用在真空泵上的涡旋式流体排放装置 【发明领域】
本发明总体上涉及的是流体排放装置，特别是涉及一种用在真空泵上的、涡旋式流体排放装置。
涡旋式流体排放装置已为众所周知。例如，在授予Leon Creux的801182号美国专利中公开了一种涡旋式装置，其包括两个涡旋组件。各涡旋组件有一个圆形端板和一个螺旋形或渐开线形的涡旋元件。各涡旋元件具有相同的螺旋形几何形状且以一定的角偏移和径向偏移相互嵌合，从而在其螺旋状曲面之间形成若干条线接触。因此，相互嵌合的涡旋元件限定了至少一对液压腔并将其密封。当一个涡旋元件相对于另一个元件沿轨道运动时，接触线沿螺旋形曲面移动，由此改变液压腔的容积。所述容积的增加或减少取决于涡旋元件相对轨道运动的方向。因此，该装置即可用于压缩液体也可用于膨胀液体。
已知地涡旋形流体排放装置，不论是作为膨胀器还是压缩器，都可用作真空泵。但是，两者都面临着一个潜在威胁，即过热。
当一个膨胀器被用作真空泵，周围的空气会反复膨胀以便从腔室中排出，这是因为在排液腔中的空气压力远低于周围大气压力。周围空气以这种方式反复膨胀将消耗能量并且通常会产生过热。用一个排泄阀可以在一定程度上减少周围空气的反复膨胀。但是，它不可能完全消除反复膨胀，并且这种阀常出现功能故障。
当一个压缩器被用作真空泵并且在启动阶段或因向周围的泄漏压缩器中的空气处于大气压力下，则由反复膨胀及压缩过程产生的热量将有损压缩器。这是因为这里通常没有润滑或内冷却。反复膨胀和压缩产生的热量将导致涡旋元件的过热增长，由此导致在涡旋元件的端部与底部之间产生磨损。
3994636号美国专利中公开了一种设置在涡旋形流体排放装置的压缩腔之间、用于径向密封的端部密封机构。如现有技术的附图中所示，在该装置中，端部密封件101和201被分别放置在螺旋形叶片103和203端部中央区域形成的螺旋槽102和201中。该端部密封件101和201分别沿着螺旋槽102和202连续地从涡旋组件103和203的中间区域延伸到其周边区域。密封件101和201通过诸如弹性材料等机械手段或通过气压手段分别被强制与其他的涡旋组件203和103的基体204和104接触。这种结构布置提供了径向密封。不过，端部密封件的宽度小于涡旋叶片的宽度。所以在涡旋元件103上有切向泄漏通道A-A、B-B，例如在端部密封件101的两侧处。这些泄漏通道将降低涡旋式装置的容积效率和能量效率。
发明概述
本发明的主要目的在于克服用在真空泵上的涡旋式流体排放装置中存在的上述缺点。
本发明的目的还在于，提供一种涡旋式真空泵，其中可以消除通常因反复膨胀和压缩过程产生的过热。
本发明的另一目的是提供一种可以实现上述目的的真空泵，其解决方案除了其他特征外，还在于在同一个泵中同时使用膨胀器与压缩器。
本发明的再一目的在于提供一种轴封机构，其可使膨胀器的进液腔相对于大气环境与膨胀器的排液腔均密封。
本发明还有一个目的是在涡旋元件的端部提供一种密封布置，其可以提供有效的径向密封和切向密封，而不会产生端部与底部之间的磨损。
本发明的上述目的与其他目的是通过本发明的如下方案实现的：提供一种由膨胀-压缩器构成的两级真空泵，其位于同一泵体中并且共用同一个驱动轴。第一级是一个涡旋式膨胀器，其与一个构成第二级的涡旋式压缩器串联。第二级，也就是压缩器的进液腔的容积并不明显小于第一级，也就是膨胀器的排液腔的容积。由此减少了因反复膨胀和压缩过程产生的热量。该两级泵还包括一个双轴封机构，其使膨胀器的进液腔相对于外部及膨胀器的排液腔均密封。
本发明的两级泵还包括一个设置在涡旋元件顶面上的迷宫式密封结构，用于严格地控制在相互匹配的涡旋元件的端部与底部之间形成的轴向间隙。迷宫式密封结构包括若干个由薄而低的侧壁构成的小密封唇，其在各涡旋元件的各端部形成迷宫网。当因涡旋元件的热量增加而导致迷宫式密封唇压向与之相匹配的涡旋元件的底部时，迷宫式密封唇的刚性足够小，以至在唇部和底部之间的接触压力通过移动相互干扰的材料而使涡旋元件上的唇部变形，从而不会导致端部或底部磨损。这样，迷宫式密封唇可以在涡旋元件的端部与底部之间产生很小的轴向间隙。由于获得了良好的径向和切向密封，大大地减少了在压缩腔之间的径向及切向流体泄漏。
附图简述
以下附图或多或少地表示了本发明，包括其结构及工作过程。其中：
图1表示的是本发明的两级、涡旋式真空泵的轴向剖面图；
图2为沿图1所示泵的2-2线截取的横向剖面图；
图3为沿图1所示泵的3-3线截取的横向剖面图；
图4a-4c表示了本发明泵的第一级的工作原理；
图5a-5c表示了本发明泵的第二级的工作原理；
图6a-6f表示了在本发明的涡旋元件端部形成的迷宫式密封件的唇部的各种实施方案。
优选实施例的详述
如图1-3所示，按照本发明构造的涡旋式真空泵用10表示。真空泵10包括一个主壳体20，其中容纳一个由轴承30支撑的主轴22。第一涡旋组件40与第四涡旋组件70分别通过螺栓固定在主壳体20的前后端。前轴承壳90与第一涡旋组件40用螺栓固定。
前轴承壳90中装有一个前轴密封件92与一个前轴轴承94。主轴22由轴承30和轴承94可转动地支撑，从而当电机(图中未示)通过滑轮96进行驱动时，主轴可以绕其轴线S1-S2转动。轴密封件92用于密封轴22，以防外面的空气和尘土进入泵10中。
主轴22包括一个前曲轴销24和一个后曲轴销26。前曲轴销24的中心轴线S1-S2与主轴轴线S1-S2的偏离量等于第二涡旋组件50的轨道半径Ror1。后曲轴销26的中心轴线S1-S2与主轴轴线S1-S2的偏离量等于第三涡旋组件60的轨道半径Ror2。轨道半径Ror1、Ror2分别是第二涡旋组件50与第三涡旋组件60相对第一涡旋组件40和第四涡旋组件70转动时在其横截面形成的轨道圆的半径。
第一及第二涡旋组件40、50共同构成真空泵10的第一级，即膨胀器。第一涡旋组件40，也叫膨胀器固定涡管，包括一个延伸出一个第一涡旋元件42的圆形端板41。除了圆形端板41及第一涡旋元件42外，第一涡旋组件40还包括一个轴向外凸的、与前轴承壳90连接的前端43。
第二涡旋组件50，也叫膨胀器旋转涡管，包括一个圆形端板51、一个第二涡旋元件52和一个轨道支撑凸台53。涡旋元件52固定在端板51的前端面上并由此向外延伸。轨道支撑凸台53固定在端板51的前端面上并由此向外延伸。当然也可以按照传统的设计从端板51的后端面向外延伸。
涡旋元件52和62相互错开180°角，径向偏离量等于轨道半径Ror1。这样，在涡旋元件52与62以及端板51和61之间至少形成一对相互密封的液压室。
第二涡旋组件50通过一个前驱动销轴承27和前驱动滑块28与驱动销24连接。一个前卡圈29用于防止第二涡旋组件50转动。因此，当转动驱动轴22时，第二涡旋组件50沿着轨道半径为Ror1的轨道被驱动，从而有效地使液压腔内的液体膨胀。
第三及第四涡旋组件60、70共同构成真空泵10的第二级，即压缩器。第三涡旋组件60，也叫压缩器旋转涡管，包括一个从第三涡旋元件62延伸出来的圆形端板61。一个轨道支撑凸台63固定在端板61的前端面上并由此向外延伸。第四涡旋组件70，也叫压缩器固定涡管，包括一个圆形端板71、一个第四涡旋元件72/一个排液轮毂73及加强筋74。
涡旋元件62和72相互错开180°角，径向偏离量等于轨道半径Ror2。这样，在涡旋元件62与72之间至少形成一对密封的液压室。第三涡旋组件60通过一个后驱动销轴承31和后驱动滑块32与驱动销26连接。一个后卡圈33用于防止第三涡旋组件60转动。因此，当转动驱动轴22时，第三涡旋组件60可以被驱动沿着轨道半径为Ror2的轨道转动，从而压缩液体。
当压缩器工作时，空气从吸入口80进入进气室81。然后空气从进气室81进入第一与第二涡旋组件40、50构成的吸液腔82中。此后，随着该两涡旋组件的工作，空气被膨胀。接着，被膨胀的空气经由腔室84、85及流道86进入真空泵第二级，即压缩器的进液室87中。
进液室87中的空气随后进入第三与第四涡旋组件60、70构成的吸液腔中，此后，随着该两涡旋组件的工作，空气被压缩。被压缩的空气打开排气阀88并经由排气孔89和排气道98排到大气中。
图4a-4c分别表示了相互匹配的、第一和第二涡旋组件40和50上的螺旋状涡元件42和52之间的相对运动关系。如图4a所示，膨胀器的吸液腔用2A表示。吸液腔2A是两个涡旋元件42和52的端部相互接触时，在两元件之间形成的最里面的腔室。所有吸液腔的总容量称为吸液容量。
如图4b和4c所示，2B表示膨胀过程中形成的腔室，2C表示膨胀器的排液室。排液室2C是刚好在被密封的腔室要打开排气之前在两涡旋元件42和52之间形成的最外侧的腔室。所有排液腔的总容量称为排液容量。
图5a-5c分别表示了第三和第四涡旋组件60和70上的螺旋状涡元件62和72之间的相对运动关系。在第三与第四涡旋组件60和70之间形成的吸液腔3A是压缩器最外侧的一对腔室。实现压缩过程的腔室由图5b中的3B表示。如图5c所示，排液容量，即压缩器最外侧的腔室的容量由3C表示。
真空泵10在压缩阶段中进液与排液腔室之间的关系与在膨胀阶段不同。按照本发明，压缩级的容积3A不必明显小于膨胀级的容积2C。3A最好等于或大于2C。
因此，膨胀器的排液容量与压缩器的进液容量之间的关系对于真空泵的性能十分重要。从第一级，即膨胀器的排液室排出的空气被第二，即压缩器的进液室吸入。在稳定状态下，根据质量转换定律确定如下关系：
D2c*V2c＝D3a*V3a----------------------(1)
其中，D2c和D3a分别是膨胀阶段中排液室与压缩阶段中进液室中的空气密度。V2c是膨胀阶段中的排液容积。而V3a是压缩阶段中的进液容积。若第二阶段的进液容积V3a小于第一阶段的排液容积V2c，即：
V3a＜V2c----------------------(2)
则 D3a＞D2c----------------------(3)
假设两容积的气体温度恒定，则根据理想气体的状态方程可以得到如下关系：
P2c/D2c＝P3a/D3a---------------------(4)
则P3a＞P2c----------------------(5)
由于腔室84、85及86中的空气压力为P3a，因此在膨胀器的排液腔中的空气为过膨胀。一旦膨胀器的排液腔对腔室84敞开，腔室84、85及86中的空气将再膨胀到排液腔中。反复膨胀将导致膨胀器与压缩器的过热。
如果V3a不明显小于V2c，则由在反复膨胀中产生的空气热量可以通过壳体或其他部件分散到大气中，从而可能不会产生过热。但是，如果
V3a≥V2c---------------------(6)
则绝对不会产生过热。
因此，本发明出了一种真空泵10。其在工作过程中所产生的的二阶段的进液容积总是大于其在第一阶段中的排液容积。这种效果是通过前述的膨胀器-压缩器结构特征实现的。
本发明的另一目的在于获得良好的轴封效果。图1中表示了轴封11。轴封11包括一个弹簧座12、一个弹簧13、一个转动环14、一个“O”形圈15，一个轨道环16和一个轨道“O”形圈17。轨道环16密封形成在前驱动销27与轨道支撑凸台53之间的气道。“O”形圈15将轴22表面上的气体通道密封。转动环14在弹簧13的推力下靠紧在轨道环16上，从而形成气密接触面18。接触面18将使沿着位于进气腔室81与腔室85之间的轴的所有气道全部密封。
轴封11的独特之处在于，转动环14与轨道环16之间的相对运动是轴转动与轨道环16的轨道运动的复合运动。一个传统的轴封92用于密封腔室81，以防空气从前轴承壳90泄露到大气中。轴封11与92共同构成本发明的密封机构。
本发明的另一方面体现在涡旋元件端部密封区上。图6a-6f表示了一个涡旋元件端部300(只表示了其中一部分)的迷宫式密封唇301、302、303、304。迷宫式密封唇是在涡旋元件端部形成的非常薄、非常浅的侧壁。其用于阻挡径向及切向的气流。不过，当这些迷宫式密封唇由于涡旋元件热量的增加被压向其他涡旋元件底部时，迷宫式密封唇因与所述底部接触而易于弯曲或变形或被移动。这将避免端部-底部磨损。
图6a表示了一种迷宫式密封唇301。该密封唇有三条纵向侧壁A、B、C，其分别位于螺旋形涡旋元件的端部300的两侧及中部。三条纵向侧壁通过对角线上的侧壁D相互连接。密封唇的横截面为三角形，其各自的宽度w和高度h(见图6b)很小，例如为0.5mm。
也可以采用其他几何形状或横截面的迷宫式密封唇，只要其端部刚度较小即可。端部应当易于弯曲、变形或移动，从而不会损坏与之配合的底部。在涡旋元件的端部与底部之间应当保持很小的轴向磨损δ，甚至是零磨损。由此提供良好的径向和切向密封。
图6c和6d分别表示了梳齿形与矩形迷宫式密封唇302、303。图6e与6f表示了迷宫式密封唇304与一个传统的端部密封机构的组合。
尽管上述的本发明实施例为最佳方案，但本领域的技术人员可以在结构、布置、组合及类似方面构想出其他的改进方案，而这些并不脱离本发明核心部分。本发明的保护范围由其权利要求确定，在权利要求所限定范围内的所有装置/或方法将完全或等效地落入该范围内。