CN1086294A

CN1086294A - 改进的涡卷容积式流体位移装置

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Publication number: CN1086294A
Application number: CN 93109630
Authority: CN
Inventors: 倪诗茂
Original assignee: Individual
Current assignee: Wisdom Co
Priority date: 1992-08-17
Filing date: 1993-08-14
Publication date: 1994-05-04
Anticipated expiration: 2013-08-14
Also published as: CN1033714C

Abstract

一种改进的涡卷容积式流体机械装置，它具有两个互相啮合的螺旋形的涡卷，两个涡卷的几何形线可以是相同的或不同的，其中一个涡卷是非绕动的，可以作轴向运动，非绕动涡卷在机械或流体偏置力作用下倾向于另一涡卷，并由定位机构挡住以维持涡卷的前端和底部的间隙。一稳定机构防止涡卷晃动。当非正常的操作条件出现时，该非绕动涡卷抵抗轴向偏置力而作轴向运动使得摩擦咬死的现象得以避免。

Description

本发明关于一种改进的容积式涡卷型流体位移装置，它具有高容积比并保留其他最优的设计参数;具体地本发明有关用以保持涡卷容积式流体机械装置中涡卷之间在轴向所必须满足的运作关系的半顺从机构。

涡卷容积式流体机械装置的技术是众所周知的，例如授于Creux的美国专利No.802，182披露了一个涡卷型装置。该装置包括两个涡卷，每个涡卷有一个端面平盘和一个螺旋形或渐开线形的涡片。这两个涡片具有相同几何形状并且相互啮合保持一定的角度和径向位移，在它们螺旋形的侧面之间形成了数处线接触。如此，相互啮合的涡卷密封和确定了至少一对流体气室。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，因而流体气室的体积随之改变，该体积的增加或是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。

在描述传统的涡卷压缩机的一般运作原理时请参照图1a-1d。图1a-1d示意性地描述了相互啮合的螺旋形涡卷1和2相对运动以压缩流体，涡卷1和2相互之间保持一定的角度位移和径向位移并相互啮合。图1a显示了每个涡卷的最外端与另一涡卷相接触，也就是吸气阶段正好完成，一对对称的流体气室A₁和A₂正好形成。

图1b-1d依次显示了主轴旋转了一定角度后的位置。当主轴旋转时，流体气室A₁-A₂径向地和切向地逐渐向啮合涡卷的中心移动，同时逐步减少A₁和A₂的体积。当主轴转角越过图1c所示的状态向1d所示的状态运作时，流体气室A₁和A₂在中心气室A处合并为一。当主轴继续旋转时，上述合并后的气室进一步减少它的体积。在涡卷作相对的轨道运动时，图1b和1d所示的外部涡卷逐步变化形成新的密封气室，作好了被进一步压缩的准备（如同图1c和1a所表示的状态）。

图2显示了流体气室A₁和A₂其中任一个在向中心气室A移动过程中所经历的压缩循环，并且还显示了流体气室的压力和容积之间的相互关系。

当流体吸气室被封住时，压缩循环即行开始（图1a）。图1a显示了吸气阶段刚好完成的状态。在吸气阶段中流体气室中的流体压力在图2中由点H示出。

气室在点H时的容积即是排气量V_H。随着主轴旋转，气室的容积逐步减小，流体逐步被压缩直到主轴旋转至某一角度。此一状态在图2中由点L表示。气室在状态L时的容积V_L，被定义为终了压缩气室容积。紧接着通过点L，流体气室A₁和A₂都连接到另一个上并且连接到中心气室A合并为一此时中心气室A充满着尚未被排出的高压流体。

吸气室体积V_H同终了压缩室体积V_L之比被定义为容积比R_V。在L状态的流体压力P_L同在H状态的流体压力P_H之比被定义为压力比。

再请看图2，当主轴旋转角超过状态L，在该被连接的气室，也就是中心气室A中的流体将经历下述三个过程之一：

1）理想压缩过程：当在中心气室中的流体压力（Pd₁）等于终了压缩气室中的流体压力时，即发生理想压缩过程。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，涡卷的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，流体处于状态L时终了压缩气室中的流体压力（P_L）高于中心气室中的流体压力（Pd₂）。当主轴旋转角超过状态点L时，在终了压缩气室中的流体突然向中心气室膨胀，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代表了由于过压缩过程所引起的能量损失。

3）不足压缩过程：在此一过程中（P_L）低于排气压力（Pd₃）。当主轴旋转角超过状态点L时，中心气室中的流体迅速向终了压缩气室膨胀。终了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。终了压缩气室中的流体然后沿着状态线N-N排出。阴影三角形LNT代表了由于不足压缩过程所引起的能量损失。

为了获得高的能量效率，把容积比设计得尽量接近于理想压缩过程的要求是十分重要的。不同的实际应用要用不同的容积比以实现的理起压缩过程。例如热泵要求容积比约为4，空气压缩机要求容积比约为5，低温冷冻系统则要求容积比约为10，甚至更高。然而，大多数传统的涡卷压缩机不能达到这样的容积比要求。例如，在美国专利号3，884，599的设计中，涡卷单元的跨度为2圈多但不到3圈，它的容积比约为2.5。

美国专利No.4，477，238揭示了不改变容积比而在排气口加一个排气阀，比如里德阀（Reed Value）以获得高压缩比的方法。这一方法虽然也能在一定程度上减少能量损失，但是阀片是易损部件，因而，实质上加置排气阀增加了机器损坏率。排气阀还由于阀片的撞击而增加了振动和噪音。

另一个达到理想压缩过程的方法是增加涡卷涡片的螺旋圈数。美国专利No.801，182中的图15和16显示了一个这种方法的例子。这一涡卷涡片的螺旋跨度约为四整圈，其容积比略大于三。进一步增强螺旋圈数会导致机械加工时间和精度要求的大幅增长。此外，由于排气量和空间的限制，进一步增加涡卷的螺旋圈数往往是不切实际的。

涡卷涡片的螺旋圈数的最佳值是大于2小于3。在取此最佳值时，涡卷装置的吸气端和排气端之间至少被一个密封的压缩气室所分开。对于要减少吸排气端之间泄漏和传热，这样的结构是很重要的。

美国专利No.3，989，422揭示了一个设计具有高容积比和最佳螺旋圈数的涡卷涡片的方法。在这一方法中，最外部的第一个涡卷螺旋圈的设计同传统方法是一样的。为了减少终了压缩气室的容积以达到增加容积比的目的，在此设计中涡卷涡片从第二螺旋圈开始其曲率半径突然大大减小的，其螺旋状的渐开线的发生圆圆心明显地移往某一侧向。当涡卷涡片的中央部分移往侧面而偏离其端面平盘的中心时，由于从被压缩气体的作用力到端面平盘的中心之间距离之增加而造成了较大的合力和合力矩。为了要平衡这些力和力矩，美国专利No.3，989，422提供了多对涡卷涡片的结构。在此一结构中，各对涡卷中不能平衡的力和力矩，在多对结构中得到了平衡。由于此一结构的复杂性，因而其机械加工的时间、精度要求和原材料消耗都有较大增长。更重要的是，此一复杂结构要求较大的空间，而这一要求往往是实际上不可能满足的。

现有的涡卷设计中有三种方法以保持涡卷在轴向（沿主轴轴线的方向）的运作关系。这三种方法可以称作“固定间隙”法，“轴向顺从”法和“半轴向顺从”法。

在早期的美国专利中运用固定间隙法，例如授于Creux的美国专利No.801，182。在这一方法中，涡卷之间在轴向的相互位置关系中装配完成之后就不能再变动。其中一个涡卷的前端和另一涡卷底部之间互不接触。为了保持涡卷之间的运行时在轴向的适当间隙，同时又保持高的压缩效率，这就要求极高的机械加工精度。更为严重的问题是这一种结构无法对付异常情况，例如涡卷中存在杂物颗粒，不可压缩的液体，或者涡卷的前端与另一涡卷的底部之间由于热膨胀而互相接触，在这些异常情况下，涡卷会由于摩擦而咬住导致毁坏。

为了克服固定间隙法的弱点，各种各样的轴向顺从结构被开发出来。这些结构可以分成两大类：“前端密封”和“完全轴向顺从”。

图10描述了前端密封的结构。一个前端密封的例子可见授于McCullough的美国专利No.3，994，636。如图10所示，在涡卷502和503的前端的中部各开有一条槽501。一条密封元件504可移动地嵌入槽501，并被弹簧或流体压力（图中未写出）推动而与另一涡卷的底部505相接触。这样就可以防止流体在径向从涡卷涡片502和503间泄漏。然而，前端密封结构中存在着切向泄漏的通道。这在图10中由线A-A和B-B表示出来。这些泄漏通道降低了压缩效率。另外前端密封还存在着摩擦功率损失以及由于密封元件逐渐磨损而引起的密封效果下降的问题。

在完全轴向顺从结构中，涡卷在机械力或流体力的作用下保持涡卷间前端与底部接触，从而在各种压力条件下，维持压力气室的密封状态。授于Devorak等人的美国专利No.3，600，114揭示了一个完全轴向顺从结构。其中至少一个涡卷在机械的和（或）流体的轴向力的作用下，保持着涡卷涡片的前端与底部接触。在美国专利No.3，600，114中，具有排气压力的流体被用来产生轴向力，推动涡卷的端面平盘。授于Young等人的美国专利No.3，884，599揭示了一种完全轴向顺从结构，其中绕动涡卷在具有排气压力的流体推动下达成轴向顺从关系。授于Kousokabe的美国专利No.4，357，132揭示了一种涡卷机器，其中具有中间压力（压力在进、排气压力之间）的流体将绕动涡卷的推向固定涡卷。授于Tojo等人的美国专利No.4，216，661揭示了一种完全轴向顺从结构，其中在涡卷机外部的流体被引入到绕动涡卷的背部而提供轴向的偏压力。授于Blain的美国专利No.611，975揭示了一种完全轴向顺从结构，其中在两个涡卷的接触面上形成一些环形气室，这些气室与较低的压力源相连接而造成负压，从而将两个涡卷“吸”在一起。授于Arai的美国专利No.4，496，296揭示了一种完全轴向顺从结构，其中在绕动涡卷的背部形成了两个压力室，这两个压力室分别与处于中间压力的气室和处于排气压力的中心气室相连接，这一结构可以在较大的操作条件范围内，保持涡卷的径向密封。授于Caillat等人的美国专利No.4，767，293和No.4，877，382揭示了一种完全轴向顺从结构，其中带有弹性固定装置的非绕动涡卷的气体压力作用下保持与绕动涡卷的径向密封，提供压力的气体来源于处于中间压力或者（和）处于排气压力的气体。

完全轴向顺从结构具有下列缺陷：由于产生偏置作用力的压力气源来自压缩气室或排气室。因而偏置力会随着运转条件，比如吸气和排气压力改变而改变。然而，这轴向偏力的变化量和因吸排气变化后作用于涡卷顶底面使固定涡卷与绕动涡卷轴向分离总力变化量并不总是相同的。设计中的妥协的结果，如果轴向偏力在正常运行条件下是刚合适的话，这个偏力在较低的吸气和排气压力下就可能会显得不足以克服分开涡卷的轴向力。另一方面，这一轴向偏力在高吸气和排气压力的运行条件下，可能会显得太大。

完全轴向顺从结构的另一个缺点是其接触表面的摩擦功率损耗是不可忽略的。当机械运行在较高的吸气和排气压力的条件下，过大的轴向气体偏力导致较大的摩擦功率损耗和严重的摩损，有的时候甚至严重到由于摩擦咬住而损毁整台机器。

完全轴向顺从结构还有一缺点是涡卷前端后部的轴向接触会产生振动和噪音。

授于Fujio的美国专利No.4，958，993揭示了保持涡卷间轴向关系的第三种结构。由于涡卷间的间隙可以经由改变涡卷轴向位置而改变，因而叫做半轴向顺从结构。

美国专利No.4，958，993描述说可移动的绕动涡卷结构优于可移动的非绕动涡卷结构。该专利认为前一种结构把可移动部件总数减到最低，因为绕动涡卷已经处于运动状态，而非绕动涡卷已经处于静止状态。运动部件则是要避免的振动和噪音的来源。此外，绕动涡卷通常是比绕动涡卷轻些，这样较小的惯性使得绕动涡卷对轴向移动的要求会反应得快一些。

但是美国专利No.4，958，993存在一些问题。例如轴向移动的能力大大增加了绕动涡卷晃动的可能性。如同图3所示，在绕动涡卷上作用着驱动力F_d和被压缩气体的反作用于F_g。前者作用在驱动轴承座53的中点，后者作用在涡卷侧壁51的中点。这二个力都垂直于轴线S₁-S₁，并且形成一个力矩，该力矩会使绕动涡卷转动从而引起它在绕动时同时晃动。美国专利No.4，958，993指出了绕动涡卷的运动范围（绕动和轴向运动），在该范围内要平衡绕动涡卷承受的全部作用力和力矩是极端困难的。在美国专利No.4，958，993提出的结构中，当绕动涡卷晃动时，会造成噪音、振动和内部泄漏，而这些正是该专利所想要避免的。

本发明提供一种新的设计的改进的涡卷容积式流体机械装置中涡卷涡片的方法。根据本发明，在设计中对排气量，高容积比和最佳涡卷螺旋圈数的要求能同时得到满足。本发明还提供了一个改进的半轴向顺从结构，其中涡卷可能的晃动被排除了，因而减低的噪音。振动和内部泄漏。

由是，可知本发明的主要目的在于提供一种改进的涡卷容积式流体机械装置，该装置在异乎寻常的负荷下-通常由于存在不可压缩流体，杂物嵌入或由异常变形而产生的涡卷前端和底部接触，而引起的负荷-非绕动涡卷会在轴向退出，以保证该装置不受损坏。而在正常运行时，涡卷之间在涡卷前端一底部维持适当间隙，该间隙对流体而言是密封的。因而本发明消除了由于涡卷的前端与底部的摩擦接触而产生的能量损失、振动、噪音和磨损。

本发明的次一个目的是提供一种制造涡卷容积式流体机械装置的方法，其中高容积比，最佳螺旋圈数和流体吸入容积都得到实现而并不存在上述现有技术的缺点和限制。

本发明的另一个目的是提供一个涡卷容积式流体机械装置中的涡卷，涡片的新结构。其中涡卷具有所要求的容积比、流体吸入容器和螺旋圈数，但是不会引起严重的力和力矩的不平衡也不会导致涡卷单元结构复杂化。

本发明的另一目的是提供一个涡卷容积式流体机械装置的新结构，其中两个涡卷片的基本线何形状可以是相同的也可以是不相同的。

为了实现上述及其他的目的，本发明所披露的实施例提供了一个改进的涡卷容积式流体机械装置，其中包括有一个装有流体进出口的壳体。第一涡卷具有一个端面平盘;从这一平盘上第一涡卷涡片沿轴向延伸，指向壳体的内部，第二涡卷，也有一个端面平整，自其上第二涡卷涡片，沿轴向延伸;第二涡卷可相对于第一涡卷作非旋转性的轨道运动;

第一和第二涡卷涡片，保持一定的角度和径向的位移而啮合在一起，造成了数处线接触从而界定了至少一对密封流体气室;

驱动装置与涡卷相连，造成了涡卷之间相对的非转动的轴道运动而达成流体气室改变容积;

本发明所揭示的实施例提供一个制造涡卷的涡卷涡片内外侧壁的几何形线的新方法使得所要求的流体吸入容积，容积比和涡卷涡片的螺旋圈数能同时得到满足。这一方法的原则如下所述：

1）第一涡卷涡片的外段的曲线按传统方法制造使得所需要的流体吸入容积得到满足;

2）第一涡卷涡片内段的曲线也是按传统方法制造使得所需要的容积比得到满足;

3）第一涡卷涡片的外段和内段曲线由一条中段曲线光滑地连结起来，使得所需要的螺旋圈数得到满足;最后

4）第二涡卷涡片的制造是求得第一涡卷的相配的共轭曲线，使得第一和第二涡卷涡片能保持一定的角度和径向的位移而互相啮合。

本发明所揭示的内容体现在一个空气压缩机的实施例中。其中两个涡卷涡片的内外段侧壁具有相同的壁厚，相同的渐开线发生圆半径。涡卷涡片的内外段曲线按照传统的方法设计并使给定的排气量和容积比得到满足。此内外段曲线然后由一中段曲线连接起来。该中段曲线与内外段曲线在连接点处有相同的零阶和一阶导数。该中段曲线的选择还使得整个涡卷涡片的螺旋圈数满足最佳值的要求。这样，由三段曲线形成了螺旋状的涡卷涡片的连续而光滑的侧壁而且又满足了所需要的流体吸入容积，容积比和最佳螺旋圈数的要求。

在一个传统的涡卷型压缩机中，涡卷涡片由渐开线构成。一对涡卷单元其渐开线在几何上是完全一样的。一个涡卷涡片的渐开线产生自一个发生圆。但是在本发明的第一个实施例中每一个涡卷单元由几条产生自不同发生圆的渐开线所现成。两个涡卷涡片，在几何形线上是完全一样的并且相当均匀地收敛于终端平盘的中心。而在第二个实施例中两个涡卷涡片的几何形线互不相同。第一个和第二个实施例在下文中被称做为“相同涡卷”和“非相同涡卷”的实施例。

在本发明的另一个方面是提供一种涡卷容积式流体机械装置包括有提供机械力以保持两个涡卷轴向运作关系的机构。在此同时涡卷晃动的可能性被消除而涡卷之间的前端和底部的固定间隙得到维持。

本发明的还有一个方面是提供一个涡卷容积式流体机械装置包括有可以提供流体压力以保持两个涡卷的轴向运作关系的机构。在此同时涡卷晃动的可能性被消除，而涡卷之间的前端一底部的固定间隙得到维持。

本发明的再一个方面是提供一个涡卷容积式流体机械装置包括有非绕动的第一涡卷。该第一涡卷可作轴向运动。第二涡卷绕主轴作轨道运动但是不作轴向运动。第一和第二涡卷互相啮合。如果有足够大的轴向力推动它的话，第一涡卷可以沿轴向作离开第二涡卷的轴向运动。

本发明还有一个方面，是在上述的涡卷容积式流体机械装置中包括有稳定机构以维持第一涡卷垂直于其涡卷的轴线的态势，但是允许第一涡卷涡片沿轴线向尾部运动。与此同时在正常运作条件下，两个涡卷的前端和底部之间的固定间隙得到维持。

参照附图并阅读下文的详细说明，本发明将较易理解。

图1a-1d描述了传统涡卷压缩机中涡卷涡片的相对轨道运动;

图2是压力-容积图。它描述了压缩循环过程，其中包括了理想压缩过程，不足压缩过程和过压缩过程;

图3描述了作用在绕动涡卷上的力和力矩;

图4描述了根据本发明所制造的涡卷式空气压缩机的横截面图;

图5描述了本发明的第一实施例的俯视横截面图，其中两个涡卷涡片几何上是相同的;

图6a和6b描述了本发明的第二实施例的俯视横截面图，其中两个涡卷单元是几何上非相同的;

图7描述了一个传统式的涡卷涡片，在此基础上本发明的第一和第二实施例得以建立;

图8描述了第一实施例的互相啮合的涡卷涡片;

图9描述了第二实施例的互相啮合的涡卷涡片;

图10描述了一个典型的传统的前端密封的结构;

图11a和11b描述了本发明所述的轴向半顺从结构的第一实施例的横截面图以及俯视截面图;

图12a和12b描述了本发明所述的轴向半顺从结构的第二实施例的横截面图以及俯视截面图;

图13a和13b描述了本发明所述的轴向半顺从结构的第三实施例的横截面图以及俯视截面图;

图14描述了一个具有轴向半顺从结构的涡卷式空气压缩机的横截面和俯视截面图，其中处于排气压力的气体作用在第一涡卷的背部以提供轴向偏置力。

图4展示了根据本发明所制造的一个涡卷型空气压缩机。压缩机10包括了主机架20，压缩机外壳21以及前端盖板22和杯状的后盖23。前端盖板22以已知的方法（例如焊接）与压缩机外壳21相连。外壳21和后盖23则以已知的方法（例如焊接或螺栓连接）与主机架20相连。主机架20上，还装有主滑动轴承30。主轴40由主轴承30支承，并可绕其轴线S₁-S₂在马达或引擎（图中未示）驱动下旋转。转封41对主轴40进行密封，以防止润滑油的空气逸出。驱动柱销42由主轴40的尾端伸出。其中心轴线S₂-S₂与主轴的中心轴线S₁-S₁之间有一距离。该距离即是第二涡卷的绕动半径Ror，所谓绕动半径是第二涡卷相对于第一涡卷所作非旋转性的轨道圆运动的轨道半径。

第一涡卷60具有一个端面平盘61，由此涡卷涡片62延伸出来。第一涡卷60以所谓“半顺从”方式固定在主机架20上。根据这一方式，第一涡卷60保持与轴承S₁-S₁相垂直的态势在弹簧70的偏置力作用下顶住主机架20的一个平面24。这样在一个涡卷的前端和另一涡卷的底部保持了恰当的间隙。这间隙在图4中以65表示。

这一间隙必须足够大，以致于在考虑了制造上的误差以及在正常运作下的热膨胀以后仍能避免涡卷之间的前端和底部接触。另一方面，此一间隙又必须足够小以保证在正常运作时此间隙能被润滑油膜所密封。当非正常的情况出现时，例如，杂物颗粒或不可压缩流体进入涡卷之间，或是涡卷涡片经受了非正常的热膨胀，第一涡卷将抵抗弹簧70的偏置力而在轴向作避开的运动以防止涡卷损坏。这种结构称之为“半顺从”并且在下文中将进一步详述。

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

第二涡卷50包括有端面平盘51，固定在平盘上并且自平盘后端面延伸出来的涡卷涡片52，以及自平盘前端面延伸出来并固定在其上的绕动轴承座53。

涡卷涡片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动半径Ror。如此由涡卷涡片52和62以及端面平盘51和61限定了至少一对密封气室。第二涡卷50通过驱动轴承43和驱动柱销42相连接。欧丹环80是防止第二涡卷转动的装置。在主轴40的驱动下，第二涡卷50以绕动半径Ror作相对于第一涡卷60的轨道运动以压缩流体。流体介质经由吸气口91进入压缩机10然后被涡卷所压缩，最后由排气孔92，经过排气通道93，排气室94和排气口95而排出。而排出气体不与气室96相通，它是被驱动柱销轴承43和其轴承座53的接触面以及密封圈44所密封。被排气体作用在轴承座53的底部的表面45上抵消了部分在运作时来自压缩气室中的被压缩气体的轴向推力。平衡重物97和98用以平衡第二涡卷50在作轨道运动中所产生的离心力。

下面将描述图5、图6a和6b中的涡卷涡片的几何结构。

在本发明的第一个实施例中，两个涡卷的涡卷涡片，在几何结构上基本上是一样的。图5是显示了这种涡卷单元的一个例子。第一实施例中涡卷单元的设计参数列举如下：流体吸气容积为每转每吸气腔V_H＝8.4立方英寸;容积比R_V＝3.0;基本发生圆半径（发生圆系指渐开线赖以产生的圆）R_g＝0.14324英寸;涡旋单元高度h＝2.0英寸;以及绕动半径Ror＝0.2英寸。

第一实施例的涡卷涡片的侧壁表面曲线的设计方法如下述：

1）根据上列的设计参数设计一个传统的螺旋形涡卷涡片曲线。如图7所示，这样产生的涡卷涡片曲线满足了上述的流体吸气容积和容积比的要求并由四圈螺旋曲线组成。涡卷涡片侧壁的外表面的起始和终止渐开线角分别为224度和1663度。其发生圆中心位于点O。此涡卷单元定义为基本螺旋单元，其发生圆定义为基本发生圆。

2）在图7所示基本螺旋单元上选取曲线表面EF₁E₂，IG₁I₁，E₃F₂E₄和I₂G₂I₃，之所以选择这几段曲线是为了满足流体吸气容积和容积比的设计要求。在第一个实施例中外段外表面EF₁E₂的渐开线角的跨度为540度。内段的外表面E₃F\-2E₄的渐开线角的跨度为179度。外段的内表面IG₁I₁和内段内表面I₂G₂I₃的渐开线角的跨度分别为360度和359度。图7所示的螺旋单元的外段有完整的一圈被选择作为第一实施例中两个涡卷涡片的外段，因而第一实施例的流体吸气容积同图7所示的基本单元的流体吸气容器是一致的。然而被选来作为涡卷涡片内段的外表面的曲线E₃F₂E₄的渐开线角跨度不足一圈。结果第一实施例的终了压缩气室的容积，相应的容积比将和图7所示的基本设计少许有所不同。下面还将讨论这一点。

3）把涡卷涡片的外段的内外表面同内段的内外表面用曲面将其分别连接起来。该中段连接曲面具有360度的渐开线角，将E₂同E₃点连接起来。其发生圆半径按下列公式计算：

Rg₁＝（E₂E₃）/（2π）＝2Rg （1）

上式中Rg和Rg₁分别是图5中所示的以O和O₁为圆心的渐开线发生圆的半径。圆O和圆O₁具有相同的过点E₂或E₃的切线。类似于此，用一中段曲面将螺旋涡卷内外段的内侧表面连接起来。该中段连接曲面具有360度渐开线角的跨度并将I₁点同I₂点连接起来。该中段曲面的渐开线发生圆半径由下式计算：

Rg₂＝（I₁I₂）/（2π）＝2R_g（2）

上式中Rg和RG₂分别是图5中所示的以O和O₂为圆心的渐开线发生圆的半径。圆O和圆O₂具有相同的过点I₁或I₂的切线。由于引进了涡卷的中段，图5中的涡卷涡片的终了压缩气室的容积同图7所示的终了压缩气室的容积稍微有些不同。为了补偿这一不同，在图5所示的第一实施例中可以用改变其涡卷涡片的渐开线的起始角或者以改变排气孔位置的方法以调整其终了压缩气室的容积。在大多数情况下，所涉及到的容积的差别是微不足道的，因而不必要做任何调整。

4）设计同图5所示的涡卷涡片相配的共轭曲面。推导一涡卷涡片曲面的共轭曲面已有不少文章、书刊论及是众所周知的，因而不需要在此引用这一推导过程的细节。在此处“相配的共轭曲面”一词是指从数学上推导出来的共轭曲面必须满足如下条件，即当涡卷涡片同它的共轭的曲面所构成的另一涡卷单元互相啮合而作相对的非转动的轨道运动时，涡卷涡片之间建立起并维持住线接触并限定密封的气室。在本发明的第一实施例中，互相共轭的涡卷涡片几何结构是“相同”的。两个互相啮合的“相同”的涡卷涡片，显示在图8中。

图6a和6b显示了本发明的第二实施例，在此被称为“非相同”涡卷。其总的设计要求同第一实施例相同。不同之处是在第二实施例中第二涡卷涡片具有均匀的壁厚。这一点可见图6a。与第一实施例的第二涡卷相比较，它的重量比较轻因而在绕动时所产生的离心力也比较小。

图6a所示的涡卷涡片，由三段曲线组成。其内段和外段均几乎是完整的螺旋圈。此内段和外段直接取自图7所示的传统的涡卷的相应部分。具体来说，在图6a中涡卷涡片的内段的外侧面K₂L\-2K₃起自渐开线角224度终止于渐开线角583度。其发生圆半径为0.14324英寸。其外段的外侧面KLK₁起自渐开线角1303度终止1663度。其发生圆同内段。该涡卷涡片的中段的外侧面K₂L₁K₁其发生圆半径由下式表示：

Rg₃＝（K₁K₂）/（2π）＝2Rg （3）

该中段外侧面曲线K₂L₁K₁光滑而连续地将螺旋状侧壁内段和外段的外侧面连接了起来。上述涡卷涡片的内侧面与其外侧面平行，使得涡卷涡片的侧壁厚（t）约为0.25英寸。图6b中所示的涡卷单元是由6a中的涡卷涡片的相配的共轭曲面所组成。这两个涡卷涡片是“非相同”的。

图6b所示的第二涡卷的外侧面由三段螺旋线所组成。它们是MPM₂，M₂P₁M₃和M₃P₂M₄。其外段和内段外侧面，MPM₂和M₃P₃M₄是渐开线，其发生圆半径Rg＝0.14324英寸。其中内段外侧面M₃P₂M₄的起始渐开线角为224度，其终了渐开线角为403度。对外段外侧面MPM₂而言，其起始和终了渐开线角度分别为1123度和1663度。中段外侧面M₂P₁M₃的渐开线发生圆半径为

Rg₄＝（M₂M₃）/（2π）＝2R_g（4）

图6b所示的涡卷涡片的内侧面也由三段曲线，NQN₁，N₁Q\-1N₂和N₂Q₂N₄所组成。其内外段的起始和终了渐开线角分别为224度和763度以及1483度和1663度。中段内侧面N₁Q₁N\-2连续而光滑地连接内外段的内侧面，并且与中段外侧面共有相同的发生圆。

图9显示了两个非相同的涡卷涡片在运作过程中互相啮合的情景。由于引进了中段，两个涡卷在啮合时所形成的吸气室和终了压缩气室的容积稍微偏离前文所提的设计参数，但只要稍微调整内外段内外侧面的渐开线角，这一偏离是不难纠正。此外，由于非相同涡卷结构中，图9所示的成对气室，例如A₁和A₂，其容积也有少许差别，但是这一差别在工程应用中的影响是可以忽略不计的。同样的情况也发生在成对的终了压缩气室以及容积比的身上。要纠正这些差别，可以调整内段的起始渐开线角。在大多数情形下，容积比同原设计参数的偏离是可以忽略不计的，因而可以不需要任何上述的调整。

图11-13显示了本发明的三个有关半顺从机构的实施例，并将在下文详细描述。

在图11a和11b所示的第一实施例中，第一涡卷60的端面平盘61的外侧面160上有三个均匀分布的直线边沿161。三个定位块162构成了稳定机构以防止第一涡卷作晃动。定位块由螺栓163固定在主机架20上。定位块162紧密地靠在端面平盘的直线边沿161上，使得涡卷60保持同轴线S₁-S₂相垂直，同时可以沿轴线方向在定位块162的导向作用下向尾部方向作微小运动。在这里“轴向运动”是指平行于轴的方向的运动，有别于绕着轴的转动。第一涡卷60在弹簧70的作用下被推向第二涡卷50，直到被主机架20的定位表面24所停止。这样其中任一个涡卷的前端和另一涡卷的底部之间的合适的间隙165能够得到保证。

第二涡卷50也需要防止晃动。其防晃稳定的原理是主机架20提供了大直径的止推轴承面，支撑在涡卷50的背面。被压缩气体的轴向力将第二涡卷推向止推轴承面从而防止了第二涡卷在作轨道运动时可能的晃动。

涡卷前端与底部之间的间隙165必须足够大以保证在正常运作中前端和底部不会接触。另外一方面间隙165又必须足够小，使得通过该间隙的径向泄漏或者是微不足道，或者是被润滑油膜所密封。例如，对于侧壁高为2英寸的按照本发明所揭示的制造方法用灰口铸铁为材料的涡卷机中，间隙165在冷态下取值为0.0030英寸是合适的。通常，在不正常的运作条件下作用在第一涡卷60前面的轴向分离力超过作用在其背面的弹簧偏置力时，第一涡卷60就会作沿轴向往后的运动直到被定位块162上的限位块164所挡住。

图12a和12b描述本发明的第二个实施例。第一涡卷60在弹簧70的偏力推动下被主机架20的定位表面24所挡住。同时保证了涡卷前端与底部的合适的间隙265。第一涡卷在主机架上三个稳定柱销261的导向作用下既不能转动也不能晃动因而达到稳定的目的。当作用在第一涡卷60前面的轴向分离力超过作用在其背面的弹簧偏置力时，第一涡卷60将沿着轴向朝尾部方向作微小运动直至被定位块262上的限位块264所挡住。定位块262被螺栓263紧固在主机架20上。

图13a和13b显示了本发明的第三个实施例。三个弹性的定位板361由螺栓363固定在定位块362上。定位块362由螺栓366固定在主机架20上。弹性定位板361开有槽367。该槽紧密地夹住第一涡卷60的加强肋64以达到稳定涡卷60，并防止其在垂直于轴线S₁-S₁的平面内转动和晃动的目的。但是却允许涡卷60借助定位板361的弹性而作轴向的微小运动。定位块362紧贴住涡卷60的边沿368，进一步防止它晃动。第一涡卷60在弹簧70的偏置力作用下倾向于第二涡卷50直至被主机架20的平面24所挡住。由此，一个涡卷的前端和另一涡卷的底部之间的恰当的间隙365得以维持。当作用在第一涡卷前面的轴向分离力超过作用在其背面的弹簧偏置力时，第一涡卷60将沿着轴线向尾部方向作微小运动直至被定位块362上的限位块364所挡住。

图14显示了本发明的第四个实施例。本实施例的基本操作原理与图4所显示的机器是一致的。但是在本实施例中轴向的偏置力是由排出气体来提供的。因而，图14显示的是图4的机器的改型。这些修改的地方将在下文讨论。

如图14所示，空气通过入口491进入压缩机，然后被涡卷50和60所压缩，最后经由排气孔493和排气接口495排出。排出气腔496的密封是由“O”型密封圈497和加强圈63与导向圈498之间的微小间隙来实现的。加强圈63和导向圈498还提供了对第一涡卷60的防晃稳定作用。排气接口495焊接在导向圈498上，而后者则由螺栓固定在后盖23上。排出气体作用在加强圈63的背面499上，提供了轴向的偏置力。面积499的选择使得轴向偏置力略大于在正常运作时作用在第一涡卷60的前面的轴向分离力。如此第一涡卷60倾向于第二涡卷50，但是被主机架20的平面24所挡住以保持两涡卷50和60的前端和底部之间的恰当的间隙465。稳定柱销466防止了第一涡卷60在垂直于轴线S₁-S₂的平面内的转动同时又防止了它晃动。当非正常情况出现时第一涡卷60将抵抗轴向偏置力而向轴线的尾部作微小移动直至被限位块464所挡住。

上面所描述的是本发明的优先实施例。本技术领域中的熟练者将能据此而辨认属于本发明的范畴之内的结构、布置、零件的改变或类似的变化。

Claims

1、一种改进的涡卷容积式流体位移装置具备：

第一涡卷，防止第一涡卷晃动的第一稳定机构；与第一涡卷相啮合的第二涡卷；防止第二涡卷晃动的第二稳定机构；确定第一和第二涡卷之间的间隙的偏置机构；

上述的偏置机构在由非正常运行条件下所产生的分离力作用下允许第一涡卷从与第二涡卷的啮合位置退出。

2、如权利要求1所述的装置，其中所述偏置机构在所述的分离力大于偏置力时允许第一涡卷从与第二涡卷啮合的位置退出，同时保持所述的两涡卷之间的间隙。

3、如权利要求1所述的装置，其中所述的非正常运行条件包括上述涡卷中至少一个产生过大的变形而导致其中一个涡卷轴向的远端与另一涡卷相接触，从而产生了轴向分离力迫使上述涡卷沿轴向分离;以及所述偏置机构在所述轴向分离力大于偏置力的时候，允许上述第一涡卷作轴向退让运动以防止涡卷间摩擦咬死。

4、如权利要求1所述的装置，其中所述的涡卷间的间隙由润滑流体所充满。

5、如权利要求1所述的装置，其中所述的偏置机构使用的是机械力。

6、如权利要求5所述的装置，其中所述的机械力是弹簧力。

7、如权利要求1所述的装置，其中所述的偏置机构使用的是流体压力。

8、如权利要求7所述的装置，其中所述的流体压力是气体的压力。

9、一种涡卷容积式流体机械装置具备：

第一涡卷，具有底部和终端，所述第一涡卷是非绕动的，但能够沿轴向作相对于第二涡卷的运动;

所述第二涡卷与所述第一涡卷相啮合，并具有底部和终端，所述第二涡卷能够绕着轴线作非转动的轨道运动而同时在正常运行中不作沿轴向的运动;

一个主机架，其上装有第一和第二涡卷，上述主机架具有一肩台以限制上述第一涡卷向着第二涡卷的轴向运动;

上述肩台的位置使得当上述第一涡卷顶住它的时候上述第一和第二涡卷的终端和底部的轴向间隙得以建立;以及一个偏置机构提供偏置力迫使所述第一涡卷顶住所述的肩台。

10、如权利要求9所述的装置，其中所述偏置机构允许所述第一涡卷在非正常运行情况所产生的分离力作用下作轴向退让运动。

11、如权利要求10所述的装置，其中所述偏置机构在所述分离超过偏置力的时候允许所述第一涡卷作轴向退让以保持所述的间隙。

12、如权利要求10所述的装置，其中所述非正常运行条件包括至少一个所述的涡卷由于过度的变形而使得一个涡卷的终端与另一涡卷的底部相接触从而产生了轴向分离力迫使所述的涡卷在轴向互相分离;以及所述的偏置机构允许所述的第一涡卷在轴向分离力大于偏置力时作轴向的退让运动，保证该装置避免于摩擦咬死。

13、如权利要求9所述的装置，其中所述的间隙由润滑流体所充满。