CN1056214C - 容积可调且压缩比优化的涡卷容积式流体压缩装置 - Google Patents

Abstract

一种容积可调且压缩比优化的涡卷容积式流体压缩装置，它具有两个互相啮合的螺旋形的涡卷件，该涡卷件具有预先确定的几何形状。这一新的设计能够调节这一装置的输出能力，同时又能在一宽广的运转范围内保持所需要的有效内设容积比。在该装置的端面平盘上开有两组孔。第一组孔通过电磁阀连接气室和进气端，以调节压缩容积或工作容积。第二组孔通过里德阀连接气室和排气室，以避免满负荷工作状态下的过压缩情况。

Description

容积可调且压缩比优化的涡卷容积式流体压缩装置

本专利申请系1992年8月17日所呈正在审查中之系列号为US.serial No.07/931,011的专利的继续，而上述专利又为1992年8月14日所呈正在审查之系列号为U.S.serial No.07/930,758的专利的继续。上述两项专利申请援引在此以供本案之参考。

本发明总的涉及容积式流体压缩装置。更具体地说，本发明系一改进的涡卷容积式流体压缩装置，它能依据负荷之需要调节流体工作或压缩，同时又能够在一宽广的运行范围保持最优的压缩比。

涡卷容积式流体压缩装置的技术是众所周知的，例如授与Creux的美国专利802,182揭示了一种涡卷装置。该装置包括两个涡卷件，每个涡卷件有一个端面平盘和一个螺旋形或渐开线形的涡卷。这两个涡卷具有相同的几何形状彼此相互啮合且保持一定的角度和径向偏移以在它们螺旋形的曲面之间形成多处线接触。如此，相互啮合的涡卷形成至少一对被密封住的流体气室。当一个涡卷相对于另一个涡卷作轨道运动时，上述接触线就沿着螺旋曲面移动，因而流体气室容积随之改变。容积之增加或减小取决于涡卷之间相对轨道运动的方向，这样该装置可以用来压缩或膨胀流体。

下面参照图1a-1d对传统的涡卷压缩机的一般运行原理作一些说明。图1a-1d示意性地示出了相互啮合的螺旋形的涡卷1和2作相对运动以压缩流体的情况，涡卷1和2相互啮合并在相互之间保持一定的角度偏移和径向偏移。图1a显示了每个涡卷的外端与另一涡卷相接触，也就是吸气阶段刚好完成，一对对称的流体气室A₁和A₂刚好形成。

图1b-1d依次显示了驱动轴曲柄旋转了一定角度后的涡卷位置。当曲轴旋转时，气室A₁、A₂以径向和角度地逐渐向啮合涡卷的中心移动，同时A₁和A₂的容积逐步减少。流体气室A₁和A₂当曲轴的角度越从图1c所示的状态到达1d所示的状态时在中心部分A处合并在一起。当主轴继续旋转时，上述合并后的气室进一步减少它的容积。在涡卷作相对的轨道运动时，图1b和1d所示的形成在每一涡卷端部附近的外部空间逐步变化以形成新的密封气室，其中封闭着行将被压缩的下一个流体的容积(如同图1c和1a所示)。图2示意性地示出了在气室中的一个，A₁或A₂汇向中心容积A时其中所发生的压缩循环。同时，图2也示出了气室中流体压力和容积之间的关系。

当气室被密封时，压缩循环开始(图1a)。在图1a中，吸气相刚刚结束，在吸气相中气室中的一个的流体压力示于图2中的H点。

在H点，气室的容积是V_H，当涡卷旋转到某一曲轴角度时气室的容积连续地被减小，流体连续地被压缩，这种情况示于图2的L点。在状态L时，气室的容积V_L被定义为是最终的压缩气室容积。

在经过L点之后，气室A₁及A₂彼此相连并同时与中心容积A相连，在中心容积中充满着未排放的高压流体。吸气室容积V_H和最终压缩气室容积V_L之比被定义为装置内设的容积比R_V。在状态L的压力P_L和状态H下的压力P_H之比被定义为压力比。

再请参看图2，当曲轴角超过状态L时，相连的气室中的流体，即中心容积A，将经受下列三个过程之一：(1)理想压缩过程：当流体在中心容积A的压力(Pd₁)等于最终压缩气室中的流体压力时，压缩过程称为理想压缩过程。如图2中线L-L所示，此时流体在排气过程中不经历任何压力变化。在此过程中，涡卷件的内设容积比完全同运转条件相符合。因此压缩过程的能量效率最高。

(2)过压缩过程：在此一过程中，在点L处最终压缩气室中的压力(P_L)高于在中心容积的流体压力(Pd₂)。当主轴旋转角超过点L时，最终压缩气室中的流体突然向中心容积膨胀，并且降低其压力直至等于(Pd₂)，如同图2中M点所示。图中阴影三角形LMO表示由于过压缩过程所引起的能量损失。

(3)欠压缩过程：在此一过程中(P_L)低于排气压力(Pd₃)。当主轴旋转角超过点L时，中心容积中的流体迅速向最终压缩气室膨胀。最终压缩气室中的流体压力(P_L)迅速上升达到Pd₃，也就是图2中所示的点N。最终压缩气室中的流体然后在线N-N排出。阴影三角形LNT表示了由于欠压缩过程所引起的能量损失。为了获得高的能量效率很重要的一点就是要把内设容积比设计得尽量接近理想压缩过程。在涡卷机械运行中，其负荷是有所变化的。因而，为节省能源，人们希望能调节涡卷机械的输出能力。例如，在制冷系统中，为减少制冷量，可以用反复起动与停止压缩机来实现，也可用减荷的方式使输出与要求相一致。又如，在空气压缩机的应用中，为了减少供气量，即可以用反复起动与停止压缩机的方式来实现，也可以用减荷的方式来使供求相等。反复频繁的起动与停机将会降低压缩机的工作寿命并且浪费能源。因而人们希望能够调节压缩机输出能力以节约能源。

调节涡卷机械输出能力的办法之一就是减少气流进入在涡卷最外端形成的气室之中，这种方法可以减少气体的质量流率，但并未相应地减少能量消耗。因而，这一方法极少见于应用。

另一种方法，见诸美国专利Pat.No4,468,178。这一方法通过调节涡卷机械容积的方法来调节其输出能力。根据此专利，涡卷压缩机固定涡卷的端面平盘上至少有一对通孔，还有一控制机构控制这些孔的启通和关闭。当这些孔被关闭时，压缩过程按通常那样进行，因此，压缩容积不变。当控制机构打开这些孔时，密封的气室中的气体通过这些孔流回到吸气室直至绕轨道运动的涡卷件的涡卷越过这些孔。此气体气室中的有效容积因此减小，压缩过程始于某一中间容积。然而，压缩容积的减小使有效压缩容积对最终压缩容积之比，亦即装置内设有效容积比相应减小。为了纠正这一问题，专利′178中于排气口上采用了一排气阀(请参见′178专利图1)。该排气阀减小了由欠压缩过程导致的能量损失，但并不能完全消灭这一损失。这是因为，总有一些残余气体截留在“死容积”或余隙容积中，该死容积是由排气阀下面的涡卷件的中心容积形成的。对于具有大容积的涡卷件来说，在容积即余隙容积是相当可观的。因而由此而产生的能量损失也是不可忽略的。

授与DavidH.Eber等人的美国专利4,389,171号揭示了另外一种装置，该装置借助于在涡卷机械从静止状态起动时降低压缩程度以减小对初始起动力矩的要求。此专利与本发明的内容，即调节涡卷装置的输出能力无关，但是在这里仍有必要指出本专利与美国专利′171专利的不同之处。

在美国′171专利中，有一条通道从一个与在涡卷件之间形成的密闭的移动容积及排气室相连通的位置延伸过压缩机的端面平盘。

当压缩机从静止状态起动时，如果密封的移动容积中的压力高于排气室中的排气压力，通道中的阀门打开允许流体流过。在压缩机的运行过程中，由于排气室中的排气压力总是高于密封的移动容积中的压力，因而，这些阀门总是关闭而不让流体流过的。

与此相对，在本发明中，所用的涡卷其压缩比要比涡卷装置实际运行中的压缩比大得多，因而在流体达到中心排气室之前，在密闭移动压缩容积中的工作流体的压力将超过排气压力。该通道上所装的阀门总是打开以允许流体流过从而防止气体被过压缩的。

美国专利No.5,055,012所揭示的涡卷容积式压缩机中只有一组小孔(相当于本发明的第一组小孔)。其作用是当需要调节气体流量时，该组小孔在控制阀(图中未示)的控制下，有选择地把气体密封气室与吸气端(即图中的Accmulator)相通。使多余气体流向吸气端，这样是改变了该涡卷在压缩装置的实际吸气容积，从而调节了流量。对比文件1所示装置的缺点是在调节了流量时，改变了实际吸气容积，因而改变了该装置的内设容积比，因为：

对比文件1在使不同的小孔与吸气端相通时，获得不同的实际吸气容积。小孔越靠近中心，实际吸气容积越小。但其终了压缩容积不变。因而如果在调节气体流量之前，该装置工作在理想压缩状态(即终了压缩容积在与具有排气压力的中心容积相通前的一瞬间的压力，P₂＝P_排气压力)，则在调节流量后，P₂＜P_排气压力。此时该装置工作在欠压缩状态。

综上所述，有必要发明一种装置，它既能够调节涡卷机械的输出能力，同时又能在一个较大范围的运行条件下保持所需要的有效的内设容积比。

因此，本发明的目的之一就是提供一种方法，利用该方法，可依据负荷的需要，调节涡卷机的输出能力。在本发明的装置和方法中，所用的是具有高内设容积比的涡卷组件。在工作状态下，涡卷的一部分用于气体的有效压缩。当负荷要求变化时，涡卷的有效压缩气体的部分也随之移动，从而引起流体作容积的变化。同时，这一装置又保持了所需要的有效内设容积比，从而改善了能量利用效率。

具有给定的几何形状的涡卷装置形成一相应的的内设容积比。在空调机应用中，典型的内设容积比是2.2左右。此外，假定我们所要求的多级制冷容量调节的各级分别是满负荷，70％满负荷，50％满负荷和空载即零负荷。在这里50％叫做最小非零百分比。在本发明中，要求涡卷具有高内设容积百分比。此内设容积比的“改变”的值约为4.4。

本发明的另一目的就是提供一种具有新颖结构的涡卷型流体容积压缩装置。这一装置的流体工作或压缩容积可随系统负荷要求变化，同时又能保持所需的有效内设容积比，从而改善这一装置的能量利用效率，即：既调节气体流量，又满足理想压缩比。

为实现上述目的，本发明提供了一种容积可调且压缩比优化的涡卷容积式流体压缩装置，它包括：

一第一涡卷件，具有第一端板和自该端板延伸出来的第一涡卷；

一第二涡卷件，具有第二端板和自该端板延伸出来的第二涡卷；

上述第一涡卷件和第二涡卷件相互啮合，且第二涡卷件能相对于第一涡卷件作非自转的公转，在第一涡卷和和第二涡卷之间形成至少一个流体密封气室，所述气室移动直至与具有排气压力的中心容积相通；

上述中心容积与上述流体密封气室相通；上述中心容积与排气口相通以向系统输送流体；

在上述第一涡卷件的第一端板上有第一组小孔，所述第一组小孔与上述流体密封气室相通；

上述流体密封气室能够通过一个或多个上述第一组小孔中的孔，并通过容积控制阀与吸气端相通以改变上述压缩装置的实际吸气容积；

其特征在于：

在上述第一涡卷件的第一端板上有第二组小孔，所述第二组小孔与上述流体密封气室相通；

上述流体密封气室能够通过一个或多个上述第二组小孔，并通过诸排气阀与具有排气压力的排气端相通；

当上述密封气室中的流体压力超过排气压力时，上述诸排气阀可以个别或同时打开使上述密封气室中的流体流向排气端，而上述密封气室中的压力不再继续升高；借助上述诸阀，该压缩装置能够改变实际吸气容积来改变其输出能力，同时还能使该压缩装置保持所要求的有效内设容积比。

本发明还提出了一种新颖的方法和结构，用这一方法和结构可以调节涡卷工作或压缩容积来调节涡卷的输出能力，同时，又能保持所需的有效内设容积比。

依照这一发明，需在第一涡卷件的端面平盘上打两组孔。第一组孔用于进气容积调节，这组孔是成对出现的，它们可以对称于端面平盘的中心轴线，也可以不对称于端面平盘的中心轴线。这些孔借助于吸气旁路通道使密封气室与吸气侧相连。用电磁阀控制这第一组孔的开启和关闭。

第二组孔则用于控制通往非排气通道的气流。这一组孔同样是成对出现的。在通常情况下，借助于簧片阀(Reedvalve)，这些孔是关闭着的。最里边一对孔的位置位于由φ_start+2π＞φ＞φ_start所确定的范围内。这里φ_start是涡卷外表面的渐开线起始角度。φ就是该孔所在的渐开线角度，相邻的孔对之间的角距离略小于2π。

每对孔的分布可以对称于端面平盘的轴线中心线，也可以不对称于端面平盘的轴向中心线。同样，每一个孔上都有一簧片阀使之在通常情况下是关闭状态。

当负荷足够高，要求系统在全负荷下工作时，由于系统本身具有的高内设压缩比，气室中的压力升高在气体到达中心容积之前即已超过排气压力。当气体的压力刚好超过排气压力时的气室容积我们定义为有效最终压缩容积。此时工作容积和有效最终压缩容积的比值定义为有效内设容积比。在这种情况下，压缩气室中的气体打开遮盖第二组孔的簧片阀，借助于排气通道流向排气室。

当负荷较低，要求系统工作在低负荷下时，电磁阀打开第一组孔的相应诸孔对，因此在第二涡卷件(动涡卷)越过这组孔之前，气室A₁和A₂一直没有被密封住。在这种情况下，这一系统的有效工作容积被减小至涡卷刚越过第一组孔后气室的容积。随着密封气室继续向端面平盘中心移动，气室中气体压力升高。当这一压力超过排气压力时，气体排出遮盖第二组孔的簧片阀被打开，此时有效工作容积虽减小，有效最终压缩容积也相应减小，因此有效内设容积比保持不变。

本发明所披露内容涉及具有高内设容积比渐开线型的空调用压缩机。和审查中的美国专利审请07/930,758中所披露的内容一样，这一涡卷压缩机可以用于压缩制冷工质，使之到达要求的压力，同时，又能够使压缩过程尽可能地接近理想过程。即使调节了工作容积也能有效地节约能源。

参照所附的图并阅读下文的详细说明，本发明将较易理解。

图1a-1d是已有技术涡卷压缩机中涡卷之间的相对轨道运动的示意图。

图2是压力一容积图。它描述了压缩循环过程，其中包括理想压缩过程，欠压缩过程和过压缩过程。

图3是按本发明所建造的空调压缩机的结构纵向剖视图。

图4a-4d是本发明中啮合涡卷件的结构的剖面图。

图5a-5d则是本发明实施例的纵向剖视图。

图6示出了本发明中压缩气室中容积和压力是如何随绕轨道运动的涡卷的旋转角度的变化而变化的。

图7a-7d展示了在调节输出能力时各流体气室是如何与通道和各室相连通的。

请参阅图3。图3展示了依据本发明所设计的一个空调用压缩机。该压缩机10包括一主机架20，压缩机外壳21，前端盖22和后端盖23。前端盖22以熟知的方法(例如焊接)与压缩机外壳21连接。外壳21也以熟知的方法(如焊接)与和机架20相连。后端盖23同样以熟知的方法(如焊接)与机壳21相连。该主机架20上装有主轴颈轴承30和下轴颈轴承31。主轴40由轴承30和31支承，在电机41的驱动下，主轴可绕其中心轴线S1-S1旋转。另有一驱动柱销从主轴后端伸出。此驱动柱销的中心轴线S2-S2偏离主轴中心轴线(S1-S1)一段距离，该距离等于绕轨道运动半径Ror，所谓绕轨道运动半径Ror是第二涡卷50(动涡卷)相对第一涡卷60(定涡卷)所作非旋转性的轨道圆运动时的轨道半径。

第一涡卷件由端面平盘61和从该平盘上伸出的涡卷62组成。第一涡卷件60用正在审查中的美国专利07/931,011所披露的“半顺从”方式固定在主机架20上。用这一固定方式，第一涡卷件60垂直于轴线S1-S1，同时依靠作用于表面66上的排气压力而靠向主机架的一个平面24。这样，在一个涡卷的前端和另一涡卷的端面平盘的底部之间就可保持恰当的间隙65。

除了端面平盘61和涡卷62以外，第一涡卷件60还包括有加强套63和加强肋64。第一涡卷件60能够沿着轴线向轴线尾部方向作微小的运动。涡卷62固定在端面平盘61的前端面上并自平盘前端面延伸，加强套63和加强肋64则自平盘后端面延伸。

第二涡卷件50包括有端面平盘51和固定在平盘上并且自平盘后端面延伸出来的涡卷52。

涡卷52和62互相啮合，并在角度上保持180度的相位差而在径向则保持偏置位移为绕轨道运动半径Ror。在涡卷52和62以及端面平盘51和61之间至少形成一对密封气室。第二涡卷件50通过驱动柱销轴承座53和驱动柱销轴承43和驱动柱销42相连接。欧丹环80的作用是防止第二涡卷件的转动。在主轴40的驱动下，第二涡卷件50以绕轨道运动半径Ror作相对于第一涡卷件60的轨道运动以压缩流体。工作流体经由入口91进入压缩机10然后被涡卷件所压缩，最后经由排气孔92、室93和排气口95而排出。被排出气体不与气室96相通，它是被加强套63和导向圈25之间的接触面以及一密封圈44所密封。平衡重物97和98用以平衡第二涡卷件50在作轨道运动中所产生的离心力。

现请参阅图4a-4d，图5a-5g，图6及图7a-7d。本发明装置的输出能力的改变机构将在下面加以叙述。该改变机构基本上包括形成在所述定涡卷件60的端面平盘中的几对孔。一对孔中的任一孔其作用或功能基本上与该对孔中的另一孔相同。因此下面只对其中一个孔的功能加以叙述。

当压缩装置10在满负荷状态下运行时，流体进入诸流体气室，该诸流体气室是形成在两个涡卷之一的外端和另一涡卷的壁外表面之间的。气室的这些入口在第二涡卷件50作轨道运动期间依次启闭。当入口打开时，待压缩的流体流入气室但压缩并不发生。当入口被关闭时，气室就被密闭，因此不再有别的流体流入气室，此时压缩开始如图4a所示。此时，气室A₁和A₂的容积是满负荷时的有效压缩容积，如图6点H所示。当压缩过程继续进行时，气室A₁和A₂向两涡卷件的中心作角的和径向的移动。为了简明起见，下面只集中对气室A₁进行叙述。当然对室A₂来说，工作情况也是一样的。当气室A₁中的气体压力超过排气压力如图6中I点所示时，气室A₁中的气体，如图4b所示，通过两种可能的方式之一排向排气室93。在第一种方式中，气体打开遮盖住孔102和与之相关的通道112、122、103(图4，5a-5d)的簧片阀136及137(图5c和5d)。然后气体进入气室126和127(如图5c所示)，此后再进入气室128和129，最后进入排气室93。在第二种方式中，气流冲开遮盖住孔204和与之相关的通道214、224、225(图4及图5a、5b、5c)的簧片阀238、239(图5c)，然后气流流入气室226和227，然后再进入气室228和229，最后进入排气室93。当气室A₁的尾端接触线C1刚通过孔102后(图4c)，压缩气室A₁内的气体通过孔204继续排出。但是此时孔102落在压缩气室D₁内，其中的压力小于气室A₁的压力。簧片阀136和137(图5c)在气室126和127中气体压力的作用下复位，并闭了孔102。当第二涡卷件50继续其轨道运动时，压缩气室A1的前端接触线消失，此时，压缩气室A₁、A₂最终和中心容积A汇合(如图4d所示)。当气室A₁的尾端接触线C1越过孔204时，这一孔落在压缩气室D1内，室内的压力低于气室A₁的压力，这时，气阀238和239究竟是打开，还是在气室226，227中气体压力的作用下关闭，则完全取决于排气压力是比气室D₁中的压力高还是低。

当工作负荷降低于满负荷的75％时，电磁阀150和250励磁起动，打开孔100和200(如图4和图5a所示)。气室A₁借助于孔100及相关通道110，140，141与进气端相通(如图5a和图5b所示)。在尾端接触线C1、C2越过孔100和200之前，气室A₁和A₂和进气端始终连通(如图4a和图4b所示)。因此，新的有效压缩容积Vh₁就是刚刚封闭的气室A₁和A₂的容积(对应于图6中的H₁点)。这里的Vh₁大约是Vh的75％。随着压缩过程的继续，气室A₁和A₂逐渐靠拢涡卷件的中心。由于气室A₁及A₂的封闭时刻从H推迟到H₁(如图6所示)，排气时刻相应推迟，直至气室A₁和A₂的压力超过排气压力。这时气体能打开遮盖孔204和104的簧片阀238、238和138、139(如图4c、5a和5c及图6中的J点所示)。气室A₁和A₂最终与中心容积A汇合，(如图4d所示)。气室A₁和A₂中的气体通过孔口204、104及中心容积的排气孔92排出。当气室A₁的尾端接触线C₁越过孔204时，这一孔现在位于压缩气室D₁内，其中的压力低于中心容积的压力。因此，簧片阀238、238被气室226、229中的气体推回，从而关闭孔204。

当负荷要求降到满负荷的50％时，电磁阀150，160，250和260励磁被起动，打开孔100、102、200和202(如图4a和图5a所示)，气室A₁借助孔100及相应的通道110，140，141和孔102及相应的通道112、142、143与进气端连通(如图5a，图5b所示)。在其尾端接触线C₁和C₂分别越过相应的孔102和202之前，气室A₁、A₂和进气端连通。在这种情况下，有效工作容积(Vh₂)则是气室A₁和A₂刚刚封闭时的容积，如图6中H₂点所示，Vh₂容积大约是Vh容积的50％。随着压缩过程的继续，气室逐渐向涡卷件的中心作角向和径向移动。由于气室A₁和A₂的封闭时刻从H时刻推迟到H₂时刻，排气时间也相应的推迟，直至气室A₁和A₂中的气体压力高于排气压力，如图6所示。

此时，气体能打开分别遮盖住孔204，104的簧片阀238，239及138，139(如图5a，5c及图6中K点所示)，气室A₁和A₂最终和中心容积A汇合，如图4d所示。

气室A₁和A₂中的气体通过孔204，104及排气出口92排出。

当尾端接触线C₁通过孔204时，这一孔现在位于气室D₁内，其中的气体压力低于中心容积的压力，由于气室226和227中气体的压力作用，簧片阀被关闭，堵断了孔204。

当系统卸载时，电磁阀150，160，170和250，260，270全都励磁起动，打开相应的孔口100，200，102，202及104，204，如图4a-4d及5a所示。在这种情况下，整个运行中，气室A₁和A₂都与进气端接通。借助于通常被电磁阀关闭的孔，留在气室A₁和A₂的气体又流回到进气端。

为便于理解，图7a-7d用框图的方式示意性地示出工作容积或输出能力的调节的过程。这里需要指出的是同一组孔中相邻的两对孔之间的角度距离不能超过2π。这样做的目的，是为了保证在压缩过程中，每组孔中至少有一个孔位于每一气室中。特别是每一组孔中，最里边一对孔的位置必须满足条件：φ_start+2π＞φ＞φ_start。

上面所描述的是本发明的较佳实施例。在本技术领域中熟练人员将能据此而在本发明的范畴之内对本发明的结构、布局、部件作出种种改变。本发明的保护范围由下面的权利要求书所限定。权利要求书的保护范围将包括所有在字义上相同或结构相等效的组成部分和/或方法。

Claims (6)

1.一种容积可调且压缩比优化的涡卷容积式流体压缩装置，它包括：一第一涡卷件，具有第一端板和自该端板延伸出来的第一涡卷；一第二涡卷件，具有第二端板和自该端板延伸出来的第二涡卷；所述第一涡卷件和第二涡卷件相互啮合，且第二涡卷件能相对于第一涡卷件作非自转的公转，在第一涡卷和和第二涡卷之间形成至少一个流体密封气室，所述气室移动直至与具有排气压力的中心容积相通；所述中心容积与所述流体密封气室相通；所述中心容积与排气口相通以向系统输送流体；在所述第一涡卷件的第一端板上有第一组小孔，所述第一组小孔与所述流体密封气室相通；所述流体密封气室能够通过一个或多个所述第一组小孔中的孔，并通过容积控制阀与吸气端相通以改变所述压缩装置的实际吸气容积；其特征在于：在所述第一涡卷件的第一端板上有第二组小孔，所述第二组小孔与所述流体密封气室相通；所述流体密封气室能够通过一个或多个所述第二组小孔，并通过诸排气阀与具有排气压力的排气端相通；当所述密封气室中的流体压力超过排气压力时，所述诸排气阀可以个别或同时打开使所述密封气室中的流体流向排气端，而所述密封气室中的压力不再继续升高；借助所述诸阀，该压缩装置能够改变实际吸气容积来改变其输出能力，同时还能使所述压缩装置保持所要求的有效内设容积比。

2.如权利要求1所述的涡卷容积式流体压缩装置，其特征在于，至少一个所述排气阀是簧片阀。

3.如权利要求2所述的涡卷容积式流体压缩装置，其特征在于，所述簧片阀的一侧暴露于所述密封气室，其另一侧则暴露于所述排气压力。

4.如权利要求1所述的涡卷容积式流体压缩装置，其特征在于，至少一个所述流体容积控制阀是电磁阀。

5.如权利要求1所述的涡卷容积式流体压缩装置，其特征在于，所述第一组小孔由一对或数对小孔组成，并且所述每一对小孔中的每一个孔与该对孔的另一个孔相对于所述第一端面平盘的中心轴线对称设置。

6.如权利要求1所述的涡卷容积式流体压缩装置，其特征在于，所述第二组孔位于Φ_start+2π＞Φ＞Φ_start所限定的区域内，其中Φ_start是所述第一涡卷外侧壁的起始渐开线角，Φ是所述的一对孔中一个所在处的一渐开线角。

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