曲轴，从而可围绕所述转轴旋转；(5)一支承所述旋转涡旋件的止推轴承；以及(6)一约束所述旋转涡旋件的转动的十字联轴节，其中，所述固定涡旋件和所述旋转涡旋件分别具有螺旋形的卷边，并且一个卷边的一个壁在旋转末端处具有一第一平表面部分，另一个卷边的与该第一平表面部分相对的一个壁具有一第二平表面部分，该第二平表面部分可在所述固定涡旋件和所述旋转涡旋件中至少一个的所述卷边的旋转末端处在一预定长度上与所述第一平表面部分相对。
8．如权利要求7所述的涡旋式压缩机，其特征在于，所述第一平表面部分和／或所述第二平表面部分沿所述卷边的壁的旋转末端的不设所述第一平表面部分或所述第二平表面部分的侧部上的端部卷边切线方向而设置。
9．如权利要求7所述的涡旋式压缩机，其特征在于，所述第一平表面部分设置在所述旋转涡旋件的所述旋转末端处的卷边内壁上，所述第二平表面部分设置在所述固定涡旋件的卷边的外壁上。
10．如权利要求7所述的涡旋式压缩机，其特征在于，所述第一平表面部分设置在所述固定涡旋件的所述旋转末端处的卷边内壁上，所述第二平表面部分设置在所述旋转涡旋件的卷边外壁上。
11．如权利要求9所述的涡旋式压缩机，其特征在于，所述卷边的外壁在所述卷边的设置有所述第一平表面部分的一旋转末端处具有一第三平表面部分，另一卷边的与该第三平表面部分相对的内壁具有一第四平表面部分，该第四平表面部分可至少在一预定长度上与所述第三平表面部分相对。
12．如权利要求9所述的涡旋式压缩机，其特征在于，卷边的外壁在一从所述旋转涡旋件的卷边的所述旋转末端朝所述旋转开端移动约180度的第二位置处具有一第三平表面部分，所述固定涡旋件的与该第三平表面部分相对的壁具有一第四平表面部分，该第四平表面部分可在一预定长度上与第三平表面部分相对。
13．如权利要求7到12的任一项所述的涡旋式压缩机，其特征在于，所述第一平表面部分、所述第二平表面部分、所述第三平表面部分和所述第四平表面部分中的全部或某一些具有至少一个在所述卷边厚度方向有深度的槽。
14．如权利要求7到12的任一项所述的涡旋式压缩机，其特征在于，所述第一平表面部分、所述第二平表面部分、所述第三平表面部分和所述第四平表面部分中的全部或某一些具有沿使所述卷边变薄方向移位的移位表面。
15．如权利要求14所述的涡旋式压缩机，其特征在于，所述移位表面的移位距离为所述卷边的一螺旋形部分厚度的3到20％。
全文摘要
一种涡旋式压缩机,它包括一压缩机构,该压缩机构具有:一曲轴;一支承所述曲轴的轴承;一固定涡旋件;一旋转涡旋件,它以偏心一预定距离的状态连接于所述曲轴,并与所述固定涡旋件相配合;一支承所述旋转涡旋件的止推轴承;一约束所述旋转涡旋件的转动的十字联轴节,其中,所述固定涡旋件和所述旋转涡旋件分别有螺旋形的卷边,在所述固定涡旋件和所述旋转涡旋件中至少一个的旋转开端的一预定区域内形成沿宽度方向的偏移。
文档编号F04C18/02GK1291685SQ0012697
公开日2001年4月18日 申请日期2000年8月31日 优先权日1999年9月1日
发明者长谷川宽, 生驹光博, 西胁文俊, 新宅秀信 申请人:松下电器产业株式会社