專利名稱：用于渦旋式壓縮機中軸向順應(yīng)的帶臺階的環(huán)形中間壓力腔室的制作方法
技術(shù)領(lǐng)域：
本發(fā)明總體上涉及氣密渦旋式壓縮機，特別是涉及中間壓力設(shè)計，以保持渦旋式壓縮機中的軸向順應(yīng)。
授予本發(fā)明授讓人的美國許可專利5,306,126(Richardson)，其以合并在此引作參考，且其給出一典型的渦旋式壓縮機的詳細(xì)描述。
典型的氣密渦旋式壓縮機，包括一渦旋機構(gòu)，其在抽吸壓力下接受制冷劑，將接受的制冷劑壓縮并以升高的排出壓力排出壓縮的制冷劑。這種渦旋式壓縮機通常使用在制冷、空調(diào)和其他類似系統(tǒng)中。典型的渦旋機構(gòu)包括一軌道運動渦旋件和一固定渦旋件，但在另一種替代形式中，可包括共同旋轉(zhuǎn)渦旋件。在每一個渦旋件和面上設(shè)有渦卷，且它們以軌道運動方式彼此咬合，以便在壓縮機運行過程中形成壓縮的槽。
渦旋式壓縮機有多種形式，如高側(cè)式壓縮機，其中壓縮機殼體的容腔基本處于排放壓力，和低側(cè)式壓縮機，其中內(nèi)容腔基本上處于抽吸壓力。渦旋機構(gòu)的效力主要取決于在壓縮循環(huán)中保持壓縮制冷氣體的槽，盡管以最小的泄漏排放的同時這樣做消耗最少能量。因此，極其重要的是，在壓縮機運行過程中通過保持渦旋組件在徑向上和軸向上的順應(yīng)以嚴(yán)格密封的關(guān)系保持渦旋組件。在某些情況下，頭部壓力變得大大高于離心力，該離心力用作維持渦旋組件徑向上的順應(yīng)以及發(fā)生徑向分離，而當(dāng)頭部壓力非常低時發(fā)生軸向分離。
在壓縮機運行期間，在壓縮組件中的壓縮氣體的槽作用在渦卷上，以促使它們軸向分離。渦旋件的分離導(dǎo)致泄漏和壓縮機效率降低。防止渦旋件分離不是一件簡單的事情。將壓力作用在軌道運動渦旋件的背面上，該壓力足以保持渦卷的尖端與渦旋件的背面接觸。當(dāng)作用渦旋件的背面上的力過大時在渦卷上的發(fā)生過度磨損。壓縮機必須在很大的運行極限范圍內(nèi)運行，該極限大致取決于連接到壓縮機的制冷系統(tǒng)的載荷。在壓縮機運行范圍的高段，壓力處在其最高和最大的軸向偏壓可能會導(dǎo)致渦旋組件過度磨損。在運行范圍的低段，軸向力越來越小直到由于不能保持軸向順應(yīng)使它們不足以保持渦旋組件出現(xiàn)緊密的接合和發(fā)生泄漏。
作用在軌道運行渦旋件上的壓力必須大到足以保持尖端對表面的接觸，同時不會很大以致于引起過度磨損和能力消耗以及運行效率降低。一些壓縮機可以設(shè)置成，處在排出壓力的流體施加在軌道運動的渦旋件的一部分上，而處于抽吸壓力的流體施加在軌道運動的渦旋件的另一部分上，已做了其他的努力是使在一變化的中壓下的流體作用在軌道運動的渦旋件的背面單獨或與排放壓力和/或抽吸壓力下的流體連通。從而擴展壓縮機的運行范圍。通過這些努力提供的軸向順應(yīng)可以通過在中壓腔和軸吸壓力腔和/或排放壓力腔之間的泄漏來完成。在其間改進一種密封裝置是必要的，用于將中壓腔至抽吸壓力腔和/或從排放壓力腔到中壓力腔的泄漏。
按照本發(fā)明的渦旋式壓縮機具有一個帶臺階的環(huán)式中壓設(shè)計，其中作用在軌道運動的渦旋件的背面的多個壓力促使該軌道運動渦旋件朝向固定渦旋件。在第一壓力下的流體在軌道運動渦旋件的第一背面作用于其轂部分內(nèi)。在大于抽吸壓力但小于排放壓力的第二中壓下的流體作用在由第一背面徑向向外設(shè)置的軌道運動的渦旋件的第二背面。多個壓力流體促使軌道運動渦旋件朝向固定渦旋件以保持其間的軸向順應(yīng)，并防止在壓縮機運行期間壓縮制冷流體的泄漏。在軌道運動渦旋件和軸承框架之間形成一環(huán)形腔，以形成連通渦旋組件的壓縮的槽內(nèi)的流體的腔。在壓縮的槽內(nèi)的流體處于排放壓力和抽吸壓力之間的壓力下。在軌道運動的渦旋板上設(shè)置一通路，以將中壓流體從壓縮的槽連通到中壓腔。中壓流體作用在軌道運動渦旋件的背面，以促使該軌道運動渦旋件朝向固定渦旋件。
本發(fā)明的另一方面在于，在軌道渦旋件的下方設(shè)置中間壓力腔，以迫使其進入與固定渦旋件軸向順應(yīng)。另一壓力腔由軌通運動渦旋件和位于兩個環(huán)形密封之間的主軸承或框架的表面限定。軌道運動渦旋件的轂的表面設(shè)有一寬的環(huán)形槽，該槽與通向軌道運動和固定渦旋件的交錯的渦卷之間的內(nèi)部壓力區(qū)的通道連通。通過該通道，該中間壓力腔具有中間壓力，用于促使軌道運動渦旋件與固定渦旋件軸向順應(yīng)。
本發(fā)明的提供一種渦旋式壓縮機，它有抽吸壓力腔和排放壓力腔，在抽吸壓力腔基本上以抽吸壓力接受流體，流體基本上以排放壓力排出壓力腔，該壓縮機包括一第一渦旋件，其有從一第一基本上平面的表面凸出的第一漸開的渦卷件；一第二渦旋件，其有從一第二基本上平面的表面凸出的第二漸開的渦卷件，和與第二基本上平面的表面相對的第三和第四表面，第三和第四表面分別位于第一和第二平面內(nèi)，它們彼此分開且平行于基本上平面的表面，第一和第二渦旋件與朝第二表面凸出的第一漸開的渦卷件和與朝第一表面凸出的第二漸開的渦卷件相互接合。接合的渦旋件與抽吸和排放腔流體連通。設(shè)置一框架，其具有在基本上與第二渦旋件的第二基本上平面的表面平行的不同表面內(nèi)的第五和第六表面，第五表面與第二渦旋件的第三表面鄰接和相對，第六表面與第二渦旋件的第四表面鄰接和相對。在第三和第四表面之間設(shè)有第一密封，該第一密封與第三和第五表面之一滑動接合。在第四和第六表面之間設(shè)置一第二密封，該第二密封與第四和第六表面之一滑動接合。中間壓力腔部分地由第二渦旋件的第三和第四表面、框架的第五和第六表面和第一和第二密封限定，該中間壓力腔與抽吸和排放壓力之間的壓力源相通，從而第一和第二渦旋件至少部分地由中間壓力腔內(nèi)的流體壓力引起的力軸向密封接合。
下面結(jié)合附圖對本發(fā)明的一實施例進行描述，從中可以更清楚地看出本發(fā)明的上述及其它特征和目的以及得到這些特征和目的的方式，本發(fā)明本身也會得到更好的理解，其中

圖1是本發(fā)明的渦旋式壓縮機的一渦卷的剖面圖；圖2是圖1所示的渦旋式壓縮機的殼體內(nèi)的俯視圖；圖3是圖1所示的壓縮機的固定渦旋件與框架件之間的一密封結(jié)構(gòu)的一第一實施例的放大的剖面圖；圖4是圖1所示的渦旋式壓縮機的固定渦旋件的仰視圖；圖5是圖4所示固定渦旋件的俯視圖；圖6是一部分剖面圖，示出圖4所示的固定渦旋件的安裝特征；圖7是圖4所示固定渦旋件的一部分剖面圖；圖8是沿圖5中的8-8線截取的固定渦旋件的一剖面?zhèn)纫晥D；圖9是圖4所示固定渦旋件的漸開線渦卷的最內(nèi)部位的一放大的局部仰視圖；圖10是圖1所示的渦旋式壓縮機的軌道運動渦旋件的一仰視圖；圖11是圖10所示的軌道運動渦旋件的一俯視圖12是圖10所示的軌道運動渦旋件的一局部剖面的側(cè)視圖，示出帶有一軸向油路的內(nèi)轂部分；圖13是圖10所示的軌道運動渦旋件的渦卷的最內(nèi)部位的一放大的局部俯視圖；圖14是圖10所示的軌道運動渦旋件沿圖11中的14-14線截取的一剖面?zhèn)纫晥D；圖15是圖10所示的軌道運動渦旋件的一放大的局部剖面圖，示出一軸向油路；圖16設(shè)置在圖1所示的渦旋式壓縮機的軌道運動渦旋件與主軸承或框架之間的一密封件的一第一實施例的一放大的局部剖面?zhèn)纫晥D；圖17設(shè)置在圖1所示的渦旋式壓縮機的軌道運動渦旋件與主軸承或框架之間的一密封件的一第二實施例的一放大的局部剖面?zhèn)纫晥D；圖18是位于一渦旋式壓縮機的固定渦旋件的外周邊與主軸承或框架之間的一單片密封件的一實施例的俯視圖；圖19是一放大的局部剖面?zhèn)纫晥D，示出圖3所示的密封結(jié)構(gòu)實施例的一種替換；圖20是圖1所示的渦旋式壓縮機的十字連軸節(jié)環(huán)的一第一實施例的一頂部透視圖；圖21是圖20所示的十字連軸節(jié)環(huán)的底部透視圖；圖22是圖20所示的十字連軸節(jié)環(huán)的俯視圖；圖23是圖20所示的十字連軸節(jié)環(huán)的一第一側(cè)視圖；圖24是圖20所示的十字連軸節(jié)環(huán)的一第二側(cè)視圖；圖25是圖1所示渦旋式壓縮機的十字連軸節(jié)環(huán)的一第二實施例的俯視圖；圖26圖1所示的壓縮機組件沿線26-26的剖面俯視圖，其十字連軸節(jié)和固定渦旋件凹座以陰影示出；圖27是用于圖1所示的渦旋式壓縮機的排放單向閥組件的一排放閥件的一第一實施例的俯視圖；圖28是圖27所示的排放閥件的左視圖；圖29是用于圖1所示的壓縮機的排放單向閥組件的一排放閥保持件的一第一實施例的前視圖；圖30是圖29所示的排放閥保持件的俯視圖31是圖29所示的排放閥保持件的左視圖；圖32是用于排放單向閥組件的一實施例的一滾柱彈簧銷的端視圖；圖33是圖32所示的滾柱彈簧銷的前視圖；圖34是用于所述排放單向閥組件的一實施例的一襯套的側(cè)視圖；圖35是與排放單向閥組件連用的一排放閥件的一第二實施例的俯視圖；圖36是圖35所示的排放閥件的后視圖；圖37是圖35所示的排放閥件的右視圖；圖38是用于排放單向閥組件的一排放閥件的一第三實施例的俯視圖；圖39是圖38所示的排放閥件的后視圖；圖40是圖38所示的排放閥件的右視圖；圖41是圖1所示的壓縮機的固定渦旋件的剖面?zhèn)纫晥D，其中包括一排放單向閥組件的實施例；圖42是圖1所示的壓縮機的固定渦旋件的剖面?zhèn)纫晥D；其中包括排放單向閥組件的一種替換的實施例；圖43是用于圖1所示壓縮機的排放單向閥組件的一排放閥保持件的一第二實施例的前視圖；圖44是圖43所示的排放閥保持件的左視圖；圖45是圖43所示的排放閥保持件的俯視圖；圖46是排放氣流偏轉(zhuǎn)機構(gòu)的一第一實施例的側(cè)視圖；圖47是圖46所示的排放氣流偏轉(zhuǎn)機構(gòu)的俯視圖；圖48是圖46所示的排放氣流偏轉(zhuǎn)機構(gòu)的前視圖；圖49是排放氣流偏轉(zhuǎn)機構(gòu)的一第二實施例的側(cè)視圖；圖50是圖49所示的排放氣流偏轉(zhuǎn)機構(gòu)的俯視圖；圖51是圖49所示的排放氣流偏轉(zhuǎn)機構(gòu)的前視圖；圖52是排放氣流偏轉(zhuǎn)機構(gòu)的一第三實施例的側(cè)視圖；圖53是圖52所示的排放氣流偏轉(zhuǎn)機構(gòu)的俯視圖；圖54是圖52所示的排放氣流偏轉(zhuǎn)機構(gòu)的前視圖；圖55是圖1所示的渦旋式壓縮機的曲軸的側(cè)視圖；圖56是圖55所示的曲軸沿線56-56的剖面?zhèn)纫晥D57是圖55所示的曲軸的仰視圖；圖58是圖55所示的曲軸的俯視圖；圖59是圖55所示的曲軸的一放大的局部剖面?zhèn)纫晥D，示出與圖1所示的壓縮機的軸承潤滑系統(tǒng)相關(guān)的喇叭口形油道或集油槽；圖60是圖55所示的曲軸的上部的一放大的局部剖面?zhèn)纫晥D；圖61A是圖1所示的渦旋式壓縮機的偏心滾柱的仰視圖；圖61B是圖61A所示的偏心滾柱的側(cè)視圖；圖61C是圖61B所示的偏心滾柱沿線61C-61C截取的側(cè)視圖；圖62是圖61A所示的偏心滾柱沿線62-62截取的剖面?zhèn)纫晥D；圖63A圖1所示的壓縮機組件一第一放大的剖面?zhèn)纫晥D；圖63B是圖1所示的壓縮機的一第二放大的剖面?zhèn)纫晥D；圖64是圖63A所示的壓縮機組件沿64-64線截取的一局部剖面端視圖；圖65是圖1所示的渦旋式壓縮機的下部的一第一局部剖面?zhèn)纫晥D，示出一變?nèi)菔接捅玫囊坏谝粚嵤├?；圖66是圖65所示的變?nèi)菔接捅玫囊坏诙拭鎮(zhèn)纫晥D；圖67是圖1所示渦旋式壓縮機的仰視圖，圖中未示出下軸承和油泵；圖68是圖65所示的下軸承和變?nèi)菔接捅媒M件的一分解的下部視圖；圖69是圖65所示的下軸承和變?nèi)菔接捅媒M件的一剖面?zhèn)纫晥D；圖70是圖69所示的泵殼體的下部的一放大的局部剖面?zhèn)纫晥D；圖71是圖69所示的下軸承的上部的一放大的局部剖面?zhèn)纫晥D；圖72是圖69所示的油泵殼體的一放大的剖面?zhèn)纫晥D，示出油泵進口；圖73是圖69所示的下軸承和油泵的仰視圖；圖74是圖68所示的油泵的泵葉片或刮板的俯視圖；圖75是圖74所示的泵葉片的側(cè)視圖；圖76是圖68所示的油泵的逆流孔板的俯視圖；圖77是圖76所示的逆流孔板的右視圖；圖78是圖76所示的逆流孔板的仰視圖；圖79是圖76所示的逆流孔板的頂部透視圖80是變?nèi)菔接捅玫囊坏诙嵤├囊环纸鈧?cè)視圖；圖81是圖80所示的組裝好的油泵的一剖面?zhèn)纫晥D；圖82是一擺桿徑向順應(yīng)機構(gòu)的一受力圖；圖83是一圖表，示出在從100至1000 lbf變化的切向氣體力的情況下，由于固定渦旋件相對于曲軸中心的偏移所導(dǎo)致的側(cè)翼接觸力的值與軌道運動半徑的變化的關(guān)系；圖84是一圖表，示出在固定渦旋件相對于曲軸中心偏移0.010英寸的情況下，對于若干切向氣體力的值，側(cè)翼密封力的值與曲軸角的關(guān)系；圖85是一圖表，示出對于一高負(fù)荷壓縮機，切向氣體力的變化值與曲軸角的關(guān)系；圖86是一圖表，示出在固定渦旋件相對于曲軸中心偏移0.020英寸和圖85所示的切向氣體力變化的情況下，側(cè)翼密封力的值與曲軸角的關(guān)系；圖87是一圖表，示出在各種固定渦旋件相對于曲軸的偏移值的情況下，峰值至峰值轉(zhuǎn)矩負(fù)荷變化的計算值與曲軸角的關(guān)系；圖88是一圖表，示出在不同的固定渦旋件相對于曲軸中心的偏移值的情況下，峰值至峰值曲軸轉(zhuǎn)矩變化的計算值與徑向順應(yīng)角的關(guān)系；圖89是圖1所示的壓縮機沿線89-89截取的俯視圖，示出曲軸中心線相對于固定渦旋件中心線的偏移；圖90是圖1所示的壓縮機沿線90-90截取的俯視圖，示出固定渦旋件的軸向中心線；圖91是圖1所示的壓縮機沿線91-91截取的俯視圖，示出固定渦旋件的軸向中心線；和圖92是圖91所示壓縮機的一放大很多的局部剖面仰視圖，示出曲軸中心線相對于固定渦旋件中心線的偏移。
在這些附圖中，相應(yīng)的標(biāo)記表示相應(yīng)的部件。在此所給出的例子示出本發(fā)明的一優(yōu)選實施例的一種形式，這些例子不是為了以任何方式限制本發(fā)明的范圍。
在附圖所示的本發(fā)明的一實施例中，所示出的渦旋式壓縮機20是一種豎直軸的實施例。該實施例只是一個例子，本發(fā)明并不限于此例。
現(xiàn)在參見圖1，圖中示出的渦旋式壓縮機20具有包括上部24、中部26和下部28的殼體22。在一種替換的形式中，中部26與下部28可以結(jié)合成一整體的下部殼體件。殼體部分24、26、28氣密密封，并通過焊接或銅焊等工藝固定在一起。下殼體部分28還用作將壓縮機20安裝在一豎直位置的安裝法蘭。本發(fā)明同樣適用于水平壓縮機布置。在殼體22內(nèi)有電機32、曲軸34和渦卷機構(gòu)38，曲軸34由下軸承36支撐。電機32包括定子40和轉(zhuǎn)子42，轉(zhuǎn)子42帶有孔44，曲軸34接收在該孔內(nèi)。收集在儲油槽或池46中的油提供了一油源，并在入口50被抽吸到變?nèi)菔接捅?8中，并從油泵48排入下油路52。潤滑油沿油路52和54運行，從而輸送給軸承57、59并輸送在后面將描述的互相嚙合的渦卷之間。
渦旋式壓縮機機構(gòu)38一般包括一固定的渦旋件56，軌道運動的渦旋件58和主軸承框架件60。固定渦旋件56由多個安裝螺栓或件62固定于主軸承架件60。固定渦旋件56包括大致扁平的端板64，其具有基本上為平面的表面66、側(cè)壁67和一漸開線狀的固定渦卷件68，渦卷件68在軸向上從表面66向下延伸。軌道運動的渦旋件58包括大致平的端板70和漸開線的軌道運動渦卷件76，端板70具有基本上平的后表面72和基本上平的頂面74，件76在軸向上從頂面74向上延伸。當(dāng)壓縮機20處于斷電模式時，軌道運動的渦旋板70的背面72在止推軸承面78上與主軸承件60接合。
渦旋機構(gòu)38組裝成固定渦旋件56與軌道運動渦旋件58互相嚙合，因此，固定渦卷68與軌道運動渦卷76在運行上彼此配合。為了確保壓縮機正常運行，這樣來制造表面66和74以及渦卷68和76，使得當(dāng)固定渦旋件56和軌道運動渦旋件58在軸向上互相壓向?qū)Ψ綍r，渦卷68和76的尖端與相應(yīng)的相對表面74和66密封接合。在壓縮機運行時，軌道運動渦旋件58的背面72在軸向上與止推面78按照嚴(yán)格的機加工公差和軌道運動渦旋件58向固定渦旋件56的軸向運動的允許量隔開。圍繞偏心的曲軸銷61定位在曲軸34的頂部的是圓柱滾子82，其包括擺桿機構(gòu)80。參見圖61A，滾柱82上設(shè)有接收曲軸銷61的偏心軸向孔84和接收限位銷83的偏心軸孔618，限位銷83壓配合到孔620內(nèi)，并從該孔620中伸出，孔620提供在曲軸軸頸部分606(圖56)的上軸向表面上。滾柱82能夠繞曲軸銷61作微小的樞軸運動，其相對運動受到松散地裝配在滾柱孔618內(nèi)的限位銷83(圖61C)的限制。當(dāng)電機32使曲軸34旋轉(zhuǎn)時，滾柱82和十字連軸節(jié)環(huán)93使軌道運動渦旋件58相對于固定渦旋件56作軌道運動。通過這種方式，擺桿機構(gòu)80起到徑向順應(yīng)機構(gòu)(compliance mechanism)的作用，促進固定渦卷68與軌道運動渦卷76的側(cè)面之間的密封接合的作用。
當(dāng)壓縮機20運行時，制冷劑流體在抽吸壓力下通過抽吸管86(圖2)吸入，抽吸管86密封地接收到固定渦旋件56上的埋頭孔88(圖4、8)中。用O形密封圈90來增加吸管86與埋頭孔88之間的密封(圖8)。固定渦旋件56上的吸孔88將吸管86與環(huán)狀O形密封圈90接收在一槽內(nèi)，以便使吸管86與固定渦旋件56正常密封。吸管86通過吸管適配器92固定于壓縮機20，吸管適配器92銅焊或釬焊于吸管86和殼體22上的孔94(圖2)。吸管86包括抽吸壓力制冷劑通路96，制冷劑流體通過該通路從一制冷系統(tǒng)(未示出)，或其它系統(tǒng)通向由固定渦旋件56和框架件60限定的抽吸壓力腔室98。
抽吸壓力制冷劑沿抽吸通路96運行，并進入抽吸腔98，以供渦旋機構(gòu)38壓縮。當(dāng)軌道運動渦旋件58相對于固定渦旋件56作軌道運動時，其將抽吸腔室98內(nèi)的制冷劑流體留住，并在由固定渦卷68和軌道運動渦卷76構(gòu)成的封閉槽內(nèi)壓縮。隨著軌道運動渦旋件58繼續(xù)其軌道運動，制冷劑的槽向排放口100在徑向上逐漸向內(nèi)擴展。隨著制冷劑槽沿渦卷68和76逐漸擴展通向其排放口100，其體積逐漸減小，因此引起制冷劑壓力的增加。渦旋組件內(nèi)的這種壓力增加導(dǎo)致一使渦旋件分開的向外作用的軸向力。如果這種軸向分離力過大，則可能引起渦卷的尖端在空間上離開相鄰的渦旋板，導(dǎo)致壓縮的制冷劑從槽中泄漏并使效率損失。至少一個軸向壓力，后面將要對其討論，施加到軌道運動渦旋件的背面，以克服渦旋組件內(nèi)的軸向分離力，從而保持住壓縮的槽。然而，如果該軸向壓力過大，將會導(dǎo)致進一步的低效率。因此，在設(shè)計一臺高效壓縮機時必須考慮并計算作用在渦旋組件上的所有力，在其上作用一足夠但不超過的軸向力。
渦旋組件內(nèi)的壓縮循環(huán)一完成，處于排放壓力下的制冷劑流體就通過排放口100和排放單向閥組件102排出，排放口100穿過固定渦旋件56的面板64。為了更容易從渦卷之間排出高壓制冷劑，固定渦旋件56的表面66上可以設(shè)有小卵石狀的凹槽101，如圖9所示，排放口100位于其內(nèi)。為了同樣的目的的一種替換形式是，可以在軌道運動渦旋件58的表面74上提供小卵石狀的凹槽101’，如圖11所示。制冷劑經(jīng)排放口100從渦卷之間排入排放增壓室(discharge plenumchamber)104，該室由排放氣流偏轉(zhuǎn)機構(gòu)106的內(nèi)表面和固定渦旋件56的頂面108限定。壓縮的制冷劑被引入殼體腔室110，在那里通過排放管112(圖2)使用壓縮機20的制冷或空調(diào)系統(tǒng)。
為了說明在正常運行期間壓縮機20內(nèi)的不同的壓力下的不同的流體之間的關(guān)系，我們來檢驗壓縮機用于一典型的制冷系統(tǒng)的例子。當(dāng)在常規(guī)的制冷循環(huán)期間制冷劑流過一通常的制冷系統(tǒng)時，在抽吸壓力下吸入壓縮機的流體隨著與系統(tǒng)相關(guān)的負(fù)荷的變化而改變。當(dāng)負(fù)荷增加時，進入流體的抽吸壓力增加，而當(dāng)負(fù)荷減小時，抽吸壓力也下降。由于進入渦旋組件并最終進入在其內(nèi)形成的壓縮的槽的流體處于抽吸壓力，所以隨著抽吸壓力的變化，壓縮的槽內(nèi)的流體壓力也變化。因此，在壓縮的槽內(nèi)的制冷劑的中間壓力相應(yīng)地隨著抽吸壓力而增加和下降。抽吸壓力的變化導(dǎo)致渦旋組件內(nèi)的軸向分離力的相應(yīng)的變化。當(dāng)抽吸壓力下降時，渦旋組件內(nèi)的軸向分離力下降，并且用于保持渦旋組件的整體性的軸向壓力的需求量下降。顯然，這是壓縮機的運行包跡線可以隨著抽吸壓力而變化的動態(tài)情形。因為軸向順應(yīng)力從壓縮的槽中得到，因此其隨著抽吸壓力而波動，所以，保持了一種有效的壓縮機20的運行包跡線。軸向順應(yīng)力的實際大小部分地取決于孔85(圖12)的位置和腔室81的容積。
環(huán)形腔室81由軌道運動渦旋件58的背表面72和軸承60的上表面限定。環(huán)形腔室81形成一中壓腔，其經(jīng)孔85與容納在于渦旋組件內(nèi)形成的壓縮的槽中的流體相連通。壓縮的槽中的流體處于在排放壓力與抽吸壓力之間的壓力。雖然油和接觸面的自然密封性能可以提供足夠的密封，但在圖示實施例中，用連續(xù)的密封件114和116將中壓腔81與徑向上相鄰的容腔隔開，各密封件可以如圖所示為環(huán)形的，這兩個容腔分別處于抽吸壓力與排放壓力。密封件114在周向上比密封件116長得多。
如圖12所示，孔、通道或管85設(shè)置在軌道運動渦旋件58的板部分70上，并在壓縮的槽與中壓腔室81之間提供了流體連通。雖然在此描述了這種特殊的結(jié)構(gòu)，但其僅僅用于舉例，而不是限制。
在固定渦旋件56與將壓縮機的排放側(cè)與抽吸側(cè)分開的框架60之間提供O形密封圈118。參見圖3，圖中示出固定渦旋件56和框架60上分別具有靠在一起的軸向表面120、122。固定渦旋件56與框架60的表面120與122、徑向表面124與126的相鄰接合的外側(cè)均為滑動接合?？蚣?0設(shè)有一軸向環(huán)形表面128，固定渦旋件56設(shè)有一朝向框架的表面128的階梯狀軸向面130?？蚣?0還設(shè)有一外環(huán)形凸緣132，其從表面128向上延伸，但不延伸到挨著固定渦旋件的表面130的程度。表面126、128、130和凸緣132的內(nèi)表面限定一四邊的腔室，一通常的O形密封圈118設(shè)置在該腔室內(nèi)。O形密封圈118由通常的密封材料制成，例如EPDM橡膠等。表面128和130與O形密封圈118接觸，并將其擠在其間，即，由上述固定渦旋件與框架表面和密封件118構(gòu)成的密封結(jié)構(gòu)為一種軸向密封。在將固定渦旋件56組裝于框架上時，將O形密封圈118放置在框架的表面128上，由凸緣132將其定位，并將固定渦旋件裝到其上。由于表面120與122靠接，密封件118在表面128與130之間被擠壓成其密封形狀，因此，壓縮機的抽吸和排放部分被密封地隔開。
圖18示出一種包括O形密封圈118’的替換的密封結(jié)構(gòu)，在其內(nèi)徑上帶有多個孔眼134，如圖19所示，該密封結(jié)構(gòu)將固定渦旋件56’與框架60密封在一起?？籽蹏@著將固定渦旋件56’固定于框架60’的螺栓62(圖1)。在這種替換的實施例中，固定渦旋件56’設(shè)有與框架60’的軸向面122’靠接的軸向面120’?？蚣?0’的徑向面124’滑動地與固定渦旋件56’的徑向面126’接合。固定渦旋件56’設(shè)有一環(huán)形階梯，其限定軸向表面130’，框架60’設(shè)有一環(huán)形階梯，其具有截頭圓錐形表面128’。當(dāng)固定渦旋件56’安裝于框架60’時，由于孔眼134大致圍繞螺栓62伸入其內(nèi)的螺栓孔布置，所以O(shè)形密封圈118’與框架56’的外徑向面136和環(huán)形軸向表面130’以及框架60’的截頭圓錐形表面128’密封接觸。因此，如圖所示，在這種替換的密封結(jié)構(gòu)中，O形密封圈既在軸向又在徑向與固定渦旋件和框架密封接合。
圖20至24示出用于壓縮機20的一十字連軸節(jié)的實施例。十字連軸節(jié)環(huán)93設(shè)置在固定渦旋件56與軌道運動渦旋件58之間，并包括兩對多少細(xì)長的片件204、206和208、210，它們分別從十字連軸節(jié)環(huán)的相對軸向側(cè)224和226延伸出。各片件204、206、208和210具有一矩形橫剖面，并且各對片件在一共同的方向上對正。在圖22中可以看出，一對片件204和206對正的方向大致垂直于另一對片件208和210對正的方向。參見圖26，十字連軸節(jié)93設(shè)置在固定渦旋件56的凹入部分202內(nèi)。在圖26中，凹入部分202和十字連軸節(jié)93都以陰影線示出，兩部分的陰影線彼此垂直，凹槽部分202與十字連軸節(jié)93的重疊部分的陰影線也重疊，以便比較。圖41、42和91也示出了固定渦旋件56的凹入部分202。在圖26中還示出，固定渦旋件56的大致相對的徑向側(cè)上設(shè)有細(xì)長的凹入或狹槽212和214，十字連軸節(jié)片件204和206可滑動地設(shè)置在其內(nèi)。如圖26所示，細(xì)長的槽212和214在平行于平面220的方向延伸，吸管埋頭孔88沿該平面定向。平面220大致垂直于平面222，平面222是固定渦旋件58偏轉(zhuǎn)到其最大偏轉(zhuǎn)時刻的平面。從圖26中可以看出，固定渦旋件58設(shè)有一對細(xì)長凹入或槽216、218，片件208和210可滑動地接收在其內(nèi)。容易理解，十字連軸節(jié)93將固定渦旋件58鍵接于固定渦旋件56，使其不能相對于固定渦旋件旋轉(zhuǎn)。但是，固定渦旋件58相對于固定渦旋件56作偏心的軌道運動，其軌道運動由在凹槽212、214、216和218中滑動的片件204、206、208和210的引導(dǎo)。在圖26中應(yīng)該注意，當(dāng)片件204和206分別處于其相應(yīng)的槽212和214的一端的一位置(所示位置)時，在抽吸孔88所在的平面222的側(cè)部上的十字連軸節(jié)93的外圓周面非常接近于凹槽202的相鄰的徑向內(nèi)壁203。與此相似，當(dāng)片件204和206分別處于其相應(yīng)的狹槽212和214的相對端的一位置(未示出的位置)時，在平面222的相對于抽吸孔88所在的一側(cè)(圖26中的上左側(cè))上的連軸節(jié)93的外圓周面非常接近于凹槽202的相鄰的徑向內(nèi)壁203。因此，熟悉本領(lǐng)域的人員應(yīng)該理解，凹槽202的尺寸非常適合于十字連軸節(jié)93沿軸線240的往復(fù)運動，軸線240位于平面220內(nèi)。因此，容納十字連軸節(jié)93所需的空間被減至最小。
再次參見圖20至24，可以看到，十字連軸節(jié)93的各相對的軸向側(cè)224和226的每一個設(shè)有墊表面228至236。墊表面228a、232a、234a和236a位于側(cè)面224上；在十字連軸節(jié)93的相對側(cè)226上設(shè)有直接位于側(cè)面224上的墊表面之下并與其形狀相配的相應(yīng)的表面228b、230b、232b、234b和236b。在圖20至25的各圖中，墊面以陰影線或橫格示出，以便清楚地示出其總體形狀和部分。圖25示出替換的十字連軸節(jié)93’，其基本上與十字連軸節(jié)環(huán)93一樣，只是它是以燒結(jié)的粉末冶金工藝制備，而不是通過金屬機加工而成?？梢钥闯?，十字連軸節(jié)環(huán)93’的主要區(qū)別在于圍繞各片件的材料的面積略微擴大。
如圖1所示，可以看出，十字連軸節(jié)環(huán)93、93’設(shè)置在固定渦旋件渦旋件58之間。而且，軌道運動56與軌道運動渦旋件58的表面74具有一遠(yuǎn)離的周邊表面部分205，它位于其渦卷76的外側(cè)，并朝向十字連軸節(jié)環(huán)93、93’的下側(cè)226。與此相似，固定渦旋件56的凹入?yún)^(qū)域202具有朝向下方的表面238(圖91)，其面對十字連軸節(jié)環(huán)93、93’的上側(cè)224。在十字連軸節(jié)環(huán)93、93’的相對側(cè)上的墊228至236滑動接觸表面205和238。參見圖22和25，墊面228a和228b具有位于平面220的相對側(cè)上的部分。
圖22、24和25示出從中心穿過十字連軸節(jié)93、93’的厚度并位于平面222內(nèi)的軸線240。在壓縮機運行期間，軌道運動渦旋件58傾向于繞平面220內(nèi)的一平行于軸線240的軸線在平面222內(nèi)翻轉(zhuǎn)。當(dāng)軌道運動渦旋件58在平面222內(nèi)翻轉(zhuǎn)時，表面74的遠(yuǎn)離部分205僅僅在平面220的相對側(cè)上交替地與十字連軸節(jié)環(huán)93、93’的側(cè)面226上的墊面部分接觸。參見圖1、22、24和25，當(dāng)軌道運動渦旋件58如圖24所示在平面222內(nèi)以順時針方向繞一大致平行于軸線240并且接近平面220的軸線旋轉(zhuǎn)時，表面部分205的一部分向上旋轉(zhuǎn)，并與十字連軸節(jié)環(huán)93、93’接觸，接觸到墊234b和236b以及228b的一部分。這一動作迫使相對側(cè)的墊面234a與236a和228a的一部分(都在圖22、25中的平面220的左側(cè))與固定渦旋件凹入?yún)^(qū)域202中的相鄰部分的軸向表面238接觸。相反，當(dāng)軌道運動渦旋件58如圖24所示以逆時針方向繞一大致平行于軸線240并接近平面220的軸線在平面222內(nèi)翻轉(zhuǎn)時，表面部分205的徑向相對的部分向上旋轉(zhuǎn)，與十字連軸節(jié)接觸，接觸墊230b、232b和228b的一部分。這種動作迫使相對側(cè)的墊面230a和232a和228a的一部分(都在圖22、25中的平面220的右側(cè))與固定渦旋件凹槽202上的相鄰部分的軸向表面238接觸。在壓縮機運行過程中，軌道運動渦旋件58在平面222內(nèi)的翻轉(zhuǎn)在上述順時針與反時針運動之間擺動。因此可以看到，連軸節(jié)93、93’的移動被對正，以支撐軌道運動渦旋件的表面205，并防止其翻轉(zhuǎn)。參照圖26可以理解，十字連軸節(jié)在與軌道運動渦旋件上的擺動的翻轉(zhuǎn)運動的最大值相對的位置上支撐軌道運動渦旋件的表面205，因此防止了軌道運動渦旋件的顫動。
壓縮機一關(guān)閉，電機32和曲軸34不再驅(qū)動軌道運動渦旋件58的軌道運動，因此，其根據(jù)作用在其上的氣壓自由運動，該氣壓包括排放口100和抽吸孔188之間的壓差。而且，壓縮機一關(guān)閉，在排放腔室內(nèi)所含的流體與在渦旋組件內(nèi)所含的流體之間存在著一壓差，渦旋組件內(nèi)的流體壓力低于排放腔室內(nèi)的流體壓力。由于兩容積尋求壓力均衡，出現(xiàn)了制冷劑流體從排放腔室向渦旋組件的反向流動。但這并無妨礙，因為這一壓差作用在軌道運動渦旋件58上，引起其相對于固定渦旋件56以相反的方式軌道運動。這種相反的軌道運動導(dǎo)致制冷劑以相反的方向流入排放孔100，并經(jīng)抽吸孔88排入制冷劑系統(tǒng)。這種在壓縮機關(guān)閉時反向渦旋旋轉(zhuǎn)的問題是渦旋式壓縮機長期以來的問題。為了消除這一問題提供了閥組件102，其利用從排放腔室流入渦旋組件的流體作用在排放單向閥上，以便迅速地將單向閥移動到一覆蓋排放口的關(guān)閉位置。通過這種方式防止了反向軌道運動，并可逐漸獲得更好的均衡。
圖1和27-45示出可用于壓縮機20的排放單向閥組件012、102’的各部件和實施例。這些實施例中的每一個都包括一輕的塑料或金屬旋轉(zhuǎn)閥，其與固定渦旋件56上的排放口100相鄰或直接位于其上，并由一閥保持件310或324保持在位。在圖27、28；35-37；38-40中分別示出了其它形式的的閥件302、302’和302”。這種閥件或者可以設(shè)有樞軸運動的凸耳309，或者設(shè)有一孔322，用于接收一滾柱彈簧銷320，其上帶有襯套318。凸耳309或襯套318接收在閥保持件上的襯套凹槽318、318’中。
當(dāng)壓縮機運行時，處于抽吸壓力的制冷劑流體通過吸管86引入，吸管86密封地接收到固定渦旋件56上的埋頭孔88內(nèi)，并通入由固定渦旋件56和框架件60限定的抽吸壓力腔98。渦旋機構(gòu)38壓縮抽吸壓力制冷劑。當(dāng)軌道運動渦旋件58相對于固定渦旋件56軌道運動時，抽吸腔室98內(nèi)的制冷劑流體被壓縮到固定渦卷68與軌道運動渦卷76之間，并徑向向內(nèi)朝向體積逐漸減小的槽內(nèi)的排放口100輸送，從而使制冷劑壓力增加。
在排放壓力下的制冷劑流體通過排放口100向上排放，并在閥件302、302’、302”的背面306上作用一開啟力，使其運動到或保持在一開啟位置。制冷劑被排入由排放氣流偏轉(zhuǎn)機構(gòu)106和固定渦旋件56的頂面108限定的排放增壓室或腔室104。壓縮的制冷劑從排放氣流偏轉(zhuǎn)機構(gòu)引入殼體腔室110，在那里經(jīng)排放管112進入利用壓縮機20的一制冷系統(tǒng)。
排放單向閥102、102’在壓縮機停止時防止制冷劑的逆流，從而防止渦旋機構(gòu)38的反向軌道運動。參見圖42-45，單向閥組件102包括矩形閥件302，其具有前表面304、后表面306和樞軸運動部分308、閥件保持件324、襯套318和彈簧銷320。后表面306朝向排放口100，并優(yōu)選比排放口100的面積大。銷320穿過樞軸運動部分308上的孔322，并與襯套318一起裝在閥件302的相對側(cè)，使襯套318的徑向凸緣與閥件相鄰。襯套318可旋轉(zhuǎn)地設(shè)置在件324的兩相對側(cè)的襯套凹槽316內(nèi)。在壓縮機運行過程中，制冷劑作用在前和后表面304和306上，從而使閥件302相對于件324樞軸運動，件324相對于固定渦旋件56固定。閥保持件324安裝在閥件上并圍繞著該閥件，其包括兩個安裝延伸段312，該兩安裝延伸段可以固定于固定渦旋件，例如利用螺栓。在組裝時，彈簧銷320接收在閥件302的孔322內(nèi)，襯套318裝在銷的端部。閥保持件定位在閥件上方，兩個襯套接收在兩個凹槽內(nèi)，兩個安裝延伸段定位在與固定渦旋件56的上表面上的安裝孔相鄰的地方。然后利用兩個安裝螺栓或類似件將閥組件固定于固定渦旋件。閥件302’(圖35-37)和302”(圖38-40)具有整體的襯套或凸耳309，沒有彈簧銷；各閥件可以與上述保持件310或324連用。
作用在背面306上的排放制冷劑的力將閥302壓到閥止擋件314、314’上。值得注意的是，閥302不是雙穩(wěn)的，如果去掉了作用在背面306上的排放制冷劑上的力，則在重力的影響下傾向于返回其關(guān)閉位置。在壓縮機關(guān)閉期間，壓縮機的排放壓力殼體腔室110內(nèi)的制冷劑通過排放口100向抽吸壓力腔室98移動。通過閥止擋件314上的釋放孔326，制冷劑穿過止擋件314，作用在閥件302的前表面304的大表面面積上，使其迅速向排放口轉(zhuǎn)動，并與固定渦旋件56的周邊表面108接合，使得前表面304覆蓋并基本上密封排放口100的孔。釋放孔326還防止“靜摩擦”，這種靜摩擦容易引起閥件抱住止擋件，這種情況在壓縮機運行時可能發(fā)生。通過這種方式，防止了制冷劑從排放壓力殼體腔室110逆流到抽吸腔室98，并穿過抽吸通道96。一采用閥保持件310的排放單向閥以一種相似的方式作用，其止擋件314’提供一大面積的閥前表面304，在壓縮機關(guān)閉時，該前表面暴露于逆流的排放氣體。期望面304與止擋件314面對止擋件314的完全交界面，以提供較好的閥磨損。
由于殼體腔室110有效地與抽吸腔室98密封隔離，所以有效地消除了壓差，從而防止軌道運動渦旋件58的反向軌道運動。在交錯的渦卷之間的渦旋壓縮腔室內(nèi)的加壓的制冷劑作用在渦旋機構(gòu)38上，使軌道運動渦旋件58的渦卷與固定渦旋件56的渦卷徑向分離。由于渦旋件56和58不再彼此密封，所以其內(nèi)的制冷劑能夠通過渦旋件的渦卷68和76泄漏，并使渦旋機構(gòu)38內(nèi)的壓力達到平衡。
在渦旋式壓縮機的正常運行期間，排放壓力制冷劑通過排放孔排放，使排放單向閥移動到開啟位置。可以提供一施加偏壓力的彈簧(未示出)來防止由于在壓縮機運行期間發(fā)生的壓力脈動而引起單向閥的振動，并導(dǎo)致顫抖。
如圖1所示，排放氣流偏轉(zhuǎn)機構(gòu)106連接于固定渦旋件56，并圍繞著固定渦旋件的環(huán)形凸起402。圖46、47和48示出排放氣流偏轉(zhuǎn)機構(gòu)的第一實施例。圖49、50和51示出氣流偏轉(zhuǎn)機構(gòu)的第二實施例。圖52、53和54示出氣流偏轉(zhuǎn)機構(gòu)的第三實施例。氣流偏轉(zhuǎn)機構(gòu)可以連接于固定渦旋件，例如通過將整個或部分下周邊404彎曲到環(huán)形凸起402上的一環(huán)形凹槽內(nèi)。在替換形式中，在環(huán)形凸起上形成一系列切口，以便沿著氣流偏轉(zhuǎn)機構(gòu)的下周邊形成一系列卷曲。其它裝置，例如壓配合，鎖定凸起等可以用來將氣流偏轉(zhuǎn)機構(gòu)固定于固定渦旋件。還有，如第三實施例的氣流偏轉(zhuǎn)機構(gòu)106”(圖53)所示，氣流偏轉(zhuǎn)機構(gòu)可以設(shè)有多個孔414，它們在固定渦旋件表面108(圖5)上的多個錐形孔416的上方對正，這種氣流偏轉(zhuǎn)機構(gòu)通過螺紋連接件(未示出)連接于固定渦旋件。
在壓縮機運行期間，壓縮的制冷劑流體通過排放單向閥102從排放孔100中排出，進入由氣流偏轉(zhuǎn)機構(gòu)的內(nèi)表面和固定渦旋件的上表面108限定的排放腔室104。氣流偏轉(zhuǎn)機構(gòu)106可以這樣定位，使得通過出口406流出腔室104的排放氣體向下流過在殼體22之間形成的間隙408(圖1、2)、固定渦旋件56和框架60，并進一步沿通路411流入殼體腔室110，以便最佳地環(huán)繞連接于定子繞組410的電機過負(fù)荷保護器41流過。因此，氣體偏轉(zhuǎn)機構(gòu)提供一種電機保護的附加措施，確保熱的排放氣體直接流向過負(fù)荷保護器。
如圖49至51的實施例所示，氣流偏轉(zhuǎn)機構(gòu)出口406’可以設(shè)有一向下翻轉(zhuǎn)的擋板412，以便將向外流動的排放氣體進一步向下引向間隙408。
值得注意的是，排放單向閥組件102朝向氣體偏轉(zhuǎn)機構(gòu)出口定向，因此，當(dāng)閥開啟時，前表面304暴露于當(dāng)壓縮機停止時從腔室110通過出口406反向侵入腔室104的的排放壓力氣體，因此使閥易于迅速關(guān)閉。
圖1所示的渦旋式壓縮機帶有一中壓腔81，中壓的制冷劑氣體進入該腔室，該中壓迫使軌道運動渦旋件58在軸向上與固定渦旋件56一致。中壓腔室81由軌道運動渦旋件58與位于一對環(huán)形密封件114、116之間的主軸承或框架60的表面所限定，環(huán)形密封件114和116分別設(shè)置在軌道運動渦旋件58的朝下的軸向面72與506上的溝槽502和504內(nèi)，它們與框架60的交界面滑動接觸。參見圖1、10和14可以看到，中壓腔室81大致限定為框架60的臺階與軌道運動渦旋件58的向下懸垂的轂部分516之間的環(huán)形容腔。密封件114和116分別將中壓與抽吸壓力區(qū)域和排放壓力區(qū)域密封。
參見圖12可以看出，軌道運動渦旋件58的向下懸垂的轂部分516具有與平面72鄰接的外徑向面508。面508從面72延伸到轂部分516的最底部的軸向面506。徑向面508設(shè)有寬的環(huán)形溝槽510，其具有上環(huán)形表面512。孔85從面512延伸到面74，在面74上通向軌道運動渦旋件與固定渦旋件的渦卷之間的中壓區(qū)域。從圖12可以看到，孔85可以是一單獨的直通道，其以一個角度從面512延伸到面74。一種替換是，孔85可以包括一第一軸向孔(未示出)和一徑向橫孔(未示出)，第一軸向孔從面74平行于面508延伸到轂516的一部分內(nèi)，該部分在徑向上位于溝槽510的內(nèi)側(cè)，徑向橫孔從第一孔延伸到溝槽510的徑向表面。從制造上講，優(yōu)選提供一單獨的成角度的孔，如圖12所示。
參照圖17可以看出，密封件116被提供在溝槽504內(nèi)，且與框架60上的與轂部分516的面506交界的面514滑動接觸。面506的在徑向上位于溝槽504的內(nèi)側(cè)的部分，即，圖17中的右側(cè)處于排放壓力，并且常充以油。如圖17所示，密封件116大致為C形，其具有外部518和設(shè)置在外部518上的環(huán)形槽內(nèi)內(nèi)的內(nèi)部520，槽在徑向上朝向內(nèi)側(cè)。外密封部分518可以是聚四氟乙烯(PTFE)材料或其它適用的低摩擦材料，其提供與面514的低摩擦滑動接觸。內(nèi)密封部分520的內(nèi)部暴露于排放壓力油，這使得密封件116在溝槽504中沿軸向和徑向迅速膨脹，因此保證了密封件116的密封面與溝槽504的最上和最外表面以及框架的表面514之間的密封接觸。
參照圖14和16可以看出，軌道運動渦旋件58的平面72設(shè)有環(huán)形槽502，其內(nèi)設(shè)置了密封件114。密封件114包括具有徑向向內(nèi)開放的C形槽的外部522和一設(shè)置在C形槽內(nèi)的內(nèi)部524。部分522的C形槽在徑向上向內(nèi)開放，從而暴露于中壓腔81中的中壓流體，這促使密封件114在溝槽502內(nèi)徑向向外，并軸向向外地頂住溝槽502的相對的軸向面和框架60上的表面78，密封件114滑動地接合在該表面上。外密封部分522可以由PTEE材料或者其它適合的低摩擦材料制成，因此，能夠與面78低摩擦滑動接合。內(nèi)密封部分114可以是Parter PartNo.FS16029，其具有一管形橫剖面。溝槽504和502可以設(shè)有一種共用的橫剖面設(shè)計的密封件114和116，如圖16或17所示。這就是說，密封件114的橫截面設(shè)計可以適用于溝槽504，反之，密封116的橫截面設(shè)計可以適用于溝槽502。中壓腔室81內(nèi)的壓力可以借助于一種閥來調(diào)節(jié)，這種閥在1998年，3月13日提出的共同未決的美國申請09/042092中作過描述。在此引為參考。
參見圖1，主軸承或框架60設(shè)有向下懸垂的主軸承部分602，其具有軸承59，曲軸34的軸頸606沿徑向支撐在其內(nèi)。曲軸軸頸部分606設(shè)有從曲軸軸頸部分606的外表面延伸到曲軸內(nèi)的上油路54的徑向橫孔608(圖55、56)。輸油通路54的一部分穿過橫孔608潤滑軸承59。從橫孔608穿過軸承59流出的油可以沿著曲軸軸頸部分606的外側(cè)向下流動，在曲軸軸頸部分606上，一旋轉(zhuǎn)的平衡塊614將其沿徑向分配，此后，回到儲油槽46中。油也可以沿著軸承59從橫孔608向上流，并沿著軸頸部分606的外側(cè)流入環(huán)形集油道610，該集油道通過框架60中的通路612與殼體腔室110和儲槽46連通。通路612在框架60內(nèi)的定向使得旋轉(zhuǎn)平衡塊614拾取并拋出來自通路612的油，從而將油擴散到與排放管112的入口相對的壓縮機的徑向側(cè)。油通路54的端部開孔732由塞子616密封，塞子與曲軸銷61的端部表面平齊或多少低于該表面。
滾柱82中的徑向油通路622與曲軸銷61中的徑向油通路624保持彼此連通(圖61C)，雖然滾柱82可以繞曲軸銷61少許旋轉(zhuǎn)，但其旋轉(zhuǎn)運動受到孔618的側(cè)面接合限制銷83的側(cè)面的限制。經(jīng)過油通路54進入曲軸并流過橫孔608的剩余的油經(jīng)連通的油通路622和624流過潤滑軸承57。由于油通路54相對于軸34的旋轉(zhuǎn)軸線呈一角度取向，所以油通路54形成一種離心式油泵，它可以與設(shè)置在儲油槽46中的泵組件48連用，這在后面還要描述。這樣，達到徑向油通路608和624的油的油壓就大于儲槽46中的油壓，儲槽46基本上處于排放壓力。流過軸承57的油可以向上流入油接收空間或集油道55(圖15、63B)，該空間經(jīng)油通路626與渦卷之間的中壓區(qū)域流體連通。集油道55中的油處于排放壓力，集油道55與渦卷間的中壓區(qū)域之間的壓差使其流過通路626。經(jīng)過通路626接收在渦卷之間的油用于冷卻、密封和潤滑渦卷。沿著軸承57流動的剩余的油向下流入環(huán)形集油道632，該集油道與環(huán)形集油道610連通(圖1)。
在圖64中最清楚地看出，滾柱82的軸向孔84并非很正的圓柱，沿其一徑向側(cè)在孔的該側(cè)與曲軸銷61的相鄰的圓柱側(cè)之間形成間隙633，曲軸銷從中穿過。間隙633提供了排泄通路的一部分，當(dāng)渦卷間的中壓大于排放壓力時，可以防止通過滾柱軸承57的氣體的回流?，F(xiàn)在參見圖63A中用箭頭635表示的流動通路，如果中壓大于排放壓力，例如在壓縮機啟動運行期間，則制冷劑可以通過通路626排泄到集油道55內(nèi)，并經(jīng)孔84與曲軸銷61的外表面之間的間隙633流入由繞孔84的滾柱82的下部軸向表面上的埋頭孔628與曲軸銷61所限定的一區(qū)域。該區(qū)域與滾柱82的下軸向表面上的一徑向通槽630連通。所排泄的制冷劑可以流入環(huán)形集油道632，并經(jīng)框架60上的通路612流回壓縮機的殼體腔室110。通過這種方式，在啟動運行期間的制冷劑排泄保證了集油道55不會壓到限制油流向軸承57的點，或者如上所述，在壓縮機啟動期間排泄的制冷劑將油從軸承57中沖走。
在圖14、15和63中看出，在轂部分516的中心腔室內(nèi)的軌道運動渦旋件的朝下的面636上設(shè)有一短圓柱凸起或“鈕”634，其從表面636向下延伸大約2-3mm。在一實施例中，鈕634的直徑大約為10-15mm，其軸向表面與曲軸銷61和/或滾柱82的交界的最上軸向表面相接觸，這些面大致彼此平齊。鈕634提供了局部承載曲軸銷61和/或滾柱82的作用，從而使整個上軸向滾柱與曲軸銷面上的摩擦接觸最小，因此，起到了一種止推軸承的作用。鈕634與曲軸銷61和或滾柱82的交界面接近轂部分516和滾柱82的中心線，在那里，鈕與曲軸銷和滾珠組件之間的相對速度最低，因此減輕了它們之間的磨損。
變?nèi)菔接捅?8位于曲軸34的下端，并伸入由壓縮機殼體22限定的儲油槽46。在圖65至79中公開了這種油泵的第一實施例，圖80和81公開了第二實施例。在第一實施例中，如圖65和66以局部剖面?zhèn)纫晥D示出的，變?nèi)荼?8設(shè)置在曲軸34的下端702附近，并由外側(cè)軸承36支撐。
該泵包括油泵體704，葉片或刮板706、圓形逆流孔板或盤708、固位銷710、波紋墊圈713、圓形固位板715和快卡環(huán)712，葉片可以由一種材料，例如NylatronTMGS，回流孔板的平面的上軸向表面與葉片706的下表面滑動接觸。泵部件以圖68所示的順序設(shè)置在泵體704內(nèi)，波紋墊圈713使泵部件彼此壓接合。在泵體的下端提供一環(huán)形溝槽，以接收快卡環(huán)712。如圖55-57所示，狹槽714提供在軸34的下端702，并接收旋轉(zhuǎn)葉片706，葉片比下軸端702的直徑長，曲軸的旋轉(zhuǎn)帶動其旋轉(zhuǎn)。葉片在狹槽內(nèi)從一側(cè)到另一側(cè)滑動，接觸泵體704內(nèi)的泵缸716的表面。在圖65和73中最清楚地看出，泵缸716的直徑大于軸承36上的部分709，并相對其偏心。而且，泵缸716的中心線相對于曲軸34的中心線和通路52的下軸線偏離。
軸承36的部分709的直徑多少大于下軸端702，因此，它們之間有小間隙，通過該間隙，油可以從泵48中泄漏(后面還要對此作進一步的描述)，以潤滑軸34的下軸頸部分719，該部分在徑向由軸承36的上軸頸部分717所支撐，在軸向上由軸承36的表面726所支撐。
當(dāng)軸34旋轉(zhuǎn)時葉片706在軸槽714內(nèi)往復(fù)運動，其相對端744、746(圖74、75)在泵缸716的缸壁上滑動。具有相對端744、746易于葉片706的多向運行。也可以使葉片在中部形成有一彈簧(未示出)，或者可以為兩件設(shè)計，具有兩個由一單獨的中間彈簧(未示出)連接的葉片端部。中間彈簧將葉片的兩端向外壓向泵體的內(nèi)表面，以便將它們壓得更緊，從而獲得更高效的泵運轉(zhuǎn)。這種替換的結(jié)構(gòu)可以更好地將葉片端部744、746密封于泵缸716的圓筒壁，從而減少泵的泄漏。然而，泵需要一定量的泄漏來對下軸承36提供潤滑。當(dāng)葉片706在泵缸716內(nèi)旋轉(zhuǎn)時，泄漏的油在經(jīng)過葉片706，穿過下軸部分702與軸承36的部分709之間的小間隙向上流，對上面的軸頸和止推軸承提供一潤滑劑源。因此，壓縮機20的下軸承36由泵48中的泄漏油潤滑，而不是被其通過下軸通路52所泵送的油潤滑。
如圖66所示，來自儲油槽46的油經(jīng)入口50進入泵，并受到旋轉(zhuǎn)的葉片或刮板706的側(cè)面的作用。葉片將油壓入逆流孔板708的平的上軸向平面上的一錨狀入口718，在那里，由于容積的下降，迫使油進入中心逆流孔出口720，并向上進入軸向油路入口722，穿過葉片706的側(cè)面上的凹坑750、752。實際上，由于泵的偏心特性和旋轉(zhuǎn)葉片的作用，中心孔出口720處于一低于錨狀入口的壓力。逆流孔板的錨形狀使泵能夠高效運行，不管曲軸朝哪個方向旋轉(zhuǎn)，從而允許油在或接近其兩錨尖中的任一個處進入入口718。因此，油提供給壓縮機的潤滑點，既使在關(guān)閉時壓縮機逆轉(zhuǎn)期間，如果這一情況會發(fā)生的話。在逆流孔板708的平面的下軸向平面上提供周邊固位銷槽711，以便可滑動地接收固位銷710。銷710相對于泵體固定，保持在泵入口50下面的泵缸716(圖68、73)的缸壁內(nèi)的凹口754。這使得逆流孔板能夠旋轉(zhuǎn)重新定位，以適應(yīng)多方向運行，當(dāng)軸34改變旋轉(zhuǎn)方向時，槽711的相對的端面與銷710接觸。這樣，孔板708就有可旋轉(zhuǎn)的相對的第一和第二位置。
下軸承止推墊圈724停止在下軸承止推面或肩726上，以為曲軸34提供一止推軸承面。從泵機構(gòu)48中泄露的油向上流過下軸端702與下軸承部分709之間的交界面，如上所述，以便向曲軸止推面726與止推墊圈724之間以及曲軸軸頸719與軸承軸頸部分717之間的交界面提供潤滑油。在止推墊圈724上形成有溝槽(未示出)，以幫助將潤滑油輸送到止推面726。此外，在泵體上可以設(shè)有狹槽(未示出)，以便使油容易從泵機構(gòu)泄漏到止推面。在曲軸軸頸部分719上還可以設(shè)有槽形、扁平的或其它釋放件728(圖55、56)，以便向下軸頸軸承的交界面提供進一步的旋轉(zhuǎn)潤滑。通過這種方式，從泵中泄露出的油，而不是沿曲軸軸向油路流動的主泵流向下軸承面的既提供旋轉(zhuǎn)的又提供止推的潤滑。這樣就集中了主泵油向曲軸更上面的目的地的發(fā)送。因此，泵提供了一種潤滑壓縮機的下軸承的裝置，其允許泵體與軸的交界面的較松散的公差，并簡化了曲軸的機加工。
如圖1所示，來自泵48的油沿著下軸向油通路52和傾斜的上油通路54向上流。上油通路54的傾斜的結(jié)構(gòu)在泵的主油流上提供了一種附加的離心泵送的作用。通路54的上開孔732上設(shè)有塞子616。流過通路54的部分油通過軸頸部分606(圖55、56)上的徑向通路608，輸送到軸承59。其余流過通路54的油通過曲軸銷61中的與滾柱82中的徑向通路622連通的徑向通路624排出，并輸送給軸承57(圖63B)。油沿著軸承57向上流入集油道55，集油道由曲軸銷61和偏心滾柱82的上表面以及軌道運動渦旋件58的表面636所限定。油通過軌道運動渦旋件上的軸向通路626輸送給渦旋組件。
油泵48’的第二實施例如分解圖80和剖面圖81所示，其作用基本上如上所述，但在結(jié)構(gòu)上有所差別，因為它設(shè)計用于沒有下軸承的壓縮機。油泵48’包括防旋轉(zhuǎn)彈簧738，其連接于壓縮機殼體22或一些其它固定支撐件上。彈簧738在軸向上將油泵體704’支撐在殼體22內(nèi)，并且抵抗隨軸延伸段740的旋轉(zhuǎn)，軸延伸段740包括軸向內(nèi)油通路742，并連接于曲軸(未示出)的下端。狹槽714’類似于軸34的狹槽714，提供在軸延伸段740上；葉片706’可滑動地設(shè)置在狹槽內(nèi)，以便在其內(nèi)往復(fù)運動，葉片由狹槽可旋轉(zhuǎn)地驅(qū)動，如上所述。代替波紋墊圈713、固位板715和快卡環(huán)712的是，泵組件48’可以選擇性地包括裂開的彈簧墊圈712’來迫使泵部件互相壓接合。泵組件48可以類似地改進。葉片706’、逆流孔板708’和固位銷710’基本上與第一實施例中的泵組件中其相應(yīng)的部分一樣，泵組件48’的作用如上。
熟悉本領(lǐng)域的人員可以理解，泵組件48、48’雖然如上所述適合于渦旋式壓縮機，但也適合于其它類型的應(yīng)用，例如旋轉(zhuǎn)或往復(fù)活塞壓縮機。
壓縮機組件20的固定渦旋中心線802與曲軸中心線S之間可以有一偏移。這種偏移影響曲軸臂和徑向順應(yīng)角，以便減弱曲軸轉(zhuǎn)矩與渦卷間的側(cè)翼密封力的周期性變化。壓縮機或者可以結(jié)合一滑塊徑向順應(yīng)機構(gòu)，或者如上述實施例中所示，接合一擺桿徑向順應(yīng)機構(gòu)。在下面的討論中用到下列術(shù)語
e 軌道運動半徑(偏心率)；b 從曲軸銷61的中心線P至軌道運動渦旋件質(zhì)心O的距離；d 從曲軸銷61的中心線P到偏心擺桿質(zhì)心R的距離；r 從曲軸銷的中心線P至曲軸34的中心線S的距離；D 從固定渦旋件中心線至曲軸中心的偏移距離；F 力；M 質(zhì)量；O 軌道運動渦旋件中心線和質(zhì)心；P 曲軸銷61的中心線；R 擺桿質(zhì)心；S 曲軸34的中心線和旋轉(zhuǎn)軸線；RPM每分鐘轉(zhuǎn)數(shù)；下標(biāo) 希臘符號b 擺桿θ 徑向順應(yīng)(相)角§ 側(cè)翼密封 α 擺桿質(zhì)心角傾斜ib 擺桿慣量ξ 曲軸角P 驅(qū)動銷s 軌道運動渦旋件tg 切向氣體rg 徑向氣體tp 切向偏心銷rp 徑向偏心銷渦旋式壓縮機有三個區(qū)別于其它氣體壓縮機的特征，它們分別是運行無噪聲、能夠泵送液體和高能量效率。渦旋式壓縮機與往復(fù)式或旋轉(zhuǎn)式壓縮機相比有一個優(yōu)點，這就是，吸入液體時不會出現(xiàn)機械損壞。這是因為渦旋件設(shè)有一徑向順應(yīng)機構(gòu)，它使渦旋件在壓縮液體時能夠分開。在這種情況下，壓縮機僅僅轉(zhuǎn)變成一個泵。典型的徑向順應(yīng)機構(gòu)還將驅(qū)動力分成一切向力和一徑向分離，切向力意味著平衡摩擦和壓縮力，徑向分離保證渦卷之間的側(cè)翼接觸，從而在壓縮槽之間進行密封。
另一個優(yōu)點是當(dāng)壓縮氣體僅通過各曲軸曲軸循環(huán)的兩個開口分配到多個槽中時曲軸轉(zhuǎn)矩的變化較平穩(wěn)，。曲軸轉(zhuǎn)矩與壓縮力和轉(zhuǎn)矩臂，在壓縮力矢量與曲軸旋轉(zhuǎn)軸線之間的距離成正比。一項進一步使曲軸轉(zhuǎn)矩變化平穩(wěn)的措施是提供到該矢量的變化的距離，使這一距離的最小值對應(yīng)于最大的壓縮力。然而，這可導(dǎo)致側(cè)翼密封力的相應(yīng)增加的變化。擺桿徑向順應(yīng)機構(gòu)也可削弱這種變化。
常用于渦旋式壓縮機的一種徑向順應(yīng)機構(gòu)是一個滑塊。下面的公式1表示出這種滑塊形式減小渦旋式壓縮機中的轉(zhuǎn)矩變化的能力。在曲軸旋轉(zhuǎn)過程中，滑塊使軌道運動渦旋件能夠移動質(zhì)心。這種運動中心的一個副作用是離心力，從而徑向側(cè)翼密封力隨著曲軸角而變化。
在此刻的研討中所考慮的徑向順應(yīng)機構(gòu)是如上所述關(guān)于圖示實施例的一擺桿。圖82為這種擺桿的受力圖。
公式1-3表示在X和Y方向上的力的平衡和繞軌道運動渦旋件的中心線O的力矩∑Fx＝0＝Fig-Ffs-Ffg-Frp+Fib*Cos(α)(1)∑Fy＝0＝Ftg-Ftp-Ftg+Fib*Sin(α)(2)式中Fis＝M*(2*π*RPM/60)2*eFib=Mb*(2*π*RPM/60)2*e2+((d-b)*cos(π-δ))2]]>∑M0＝Frp*b*Cos(θ)-Ftp-Frg*b*Sin(θ)+Fib*e*Sin(α)(3)固定渦旋件在物理上可以理解為一種限定如圖82所示的軌跡的偏移。因此，軌道運動半徑(偏心率)隨著曲軸角而變化。
參見圖89、90，公式1證明，固定渦旋件中心線802相對于曲軸中心S的偏移D使側(cè)翼接觸力變化，這僅僅是由于離心力的變化。擺桿帶來一種附加的作用。離心力的變化以同樣的方式改變側(cè)翼密封力，一個正偏移增加軌道運動渦旋件的質(zhì)心O與曲軸旋轉(zhuǎn)軸線S之間的距離，因此，側(cè)翼接觸力增加。然而，固定渦旋件相對于曲軸中心的正偏移D引起徑向順應(yīng)角θ的增加。增加的徑向順應(yīng)角由于驅(qū)動力的徑向分離使側(cè)翼接觸力下降。因此，擺桿機構(gòu)具有一固有的補償作用。
固定渦旋件相對于曲軸中心的偏移(假定沿圖82中的線e)引起徑向順應(yīng)角的變化。表I示出偏移值與徑向順應(yīng)角的關(guān)系。
表I
圖83是一圖表，示出在通過解公式1-3的系統(tǒng)得到的，在切向氣體力的不同即時值的情況下繪出側(cè)翼接觸力值相對于偏移所引起的軌道運動的半徑變化的曲線。
圖83示出對于切向力從100到1000 lbf變化的側(cè)翼接觸力。氣體徑向力假設(shè)為氣體切向力的值的10％。在公式1-3中出現(xiàn)的其它數(shù)值是典型的四噸渦旋式壓縮機的值。在X軸上的變量表示固定渦旋件的偏移。正的偏移值相當(dāng)于軌道運動渦旋件中心線遠(yuǎn)離曲軸中心線的移動。等式1-3表明了下列變化具有相對的效果(1)一般，氣體切向力的增加引起側(cè)翼密封力的增加；(2)固定渦旋件和擺桿離心力的增加導(dǎo)致增加側(cè)翼密封力。
圖83中的曲線還表明，固定渦旋件相對于曲軸中心的偏移在側(cè)翼密封力上的作用取決于切向氣體力的大小。對于小于400 lbf的氣體切向力，側(cè)翼接觸力隨著軌道運動半徑的增加而增加。對于氣體切向力大于400 lbf的情況，側(cè)翼接觸力隨著軌道運動的半徑的增加而下降。對于400 lbf的氣體切向力，側(cè)翼密封力值的變化可以忽略。當(dāng)固定渦旋件相對于曲軸中心偏移-0.075英寸時，側(cè)翼接觸力是恒定的。
軌道運動半徑值e隨著曲軸角以正弦方式變化。側(cè)翼密封力在圖83中以曲線表示，而在圖84中示出在固定渦旋件相對于曲軸中心的偏移D為0.010英寸的情況下的曲軸角ξ。軌道運動渦旋件的偏心率是曲軸角的一個函數(shù)，其計算如下e(ξ)＝D*sin(ξ)式中ξ為曲軸角。
圖84示出在0.010英寸的徑向順應(yīng)角度θ的情況下，對于切向氣體力的若干值，側(cè)翼密封力隨著曲軸角的變化。側(cè)翼密封力與切向氣體力成反比。然而，當(dāng)切向氣體力增加時，這種偏移作用發(fā)生了質(zhì)變。對于一種相位角的最佳選擇，固定渦旋件相對于曲軸中心的偏移減小了最大的密封力，并增大了最小密封力。對于圖84所示的在一個大約為180度的曲軸角下的相位角的情況，可以看出這種選擇的效果。
例如，在圖85中示出了在一渦旋式壓縮機在高負(fù)荷條件下運行時所確定的切向氣體力相對于曲軸角的變化。在這種情況下，徑向氣體力Frg大約為平均切向氣體力Ftg的10％。
圖86示出當(dāng)固定渦旋件相對于曲軸中心偏移D為0.020英寸并且切向氣體力如圖85所示變化時相對于曲軸角的側(cè)翼密封力。對于在傾斜與壓力變化之間的相位考慮八個不同值。該圖示出對于在圖85中示出的切向氣體力的變化在圖84中強調(diào)了的偏移作用。側(cè)翼密封力與氣體切向力的變化成反比。對于一個大約為90度的相位角，側(cè)翼密封力可以減小。圖87示出計算出的轉(zhuǎn)矩相對于曲軸角的值。
為了更好地理解固定渦旋件相對于曲軸中心的偏移對轉(zhuǎn)矩變化的作用，在圖88中示出對于若干相對于相位角的偏移值的峰-峰變化的曲線。在圖88中，可以求出對于一給定的偏移的可以使曲軸轉(zhuǎn)矩變化減弱的相位角。然后可以從圖86得出將側(cè)翼密封力的變化減至最小的具體的相位角。
從上述討論中可以得出結(jié)論，固定渦旋件相對于曲軸中心偏移的作用在擺桿的情況下比在滑塊的情況下更復(fù)雜。前面已經(jīng)示出，離心力與徑向順應(yīng)角相比，對于側(cè)翼密封力起到相反的作用。固定渦旋件的合適的選擇將會減小轉(zhuǎn)矩變化，同時減小側(cè)翼密封力的變化。這意味著最大側(cè)翼密封力的減小，同時側(cè)翼接觸力對于密封仍然是足夠的。最大密封力的值較小意味著較小的摩擦負(fù)荷，這不僅對于一種更高效的壓縮機，而且對于一種噪音更小的渦旋式壓縮機是一個機遇。
雖然前面已經(jīng)利用某些實施例對本發(fā)明做了描述，但本發(fā)明可以在本公開的精神和范圍內(nèi)進一步改進。因此，本申請意欲覆蓋任何利用了本發(fā)明的一般原理的任何變異、應(yīng)用或適應(yīng)性變化。
權(quán)利要求
1.一種渦旋式壓縮機(20)，其具有一抽吸壓力腔室(98)，接收在該抽吸壓力腔室中的流體基本上處于抽吸壓力，和一排放壓力腔室(110)，流體基本上在排放壓力下從排放腔室中排走，所述壓縮機包括一第一渦旋件(56)，其具有一從一第一基本為平面的表面(66)凸出的第一漸開線狀渦卷件(68)；、一第二渦旋件(58)，其具有一從一第二基本上為平面的表面(74)上凸起的第二漸開線狀渦卷件(76)，和與所述第二基本上為平面的表面相對的第三表面(72)和第四表面(506)，所述第三和第四表面分別位于第一和第二平面內(nèi)，它們彼此間隔開并基本上與所述第二基本上為平面的表面平行；所述第一和所述第二渦旋件與朝所述第二表面凸出的所述第一漸開線狀渦卷件和朝所述第一表面凸出的所述第二漸開線狀渦卷件相互接合，所述第一表面位于與所述第二表面基本平行，從而，所述渦旋件的相對軌道運動在所述漸開線狀渦卷件之間壓縮流體，所述接合的渦旋件與抽吸腔室和排放腔室流體連通，一框架(60)有第五表面(78)和第六表面(514)，所述第五和第六表面位于不同的表面內(nèi)與所述第二渦旋件的所述第二基本上為平面的表面基本平行，所述第無表面與所述第二渦旋件的所述第三表面鄰近且與其相對，所述第六表面與所述第二渦旋件的所述第四表面鄰近且與其相對，其特征在于，在所述第三和第五表面之間設(shè)置一第一密封(114)和在所述第四和第六表面之間設(shè)置第二密封(116)，所述第一密封與所述第三和第五表面之一滑動接合，而所述第二密封與所述第四和第六表面之一滑動接合，所述第二渦旋件的所述第三和第四表面、所述框架的所述第五和第六表面和所述第一和第二密封部分地界定出中間壓力腔室，所述中間壓力腔室與中間抽吸和排放壓力源流體連通，從而，所述第一和第二渦旋件被由所述中間壓力腔室內(nèi)的流體壓力引起的力迫壓成軸向密封接合。
2.如權(quán)利要求1所述的渦旋式壓縮機，其特征在于所述第一和第二密封每個都是連續(xù)的，所述第一密封長于所述第二密封。
3.如權(quán)利要求1所述的渦旋式壓縮機，其特征在于所述第一和第二密封是環(huán)形的，所述第一密封的直徑大于所述第二密封。
4.如權(quán)利要求1所述的渦旋式壓縮機，其特征在于所述第一和第二密封是同軸的，從而，所述中間壓力腔基本是環(huán)形的。
5.如權(quán)利要求1所述的渦旋式壓縮機，其特征在于所述第二渦旋件的所述第三和第四表面和所述框架的所述第五和第六表面基本上是平面，所述第三和第五表面之一設(shè)有一槽(502)，所述第一密封設(shè)在該槽內(nèi)，所述第一密封與所述第三和第五表面的另一個流體連通，而所述第四和第六表面之一設(shè)有一槽(504)，所述第二密封設(shè)在該槽內(nèi)，所述第一密封與所述第四和第六表面的另一個流體連通。
6.如權(quán)利要求5所述的渦旋式壓縮機，其特征在于所述第二渦旋件包括一轂(516)，其在所述第一和第二平面之間延伸，所述轂伸展到設(shè)于所述框架內(nèi)的腔中。
7.如權(quán)利要求6所述的渦旋式壓縮機，其特征在于所述框架內(nèi)的所述腔在所述框架的所述第五和第六表面之間延伸。
8.如權(quán)利要求6所述的渦旋式壓縮機，其特征在于所述轂基本上是圓柱形的，所述轂的外周表面(508)部分地限定出所述中間壓力腔室。
9.如權(quán)利要求1所述的渦旋式壓縮機，其特征在于所述第一和第二密封的所述一個密封地設(shè)置于所述中間壓力腔室內(nèi)，且基本上在排放流體壓力下的容腔中，所述第一和第二渦旋件被由所述容腔內(nèi)的流體壓力引起的力至少部分地迫壓成軸向密封接合。
10.如權(quán)利要求9所述的渦旋式壓縮機，其特征在于所述第一和第二密封的所述一個設(shè)有基本為C型的通道，所述通道朝所述容腔敞開，從而，流體基本上以排放壓力設(shè)置于所述通道內(nèi)，所述第一和第二密封的所述一個由所述通道內(nèi)的流體膨脹，由此，增強相對表面之間的密封，所述第一和第二密封的所述一個則設(shè)置于此相對表面之間。
11.如權(quán)利要求10所述的渦旋式壓縮機，其特征在于基本上以排放壓力設(shè)置于所述通道內(nèi)的流體是油。
12.如權(quán)利要求9所述的渦旋式壓縮機，其特征在于所述容腔是一第一容腔，所述第一和第二密封的另一個密封地設(shè)置于所述中間壓力腔室內(nèi)和一基本上于抽吸流體壓力下的第二容腔之間，所述第一和第二密封的所述另一個設(shè)有基本為C型的通道，所述通道朝所述中間壓力腔室敞開，從而，流體基本上以抽吸和排放壓力之間的壓力設(shè)置于所述通道內(nèi)，所述第一和第二密封的所述另一個由所述通道內(nèi)的流體膨脹，由此，增強相對表面之間的密封，所述第一和第二密封的所述另一個則設(shè)置于此相對表面之間。
13.如權(quán)利要求12所述的渦旋式壓縮機，其特征在于所述第一和第二渦旋件被由所述第二容積內(nèi)的流體壓力引起的力至少部分地迫壓成軸向密封接合。
14.如權(quán)利要求1所述的渦旋式壓縮機，其特征在于所述中間壓力腔室與所述第一和第二漸開線狀渦卷件之間的空間流體連通，由此，所述中間壓力腔室提供有來自所述第一和第二漸開線狀渦卷件之間的于抽吸和排放壓力之間的壓力的流體。
15.如權(quán)利要求14所述的渦旋式壓縮機，其特征在于一管路(85)通過所述第二渦旋件延伸，于抽吸和排放壓力之間的壓力的流體通過所述管路提供給所述中間壓力腔室。
16.如權(quán)利要求15所述的渦旋式壓縮機，其特征在于所述管路形成為單個直的通道。
17.如權(quán)利要求15所述的渦旋式壓縮機，其特征在于所述管路形成為多個連通的直的通道。
全文摘要
一種渦旋式壓縮機(20),其具有抽吸壓力腔室(98)和排放壓力腔室(110),其還包括第一渦旋件(56),其具有從第一表面(66)凸出的第一渦卷件(68);第二渦旋件(58),其具有從第二表面(74)上凸起的第二渦卷件(76),和與第二表面相對的第三表面(72)和第四表面(506)。一框架(60)有第五表面(78)和第六表面(514),在第三和第五表面之間設(shè)置第一密封(114)和在第四和第六表面之間設(shè)置第二密封(116)。
文檔編號F04C18/00GK1249401SQ9910854
公開日2000年4月5日 申請日期1999年6月22日 優(yōu)先權(quán)日1998年6月22日
發(fā)明者D·K·哈勒 申請人:特庫姆塞制品公司