CN103047136A - 具有旁路孔的涡旋式压缩机 - Google Patents

Abstract

一种涡旋式压缩机，包括：固定涡盘，具有固定涡卷和盘部，该固定涡卷的厚度沿着压缩路径而变化，该盘部具有一排放孔用以排放压缩后的制冷剂；绕动涡盘，具有绕动涡卷，该绕动涡卷与固定涡卷共同限定压缩室，并且其厚度沿着压缩路径而变化，该绕动涡盘相对于该固定涡盘执行绕动运动；联接到该绕动涡盘的旋转轴；以及驱动该旋转轴的驱动单元，该驱动单元包括形成在该固定涡盘上的多个旁路孔；以及设置在各旁路孔处的旁通阀，其中每个旁路孔的直径均大于该排放孔的有效直径的三分之一。

Description

具有旁路孔的涡旋式压缩机

技术领域

本发明涉及一种具有旁路孔（bypass hole，旁通孔）的涡旋式压缩机，尤其涉及一种能够防止压缩室中的压力过度增大的具有旁路孔的涡旋式压缩机。

背景技术

涡旋式压缩机是这样一种压缩机，其包括具有固定涡卷的固定涡盘，以及具有与该固定涡卷接合的绕动涡卷的绕动涡盘。在这种涡旋式压缩机的构造中，随着绕动涡盘在固定涡盘上执行绕动运动，形成在固定涡卷与绕动涡卷之间的压缩室的容积连续地变化，由此吸入并压缩制冷剂。

涡旋式压缩机能够连续地执行吸入、压缩和排放，因此与其它类型的压缩机相比，涡旋式压缩机在运行期间产生的振动和噪声方面很受好评。详言之，随着连续地向中心移动时，涡旋式压缩机的压缩室的容积减小，并且因此制冷剂气体被连续地吸入、压缩并排放。

在绕动涡盘或固定涡盘的中心部附近形成排放孔，经压缩的制冷剂气体经由该排放孔被排出。这是由于中心部具有最大的压力。防回流阀被安装到排放孔以防止制冷剂气体由于压力不同而回流。

然而，具有这种构造的传统的涡旋式压缩机，其高度很难降低。亦即，传统的涡旋式压缩机需要在绕动涡盘下方设置一主框架，用以当绕动运动时安全地支撑绕动涡盘，这样就增大了涡旋式压缩机的总体高度。

同时，还与排放孔分开地设置有用于提前部分地分流压缩后的气体的旁路孔和用于打开或关闭该旁路孔的旁通阀。该旁路孔用于通过在发生过度压缩时预先分流制冷剂气体，来减少能量消耗以及由于过度压缩而导致的压缩机的损坏。详言之，当工作压缩率低于设计压缩率时，如果排放开始角还没有到达，即使压缩室中的气压变为与排放压相同，也会持续执行压缩，从而导致过度压缩的损失。这样，当产生过度压缩时，依据压缩室和排放孔之间的压力差，旁通阀自动地打开或者关闭以预先部分地排出被压缩的气体，从而减小绕动涡盘的起始扭矩或者预先防止由于过度压缩而导致的损坏。

为了获得充分的减小过度压缩损失的效果，有必要增大旁路孔的直径，但是旁路孔的直径一般不超过对应的涡卷的厚度，因此存在着限制。因此，现有技术采用了具有多个比期望直径小的直径的旁路孔的结构。然而，这种结构会使固定涡盘或者绕动涡盘的制造变得复杂，并且需要为每个旁路孔安装旁通阀，从而导致润滑成本增加。

发明内容

为了解决现有技术的缺陷，本发明的一个方案提供了一种能够减少总体高度的涡旋式压缩机。

本发明的另一个方案提供一种通过增加旁路孔的直径而能够减小旁路孔的数量的涡旋式压缩机。

为了实现这些以及其它的优点，并且根据本说明书的目的，如在此所具体化和宽泛描述的，提供一种涡旋式压缩机，该涡旋式压缩机包括：固定涡盘，具有固定涡卷，该固定涡卷的厚度沿着压缩路径而变化；绕动涡盘，具有绕动涡卷，该绕动涡卷与固定涡卷共同限定压缩室，并且其厚度沿着压缩路径而变化；旋转轴，其一端具有偏心部，该旋转轴联接到绕动涡盘，使得该偏心部与该绕动涡卷在横向上重叠；以及驱动单元，用于驱动该旋转轴，其中在绕动涡盘上形成与涡旋式压缩机的排放空间连通的排放孔和至少一个旁路孔。

在本发明的一个方案中，由于固定涡盘充当传统的涡旋式压缩机的主框架，因此上框架的厚度可以减小。

在本发明的另一个方案中，可允许固定涡卷或绕动涡卷具有不规则地增大或减小的厚度，而非具有均一的厚度，以便根据需要增大旁路孔的直径。而且，旁路孔的直径可大于排放孔的有效直径的三分之一，以使制冷剂通过旁路孔快速及顺畅地排放，使得过度压缩损失减小，并且防止由于过大的压力而引起的固定涡卷和绕动涡卷的损坏。

这里，有效直径意指其面积与排放孔的面积相同的圆的直径。术语“有效直径”的使用是由于排放孔能形成为除了圆形之外的随机形状。

在绕动涡盘的绕动运动期间，旁路孔可由固定涡盘的固定涡卷的一部分打开或关闭。这里，面对旁路孔的固定涡卷的一部分的厚度可被形成为大于旁路孔的直径。如果固定涡卷的对应部分的厚度小于旁路孔的直径，则其间插设有固定涡卷的两个压缩室会彼此连通，从而引起损失。

因此，固定涡卷的厚度可以是固定涡卷的平均厚度的1.5倍。即使当固定涡卷的厚度大于旁路孔的直径时，在绕动涡盘的盘部与固定涡卷的上表面之间仍可发生渗漏。因此，如可能的话，固定涡卷的厚度可以优选为较厚，以防止这种渗漏。

旁路孔的直径可被设定为使穿过该旁路孔的制冷剂的流动速度小于50m/s。

根据本发明的另一方案，可通过增大旁路孔的直径而减少旁路孔的数量，由此减少固定涡卷和绕动涡卷的加工成本，并且通过旁路孔的制冷剂的顺畅排放使过度压缩损失减小，并且防止固定涡卷或绕动涡卷过早损坏。

附图说明

以下将参照下列附图详细描述多个实施例，其中相似的附图标记指示相似的元件，在附图中：

图1是根据如这里宽泛描述的一个示范性实施例的涡旋式压缩机的内部结构的剖视图；

图2是图1中所示的示范性实施例的压缩单元的局部剖视图；

图3是图2中所示的压缩单元的分解立体图；

图4A和图4B是示出具有渐开线形的绕动涡卷和固定涡卷的涡旋式压缩机中，刚好在吸入之后以及刚好在排放之前的第一压缩室和第二压缩室的平面图；

图5A和图5B是示出具有另一种渐开线形的绕动涡卷和固定涡卷的涡旋式压缩机中的绕动涡卷的形状的平面图；

图6A至图6E示出用于获得图1所示的示范性实施例的涡旋式压缩机中的生成曲线的过程；

图7是示出根据图6A至图6E中所示的过程生成的最终曲线的平面图；

图8是由图7所示的曲线形成的绕动涡卷和固定涡卷的平面图；

图9是图8的中心部的放大的平面图；

图10是示出角度α与压缩率之间的关系的曲线图；

图11是示出旁路流速与由过度压缩导致的损失之间的关系的曲线图；

图12是示出旁路流速与旁路孔直径之间的关系的曲线图；

图13是沿图8的线A-A’的剖视图；

图14是示出图8的放大的中心部的另一平面图；

图15A和图15B是如这里所具体化和宽泛描述的绕动涡盘的旋转轴联接部的剖视图；

图16是示出压缩率随平均曲率半径而变化的曲线图；

图17是示出曲柄转角处于150°时的状态的平面图；以及

图18是示出图8中的示范性实施例中的第二压缩室中的排放操作的开始的平面图。

具体实施方式

以下，将参照附图根据本说明书详细描述涡旋式压缩机的示范性实施例。

如图1和图3所示，根据一个示范性实施例的涡旋式压缩机可包括圆柱形的壳体110以及用于覆盖该壳体110的上部和下部的上壳112和下壳114。上壳112和下壳114可以焊接到壳体110，以便与壳体110共同限定一单独的密封容器100。也可以采用其它合适的附连方式。密封容器100的下部空间可限定吸入空间S1，并且其上部空间可限定排放空间S2。下部空间和上部空间可基于稍后将说明的上框架170来划分。

排放管116可连接到上壳112的上侧。排放管116可充当将压缩后的制冷剂排放到外部所经由的路径。用于分离与排放的制冷剂混合的油的油分离器（图未示）可被连接到排放管116。吸入管118可安装在壳体110的侧表面上。吸入管118可充当吸入压缩后的制冷剂所经由的路径。在图1所示的实施例中，吸入管118设于壳体110与上壳112之间的接口处；然而，吸入管118也可以具有其它合适的设置位置。另外，下壳114可具有储存油的油室功能，这些油被供给到压缩机以使其顺畅地工作。

电机120可安装在壳体110内的大致中央部分处。电机120可包括被固定到壳体110的内表面的定子122以及位于定子122内并可借助与定子122的相互作用而被旋转的转子124。旋转轴126可设置在转子124的中心以便可与转子124一起旋转。

油路126a可形成在旋转轴126中，并沿旋转轴126的纵向延伸。用于泵吸储存在下壳114中的油的油泵126b可安装在旋转轴126的下端部。油泵126b可以通过在油路126a中形成螺旋形凹槽或者单独安装叶轮来实施，或者可以是单独焊接或以其它方式附连的泵。

在旋转轴126的上端部可设置扩大直径部126c，该扩大直径部126c插入到形成在稍后将说明的固定涡盘中的凸台内。扩大直径部126c的直径可大于旋转轴126的其它部分的直径。在扩大直径部126c的端部可形成销部126d。在备选的实施例中，可以省去该扩大直径部，整个旋转轴126可具有一特定的直径。偏心轴承128可联接到销部126d。参照图3，偏心轴承128可偏心地联接到销部126d中。销部126d与偏心轴承128之间的联接部可具有“D”形状，使得偏心轴承128不能相对于销部126d旋转。

固定涡盘130可安装在壳体110与上壳112之间的边界部处。固定涡盘130可具有一外周面，该外周面被过盈配合在壳体110与上壳112之间。或者，固定涡盘130可被焊接到壳体110和上壳112。还可以采用其它合适的安装方式。

在固定涡盘130的下表面形成凸台132，旋转轴126可插入该凸台132中。穿过凸台132的上表面（见图1）可形成一通孔，旋转轴126的销部126d穿过该通孔插入。由此，销部126d可经由该通孔凸出于固定涡盘130的盘部134的上表面。

在盘部134的上表面形成固定涡卷136。侧壁138可位于盘部134的外周部。侧壁138可限定用于容置绕动涡卷140的空间，并可与壳体110的内周面接触。在侧壁138的上端部的内侧可形成绕动涡卷支撑部138a，绕动涡盘140的外周部容置在该绕动涡卷支撑部138a上。绕动涡卷支撑部138a的高度可以与固定涡卷136的高度基本相同，或者稍微高于固定涡卷136，使得绕动涡卷的端部可接触固定涡盘130的盘部134的表面。

绕动涡盘140可设置在固定涡盘130上。绕动涡盘140可包括：盘部142，该盘部具有近似圆形的形状；以及绕动涡卷144，该绕动涡卷与固定涡卷136接合。在盘部142的中心部上可形成近似为圆形的旋转轴联接部146，使得偏心轴承128可被可旋转地插入该旋转轴联接部中。旋转轴联接部146的外周部可连接到绕动涡卷144，以便在压缩期间与固定涡卷136一起限定多个压缩室。

偏心轴承128可插入旋转轴联接部146中，旋转轴126的端部可穿过固定涡盘130的盘部134插入，并且绕动涡卷144、固定涡卷136和偏心轴承128可在压缩机的侧向上重叠。当进行压缩时，制冷剂的排斥力可作用到固定涡卷136和绕动涡卷144，而作为克服排斥力的反作用力的压缩力可作用在旋转轴联接部146与偏心轴承128之间。这样，当轴穿过盘部而部分地插入并与涡卷重叠时，制冷剂的排斥力及压缩力将会作用于基于盘部的同侧表面，由此相互削弱。因此，可避免因压缩力和排斥力而导致的绕动涡盘140倾斜。或者，可安装偏心轴衬来代替偏心轴承。在该备选示例中，其中插入有该偏心轴衬的旋转轴联接部146的内表面可被特别处理以充当轴承的作用。还可考虑包括在偏心轴衬与旋转轴联接部之间安装单独的轴承等其它的设置方式。

在盘部142处可形成排放孔140a，以便可将经压缩的制冷剂排放到壳体110中，可以综合考虑所要求的排放压力及其它此类因素来确定排放孔140a的位置和形状。除了排放孔140a之外，盘部142还可包括旁路孔140b（见图8）。当旁路孔140b设置得比排放孔140a更远离盘部142中心时，旁路孔140b的直径可大于排放孔140a的有效直径的三分之一。

用于防止绕动涡盘140旋转的十字滑环150可安装在绕动涡盘140上。十字滑环150可包括：环部152，其具有近似环形的形状，并且插入到绕动涡盘140的盘部142的后表面；以及一对第一键154和一对第二键156，它们分别从环部152的相应的侧表面上伸出。在确定的实施例中，第一键154可伸出得比绕动涡盘140的盘部142的外圆周部的厚度更远，从而可插入到第一键凹槽154a，该第一键凹槽154a在绕动涡盘支撑部138a和固定涡盘130的侧壁138的上端中形成。另外，第二键156可插入到第二键凹槽156a中，该第二键凹槽156a在绕动涡盘140的盘部142的外圆周部处形成。

每个第一键槽154a可具有向上延伸的竖直部和沿左-右或水平方向延伸的水平部。在绕动涡盘140的绕动运动期间，每个第一键154的下端部保持插入到对应的第一键槽154a的水平部中，而第一键154沿径向的外端部与第一键槽154a的竖直部分离。亦即，第一键槽154a和固定涡盘130在竖向上彼此联接，这样就允许减小固定涡盘130的直径。

详言之，在绕动涡盘140的盘部142与固定涡盘130的内壁之间可设置与绕动半径的宽度相同的间隙（气隙）。如果十字滑环沿径向联接于固定涡盘，则形成在固定涡盘处或其内的键槽可至少比绕动半径长，以便防止在绕动运动期间十字滑环150与键槽分离。然而，这种结构可导致固定涡盘的尺寸增大。

另一方面，如该示范性实施例中所示，如果键槽156a向下延伸到绕动涡卷144与绕动涡盘140的盘部142之间的空间的下侧，则可在不增大固定涡盘130的尺寸的情况下使键槽156a具有足够的长度。

另外，在该示范性实施例中，十字滑环150的所有键可形成在环部152的一侧表面处。与在环部152的上/下侧表面处形成所述键相比，这种结构可减小压缩单元的总的竖直高度。

用于可旋转地支撑旋转轴126的下侧的下框架160可被安装在壳体110的下侧，而支撑绕动涡盘140及十字滑环150的上框架170可被安装在绕动涡盘140上。在上框架170的中心部处可具有孔171。该孔可与绕动涡盘140的排放孔140a连通以使经压缩的制冷剂能够通该孔向上壳体112排放。

如前所述的旁路孔140b的尺寸可大于排放孔140a的有效直径的三分之一。在一个示范性实施例中，排放孔140a的有效直径可以为约10mm，而旁路孔140b的直径可以近似为4.5mm。也可以采用其它合适的组合。可设置一对旁路孔，并且它们的总面积可仅相当于排放孔140a的面积的20%，虽然图中未示。也可以采用其它合适的组合。

如前文所述，当旁路孔形成时，经过该旁路孔的制冷剂的流动可变得顺畅，因此可以减小经过该旁路孔的制冷剂的流速。另一方面，当该旁路孔直径较小时，制冷剂的流速增大，因此制冷剂无法经过旁路孔顺畅地排出。经过该旁路孔的制冷剂的流速可显著地影响过度压缩损失的减小。特别地，当经过该旁路孔的制冷剂的流速小于50m/s时，损失值可以显著地减小。

亦即，如图11所示，直至流速为50m/s，过度压缩损失都不会大幅增大，但是当旁路流速超过50m/s时过度压缩损失显著地增大。因此，为了维持小于50m/s的流速，可增大旁路孔的直径。然而，旁路孔的直径通常不大于其所面对的固定涡卷或绕动涡卷的厚度，并且固定涡卷和绕动涡卷通常形成为渐开线（渐开曲线）。

图4A和图4B是示出在涡旋式压缩机中，刚好在吸入操作之后的压缩室及刚好在排放操作之前的压缩室的平面图，该涡旋式压缩机具有形成为渐开线形的绕动涡卷和固定涡卷并且具有部分地穿插于盘部的轴。图4A示出限定在固定涡卷的内侧表面和绕动涡卷的外侧表面之间的第一压缩室的变化，而图4B示出了限定在绕动涡卷的内侧表面与固定涡卷的外侧表面之间的第二压缩室的变化。

在这种涡旋式压缩机中，压缩室被限定在由具有渐开线的绕动涡卷与固定涡卷之间的接触而产生的两个接触点之间。如图4A和图4B所示，限定一个压缩室的两个接触点位于一条直线上。换言之，压缩室可沿着相对于旋转轴的中心延伸360°。

至于图4A中所示的第一压缩室的容积变化，当该压缩室响应于绕动涡盘的绕动运动而朝向中心部移动时，该压缩室的容积逐渐减小。这样，当到达绕动涡盘中心处的旋转轴联接部的外周部时，第一压缩室具有最小容积值。对于具有渐开线形状的固定涡卷和绕动涡卷，容积的减小率随绕动角度（以下称“曲柄转角”）增大而线性地减小。因此，为了获得高压缩率，压缩室可以尽可能近地被靠近中心移动。然而，当旋转轴处于中心部时，该压缩室可仅向上移动到旋转轴的外周部。因此，压缩率降低。图4A显示的压缩率约为2.13。

图4B所示的第二压缩室的压缩率约为1.46，该压缩率比第一压缩室的压缩率低得多。然而，对于第二压缩室，如果绕动涡盘的形状被改变而使得旋转轴联接部与绕动涡卷之间的连接部P形成为弧形形状，则直到排放操作之前，第二压缩室的压缩路径可被延伸，由此将压缩率提高至约3.0。在此情况下，第二压缩室可刚好在排放操作之前绕转动中心延伸小于360°。然而，该方法可能不适用于第一压缩室。

因此，当固定涡卷和绕动涡卷具有渐开线形状时，第二压缩室可具有尽可能高的压缩率，但是第一压缩室可能并非如此。而且，当两个压缩室各自的压缩率相差很大时，可能会不利地影响压缩机的运行，甚至可能降低总体压缩率。另外，对于具有渐开曲线形的绕动涡卷或固定涡卷而言，这些涡卷通常具有均一的厚度，因此可以增大涡卷的厚度以便增大旁路孔的直径，但是这样可能导致压缩机整体尺寸的增大。如果在增大卷的厚度的同时维持给定的压缩机的总体尺寸，则会降低压缩率。因此，在具有渐开曲线形的绕动涡卷和固定涡卷的涡旋式压缩机中，不能够合理地增大旁路孔的直径，因此可转而考虑增加旁路孔的数量的替代性方法。

详言之，如该示范性实施例中所示，当排放孔的有效直径约为10mm时，通常的涡旋式压缩机可具有四个旁路孔，每个旁路孔的直径为3mm，因此增大了绕动涡盘或固定涡盘的加工成本，并由于形成多个孔而降低了盘部的强度。图12是示出当旁路孔的直径为3mm和4.5mm时旁路流速中变化的曲线图。如该曲线图中所示，当旁路孔的直径为3mm时流速要快得多，因此使过度压缩损失增大。

因此，如在此所宽泛描述的涡旋式压缩机的示范性实施例可包括具有与渐开曲线不同的曲线（形状）的绕动涡卷和固定涡卷。图6A至图6E示出了根据该示范性实施例的确定固定涡卷和绕动涡卷的形状的过程。在图6A至图6E中，实线表示为第一压缩室生成的曲线，虚线表示为第二压缩室生成的曲线。

生成曲线指的是在运动期间由特定形状绘出的轨迹。实线表示在吸入操作和排放操作期间由第一压缩室绘出的轨迹，虚线表示第二压缩室的轨迹。因此，如果生成曲线基于该实线而从该生成曲线的两个相反侧沿绕动涡盘的绕动半径向外延伸，则其展现固定涡卷的内侧表面和绕动涡卷的外侧表面的形状。如果生成曲线基于该虚线向外延伸至其两个相反侧，则其展现固定涡卷的外侧表面和绕动涡卷的内侧表面的形状。

图6A示出与图5A所示的涡卷形状对应的生成曲线。这里，粗线与刚好处于排放操作之前的第一压缩室对应。如图所示，起点和终点处于一条直线上。在此情况下，可能难以获得足够的压缩率。因此，如图6B中所示，粗线的位于外侧的端部沿曲线以顺时针方向被移动，而位于内侧的端部被向上移动到与旋转轴联接部接触的点。亦即，该曲线的邻近旋转轴联接部的一部分可被弯曲，以便具有较小的曲率半径。

如上文所述，压缩室由绕动涡卷与固定涡卷互相接触的两个接触点所限定。图6A中的粗线的两端对应着两个接触点。根据涡旋式压缩机的操作算法，各接触点的法向量彼此平行。而且，这些法向量平行于连接旋转轴的中心与偏心轴承的中心的直线。对于具有渐开线形状的固定涡卷和绕动涡卷，这两个法向量彼此平行，并位于同一直线上，如图6A中所示。

亦即，如图6A所示，如果假设旋转轴联接部146的中心为O，两个接触点为P₁、P₂，那么P₂位于连接O与P₁的直线上。如果假设由线OP₁和OP₂形成的两个角度中的较大角度为α，则α为360°。另外，如果假设P₁、P₂处的法向量之间的距离为l，则l为0。

然而，当P₁、P₂沿该曲线被更加向内地移动时，可以使第一压缩室的压缩率提高。为此目的，当将P₂向旋转轴联接部146移动时，即通过朝向旋转轴联接部146转向而移动第一压缩室的曲线时，则与图10A相比，P₁（该点处的法向量与P₂处的法向量平行）沿基于图6B的顺时针方向旋转，由此位于被旋转的点处。如上文所述，随着其沿生成曲线更加向内地移动，第一压缩室的容积减小。因此，与图6A相比，图6B所示的第一压缩室可被更加向内地移动，并被进一步压缩相应的量，由此获得增大的压缩率。

这里，参照图6B，点P₁可被认为过度靠近旋转轴联接部146，因此旋转轴联接部146可能必须变得更薄以与之相适应。由此，点P₁被回移以更改该曲线，如图6C所示。这里，在图6C中，第一压缩室和第二压缩室的曲线可被认为彼此过度靠近，可与之对应的是涡卷的厚度过薄，或者导致在实体上难以形成涡卷。因此，如图6D所示，第二压缩室的曲线可被更改为使得两条生成的曲线之间能够维持预定的间隔。

此外，如图6E所示，可将第二压缩室的生成曲线更改为使得位于第二压缩室的曲线的端部的弧形部A可与第一压缩室的曲线接触。可以更改这些生成曲线以连续地维持这些曲线之间的预定间隔。当第二压缩室的生成曲线的弧形部A的半径增大以确保固定涡卷的端部处的涡卷刚度时，可获得具有图7所示形状的生成曲线。

图8是基于图7的生成曲线获得的绕动涡卷和固定涡卷的平面图，而图9是图8的中心部的放大的平面图。作为参考，图8示出在第一压缩室的排放操作开始的时间点处的绕动涡卷的位置。图8中的点P₁表示在第一压缩室的排放开始的时刻，限定压缩室的两个接触点的界面处的一个点。这种点在图14中被具体表示为P₃。线S是表示旋转轴的位置的虚线，而圆C是由线S绘出的轨迹。在下文中，当线S处于图8所示的状态时（即，排放开始时），曲柄转角被设定为0°，当逆时针旋转时，设定为负（-）值，而当顺时针旋转时，设定为正（+）值。

参照图8和图9，分别连接两个接触点P₁、P₂与旋转轴联接部的中心O的两条直线可限定一角度α。该角度α可小于360°。每个接触点P₁、P₂处的法向量之间的距离l可大于0。因此，刚好处于排放操作之前的第一压缩室的容积可以比由具有渐开线形状的固定涡卷和绕动涡卷所限定的容积更小，由此使压缩率提高。另外，图8所示的绕动涡卷和固定涡卷的形状包括多个相连的具有不同直径和原点的弧，并且最外部的曲线可近似为具有长轴和短轴的椭圆的形状。

在本示范性实施例中，角度α可介于270°至345°的范围内的值。图10是示出角度α和压缩率的关系的曲线图。从提高压缩率的观点来看，角度α可具有相对低的值。然而，如果该角度α小于270°，则可能阻碍机械加工，从而对生产率造成不利影响，并使压缩机的价格提高。如果该角度α大于345°，压缩率可能降低到2.1以下，从而无法提供足够的压缩率。

另外，凸出部165可从固定涡卷的内端朝向旋转轴联接部146凸出而成。从该凸出部165的端部可凸出形成接触部162，使得固定涡卷130的内端部可比其它部分更厚。由此，可以提高受最强压缩力作用的固定涡卷130的内端的涡卷刚度，因此提高了耐用性。

并且，如前文所述，固定涡卷或绕动涡卷的厚度可根据需要而被设定为使设有旁路孔140b的绕动涡卷或固定涡卷的厚度大于旁路孔140b的直径。

图13是示出邻近旁路孔140b的绕动涡盘140和固定涡盘130的一部分的剖视图。如图13所示，旁路孔140b的直径小于固定涡卷136的厚度b。如果a>b，其间插设有固定涡卷136的两个压缩室可经由旁路孔彼此连通，则a<b的条件可以满足。绕动涡盘的盘部142接触固定涡盘136的部分c的长度可相对较长，以提高两个压缩室之间的密封性能。

在某些实施例中，固定涡卷136的厚度可被设定为固定涡卷的平均厚度的1.5倍。也可以采用其它合适的设置方式。

如果假设固定涡卷的内侧表面与旋转轴的中心O’之间的距离为D_F，那么随着固定涡卷从P₁沿（基于图9的）逆时针方向行进，D_F可先增大然后减小，这种间隔在图17中示出。图17是示出开始排放操作之前的150°时（即当曲柄转角为150°）的绕动涡卷的位置。如果旋转轴从图17的状态旋转150°以上，则到达图8所示的状态。参照图17，限定第一压缩室的两个接触点中的内侧接触点P₄位于旋转轴联接部146上方，而D_F在从图9的P₃到图17的P₄的间隔处先增大然后减小。

旋转轴联接部146可设有与凸出部165接合的凹入部180。凹入部180的一个侧壁可接触凸出部165的接触部162，以限定第一压缩室的一个接触点。如果假设旋转轴联接部146的中心与旋转轴联接部146的外周部之间的距离为D_O，那么D_O可在图9的P₃与图17的P₄之间的间隔处先增大然后减小。类似地，旋转轴联接部146的厚度也可在图9的P₃与图17的P₄之间的间隔处先增大然后减小。

凹入部180的一个侧壁可包括厚度相对显著增加的第一增大部182以及从第一增大部182延伸并具有厚度以相对低的增大率增加的第二增大部184。这两个增大部与固定涡卷的第一减小部164和第二减小部166对应。第一增大部182、第一减小部164、第二增大部184和第二减小部166可通过在图6B的步骤处将生成曲线朝着旋转轴联接部146转向而获得。由此，限定第一压缩室的内侧接触点P₁可位于第一增大部和第二增大部处，而刚好处于排放操作前的第一压缩室的长度也可被缩短以便提高压缩率。

凹入部180的另一侧壁可具有弧形形状。该弧的直径可由固定涡卷端部的涡卷厚度和绕动涡卷的绕动半径来确定。当固定涡卷的端部的厚度增大时，该弧的直径可增大。由此，靠近该弧的绕动涡卷的厚度可增大，以提供耐用性，而压缩路径也可延伸以便提高第二压缩室的压缩率。

凹入部180的中心部可形成第二压缩室的一部分。图18是示出当第二压缩室中开始排放操作时的绕动涡卷的位置的平面图。参照图18，第二压缩室被限定在两个接触点P₆、P₇之间，并接触凹入部180的弧形侧壁。当旋转轴进一步旋转时，第二压缩室的一端可经过凹入部180的中心。

图14是示出图9中的状态的另一平面图。参照图14，可以注意到，在点P₃处所绘的切线T经过旋转轴联接部146的内侧。这是由于在图6B的过程期间生成曲线向内弯曲这一特性所导致。由此，切线T与旋转轴联接部146的中心之间的距离可小于旋转轴联接部146内的半径R_H。

这里，当旋转轴联接部146的内周面或偏心轴承128的外周面被润滑而不使用单独的轴承时，内半径R_H可被定义为旋转轴联接部146的内半径，如图15所示，而当在旋转轴联接部内额外使用单独的轴承时，该内半径R_H可被定义为轴承的外半径，如图15B所示。

在图14中，点P₅表示当曲柄转角为90°时的内侧接触点，并且如图所示。依据点P₃与P₅之间的每个位置的不同，旋转轴联接部的外圆周的曲率半径可具有各种不同的值。这里，由以下等式定义的平均曲率半径R_m可影响第一压缩室的压缩率：

$R_m=\frac{1}{90}{\&Integral;}_0^{90}{R}_{\mathrm{\&theta;}}\mathrm{d\&theta;}$

其中，R_θ是当曲柄转角为θ时，绕动涡卷在第一压缩室的内侧接触点处的曲率半径。

图16是示出平均曲率半径R_m与压缩率之间的关系的曲线图。一般而言，回转式压缩机在同时用于冷却和加热时可具有大于2.3的压缩率，在用于冷却时压缩率大于2.1。参见图15和图16，当平均曲率半径R_m小于10.5（mm）时，压缩率可大于2.1。因此，如果R_m被设定为小于10.5mm，则压缩率可大于2.1。这里，可以选择性地设定R_m以使其适合涡旋式压缩机使用。在本示范性实施例中，R_H的值可以为约15mm。因此，R_m可被设定为小于R_H/1.4。

同时，当曲柄转角为90°时，点P₅可能并非总是受限的。鉴于涡旋式压缩机的操作算法，相对于90°之后的曲率半径的设计变量可能较低。因此，为了提高压缩率，在0°与90°之间改变形状可能是有利的，在该区间中设计变量相对较高。

Claims (15)

1.一种压缩机，包括：

壳体；

固定涡盘，固定在该壳体中，该固定涡盘具有固定涡卷，该固定涡卷的厚度沿着压缩路径而变化；

绕动涡盘，具有绕动涡卷，该绕动涡卷与该固定涡卷接合以与该固定涡卷共同限定至少一个压缩室，该绕动涡卷的厚度沿着该压缩路径而变化；

轴，其一端具有偏心部，该偏心部联接到该绕动涡盘，使得该偏心部与该绕动涡卷在该压缩机的纵向上重叠；

驱动器，用于驱动该旋转轴旋转；以及

排放孔和至少一个旁路孔，形成在该绕动涡盘上，并与该涡旋式压缩机的排放空间连通。

2.根据权利要求1所述的压缩机，其中在该固定涡卷的与所述至少一个旁路孔对应的部分处的厚度大于该固定涡卷的其余部分的厚度。

3.根据权利要求2所述的压缩机，其中在该固定涡卷的与所述至少一个旁路孔对应的部位处的厚度是该固定涡卷的平均厚度的1.5倍。

4.根据权利要求1所述的压缩机，其中所述至少一个旁路孔的直径与经过所述旁路孔的制冷剂的小于50m/s的流速对应。

5.根据权利要求1所述的压缩机，其中所述至少一个旁路孔包括多个旁路孔，并且其中所述多个旁路孔中的每一个的直径均大于该排放孔的有效直径的三分之一。

6.根据权利要求5所述的压缩机，其中该排放孔的有效直径是10mm，并且所述多个旁路孔的每一个的直径是4.5mm。

7.根据权利要求1所述的压缩机，其中所述至少一个旁路孔的总面积比该排放孔的面积大20%。

8.根据权利要求1所述的压缩机，还包括分别联接到所述至少一个旁路孔的至少一个旁通阀。

9.根据权利要求8所述的压缩机，其中所述至少一个旁通阀被构造成当所述至少一个旁路孔中的压力超过预定值时打开所述至少一个旁路孔。

10.根据权利要求1所述的压缩机，还包括设置在该壳体中的上框架，该上框架将该壳体的内部空间分成该排放空间和吸入空间，其中该上框架包括排放通道，用于提供该绕动涡盘上形成的排放孔与形成在该上框架的上方的排放空间之间的连通。

11.根据权利要求10所述的压缩机，其中该绕动涡盘设置在该固定涡盘下方，而该上框架设置在该绕动涡盘的上方，并且其中该排放空间形成在该上框架的上方，而该吸入空间形成在该绕动涡盘的下方。

12.根据权利要求11所述的压缩机，其中该绕动涡盘包括：

绕动盘部，其中该绕动涡卷从该盘部向下朝向该固定涡盘延伸；以及

轴联接部，形成在该绕动涡卷的中心部，其中该轴的偏心部容置在该轴联接部中。

13.根据权利要求12所述的压缩机，其中该固定涡盘包括：

固定盘部，其中该固定涡盘从该固定盘部向上朝向该绕动涡盘延伸；以及

凸台，从该固定盘部的中心部向下延伸，其中该轴穿过该凸台延伸到该绕动涡盘的轴联接部中。

14.根据权利要求10所述的压缩机，其中形成在该上框架中的排放通道还提供该绕动涡盘上形成的至少一个旁路孔与形成在该上框架的上方的排放空间之间的连通。

15.根据权利要求10所述的压缩机，还包括设置在该上框架与该绕动涡盘之间的十字滑环。

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