CN104254692B - 一种叶片机构 - Google Patents

Abstract

一种叶片机构，外缸，构造为关于它的中心纵轴旋转；内缸，构造为关于它的中心纵轴旋转，所述内缸提供在所述外缸内，所述外缸的中心纵轴和所述内缸的中心纵轴平行并隔开，以使第一线接触总是存在于所述内缸的外表面和所述外缸的内表面之间；叶片，连接到所述外缸的内表面并朝所述外缸的中心纵轴径向延伸，其中所述内缸构造为可旋转地和可滑动地啮合于所述叶片；和轴，连接到所述叶片，以使所述轴的中心纵轴与所述外缸的中心纵轴重合，所述轴构造为位于所述内缸内，以使第二线接触总是存在于所述轴的外表面和所述内缸的内表面之间。

Description

一种叶片机构

技术领域

本发明涉及叶片式压缩机，尤其但不限于涉及用于有效地连接相对于外缸偏心安装的内缸的叶片机构。

背景技术

影响压缩机性能的关键因素之一是它的机械效率。例如，往复活塞缸套式压缩机表现出好的机械效率，但是它的往复运动产生强烈的振动和噪音问题。为了消除这些问题，旋转式压缩机被开发，并且由于它们紧凑的性质和好的振动特性随后得到极大的普及。然而，因为它们的滑动接触的部件通常具有高的相对速率，摩擦损失是显著的，并且因此限制了机器的效率和可靠性。例如，在旋转式滑叶压缩机中，转子和叶尖以高速率摩擦气缸内部，导致极大的摩擦损失。类似地，在滚动活塞式压缩机中，滚动活塞摩擦偏心轮和气缸内部同样导致极大的损失。

尽管就几何构造、机械效率、体积效率和可靠性而言，胜过滚动活塞式压缩机的旋转叶片式压缩机得到发展，旋转叶片机构也还具有它自身的缺点。这些缺点包括导致较高惯性矩的厚且大的旋转部件、导致巨大的未充分使用的扫掠体积的穿过气缸壁的叶片的突出和导致叶片较高弯矩的相对厚的叶片的需求，该相对厚的叶片的需求是由于转子上的叶片的悬臂支撑。

发明内容

根据第一方面，提供了叶片机构，包括：外缸，构造为关于它的中心纵轴旋转；内缸，构造为关于它的中心纵轴旋转，内缸提供在外缸内。外缸的中心纵轴和内缸的中心纵轴平行并隔开，以使第一线接触总是存在于内缸的外表面和外缸的内表面之间；叶片，连接到外缸的内表面并朝外缸的中心纵轴径向延伸，其中内缸构造为可旋转地和可滑动地啮合于叶片；和轴，连接到叶片，以使轴的中心纵轴与外缸的中心纵轴重合，轴构造为位于内缸内，以使第二线接触总是存在于轴的外表面和内缸的内表面之间。

铰链滑动副(joint)可以提供在内缸的壁中以允许内缸可旋转地且可滑动地啮合于叶片。

外缸的内表面的半径可以是内缸的内表面的半径的两倍和内缸的壁的厚度的和减去轴的外径。

根据第二方面，提供了叶片压缩机，包括第一方面的叶片机构，其中叶片压缩机的压缩室具有可变容积，该可变容积受叶片在所述内缸的外部的前沿面、所述外缸在所述叶片的前沿面和所述第一线接触之间的内表面、和所述内缸在所述第一线接触和所述叶片的前沿面之间的外表面的约束。

叶片压缩机的压缩机吸入室可具有可变容积，该可变容积受叶片在所述内缸的外部的尾面、所述外缸在所述叶片的尾面和所述第一线接触之间的内表面、和所述内缸在所述第一线接触和所述叶片的尾面之间的外表面的约束。

叶片和外缸在由叶片的前沿面指引的方向上旋转可导致压缩室的容积减小，而压缩机吸入室的容积增大。

叶片压缩机可以进一步包括与压缩机吸入室流体连通的压缩机吸入口。该压缩机吸入口可以提供在外缸的轴承中。

叶片压缩机可以进一步包括与压缩室流体连通的压缩排出口。该压缩排出口可以提供在外缸的壁中。

叶片压缩机的可选实施例的内压缩室可具有可变容积，该可变容积受叶片在所述内缸的内部的前沿面、所述内缸在所述叶片的前沿面和所述第二线接触之间的内表面、和所述轴在所述第二线接触和所述叶片的前沿面之间的外表面的约束。

叶片压缩机的可选实施例的内吸入室可具有可变容积，该可变容积受叶片在所述内缸的内部的尾面、所述内缸在所述叶片的尾面和所述第二线接触之间的内表面、和所述轴在所述第二线接触和所述叶片的尾面之间的外表面的约束。

叶片压缩机的可选实施例可进一步包括与内压缩室流体连通的排出口，该排出口提供在轴的第一端，以及与内吸入室流体连通的吸入口，该吸入口提供在轴的第二端。

叶片压缩机的可选实施例可进一步包括提供在内压缩室和排出口之间的排出簧片阀以确保从内压缩室到排出口的单向流体流动。

叶片压缩机的可选实施例可进一步包括提供在内缸的壁中的压缩簧片阀以确保从压缩室到内压缩室的单向流体流动。

叶片压缩机的可选实施例可进一步包括提供在内缸的壁中的通孔，该通孔构造为允许内吸入室和压缩机吸入室之间的流体始终连通。

根据第三方面，提供了叶片膨胀机，包括第一方面的叶片机构，其中叶片膨胀机的排出室可具有可变容积，该可变容积受叶片在所述内缸的内部的前沿面、所述内缸在所述叶片的前沿面和所述第二线接触之间的内表面、和所述轴在所述第二线接触和所述叶片的前沿面之间的外表面的约束；该叶片膨胀机可进一步包括与排出室流体连通的膨胀机排出口。

膨胀机排出口提供在轴的第一端。

叶片膨胀机的膨胀机吸入室可具有可变容积，该可变容积受叶片在所述内缸的内部的尾面、所述内缸在所述叶片的尾面和所述第二线接触之间的内表面、和所述轴在所述第二线接触和所述叶片的尾面之间的外表面；该叶片膨胀机可进一步包括与膨胀机吸入室流体连通的膨胀机吸入口。

膨胀机吸入口提供在轴的第二端。

叶片膨胀机可进一步包括与膨胀机吸入口流体连通的吸入阀，该吸入阀构造为允许高压流体通过膨胀机吸入口流进膨胀机吸入室，以便产生跨越叶片的压差，该压差使叶片在沿着排出室容积减小而膨胀机吸入室容积增大的方向上移动。

根据第四方面，提供了叶片膨胀机-压缩机组，包括第二方面的叶片压缩机和第三方面的叶片膨胀机。

附图说明

为了使本发明可被完全理解和容易地产生实际效果，现将通过本发明的非限制性实施例的示例性实施例的方式对它们进行描述，说明书配有参考的附图说明：

图1为叶片机构的剖视图；

图2为具有悬臂式轴承的叶片膨胀机-压缩机组的侧视图，压缩机的簧片阀被隐藏；

图3为具有简支式轴承的叶片膨胀机-压缩机组的侧视图，压缩机的簧片阀被隐藏；

图4为叶片机构的内缸和拼合衬套(内缸-拼合衬套组件)的剖视图；

图5为图4中的内缸-拼合衬套组件的立体图；

图6为图4和图5的铰链滑动副的放大示意图；

图7为图1的叶片机构作为叶片压缩机的操作过程的示意图；

图8为图1的叶片机构的外缸、叶片和轴(外缸-叶片-轴组件)的等距视图；

图9为图1的叶片机构作为叶片膨胀机的操作过程的示意图；

图10为图1的叶片机构作为叶片膨胀机-压缩机组的结合操作过程的示意图；

图11为图8的外缸-叶片-轴组件的剖视图；

图12为图8的外缸-叶片-轴组件的另一等距视图；

图13为在新加坡和其他选定的国家使用图10的叶片膨胀机-压缩机组的偿还期的比较图；

图14为叶片压缩机的可选实施例的剖视图；

图15为具有悬臂式轴承的图14的叶片压缩机的侧视图；

图16为具有简支式轴承的图14的叶片压缩机的侧视图；

图17为图14的叶片压缩机的内缸和拼合衬套(内缸-拼合衬套组件)的剖视图；

图18为图17的内缸-拼合衬套组件的立体图；

图19为图17和18的内缸-拼合衬套组件的放大示意图；

图20为图14的叶片压缩机的操作过程的示意图；

图21为图14的叶片压缩机的外缸、叶片和轴(外缸-叶片-轴组件)的等距视图；

图22为图21的外缸-叶片-轴组件的剖视图；

图23为图21的外缸-叶片-轴组件的另一等距视图；

图24为图14的叶片压缩机的流体流动路径的流程图；

图25为图14的叶片压缩机的第一变型的流体流动路径的流程图；

图26为图14的叶片压缩机的第二变型体的流体流动路径的流程图。

具体实施方式

参照以下图1到图26对本发明的示例性实施例进行描述。

如图1所示，仅具有一个叶片12的叶片机构2。主要部件有：叶片12、内缸14、外缸16和轴20。

在外缸16内提供有内缸14。内缸14和外缸16被构造为允许关于它们各自的中心纵轴C₂、C₁旋转。两个轴C₂和C₁平行并隔开。因此也可以说是内缸14和外缸16以偏心率进行组装。因此，第一线接触31总是存在于内缸14的外表面25和外缸16的内表面22之间。应当注意，在内缸14和外缸16关于它们各自的中心纵轴C₂、C₁旋转过程中，第一线接触31总是被保持。内缸14和外缸16都优选地通过适当的旋转和推力式轴承单独并同心地支撑。轴承可以分别是如图2和图3所示的悬臂式的15、17或者简单支撑式的轴承对17。

如图11和12所示，叶片12连接到外缸16的内表面22并朝外缸16的中心纵轴C₁径向延伸。轴20连接到叶片12使得轴20的中心纵轴与外缸16的纵轴C₁重合。叶片12、外缸16和轴20一起将被称作叶片机构2的外缸-叶片-轴组件或部件A。外缸-叶片-轴组件优选地为一体形成。

轴20被构造为位于内缸14内，使得第二线接触32总是存在于轴20的外表面28和内缸14的内表面24之间。应当注意，在外缸-叶片-轴组件和内缸14旋转过程中，第二线接触32总是被保持。轴20优选地是中空圆柱的形式。

如图4、5和6所示，销套或拼合衬套18提供在内缸14的壁26中。拼合衬套18包括铰链滑动副，铰链滑动副包括在内缸14和叶片12之间的铰链部分18H和滑动部分18S以使内缸14能够相对于叶片12旋转运动和线性滑动运动。因此，内缸14可旋转地且可滑动地啮合于叶片12。内缸14和拼合衬套18一起将被称作叶片机构2的内缸-拼合衬套组件或部件B。

外缸-叶片-轴组件和内缸-拼合衬套组件被允许分别关于它们各自的旋转轴C₁、C₂旋转。C₁、C₂以下面公式(1)所给出的距离e隔开：

e＝r_ic-r_s---(1)

其中

r_ic是内缸114的内表面124的半径；

r_s是轴120的外径。

外缸16的内表面22的半径r_oc，必须根据如下所示的公式(2)定义：

r_oc＝2r_ic+t_ic-r_s---(2)

其中

t_ic是内缸14的壁26的厚度。

尺寸e和r_oc视以上定义的独立几何尺寸r_ic、r_s和t_ic而定。随着所有这些值的确定，接触线32、31分别形成在轴20和内缸14之间以及内缸14和外缸16之间。

压缩机运行

如图1所示，叶片机构2被构造为用来作为叶片式压缩机10，该压缩机包括可变容积的压缩室40。压缩室40受叶片12在内缸14的外部的前沿面12L(参考如箭头100所示的外缸-叶片-轴组件的旋转方向)、外缸16在叶片12的前沿面12L和第一线接触31之间的内表面22、和内缸14在第一线接触31和叶片12的前沿面12L之间的外表面25的约束。压缩机排出口42提供为与压缩室40流体连通。优选地，排出口42包括簧片阀43。如图8所示的示例性实施例中，压缩机排出口42提供在相邻于叶片12的前沿面12L的外缸16的壁27中。簧片阀43就位于压缩机排出口42之前，以控制压缩过程的结束和排出过程的开始。此外，簧片阀43确保了工作流体从压缩室40到压缩机排出口42的单向流动。

压缩机10还包括可变容积的压缩机吸入室50。压缩机吸入室50受叶片12在内缸14的外部的尾面12T(参考如箭头100所示的外缸-叶片-轴组件的旋转方向)、外缸16在叶片12的尾面12T和第一线接触31之间的内表面22、和内缸14在第一线接触31和叶片12的尾面12T之间的外表面25的约束。压缩机吸入口52提供为与压缩机吸入室50流体连通。在示例性实施例中，压缩机吸入口52位于外缸16的轴承17。

因此，叶片12和第一线接触31将压缩室40从压缩机吸入室50中分开，该压缩机吸入室由外缸16容纳。

驱动轴与外缸-叶片-轴组件同心地结合，该结合被耦合为原动力，以驱动外缸-叶片-轴组件的旋转。

运行期间，外缸-叶片-轴组件的旋转导致叶片12旋转，该旋转带动内缸-拼合衬套组件旋转。外缸-叶片-轴组件和内缸-拼合衬套组件的旋转导致陷入压缩机10的压缩机吸入室50和压缩室40内的容积发生变化，导致压缩机10中的工作流体的吸入、压缩和排出。因此，由叶片12的前沿面12L指引的方向100上的叶片12和外缸16的旋转导致压缩室40的容积减小，而压缩机吸入室50的容积增大。

图7中更详细地阐述了压缩机10的操作过程。图7a分别标记了压缩机吸入室50和压缩室40中的吸入过程和压缩过程的开始。外缸-叶片-轴组件沿减小压缩室40的容积，而增大压缩机吸入室50的容积的方向100旋转。这引起压缩室40中的工作流体被压缩，而吸入流体连续不断地从吸入口吸收进压缩机吸入室50，如图7b和7c所示。

在指定的点，压缩室40中的被压缩流体到达预定的排放压力，并且压缩机排出口42的簧片阀打开，如图7d所示。这标记排出过程的开始，从而被压缩流体从压缩室40流出并流向压缩机排出口42。图7e示出了后续的排出过程，图7a示出了排出过程的结束返回。因此，这个循环随着外缸-叶片-轴组件和内缸-拼合衬套组件的继续旋转而重复。

膨胀机运行

上述的叶片机构2的部件还被构造为通过合适的膨胀机吸入口82和膨胀机排出口72的配置以作为叶片膨胀机60运行。

如图1所示，叶片膨胀机60包括可变容积的排出室70。排出室70受叶片12在内缸14的内部的前沿面12L、内缸14在叶片12的前沿面12L和第二线接触32之间的内表面24、和轴20在第二线接触32和叶片12的前沿面12L之间的外表面28的约束。膨胀机排出口72提供为与排出室70流体连通。在如图8和图1所示的示例性实施例中，膨胀机排出口72提供为在轴20的第一端，优选地相邻于叶片12的前沿面12L。

叶片膨胀机60还包括可变容积的膨胀机吸入室80。膨胀机吸入室80受叶片12在内缸14的内部的尾面12T、内缸14在叶片12的尾面12T和第二线接触32之间的内表面24、和轴20在第二线接触32和叶片12的尾面12T之间的外表面28的约束。膨胀机吸入口82提供为与膨胀机吸入室80流体连通(未示于图1中)。如图8所示的示例性实施例中，膨胀机吸入口82提供在轴20的第二端，优选地相邻于叶片12的尾面12T。

因此，叶片12和第二线接触32将排出室70从膨胀机吸入室80分开，该膨胀机吸入室由内缸14容纳。

优选地，膨胀机排出口72和膨胀机吸入口82位于轴的另一端以避免叶片膨胀机60中的排出流体和吸入流体之间的相互作用。如图2和3所示，膨胀机吸入口82可看出从轴20延伸并穿过轴承17，吸入阀84位于轴承17中。吸入阀84的作用是控制叶片膨胀机60中的吸入过程的结束和膨胀过程的开始的点。这是控制叶片膨胀机60的吸入和压缩过程的诸多途径中的一种。其他方法包括外部控制阀的使用，例如电磁线圈或气动控制阀。

运行期间，外缸-叶片-轴组件和内缸-拼合衬套组件的旋转导致陷入膨胀机排出室70和膨胀机吸入室80的容积发生变化，导致叶片膨胀机60中的工作流体的吸入、膨胀和排出。

图9中更详细地阐述了叶片膨胀机60的操作过程。图9a分别标记了膨胀机吸入室80和排出室70中的吸入过程和排出过程的开始。

在吸入和排出过程的开始，吸入阀84打开；因此，膨胀机吸入室80暴露于从膨胀机吸入口82进入的高压流体，该膨胀机吸入口82优选地位于轴20的底端，如图2、3和8所示。膨胀机吸入室80内部的高压流体和排出室70内部的低压流体的存在产生了跨越叶片12的压差。然后，该压差产生了力，该力推动叶片12沿排出室70的容积减小，而膨胀机吸入室80的容积增大的方向100上移动。

作为这个移动的结果，更多高压流体通过膨胀机吸入口82流进膨胀机吸入室80，同时更多低压流体通过膨胀机排出口72从排出室70排出，如图9b所示。膨胀机排出口72不需要阀，是因为排出室70内的压力总是处在预定的排出压力。排出流动仅在当排出室70的容积随着膨胀机60的旋转而减小时发生。

在指定的点，吸入阀84将会关闭，如图9c所示。吸入阀84的关闭标记吸入过程的结束和膨胀过程的开始。吸入阀84的关闭点的选择是非常重要的，以确保没有过度膨胀也没有膨胀不足的发生。一旦吸入阀84关闭，膨胀机吸入室80内的工作流体膨胀，如图9d和9e所示。膨胀过程继续直到内缸14中的所有工作流体膨胀到它的排出压力为止，如图9a所示。这个循环随着外缸-叶片-轴组件和内缸-拼合衬套组件的继续旋转而重复。

在上述叶片压缩机10和叶片膨胀机60的变型中，压缩机吸入口52或压缩机排出口42可位于外缸16的壁27、外缸16的端面封面19、内缸14的壁26，和/或轴承15、17，只要这种结构允许用于吸入、压缩和排出过程的必要流体流动在叶片压缩机10中发生。这同样适用于膨胀机吸入口82或膨胀机排出口72——它们可以位于外缸16的壁27、外缸16的端面封面19、内缸14的壁26，和/或轴承15、17，只要这种结构允许用于吸入、膨胀和排出过程的必要流体流动在叶片膨胀机60中发生。根据压缩机排出口42的位置，簧片阀43还可以放置在外缸16的壁27、外缸16的端面封面19、内缸14的壁26，和/或轴承15、17。根据膨胀机吸入口82的位置，上述情况也适用于吸入阀84。

膨胀机-压缩机组运行

使用上述叶片机构2的叶片压缩机10和叶片膨胀机60可在叶片压缩机10和叶片膨胀机60同时运转的单一机组中同时作为叶片压缩机或叶片膨胀机-压缩机组90一起运行。图10示出了叶片膨胀机-压缩机组90的叶片膨胀机60和叶片压缩机10的结合运行。

叶片压缩机10中的压缩工作通过原动力支持，并且在膨胀机60中产生膨胀做功。因此，需要更少的来自原动力的做功，并且使用叶片膨胀机-压缩机组90的制冷系统的性能系数(COP)增大。此外，膨胀过程还被假定为等熵的。因此，来自叶片膨胀机60的排出流体相较于来自传统的制冷系统的传统膨胀阀排出的流体具有较低的焓值。这有助于当使用叶片膨胀机-压缩机组90时的更大的冷却能力，并且COP因此进一步增大。COP由以下公式(3)给出：

$\mathrm{COP}=\frac{Q^{\′}+\mathrm{\ΔH}}{W_{\mathrm{motor}}-W_{\exp }}---\left(3\right)$

其中

Q’是具有传统膨胀阀的传统制冷系统的冷却能力；

ΔH是来自叶片膨胀机60的排出流体和来自传统制冷系统的传统膨胀阀的排出流体之间的焓值差；

W_motor是没有叶片膨胀机60时所需的电机功；

W_exp是叶片膨胀机60的膨胀功。

与压缩机截然相反，膨胀机的作用是从高压工作流体的膨胀中产生功率。通过将传统制冷系统的传统膨胀阀替换为膨胀机-压缩机组90的膨胀机60，功可以从膨胀机吸入室80中的工作流体的膨胀产生。回收功可以用于部分地驱动膨胀机-压缩机组90的压缩机10，因此增大了使用叶片膨胀机-压缩机组90替代传统压缩机和传统膨胀阀的制冷系统的COP。

在传统制冷系统中使用叶片膨胀机-压缩机组90节省的能量可能不会太显著，因为高工作压力和低工作压力之间的压差相对较小。然而，对于跨临界CO₂制冷系统不是这样的，因为高工作压力和低工作压力之间的压差较大，并且从膨胀过程回收的功会相当地大，因此有助于大量的能量节省。由于人造制冷剂对环境的负面影响的发现，天然制冷剂的使用得到复兴，并且在它们中CO₂被认为是最有前景的一种。因此，可以预见的是膨胀机-压缩机组90最终将会成为未来制冷系统中的主要部件，尤其是那些使用CO₂作为制冷剂的系统。

设想随着像上述叶片膨胀机-压缩机组90那样的装置的产生，每年在能量耗费上可以节省数以千万计的美元，并且使用CO₂作为其他温室或臭氧层空洞制冷剂的替代品变得可行。

目前，一些现有的压缩机已经被转换成为膨胀机，以及开发的各种机制的压缩机和膨胀机的联合组。螺旋、卷轴和滑片机构都已经被采用到膨胀机-压缩机系统^[7-9]的设计中。三个现有的旋转式膨胀机-压缩机系统和上述的本叶片膨胀机-压缩机组90之间的比较示出在以下的表1中。

表1

除上述优点之外，叶片膨胀机-压缩机组90还是将膨胀机60和压缩机10的功能集成到单一机组的单一机构。因此，膨胀机60和压缩机10之间的部件的共享，例如叶片12和内缸14的共享，随着上述叶片机构2的应用成为可能，以及材料和制造成本的大量节省是可以预期的。这与目前许多的将两个相同机构直接混合的膨胀机-压缩机系统(除了滑动叶片式)是相反的，例如通过连接轴结合以形成膨胀机-压缩机系统的相同机构的膨胀机和压缩机。

叶片膨胀机-压缩机组的经济性

到目前为止，叶片膨胀机-压缩机组90的技术方面已经被呈现而没有涉及到它的经济方面。因此，在本部分中将对叶片膨胀机-压缩机组90的经济性进行简单探讨。

现有的用于冰箱、家用空调和汽车空调系统的典型压缩机的制造成本分别是大约40美元、80美元和150美元。应当注意，压缩机的制冷端和压缩机的驱动端(电机)几乎平均分享了压缩机的总成本。我们知道，膨胀机的排量大约是工作在相同制冷循环中的压缩机的1/5，因此它的物理尺寸将大约是压缩机的1/3，所以膨胀机的材料成本应该是压缩机的制冷端的30％到35％。当压缩机的独立单元和膨胀机的独立单元结合到单一机器中时，制造成本预计将比单一的压缩机组多25％到30％。对于现有的仍在研究工作实验室中发现的制冷循环尤其如此。然而，对于上述叶片膨胀机-压缩机组90而言，由于只有一个机构是以轻微增量的尺寸和材料使用被建造，制造成本应该保持与一个压缩机组的制造成本相同或最多有10％的不同。

因此，给定相同的制冷系统，叶片膨胀机-压缩机组90的使用可能在零售价上多花10％。对于家用空调，额外成本会是8美元。注意，这就是压缩机和叶片膨胀机-压缩机组90之间的制造成本或材料成本的差异。

使用叶片膨胀机-压缩机组90的家用空调系统的偿还期如下所示被计算，其中，假定来自叶片膨胀机-压缩机组90的膨胀机60的能量节省10％(根据系统，预期为10％-40％)、通过叶片膨胀机-压缩机组90的压缩机10的能量损耗为1kW，且每日运用8小时：

新加坡的电价：0.2302USD/kWh^[10]

电费节约：1kWx0.2302USD/kWhx0.10＝0.02302USD/h

按小时的偿还期：8USD/0.02302USDh^-1＝348h

按天的偿还期：348h/8h＝44天(少于一个半月)

通过上述计算，偿还期估算为少于1.5个月。表2总结了在新加坡和其他选定国家^[11,12]使用叶片膨胀机-压缩机组90的偿还期。

表2

在图13中还示出了在新加坡和其他选定国家^[11,12]使用叶片膨胀机-压缩机组90的偿还期的比较。

其他应用

目前，上述叶片膨胀机-压缩机组90被设计用于制冷和空调系统。然而，进一步的检验揭示了该机构用于其他工业和家用的潜力。这可以通过修改当前的构造被实现以研制作为膨胀机、压缩机、泵、涡轮机、内燃机等。

可选的压缩机实施例

如图14所示，使用了上述叶片机构2的概念的叶片压缩机110的可选实施例中，有类似地四个部件，即：叶片112、内缸114、外缸116和轴120。

在外缸116内提供有内缸114。内缸114和外缸116被构造为允许关于它们各自的中心纵轴C₄、C₃旋转。两个轴C₄和C₃平行并隔开。因此也可以说是内缸114和外缸116以偏心率进行组装。因此，第一线接触131总是存在于内缸114的外表面125和外缸116的内表面122之间。应当注意，在内缸114和外缸116关于它们各自的中心纵轴C₄、C₃旋转过程中，第一线接触131总是被保持。内缸114和外缸116都优选地通过适当的旋转和推力式轴承单独并同心地支撑。轴承可以分别是如图15和图16所示的悬臂式的115、117或者简单支撑式的轴承对117。

如图21和22所示，叶片112连接到外缸116的内表面122并朝外缸116的中心纵轴C₃径向延伸。轴120连接到叶片112使得轴120的中心纵轴与外缸116的纵轴C₃重合。叶片112、外缸116和轴120一起将会被称作叶片机构2的外缸-叶片-轴组件。外缸-叶片-轴组件优选地为一体形成。

轴120被构造为位于内缸114内，使得第二线接触132总是存在于轴120的外表面128和内缸114的内表面124之间。应当注意，在外缸-叶片-轴组件和内缸114旋转过程中，第二线接触132总是被保持。轴120优选地是中空圆柱的形式。

如图17、18和19所示，拼合衬套118提供在内缸114的壁126中。拼合衬套118包括铰链滑动副，铰链滑动副包括在内缸114和叶片112之间的铰链部分118H和滑动部分118S以使内缸114能够相对于叶片112旋转运动和线性滑动运动。因此，内缸114可旋转地且可滑动地啮合于叶片112。内缸114和拼合衬套118一起将被称作叶片机构2的内缸-拼合衬套组件。

外缸-叶片-轴组件和内缸-拼合衬套组件被允许分别关于它们各自的旋转轴C₃、C₄旋转。C₃、C₄以下面公式(3)所给出的距离e隔开：

e＝r_ic-r_s---(3)

其中

r_ic是内缸114的内表面124的半径；

r_s是轴120的外径。

外缸116的内表面122的半径r_oc，必须根据如下所示的公式(4)定义：

r_oc＝2r_ic+t_ic-r_s---(4)

其中

t_ic是内缸114的壁126的厚度。

尺寸e和r_oc视以上定义的独立几何尺寸r_ic、r_s和t_ic而定。随着所有这些值的确定，接触线132、131分别形成在轴120和内缸114之间以及内缸114和外缸116之间。

叶片压缩机110包括可变容积的内压缩室170和外压缩室140。外压缩室140受叶片112在内缸114的外部的前沿面112L(参考如箭头1100所示的外缸-叶片-轴组件的旋转方向)、外缸116在叶片112的前沿面112L和第一线接触131之间的内表面122、和内缸114在第一线接触131和叶片112的前沿面112L之间的外表面125的约束。

内压缩室170受叶片112在内缸114的内部的前沿面112L、内缸114在叶片112的前沿面112L和第二线接触132之间的内表面124、和轴120在第二线接触132和叶片112的前沿面112L之间的外表面128的约束。

除拼合衬套118之外，如图17和18所示，在内缸114的壁126中还提供有压缩簧片阀117，优选地在拼合衬套118旁边(即在叶片112的前沿面112L的一侧)。压缩簧片阀117对于确保从外压缩室140到内压缩室170的单向流体流动是必要的。

压缩机排出口172提供为与内压缩室70流体连通。对于该可选的压缩机实施例110，如图21和14所示，排出口172提供在轴120的第一端。排出簧片阀173提供在引导从内压缩室170至排出口172的轴120中。排出簧片阀173需要控制排出流体的压力以及确保从内压缩室170到排出口172的单向流体流动。排出簧片阀173优选地提供在相邻于叶片112的前沿面112L的轴20上。

该压缩机110的可选实施例还包括可变容积的外吸入室150和内吸入室80。外吸入室150受叶片112在内缸114的外部的尾面112T(参考如箭头1100所示的外缸-叶片-轴组件的旋转方向)、外缸116在叶片112的尾面112T和第一线接触131之间的内表面122、和内缸114在第一线接触131和叶片112的尾面112T之间的外表面125的约束。

因此，叶片112和第一线接触131将外压缩室140从外吸入室150中分开，该外吸入室由外缸116容纳。

该压缩机110的可选实施例进一步包括可变容积的内吸入室180。内吸入室180受叶片112在内缸114的内部的尾面112T、内缸114在叶片112的尾面112T和第二线接触132之间的内表面124、和轴120在第二线接触132和叶片112的尾面112T之间的外表面128的约束。压缩机110的吸入口182提供为与内吸入室180(图14中未示出)流体连通。在压缩机110的优选可选实施例中，如图21所示，吸入口182提供在轴120的第二端，优选地相邻于叶片112的尾面112T。

因此，叶片112和第二线接触132将内压缩室170从内吸入室80中分开，该内吸入室80由内缸114容纳。

通孔119提供在内缸114的壁126中，优选地在拼合衬套118的另一侧上作为压缩簧片阀117，如图17和18所示的槽形式。通孔119允许内吸入室180和外吸入室150之间的流体始终连通，以便吸入流体可以从吸入口182流向内吸入室180，并且从内吸入室180流向外吸入室150，在压缩机110操作过程中，内吸入室180和外吸入室150的容积都增加。

优选地，排出口172和吸入口182位于轴的另一端以避免压缩机110中的排出流体和吸入流体之间的互相作用。如图15和16所示，可以看出吸入口182从轴120延伸并穿过轴承117。

驱动轴与外缸-叶片-轴组件同心地结合，该结合被耦合为原动力，以驱动外缸-叶片-轴组件的旋转。

运行期间，外缸-叶片-轴组件的旋转导致叶片112旋转，该旋转带动内缸-拼合衬套组件旋转。外缸-叶片-轴组件和内缸-拼合衬套组件的旋转导致陷入压缩机110的内吸入室180、外吸入室150、内压缩室170和外压缩室140内的容积发生变化，导致压缩机110中工作流体的吸入、压缩和排出。因此，由叶片112的前沿面112L指引的方向1100上的叶片112和外缸116的旋转导致压缩室140、170的容积减小，而吸入室150、180的容积增大。

图20中更详细地在阐述了压缩机110的操作过程。从图20a开始，压缩机110以沿箭头1100所示的逆时针方向旋转，这将引起内和外吸入室180、150的容积增大。作为结果，工作流体通过吸入口182被吸入内吸入室180中，吸入口182位于轴120的底端或第二端，如图21所示。由于通孔119已被设置在内和外吸入室180、150之间，工作流体还会从内吸入室180流进外吸入室150。当通孔到达如图20b所示的阶段，当通孔接触到第一线接触131并被封锁靠在外缸116时，外吸入室150中的吸入过程停止。然而，对于内吸入室180而言，吸入过程仍然继续。

如图20c所示，当通孔119移动越过接触线131时，外吸入室150此时变为外压缩室140，工作流体随着它的容积减小被压缩。同时，内吸入室180的容积继续增加并且它继续经历吸入过程。

如图20d所示，当叶片112完成了一个旋转循环，内吸入室180此时变为内压缩室170并且随着它的容积减小经历压缩过程时，叶片112继续它的旋转。外压缩室140中的压缩继续直到某点，在该点压缩簧片阀117和内压缩室170中的压力被克服。这时候，如图20e所示，压缩簧片阀117打开，外压缩室140中的工作流体被动进入内压缩室170。如图20f所示，这个过程随着叶片112继续旋转而继续，并且仅在所有工作流体已被动进入内压缩室170时停止。

注意，当压缩过程在内和外压缩室170、140中发生时，新吸入的工作流体也被同时地吸入内和外吸入室180、150，即先前解释的吸入过程。如图20g所示，内压缩室170中的工作流体继续被压缩直到它克服排出簧片阀173，并且从排出口172流出时为止。当压缩机110到达如图20h所示的位置时，排出过程停止；在该阶段，应当注意，吸入和压缩过程已经分别在它们如上所述的室内开始至一半。这种循环随着叶片112的继续旋转而重复。

如图24所示，阐明了上述的可选实施例的压缩机110流体流动路径。

应当注意，上述解释的可选实施例的压缩机110的工作原理是许多可能的方式中的一种，在这些方式中叶片机构可被应用。对于可选实施例的压缩机110的构造进行的微小改动，例如，吸入口182、排出口172、压缩簧片阀117和排出簧片阀173的设置，将会有各种流体流动方向，在这些方向中吸入过程、压缩过程和排出过程可以被实施。例如，如图25所示，如果吸入口位于外缸，吸入流体可以从外吸入室流进内吸入室。在进一步的变型中，如图26所示，如果排出口位于外缸，压缩流体可以从内压缩室流进外压缩室并且从排出口排出，等等。

成功的压缩机设计的关键是好的效率、高可靠性、材料节省和容易制造。在当前的制冷和空调系统中占支配地位的压缩机类型是滚动活塞(RP)压缩机，这是由于它的紧凑性、数量少的部件、制造的容易和好的性能。尽管如此，2008年发明的改良旋转叶片式(RV-I)压缩机在所有这些方面超过RP的设计。并且现在，叶片机构压缩机110被引入以克服RV-I压缩机的缺点。下表2示出了3种压缩机之间的比较。

表2

除了表2中列出的优点之外，叶片压缩机110允许消除在叶片112和端面封面119之间的端面的吸入和压缩室之间的泄露路径，如在图15所示的悬臂构造。这是因为端面封面119可以永久连接到外缸-叶片-轴组件，因为外缸116、叶片112和轴120相对于彼此固定。出于这种考虑，叶片压缩机110的容积效率设想为比RV-I压缩机的更高。注意，端面封面不能连接到外缸-叶片-轴组件的两端，因为这样做会消除C₄的旋转中心。

然而在本发明上述的示例性实施例中已经描述了，本领域技术人员应理解的是，有关设计、结构和/或操作的细节的许多变化可以不脱离本发明而做出。

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Claims (22)

1.一种叶片机构，包括：

外缸，构造为关于它的中心纵轴旋转；

内缸，构造为关于它的中心纵轴旋转，所述内缸提供在所述外缸内，所述外缸的中心纵轴和所述内缸的中心纵轴平行并隔开，以使第一线接触总是存在于所述内缸的外表面和所述外缸的内表面之间；

叶片，连接到所述外缸的内表面并朝所述外缸的中心纵轴径向延伸，其中所述内缸构造为可旋转地和可滑动地啮合于所述叶片；和

轴，连接到所述叶片，以使所述轴的中心纵轴与所述外缸的中心纵轴重合，所述轴构造为位于所述内缸内，以使第二线接触总是存在于所述轴的外表面和所述内缸的内表面之间。

2.如权利要求1所述的叶片机构，其中铰链滑动副提供在所述内缸的壁中，以允许所述内缸可旋转地且可滑动地啮合于所述叶片。

3.如权利要求1所述的叶片机构，其中所述外缸的内表面的半径是所述内缸的内表面的半径的两倍和所述内缸的壁的厚度的和减去所述轴的外径。

4.一种叶片压缩机，包括权利要求1所述的叶片机构，其中所述叶片压缩机的压缩室具有可变容积，所述可变容积受所述叶片在所述内缸的外部的前沿面、所述外缸在所述叶片的前沿面和所述第一线接触之间的内表面、和所述内缸在所述第一线接触和所述叶片的前沿面之间的外表面的约束。

5.如权利要求4所述的叶片压缩机，其中所述叶片压缩机的压缩机吸入室具有可变容积，所述可变容积受所述叶片在所述内缸的外部的尾面、所述外缸在所述叶片的尾面和所述第一线接触之间的内表面、和所述内缸在所述第一线接触和所述叶片的尾面之间的外表面的约束。

6.如权利要求5所述的叶片压缩机，其中所述叶片和所述外缸在由所述叶片的前沿面指引的方向上旋转，导致所述压缩室的容积减小，而所述压缩机吸入室的容积增大。

7.如权利要求5所述的叶片压缩机，进一步包括与所述压缩机吸入室流体连通的压缩机吸入口。

8.如权利要求7所述的叶片压缩机，其中所述压缩机吸入口提供在所述外缸的轴承中。

9.如权利要求4所述的叶片压缩机，进一步包括与所述压缩室流体连通的压缩排出口。

10.如权利要求9所述的叶片压缩机，其中所述压缩排出口提供在所述外缸的壁中。

11.如权利要求4所述的叶片压缩机，其中所述叶片压缩机的内压缩室具有可变容积，所述可变容积受所述叶片在所述内缸的内部的前沿面、所述内缸在所述叶片的前沿面和所述第二线接触之间的内表面、和所述轴在所述第二线接触和所述叶片的前沿面之间的外表面的约束。

12.如权利要求11所述的叶片压缩机，其中所述叶片压缩机的内吸入室具有可变容积，所述可变容积受所述叶片在所述内缸的内部的尾面、所述内缸在所述叶片的尾面和所述第二线接触之间的内表面、和所述轴在所述第二线接触和所述叶片的尾面之间的外表面的约束。

13.如权利要求12所述的叶片压缩机，进一步包括与所述内压缩室流体连通的排出口，所述排出口提供在所述轴的第一端，以及与所述内吸入室流体连通的吸入口，所述吸入口提供在所述轴的第二端。

14.如权利要求13所述的叶片压缩机，进一步包括提供在所述内压缩室和所述排出口之间的排出簧片阀，以确保从所述内压缩室到所述排出口的单向流体流动。

15.如权利要求11所述的叶片压缩机，进一步包括提供在所述内缸的壁中的压缩簧片阀，以确保从所述压缩室到所述内压缩室的单向流体流动。

16.如权利要求12所述的叶片压缩机，其中，所述叶片压缩机的压缩机吸入室具有可变容积，所述可变容积受所述叶片在所述内缸的外部的尾面、所述外缸在所述叶片的尾面和所述第一线接触之间的内表面、和所述内缸在所述第一线接触和所述叶片的尾面之间的外表面的约束；所述叶片压缩机进一步包括提供在所述内缸的壁中的通孔，所述通孔构造为允许所述内吸入室和所述压缩机吸入室之间的流体始终连通。

17.一种叶片膨胀机，包括如权利要求1所述的叶片机构，其中所述叶片膨胀机的排出室具有可变容积，所述可变容积受所述叶片在所述内缸的内部的前沿面、所述内缸在所述叶片的前沿面和所述第二线接触之间的内表面、和所述轴在所述第二线接触和所述叶片的前沿面之间的外表面的约束；所述叶片膨胀机还包括与所述排出室流体连通的膨胀机排出口。

18.如权利要求17所述的叶片膨胀机，其中所述膨胀机排出口提供在所述轴的第一端。

19.如权利要求17所述的叶片膨胀机，其中所述叶片膨胀机的膨胀机吸入室具有可变容积，所述可变容积受所述叶片在所述内缸的内部的尾面、所述内缸在所述叶片的尾面和所述第二线接触之间的内表面、和所述轴在所述第二线接触和所述叶片的尾面之间的外表面的约束；所述叶片膨胀机还包括与所述膨胀机吸入室流体连通的膨胀机吸入口。

20.如权利要求19所述的叶片膨胀机，其中所述膨胀机吸入口提供在所述轴的第二端。

21.如权利要求19所述的叶片膨胀机，进一步包括与所述膨胀机吸入口流体连通的吸入阀，所述吸入阀构造为允许高压流体通过所述膨胀机吸入口流进所述膨胀机吸入室，以便产生跨越所述叶片的压差，所述压差使所述叶片在沿着使所述排出室容积减小而所述膨胀机吸入室容积增大的方向上移动。

22.一种叶片膨胀机-压缩机组，包括如权利要求4所述的叶片压缩机和如权利要求17所述的叶片膨胀机。