用于涡旋式压缩机中轴向顺应的 带台阶的环形中间压力腔室 本发明总体上涉及气密涡旋式压缩机，特别是涉及中间压力设计，以保持涡旋式压缩机中的轴向顺应。
授予本发明授让人的美国许可专利5,306,126(Richardson)，其以合并在此引作参考，且其给出一典型的涡旋式压缩机的详细描述。
典型的气密涡旋式压缩机，包括一涡旋机构，其在抽吸压力下接受制冷剂，将接受的制冷剂压缩并以升高的排出压力排出压缩的制冷剂。这种涡旋式压缩机通常使用在制冷、空调和其他类似系统中。典型的涡旋机构包括一轨道运动涡旋件和一固定涡旋件，但在另一种替代形式中，可包括共同旋转涡旋件。在每一个涡旋件和面上设有涡卷，且它们以轨道运动方式彼此咬合，以便在压缩机运行过程中形成压缩的槽。
涡旋式压缩机有多种形式，如高侧式压缩机，其中压缩机壳体的容腔基本处于排放压力，和低侧式压缩机，其中内容腔基本上处于抽吸压力。涡旋机构的效力主要取决于在压缩循环中保持压缩制冷气体的槽，尽管以最小的泄漏排放的同时这样做消耗最少能量。因此，极其重要的是，在压缩机运行过程中通过保持涡旋组件在径向上和轴向上的顺应以严格密封的关系保持涡旋组件。在某些情况下，头部压力变得大大高于离心力，该离心力用作维持涡旋组件径向上的顺应以及发生径向分离，而当头部压力非常低时发生轴向分离。
在压缩机运行期间，在压缩组件中的压缩气体的槽作用在涡卷上，以促使它们轴向分离。涡旋件的分离导致泄漏和压缩机效率降低。防止涡旋件分离不是一件简单的事情。将压力作用在轨道运动涡旋件地背面上，该压力足以保持涡卷的尖端与涡旋件的背面接触。当作用涡旋件的背面上的力过大时在涡卷上的发生过度磨损。压缩机必须在很大的运行极限范围内运行，该极限大致取决于连接到压缩机的制冷系统的载荷。在压缩机运行范围的高段，压力处在其最高和最大的轴向偏压可能会导致涡旋组件过度磨损。在运行范围的低段，轴向力越来越小直到由于不能保持轴向顺应使它们不足以保持涡旋组件出现紧密的接合和发生泄漏。
作用在轨道运行涡旋件上的压力必须大到足以保持尖端对表面的接触，同时不会很大以致于引起过度磨损和能力消耗以及运行效率降低。一些压缩机可以设置成，处在排出压力的流体施加在轨道运动的涡旋件的一部分上，而处于抽吸压力的流体施加在轨道运动的涡旋件的另一部分上，已做了其他的努力是使在一变化的中压下的流体作用在轨道运动的涡旋件的背面单独或与排放压力和/或抽吸压力下的流体连通。从而扩展压缩机的运行范围。通过这些努力提供的轴向顺应可以通过在中压腔和轴吸压力腔和/或排放压力腔之间的泄漏来完成。在其间改进一种密封装置是必要的，用于将中压腔至抽吸压力腔和/或从排放压力腔到中压力腔的泄漏。
按照本发明的涡旋式压缩机具有一个带台阶的环式中压设计，其中作用在轨道运动的涡旋件的背面的多个压力促使该轨道运动涡旋件朝向固定涡旋件。在第一压力下的流体在轨道运动涡旋件的第一背面作用于其毂部分内。在大于抽吸压力但小于排放压力的第二中压下的流体作用在由第一背面径向向外设置的轨道运动的涡旋件的第二背面。多个压力流体促使轨道运动涡旋件朝向固定涡旋件以保持其间的轴向顺应，并防止在压缩机运行期间压缩制冷流体的泄漏。在轨道运动涡旋件和轴承框架之间形成一环形腔，以形成连通涡旋组件的压缩的槽内的流体的腔。在压缩的槽内的流体处于排放压力和抽吸压力之间的压力下。在轨道运动的涡旋板上设置一通路，以将中压流体从压缩的槽连通到中压腔。中压流体作用在轨道运动涡旋件的背面，以促使该轨道运动涡旋件朝向固定涡旋件。
本发明的另一方面在于，在轨道涡旋件的下方设置中间压力腔，以迫使其进入与固定涡旋件轴向顺应。另一压力腔由轨通运动涡旋件和位于两个环形密封之间的主轴承或框架的表面限定。轨道运动涡旋件的毂的表面设有一宽的环形槽，该槽与通向轨道运动和固定涡旋件的交错的涡卷之间的内部压力区的通道连通。通过该通道，该中间压力腔具有中间压力，用于促使轨道运动涡旋件与固定涡旋件轴向顺应。
本发明的提供一种涡旋式压缩机，它有抽吸压力腔和排放压力腔，在抽吸压力腔基本上以抽吸压力接受流体，流体基本上以排放压力排出压力腔，该压缩机包括一第一涡旋件，其有从一第一基本上平面的表面凸出的第一渐开的涡卷件；一第二涡旋件，其有从一第二基本上平面的表面凸出的第二渐开的涡卷件，和与第二基本上平面的表面相对的第三和第四表面，第三和第四表面分别位于第一和第二平面内，它们彼此分开且平行于基本上平面的表面，第一和第二涡旋件与朝第二表面凸出的第一渐开的涡卷件和与朝第一表面凸出的第二渐开的涡卷件相互接合。接合的涡旋件与抽吸和排放腔流体连通。设置一框架，其具有在基本上与第二涡旋件的第二基本上平面的表面平行的不同表面内的第五和第六表面，第五表面与第二涡旋件的第三表面邻接和相对，第六表面与第二涡旋件的第四表面邻接和相对。在第三和第四表面之间设有第一密封，该第一密封与第三和第五表面之一滑动接合。在第四和第六表面之间设置一第二密封，该第二密封与第四和第六表面之一滑动接合。中间压力腔部分地由第二涡旋件的第三和第四表面、框架的第五和第六表面和第一和第二密封限定，该中间压力腔与抽吸和排放压力之间的压力源相通，从而第一和第二涡旋件至少部分地由中间压力腔内的流体压力引起的力轴向密封接合。
下面结合附图对本发明的一实施例进行描述，从中可以更清楚地看出本发明的上述及其它特征和目的以及得到这些特征和目的的方式，本发明本身也会得到更好的理解，其中：
图1是本发明的涡旋式压缩机的一涡卷的剖面图；
图2是图1所示的涡旋式压缩机的壳体内的俯视图；
图3是图1所示的压缩机的固定涡旋件与框架件之间的一密封结构的一第一实施例的放大的剖面图；
图4是图1所示的涡旋式压缩机的固定涡旋件的仰视图；
图5是图4所示固定涡旋件的俯视图；
图6是一部分剖面图，示出图4所示的固定涡旋件的安装特征；
图7是图4所示固定涡旋件的一部分剖面图；
图8是沿图5中的8-8线截取的固定涡旋件的一剖面侧视图；
图9是图4所示固定涡旋件的渐开线涡卷的最内部位的一放大的局部仰视图；
图10是图1所示的涡旋式压缩机的轨道运动涡旋件的一仰视图；
图11是图10所示的轨道运动涡旋件的一俯视图；
图12是图10所示的轨道运动涡旋件的一局部剖面的侧视图，示出带有一轴向油路的内毂部分；
图13是图10所示的轨道运动涡旋件的涡卷的最内部位的一放大的局部俯视图；
图14是图10所示的轨道运动涡旋件沿图11中的14-14线截取的一剖面侧视图；
图15是图10所示的轨道运动涡旋件的一放大的局部剖面图，示出一轴向油路；
图16设置在图1所示的涡旋式压缩机的轨道运动涡旋件与主轴承或框架之间的一密封件的一第一实施例的一放大的局部剖面侧视图；
图17设置在图1所示的涡旋式压缩机的轨道运动涡旋件与主轴承或框架之间的一密封件的一第二实施例的一放大的局部剖面侧视图；
图18是位于一涡旋式压缩机的固定涡旋件的外周边与主轴承或框架之间的一单片密封件的一实施例的俯视图；
图19是一放大的局部剖面侧视图，示出图3所示的密封结构实施例的一种替换；
图20是图1所示的涡旋式压缩机的十字连轴节环的一第一实施例的一顶部透视图；
图21是图20所示的十字连轴节环的底部透视图；
图22是图20所示的十字连轴节环的俯视图；
图23是图20所示的十字连轴节环的一第一侧视图；
图24是图20所示的十字连轴节环的一第二侧视图；
图25是图1所示涡旋式压缩机的十字连轴节环的一第二实施例的俯视图；
图26图1所示的压缩机组件沿线26-26的剖面俯视图，其十字连轴节和固定涡旋件凹座以阴影示出；
图27是用于图1所示的涡旋式压缩机的排放单向阀组件的一排放阀件的一第一实施例的俯视图；
图28是图27所示的排放阀件的左视图；
图29是用于图1所示的压缩机的排放单向阀组件的一排放阀保持件的一第一实施例的前视图；
图30是图29所示的排放阀保持件的俯视图；
图31是图29所示的排放阀保持件的左视图；
图32是用于排放单向阀组件的一实施例的一滚柱弹簧销的端视图；
图33是图32所示的滚柱弹簧销的前视图；
图34是用于所述排放单向阀组件的一实施例的一衬套的侧视图；
图35是与排放单向阀组件连用的一排放阀件的一第二实施例的俯视图；
图36是图35所示的排放阀件的后视图；
图37是图35所示的排放阀件的右视图；
图38是用于排放单向阀组件的一排放阀件的一第三实施例的俯视图；
图39是图38所示的排放阀件的后视图；
图40是图38所示的排放阀件的右视图；
图41是图1所示的压缩机的固定涡旋件的剖面侧视图，其中包括一排放单向阀组件的实施例；
图42是图1所示的压缩机的固定涡旋件的剖面侧视图；其中包括排放单向阀组件的一种替换的实施例；
图43是用于图1所示压缩机的排放单向阀组件的一排放阀保持件的一第二实施例的前视图；
图44是图43所示的排放阀保持件的左视图；
图45是图43所示的排放阀保持件的俯视图；
图46是排放气流偏转机构的一第一实施例的侧视图；
图47是图46所示的排放气流偏转机构的俯视图；
图48是图46所示的排放气流偏转机构的前视图；
图49是排放气流偏转机构的一第二实施例的侧视图；
图50是图49所示的排放气流偏转机构的俯视图；
图51是图49所示的排放气流偏转机构的前视图；
图52是排放气流偏转机构的一第三实施例的侧视图；
图53是图52所示的排放气流偏转机构的俯视图；
图54是图52所示的排放气流偏转机构的前视图；
图55是图1所示的涡旋式压缩机的曲轴的侧视图；
图56是图55所示的曲轴沿线56-56的剖面侧视图；
图57是图55所示的曲轴的仰视图；
图58是图55所示的曲轴的俯视图；
图59是图55所示的曲轴的一放大的局部剖面侧视图，示出与图1所示的压缩机的轴承润滑系统相关的喇叭口形油道或集油槽；
图60是图55所示的曲轴的上部的一放大的局部剖面侧视图；
图61A是图1所示的涡旋式压缩机的偏心滚柱的仰视图；
图61B是图61A所示的偏心滚柱的侧视图；
图61C是图61B所示的偏心滚柱沿线61C-61C截取的侧视图；
图62是图61A所示的偏心滚柱沿线62-62截取的剖面侧视图；
图63A图1所示的压缩机组件一第一放大的剖面侧视图；
图63B是图1所示的压缩机的一第二放大的剖面侧视图；
图64是图63A所示的压缩机组件沿64-64线截取的一局部剖面端视图；
图65是图1所示的涡旋式压缩机的下部的一第一局部剖面侧视图，示出一变容式油泵的一第一实施例；
图66是图65所示的变容式油泵的一第二剖面侧视图；
图67是图1所示涡旋式压缩机的仰视图，图中未示出下轴承和油泵；
图68是图65所示的下轴承和变容式油泵组件的一分解的下部视图；
图69是图65所示的下轴承和变容式油泵组件的一剖面侧视图；
图70是图69所示的泵壳体的下部的一放大的局部剖面侧视图；
图71是图69所示的下轴承的上部的一放大的局部剖面侧视图；
图72是图69所示的油泵壳体的一放大的剖面侧视图，示出油泵进口；
图73是图69所示的下轴承和油泵的仰视图；
图74是图68所示的油泵的泵叶片或刮板的俯视图；
图75是图74所示的泵叶片的侧视图；
图76是图68所示的油泵的逆流孔板的俯视图；
图77是图76所示的逆流孔板的右视图；
图78是图76所示的逆流孔板的仰视图；
图79是图76所示的逆流孔板的顶部透视图；
图80是变容式油泵的一第二实施例的一分解侧视图；
图81是图80所示的组装好的油泵的一剖面侧视图；
图82是一摆杆径向顺应机构的一受力图；
图83是一图表，示出在从100至1000 lbf变化的切向气体力的情况下，由于固定涡旋件相对于曲轴中心的偏移所导致的侧翼接触力的值与轨道运动半径的变化的关系；
图84是一图表，示出在固定涡旋件相对于曲轴中心偏移0.010英寸的情况下，对于若干切向气体力的值，侧翼密封力的值与曲轴角的关系；
图85是一图表，示出对于一高负荷压缩机，切向气体力的变化值与曲轴角的关系；
图86是一图表，示出在固定涡旋件相对于曲轴中心偏移0.020英寸和图85所示的切向气体力变化的情况下，侧翼密封力的值与曲轴角的关系；
图87是一图表，示出在各种固定涡旋件相对于曲轴的偏移值的情况下，峰值至峰值转矩负荷变化的计算值与曲轴角的关系；
图88是一图表，示出在不同的固定涡旋件相对于曲轴中心的偏移值的情况下，峰值至峰值曲轴转矩变化的计算值与径向顺应角的关系；
图89是图1所示的压缩机沿线89-89截取的俯视图，示出曲轴中心线相对于固定涡旋件中心线的偏移；
图90是图1所示的压缩机沿线90-90截取的俯视图，示出固定涡旋件的轴向中心线；
图91是图1所示的压缩机沿线91-91截取的俯视图，示出固定涡旋件的轴向中心线；和
图92是图91所示压缩机的一放大很多的局部剖面仰视图，示出曲轴中心线相对于固定涡旋件中心线的偏移。
在这些附图中，相应的标记表示相应的部件。在此所给出的例子示出本发明的一优选实施例的一种形式，这些例子不是为了以任何方式限制本发明的范围。
在附图所示的本发明的一实施例中，所示出的涡旋式压缩机20是一种竖直轴的实施例。该实施例只是一个例子，本发明并不限于此例。
现在参见图1，图中示出的涡旋式压缩机20具有包括上部24、中部26和下部28的壳体22。在一种替换的形式中，中部26与下部28可以结合成一整体的下部壳体件。壳体部分24、26、28气密密封，并通过焊接或铜焊等工艺固定在一起。下壳体部分28还用作将压缩机20安装在一竖直位置的安装法兰。本发明同样适用于水平压缩机布置。在壳体22内有电机32、曲轴34和涡卷机构38，曲轴34由下轴承36支撑。电机32包括定子40和转子42，转子42带有孔44，曲轴34接收在该孔内。收集在储油槽或池46中的油提供了一油源，并在入口50被抽吸到变容式油泵48中，并从油泵48排入下油路52。润滑油沿油路52和54运行，从而输送给轴承57、59并输送在后面将描述的互相啮合的涡卷之间。
涡旋式压缩机机构38一般包括一固定的涡旋件56，轨道运动的涡旋件58和主轴承框架件60。固定涡旋件56由多个安装螺栓或件62固定于主轴承架件60。固定涡旋件56包括大致扁平的端板64，其具有基本上为平面的表面66、侧壁67和一渐开线状的固定涡卷件68，涡卷件68在轴向上从表面66向下延伸。轨道运动的涡旋件58包括大致平的端板70和渐开线的轨道运动涡卷件76，端板70具有基本上平的后表面72和基本上平的顶面74，件76在轴向上从顶面74向上延伸。当压缩机20处于断电模式时，轨道运动的涡旋板70的背面72在止推轴承面78上与主轴承件60接合。
涡旋机构38组装成固定涡旋件56与轨道运动涡旋件58互相啮合，因此，固定涡卷68与轨道运动涡卷76在运行上彼此配合。为了确保压缩机正常运行，这样来制造表面66和74以及涡卷68和76，使得当固定涡旋件56和轨道运动涡旋件58在轴向上互相压向对方时，涡卷68和76的尖端与相应的相对表面74和66密封接合。在压缩机运行时，轨道运动涡旋件58的背面72在轴向上与止推面78按照严格的机加工公差和轨道运动涡旋件58向固定涡旋件56的轴向运动的允许量隔开。围绕偏心的曲轴销61定位在曲轴34的顶部的是圆柱滚子82，其包括摆杆机构80。参见图61A，滚柱82上设有接收曲轴销61的偏心轴向孔84和接收限位销83的偏心轴孔618，限位销83压配合到孔620内，并从该孔620中伸出，孔620提供在曲轴轴颈部分606(图56)的上轴向表面上。滚柱82能够绕曲轴销61作微小的枢轴运动，其相对运动受到松散地装配在滚柱孔618内的限位销83(图61C)的限制。当电机32使曲轴34旋转时，滚柱82和十字连轴节环93使轨道运动涡旋件58相对于固定涡旋件56作轨道运动。通过这种方式，摆杆机构80起到径向顺应机构(compliance mechanism)的作用，促进固定涡卷68与轨道运动涡卷76的侧面之间的密封接合的作用。
当压缩机20运行时，制冷剂流体在抽吸压力下通过抽吸管86(图2)吸入，抽吸管86密封地接收到固定涡旋件56上的埋头孔88(图4、8)中。用O形密封圈90来增加吸管86与埋头孔88之间的密封(图8)。固定涡旋件56上的吸孔88将吸管86与环状O形密封圈90接收在一槽内，以便使吸管86与固定涡旋件56正常密封。吸管86通过吸管适配器92固定于压缩机20，吸管适配器92铜焊或钎焊于吸管86和壳体22上的孔94(图2)。吸管86包括抽吸压力制冷剂通路96，制冷剂流体通过该通路从一制冷系统(未示出)，或其它系统通向由固定涡旋件56和框架件60限定的抽吸压力腔室98。
抽吸压力制冷剂沿抽吸通路96运行，并进入抽吸腔98，以供涡旋机构38压缩。当轨道运动涡旋件58相对于固定涡旋件56作轨道运动时，其将抽吸腔室98内的制冷剂流体留住，并在由固定涡卷68和轨道运动涡卷76构成的封闭槽内压缩。随着轨道运动涡旋件58继续其轨道运动，制冷剂的槽向排放口100在径向上逐渐向内扩展。随着制冷剂槽沿涡卷68和76逐渐扩展通向其排放口100，其体积逐渐减小，因此引起制冷剂压力的增加。涡旋组件内的这种压力增加导致一使涡旋件分开的向外作用的轴向力。如果这种轴向分离力过大，则可能引起涡卷的尖端在空间上离开相邻的涡旋板，导致压缩的制冷剂从槽中泄漏并使效率损失。至少一个轴向压力，后面将要对其讨论，施加到轨道运动涡旋件的背面，以克服涡旋组件内的轴向分离力，从而保持住压缩的槽。然而，如果该轴向压力过大，将会导致进一步的低效率。因此，在设计一台高效压缩机时必须考虑并计算作用在涡旋组件上的所有力，在其上作用一足够但不超过的轴向力。
涡旋组件内的压缩循环一完成，处于排放压力下的制冷剂流体就通过排放口100和排放单向阀组件102排出，排放口100穿过固定涡旋件56的面板64。为了更容易从涡卷之间排出高压制冷剂，固定涡旋件56的表面66上可以设有小卵石状的凹槽101，如图9所示，排放口100位于其内。为了同样的目的的一种替换形式是，可以在轨道运动涡旋件58的表面74上提供小卵石状的凹槽101’，如图11所示。制冷剂经排放口100从涡卷之间排入排放增压室(discharge plenumchamber)104，该室由排放气流偏转机构106的内表面和固定涡旋件56的顶面108限定。压缩的制冷剂被引入壳体腔室110，在那里通过排放管112(图2)使用压缩机20的制冷或空调系统。
为了说明在正常运行期间压缩机20内的不同的压力下的不同的流体之间的关系，我们来检验压缩机用于一典型的制冷系统的例子。当在常规的制冷循环期间制冷剂流过一通常的制冷系统时，在抽吸压力下吸入压缩机的流体随着与系统相关的负荷的变化而改变。当负荷增加时，进入流体的抽吸压力增加，而当负荷减小时，抽吸压力也下降。由于进入涡旋组件并最终进入在其内形成的压缩的槽的流体处于抽吸压力，所以随着抽吸压力的变化，压缩的槽内的流体压力也变化。因此，在压缩的槽内的制冷剂的中间压力相应地随着抽吸压力而增加和下降。抽吸压力的变化导致涡旋组件内的轴向分离力的相应的变化。当抽吸压力下降时，涡旋组件内的轴向分离力下降，并且用于保持涡旋组件的整体性的轴向压力的需求量下降。显然，这是压缩机的运行包迹线可以随着抽吸压力而变化的动态情形。因为轴向顺应力从压缩的槽中得到，因此其随着抽吸压力而波动，所以，保持了一种有效的压缩机20的运行包迹线。轴向顺应力的实际大小部分地取决于孔85(图12)的位置和腔室81的容积。
环形腔室81由轨道运动涡旋件58的背表面72和轴承60的上表面限定。环形腔室81形成一中压腔，其经孔85与容纳在于涡旋组件内形成的压缩的槽中的流体相连通。压缩的槽中的流体处于在排放压力与抽吸压力之间的压力。虽然油和接触面的自然密封性能可以提供足够的密封，但在图示实施例中，用连续的密封件114和116将中压腔81与径向上相邻的容腔隔开，各密封件可以如图所示为环形的，这两个容腔分别处于抽吸压力与排放压力。密封件114在周向上比密封件116长得多。
如图12所示，孔、通道或管85设置在轨道运动涡旋件58的板部分70上，并在压缩的槽与中压腔室81之间提供了流体连通。虽然在此描述了这种特殊的结构，但其仅仅用于举例，而不是限制。
在固定涡旋件56与将压缩机的排放侧与抽吸侧分开的框架60之间提供O形密封圈118。参见图3，图中示出固定涡旋件56和框架60上分别具有靠在一起的轴向表面120、122。固定涡旋件56与框架60的表面120与122、径向表面124与126的相邻接合的外侧均为滑动接合。框架60设有一轴向环形表面128，固定涡旋件56设有一朝向框架的表面128的阶梯状轴向面130。框架60还设有一外环形凸缘132，其从表面128向上延伸，但不延伸到挨着固定涡旋件的表面130的程度。表面126、128、130和凸缘132的内表面限定一四边的腔室，一通常的O形密封圈118设置在该腔室内。O形密封圈118由通常的密封材料制成，例如EPDM橡胶等。表面128和130与O形密封圈118接触，并将其挤在其间，即，由上述固定涡旋件与框架表面和密封件118构成的密封结构为一种轴向密封。在将固定涡旋件56组装于框架上时，将O形密封圈118放置在框架的表面128上，由凸缘132将其定位，并将固定涡旋件装到其上。由于表面120与122靠接，密封件118在表面128与130之间被挤压成其密封形状，因此，压缩机的抽吸和排放部分被密封地隔开。
图18示出一种包括O形密封圈118’的替换的密封结构，在其内径上带有多个孔眼134，如图19所示，该密封结构将固定涡旋件56’与框架60密封在一起。孔眼围绕着将固定涡旋件56’固定于框架60’的螺栓62(图1)。在这种替换的实施例中，固定涡旋件56’设有与框架60’的轴向面122’靠接的轴向面120’。框架60’的径向面124’滑动地与固定涡旋件56’的径向面126’接合。固定涡旋件56’设有一环形阶梯，其限定轴向表面130’，框架60’设有一环形阶梯，其具有截头圆锥形表面128’。当固定涡旋件56’安装于框架60’时，由于孔眼134大致围绕螺栓62伸入其内的螺栓孔布置，所以O形密封圈118’与框架56’的外径向面136和环形轴向表面130’以及框架60’的截头圆锥形表面128’密封接触。因此，如图所示，在这种替换的密封结构中，O形密封圈既在轴向又在径向与固定涡旋件和框架密封接合。
图20至24示出用于压缩机20的一十字连轴节的实施例。十字连轴节环93设置在固定涡旋件56与轨道运动涡旋件58之间，并包括两对多少细长的片件204、206和208、210，它们分别从十字连轴节环的相对轴向侧224和226延伸出。各片件204、206、208和210具有一矩形横剖面，并且各对片件在一共同的方向上对正。在图22中可以看出，一对片件204和206对正的方向大致垂直于另一对片件208和210对正的方向。参见图26，十字连轴节93设置在固定涡旋件56的凹入部分202内。在图26中，凹入部分202和十字连轴节93都以阴影线示出，两部分的阴影线彼此垂直，凹槽部分202与十字连轴节93的重叠部分的阴影线也重叠，以便比较。图41、42和91也示出了固定涡旋件56的凹入部分202。在图26中还示出，固定涡旋件56的大致相对的径向侧上设有细长的凹入或狭槽212和214，十字连轴节片件204和206可滑动地设置在其内。如图26所示，细长的槽212和214在平行于平面220的方向延伸，吸管埋头孔88沿该平面定向。平面220大致垂直于平面222，平面222是固定涡旋件58偏转到其最大偏转时刻的平面。从图26中可以看出，固定涡旋件58设有一对细长凹入或槽216、218，片件208和210可滑动地接收在其内。容易理解，十字连轴节93将固定涡旋件58键接于固定涡旋件56，使其不能相对于固定涡旋件旋转。但是，固定涡旋件58相对于固定涡旋件56作偏心的轨道运动，其轨道运动由在凹槽212、214、216和218中滑动的片件204、206、208和210的引导。在图26中应该注意，当片件204和206分别处于其相应的槽212和214的一端的一位置(所示位置)时，在抽吸孔88所在的平面222的侧部上的十字连轴节93的外圆周面非常接近于凹槽202的相邻的径向内壁203。与此相似，当片件204和206分别处于其相应的狭槽212和214的相对端的一位置(未示出的位置)时，在平面222的相对于抽吸孔88所在的一侧(图26中的上左侧)上的连轴节93的外圆周面非常接近于凹槽202的相邻的径向内壁203。因此，熟悉本领域的人员应该理解，凹槽202的尺寸非常适合于十字连轴节93沿轴线240的往复运动，轴线240位于平面220内。因此，容纳十字连轴节93所需的空间被减至最小。
再次参见图20至24，可以看到，十字连轴节93的各相对的轴向侧224和226的每一个设有垫表面228至236。垫表面228a、232a、234a和236a位于侧面224上；在十字连轴节93的相对侧226上设有直接位于侧面224上的垫表面之下并与其形状相配的相应的表面228b、230b、232b、234b和236b。在图20至25的各图中，垫面以阴影线或横格示出，以便清楚地示出其总体形状和部分。图25示出替换的十字连轴节93’，其基本上与十字连轴节环93一样，只是它是以烧结的粉末冶金工艺制备，而不是通过金属机加工而成。可以看出，十字连轴节环93’的主要区别在于围绕各片件的材料的面积略微扩大。
如图1所示，可以看出，十字连轴节环93、93’设置在固定涡旋件涡旋件58之间。而且，轨道运动56与轨道运动涡旋件58的表面74具有一远离的周边表面部分205，它位于其涡卷76的外侧，并朝向十字连轴节环93、93’的下侧226。与此相似，固定涡旋件56的凹入区域202具有朝向下方的表面238(图91)，其面对十字连轴节环93、93’的上侧224。在十字连轴节环93、93’的相对侧上的垫228至236滑动接触表面205和238。参见图22和25，垫面228a和228b具有位于平面220的相对侧上的部分。
图22、24和25示出从中心穿过十字连轴节93、93’的厚度并位于平面222内的轴线240。在压缩机运行期间，轨道运动涡旋件58倾向于绕平面220内的一平行于轴线240的轴线在平面222内翻转。当轨道运动涡旋件58在平面222内翻转时，表面74的远离部分205仅仅在平面220的相对侧上交替地与十字连轴节环93、93’的侧面226上的垫面部分接触。参见图1、22、24和25，当轨道运动涡旋件58如图24所示在平面222内以顺时针方向绕一大致平行于轴线240并且接近平面220的轴线旋转时，表面部分205的一部分向上旋转，并与十字连轴节环93、93’接触，接触到垫234b和236b以及228b的一部分。这一动作迫使相对侧的垫面234a与236a和228a的一部分(都在图22、25中的平面220的左侧)与固定涡旋件凹入区域202中的相邻部分的轴向表面238接触。相反，当轨道运动涡旋件58如图24所示以逆时针方向绕一大致平行于轴线240并接近平面220的轴线在平面222内翻转时，表面部分205的径向相对的部分向上旋转，与十字连轴节接触，接触垫230b、232b和228b的一部分。这种动作迫使相对侧的垫面230a和232a和228a的一部分(都在图22、25中的平面220的右侧)与固定涡旋件凹槽202上的相邻部分的轴向表面238接触。在压缩机运行过程中，轨道运动涡旋件58在平面222内的翻转在上述顺时针与反时针运动之间摆动。因此可以看到，连轴节93、93’的移动被对正，以支撑轨道运动涡旋件的表面205，并防止其翻转。参照图26可以理解，十字连轴节在与轨道运动涡旋件上的摆动的翻转运动的最大值相对的位置上支撑轨道运动涡旋件的表面205，因此防止了轨道运动涡旋件的颤动。
压缩机一关闭，电机32和曲轴34不再驱动轨道运动涡旋件58的轨道运动，因此，其根据作用在其上的气压自由运动，该气压包括排放口100和抽吸孔188之间的压差。而且，压缩机一关闭，在排放腔室内所含的流体与在涡旋组件内所含的流体之间存在着一压差，涡旋组件内的流体压力低于排放腔室内的流体压力。由于两容积寻求压力均衡，出现了制冷剂流体从排放腔室向涡旋组件的反向流动。但这并无妨碍，因为这一压差作用在轨道运动涡旋件58上，引起其相对于固定涡旋件56以相反的方式轨道运动。这种相反的轨道运动导致制冷剂以相反的方向流入排放孔100，并经抽吸孔88排入制冷剂系统。这种在压缩机关闭时反向涡旋旋转的问题是涡旋式压缩机长期以来的问题。为了消除这一问题提供了阀组件102，其利用从排放腔室流入涡旋组件的流体作用在排放单向阀上，以便迅速地将单向阀移动到一覆盖排放口的关闭位置。通过这种方式防止了反向轨道运动，并可逐渐获得更好的均衡。
图1和27-45示出可用于压缩机20的排放单向阀组件012、102’的各部件和实施例。这些实施例中的每一个都包括一轻的塑料或金属旋转阀，其与固定涡旋件56上的排放口100相邻或直接位于其上，并由一阀保持件310或324保持在位。在图27、28；35-37；38-40中分别示出了其它形式的的阀件302、302’和302”。这种阀件或者可以设有枢轴运动的凸耳309，或者设有一孔322，用于接收一滚柱弹簧销320，其上带有衬套318。凸耳309或衬套318接收在阀保持件上的衬套凹槽318、318’中。
当压缩机运行时，处于抽吸压力的制冷剂流体通过吸管86引入，吸管86密封地接收到固定涡旋件56上的埋头孔88内，并通入由固定涡旋件56和框架件60限定的抽吸压力腔98。涡旋机构38压缩抽吸压力制冷剂。当轨道运动涡旋件58相对于固定涡旋件56轨道运动时，抽吸腔室98内的制冷剂流体被压缩到固定涡卷68与轨道运动涡卷76之间，并径向向内朝向体积逐渐减小的槽内的排放口100输送，从而使制冷剂压力增加。
在排放压力下的制冷剂流体通过排放口100向上排放，并在阀件302、302’、302”的背面306上作用一开启力，使其运动到或保持在一开启位置。制冷剂被排入由排放气流偏转机构106和固定涡旋件56的顶面108限定的排放增压室或腔室104。压缩的制冷剂从排放气流偏转机构引入壳体腔室110，在那里经排放管112进入利用压缩机20的一制冷系统。
排放单向阀102、102’在压缩机停止时防止制冷剂的逆流，从而防止涡旋机构38的反向轨道运动。参见图42-45，单向阀组件102包括矩形阀件302，其具有前表面304、后表面306和枢轴运动部分308、阀件保持件324、衬套318和弹簧销320。后表面306朝向排放口100，并优选比排放口100的面积大。销320穿过枢轴运动部分308上的孔322，并与衬套318一起装在阀件302的相对侧，使衬套318的径向凸缘与阀件相邻。衬套318可旋转地设置在件324的两相对侧的衬套凹槽316内。在压缩机运行过程中，制冷剂作用在前和后表面304和306上，从而使阀件302相对于件324枢轴运动，件324相对于固定涡旋件56固定。阀保持件324安装在阀件上并围绕着该阀件，其包括两个安装延伸段312，该两安装延伸段可以固定于固定涡旋件，例如利用螺栓。在组装时，弹簧销320接收在阀件302的孔322内，衬套318装在销的端部。阀保持件定位在阀件上方，两个衬套接收在两个凹槽内，两个安装延伸段定位在与固定涡旋件56的上表面上的安装孔相邻的地方。然后利用两个安装螺栓或类似件将阀组件固定于固定涡旋件。阀件302’(图35-37)和302”(图38-40)具有整体的衬套或凸耳309，没有弹簧销；各阀件可以与上述保持件310或324连用。
作用在背面306上的排放制冷剂的力将阀302压到阀止挡件314、314’上。值得注意的是，阀302不是双稳的，如果去掉了作用在背面306上的排放制冷剂上的力，则在重力的影响下倾向于返回其关闭位置。在压缩机关闭期间，压缩机的排放压力壳体腔室110内的制冷剂通过排放口100向抽吸压力腔室98移动。通过阀止挡件314上的释放孔326，制冷剂穿过止挡件314，作用在阀件302的前表面304的大表面面积上，使其迅速向排放口转动，并与固定涡旋件56的周边表面108接合，使得前表面304覆盖并基本上密封排放口100的孔。释放孔326还防止“静摩擦”，这种静摩擦容易引起阀件抱住止挡件，这种情况在压缩机运行时可能发生。通过这种方式，防止了制冷剂从排放压力壳体腔室110逆流到抽吸腔室98，并穿过抽吸通道96。一采用阀保持件310的排放单向阀以一种相似的方式作用，其止挡件314’提供一大面积的阀前表面304，在压缩机关闭时，该前表面暴露于逆流的排放气体。期望面304与止挡件314面对止挡件314的完全交界面，以提供较好的阀磨损。
由于壳体腔室110有效地与抽吸腔室98密封隔离，所以有效地消除了压差，从而防止轨道运动涡旋件58的反向轨道运动。在交错的涡卷之间的涡旋压缩腔室内的加压的制冷剂作用在涡旋机构38上，使轨道运动涡旋件58的涡卷与固定涡旋件56的涡卷径向分离。由于涡旋件56和58不再彼此密封，所以其内的制冷剂能够通过涡旋件的涡卷68和76泄漏，并使涡旋机构38内的压力达到平衡。
在涡旋式压缩机的正常运行期间，排放压力制冷剂通过排放孔排放，使排放单向阀移动到开启位置。可以提供一施加偏压力的弹簧(未示出)来防止由于在压缩机运行期间发生的压力脉动而引起单向阀的振动，并导致颤抖。
如图1所示，排放气流偏转机构106连接于固定涡旋件56，并围绕着固定涡旋件的环形凸起402。图46、47和48示出排放气流偏转机构的第一实施例。图49、50和51示出气流偏转机构的第二实施例。图52、53和54示出气流偏转机构的第三实施例。气流偏转机构可以连接于固定涡旋件，例如通过将整个或部分下周边404弯曲到环形凸起402上的一环形凹槽内。在替换形式中，在环形凸起上形成一系列切口，以便沿着气流偏转机构的下周边形成一系列卷曲。其它装置，例如压配合，锁定凸起等可以用来将气流偏转机构固定于固定涡旋件。还有，如第三实施例的气流偏转机构106”(图53)所示，气流偏转机构可以设有多个孔414，它们在固定涡旋件表面108(图5)上的多个锥形孔416的上方对正，这种气流偏转机构通过螺纹连接件(未示出)连接于固定涡旋件。
在压缩机运行期间，压缩的制冷剂流体通过排放单向阀102从排放孔100中排出，进入由气流偏转机构的内表面和固定涡旋件的上表面108限定的排放腔室104。气流偏转机构106可以这样定位，使得通过出口406流出腔室104的排放气体向下流过在壳体22之间形成的间隙408(图1、2)、固定涡旋件56和框架60，并进一步沿通路411流入壳体腔室110，以便最佳地环绕连接于定子绕组410的电机过负荷保护器41流过。因此，气体偏转机构提供一种电机保护的附加措施，确保热的排放气体直接流向过负荷保护器。
如图49至51的实施例所示，气流偏转机构出口406’可以设有一向下翻转的挡板412，以便将向外流动的排放气体进一步向下引向间隙408。
值得注意的是，排放单向阀组件102朝向气体偏转机构出口定向，因此，当阀开启时，前表面304暴露于当压缩机停止时从腔室110通过出口406反向侵入腔室104的的排放压力气体，因此使阀易于迅速关闭。
图1所示的涡旋式压缩机带有一中压腔81，中压的制冷剂气体进入该腔室，该中压迫使轨道运动涡旋件58在轴向上与固定涡旋件56一致。中压腔室81由轨道运动涡旋件58与位于一对环形密封件114、116之间的主轴承或框架60的表面所限定，环形密封件114和116分别设置在轨道运动涡旋件58的朝下的轴向面72与506上的沟槽502和504内，它们与框架60的交界面滑动接触。参见图1、10和14可以看到，中压腔室81大致限定为框架60的台阶与轨道运动涡旋件58的向下悬垂的毂部分516之间的环形容腔。密封件114和116分别将中压与抽吸压力区域和排放压力区域密封。
参见图12可以看出，轨道运动涡旋件58的向下悬垂的毂部分516具有与平面72邻接的外径向面508。面508从面72延伸到毂部分516的最底部的轴向面506。径向面508设有宽的环形沟槽510，其具有上环形表面512。孔85从面512延伸到面74，在面74上通向轨道运动涡旋件与固定涡旋件的涡卷之间的中压区域。从图12可以看到，孔85可以是一单独的直通道，其以一个角度从面512延伸到面74。一种替换是，孔85可以包括一第一轴向孔(未示出)和一径向横孔(未示出)，第一轴向孔从面74平行于面508延伸到毂516的一部分内，该部分在径向上位于沟槽510的内侧，径向横孔从第一孔延伸到沟槽510的径向表面。从制造上讲，优选提供一单独的成角度的孔，如图12所示。
参照图17可以看出，密封件116被提供在沟槽504内，且与框架60上的与毂部分516的面506交界的面514滑动接触。面506的在径向上位于沟槽504的内侧的部分，即，图17中的右侧处于排放压力，并且常充以油。如图17所示，密封件116大致为C形，其具有外部518和设置在外部518上的环形槽内内的内部520，槽在径向上朝向内侧。外密封部分518可以是聚四氟乙烯(PTFE)材料或其它适用的低摩擦材料，其提供与面514的低摩擦滑动接触。内密封部分520的内部暴露于排放压力油，这使得密封件116在沟槽504中沿轴向和径向迅速膨胀，因此保证了密封件116的密封面与沟槽504的最上和最外表面以及框架的表面514之间的密封接触。
参照图14和16可以看出，轨道运动涡旋件58的平面72设有环形槽502，其内设置了密封件114。密封件114包括具有径向向内开放的C形槽的外部522和一设置在C形槽内的内部524。部分522的C形槽在径向上向内开放，从而暴露于中压腔81中的中压流体，这促使密封件114在沟槽502内径向向外，并轴向向外地顶住沟槽502的相对的轴向面和框架60上的表面78，密封件114滑动地接合在该表面上。外密封部分522可以由PTEE材料或者其它适合的低摩擦材料制成，因此，能够与面78低摩擦滑动接合。内密封部分114可以是Parter PartNo.FS16029，其具有一管形横剖面。沟槽504和502可以设有一种共用的横剖面设计的密封件114和116，如图16或17所示。这就是说，密封件114的横截面设计可以适用于沟槽504，反之，密封116的横截面设计可以适用于沟槽502。中压腔室81内的压力可以借助于一种阀来调节，这种阀在1998年，3月13日提出的共同未决的美国申请09/042092中作过描述。在此引为参考。
参见图1，主轴承或框架60设有向下悬垂的主轴承部分602，其具有轴承59，曲轴34的轴颈606沿径向支撑在其内。曲轴轴颈部分606设有从曲轴轴颈部分606的外表面延伸到曲轴内的上油路54的径向横孔608(图55、56)。输油通路54的一部分穿过横孔608润滑轴承59。从横孔608穿过轴承59流出的油可以沿着曲轴轴颈部分606的外侧向下流动，在曲轴轴颈部分606上，一旋转的平衡块614将其沿径向分配，此后，回到储油槽46中。油也可以沿着轴承59从横孔608向上流，并沿着轴颈部分606的外侧流入环形集油道610，该集油道通过框架60中的通路612与壳体腔室110和储槽46连通。通路612在框架60内的定向使得旋转平衡块614拾取并抛出来自通路612的油，从而将油扩散到与排放管112的入口相对的压缩机的径向侧。油通路54的端部开孔732由塞子616密封，塞子与曲轴销61的端部表面平齐或多少低于该表面。
滚柱82中的径向油通路622与曲轴销61中的径向油通路624保持彼此连通(图61C)，虽然滚柱82可以绕曲轴销61少许旋转，但其旋转运动受到孔618的侧面接合限制销83的侧面的限制。经过油通路54进入曲轴并流过横孔608的剩余的油经连通的油通路622和624流过润滑轴承57。由于油通路54相对于轴34的旋转轴线呈一角度取向，所以油通路54形成一种离心式油泵，它可以与设置在储油槽46中的泵组件48连用，这在后面还要描述。这样，达到径向油通路608和624的油的油压就大于储槽46中的油压，储槽46基本上处于排放压力。流过轴承57的油可以向上流入油接收空间或集油道55(图15、63B)，该空间经油通路626与涡卷之间的中压区域流体连通。集油道55中的油处于排放压力，集油道55与涡卷间的中压区域之间的压差使其流过通路626。经过通路626接收在涡卷之间的油用于冷却、密封和润滑涡卷。沿着轴承57流动的剩余的油向下流入环形集油道632，该集油道与环形集油道610连通(图1)。
在图64中最清楚地看出，滚柱82的轴向孔84并非很正的圆柱，沿其一径向侧在孔的该侧与曲轴销61的相邻的圆柱侧之间形成间隙633，曲轴销从中穿过。间隙633提供了排泄通路的一部分，当涡卷间的中压大于排放压力时，可以防止通过滚柱轴承57的气体的回流。现在参见图63A中用箭头635表示的流动通路，如果中压大于排放压力，例如在压缩机启动运行期间，则制冷剂可以通过通路626排泄到集油道55内，并经孔84与曲轴销61的外表面之间的间隙633流入由绕孔84的滚柱82的下部轴向表面上的埋头孔628与曲轴销61所限定的一区域。该区域与滚柱82的下轴向表面上的一径向通槽630连通。所排泄的制冷剂可以流入环形集油道632，并经框架60上的通路612流回压缩机的壳体腔室110。通过这种方式，在启动运行期间的制冷剂排泄保证了集油道55不会压到限制油流向轴承57的点，或者如上所述，在压缩机启动期间排泄的制冷剂将油从轴承57中冲走。
在图14、15和63中看出，在毂部分516的中心腔室内的轨道运动涡旋件的朝下的面636上设有一短圆柱凸起或“钮”634，其从表面636向下延伸大约2-3mm。在一实施例中，钮634的直径大约为10-15mm，其轴向表面与曲轴销61和/或滚柱82的交界的最上轴向表面相接触，这些面大致彼此平齐。钮634提供了局部承载曲轴销61和/或滚柱82的作用，从而使整个上轴向滚柱与曲轴销面上的摩擦接触最小，因此，起到了一种止推轴承的作用。钮634与曲轴销61和或滚柱82的交界面接近毂部分516和滚柱82的中心线，在那里，钮与曲轴销和滚珠组件之间的相对速度最低，因此减轻了它们之间的磨损。
变容式油泵48位于曲轴34的下端，并伸入由压缩机壳体22限定的储油槽46。在图65至79中公开了这种油泵的第一实施例，图80和81公开了第二实施例。在第一实施例中，如图65和66以局部剖面侧视图示出的，变容泵48设置在曲轴34的下端702附近，并由外侧轴承36支撑。
该泵包括油泵体704，叶片或刮板706、圆形逆流孔板或盘708、固位销710、波纹垫圈713、圆形固位板715和快卡环712，叶片可以由一种材料，例如NylatronTM GS，回流孔板的平面的上轴向表面与叶片706的下表面滑动接触。泵部件以图68所示的顺序设置在泵体704内，波纹垫圈713使泵部件彼此压接合。在泵体的下端提供一环形沟槽，以接收快卡环712。如图55-57所示，狭槽714提供在轴34的下端702，并接收旋转叶片706，叶片比下轴端702的直径长，曲轴的旋转带动其旋转。叶片在狭槽内从一侧到另一侧滑动，接触泵体704内的泵缸716的表面。在图65和73中最清楚地看出，泵缸716的直径大于轴承36上的部分709，并相对其偏心。而且，泵缸716的中心线相对于曲轴34的中心线和通路52的下轴线偏离。
轴承36的部分709的直径多少大于下轴端702，因此，它们之间有小间隙，通过该间隙，油可以从泵48中泄漏(后面还要对此作进一步的描述)，以润滑轴34的下轴颈部分719，该部分在径向由轴承36的上轴颈部分717所支撑，在轴向上由轴承36的表面726所支撑。
当轴34旋转时叶片706在轴槽714内往复运动，其相对端744、746(图74、75)在泵缸716的缸壁上滑动。具有相对端744、746易于叶片706的多向运行。也可以使叶片在中部形成有一弹簧(未示出)，或者可以为两件设计，具有两个由一单独的中间弹簧(未示出)连接的叶片端部。中间弹簧将叶片的两端向外压向泵体的内表面，以便将它们压得更紧，从而获得更高效的泵运转。这种替换的结构可以更好地将叶片端部744、746密封于泵缸716的圆筒壁，从而减少泵的泄漏。然而，泵需要一定量的泄漏来对下轴承36提供润滑。当叶片706在泵缸716内旋转时，泄漏的油在经过叶片706，穿过下轴部分702与轴承36的部分709之间的小间隙向上流，对上面的轴颈和止推轴承提供一润滑剂源。因此，压缩机20的下轴承36由泵48中的泄漏油润滑，而不是被其通过下轴通路52所泵送的油润滑。
如图66所示，来自储油槽46的油经入口50进入泵，并受到旋转的叶片或刮板706的侧面的作用。叶片将油压入逆流孔板708的平的上轴向平面上的一锚状入口718，在那里，由于容积的下降，迫使油进入中心逆流孔出口720，并向上进入轴向油路入口722，穿过叶片706的侧面上的凹坑750、752。实际上，由于泵的偏心特性和旋转叶片的作用，中心孔出口720处于一低于锚状入口的压力。逆流孔板的锚形状使泵能够高效运行，不管曲轴朝哪个方向旋转，从而允许油在或接近其两锚尖中的任一个处进入入口718。因此，油提供给压缩机的润滑点，既使在关闭时压缩机逆转期间，如果这一情况会发生的话。在逆流孔板708的平面的下轴向平面上提供周边固位销槽711，以便可滑动地接收固位销710。销710相对于泵体固定，保持在泵入口50下面的泵缸716(图68、73)的缸壁内的凹口754。这使得逆流孔板能够旋转重新定位，以适应多方向运行，当轴34改变旋转方向时，槽711的相对的端面与销710接触。这样，孔板708就有可旋转的相对的第一和第二位置。
下轴承止推垫圈724停止在下轴承止推面或肩726上，以为曲轴34提供一止推轴承面。从泵机构48中泄露的油向上流过下轴端702与下轴承部分709之间的交界面，如上所述，以便向曲轴止推面726与止推垫圈724之间以及曲轴轴颈719与轴承轴颈部分717之间的交界面提供润滑油。在止推垫圈724上形成有沟槽(未示出)，以帮助将润滑油输送到止推面726。此外，在泵体上可以设有狭槽(未示出)，以便使油容易从泵机构泄漏到止推面。在曲轴轴颈部分719上还可以设有槽形、扁平的或其它释放件728(图55、56)，以便向下轴颈轴承的交界面提供进一步的旋转润滑。通过这种方式，从泵中泄露出的油，而不是沿曲轴轴向油路流动的主泵流向下轴承面的既提供旋转的又提供止推的润滑。这样就集中了主泵油向曲轴更上面的目的地的发送。因此，泵提供了一种润滑压缩机的下轴承的装置，其允许泵体与轴的交界面的较松散的公差，并简化了曲轴的机加工。
如图1所示，来自泵48的油沿着下轴向油通路52和倾斜的上油通路54向上流。上油通路54的倾斜的结构在泵的主油流上提供了一种附加的离心泵送的作用。通路54的上开孔732上设有塞子616。流过通路54的部分油通过轴颈部分606(图55、56)上的径向通路608，输送到轴承59。其余流过通路54的油通过曲轴销61中的与滚柱82中的径向通路622连通的径向通路624排出，并输送给轴承57(图63B)。油沿着轴承57向上流入集油道55，集油道由曲轴销61和偏心滚柱82的上表面以及轨道运动涡旋件58的表面636所限定。油通过轨道运动涡旋件上的轴向通路626输送给涡旋组件。
油泵48’的第二实施例如分解图80和剖面图81所示，其作用基本上如上所述，但在结构上有所差别，因为它设计用于没有下轴承的压缩机。油泵48’包括防旋转弹簧738，其连接于压缩机壳体22或一些其它固定支撑件上。弹簧738在轴向上将油泵体704’支撑在壳体22内，并且抵抗随轴延伸段740的旋转，轴延伸段740包括轴向内油通路742，并连接于曲轴(未示出)的下端。狭槽714’类似于轴34的狭槽714，提供在轴延伸段740上；叶片706’可滑动地设置在狭槽内，以便在其内往复运动，叶片由狭槽可旋转地驱动，如上所述。代替波纹垫圈713、固位板715和快卡环712的是，泵组件48’可以选择性地包括裂开的弹簧垫圈712’来迫使泵部件互相压接合。泵组件48可以类似地改进。叶片706’、逆流孔板708’和固位销710’基本上与第一实施例中的泵组件中其相应的部分一样，泵组件48’的作用如上。
熟悉本领域的人员可以理解，泵组件48、48’虽然如上所述适合于涡旋式压缩机，但也适合于其它类型的应用，例如旋转或往复活塞压缩机。
压缩机组件20的固定涡旋中心线802与曲轴中心线S之间可以有一偏移。这种偏移影响曲轴臂和径向顺应角，以便减弱曲轴转矩与涡卷间的侧翼密封力的周期性变化。压缩机或者可以结合一滑块径向顺应机构，或者如上述实施例中所示，接合一摆杆径向顺应机构。在下面的讨论中用到下列术语：
e 轨道运动半径(偏心率)；
b 从曲轴销61的中心线P至轨道运动涡旋件质心O的距离；
d 从曲轴销61的中心线P到偏心摆杆质心R的距离；
r 从曲轴销的中心线P至曲轴34的中心线S的距离；
D 从固定涡旋件中心线至曲轴中心的偏移距离；
F 力；
M 质量；
O 轨道运动涡旋件中心线和质心；
P 曲轴销61的中心线；
R 摆杆质心；
S 曲轴34的中心线和旋转轴线；
RPM每分钟转数；
下标 希腊符号
b 摆杆 θ 径向顺应(相)角
§ 侧翼密封 α 摆杆质心角倾斜
ib 摆杆惯量 ξ 曲轴角
P 驱动销
s 轨道运动涡旋件
tg 切向气体
rg 径向气体
tp 切向偏心销
rp 径向偏心销
涡旋式压缩机有三个区别于其它气体压缩机的特征，它们分别是运行无噪声、能够泵送液体和高能量效率。涡旋式压缩机与往复式或旋转式压缩机相比有一个优点，这就是，吸入液体时不会出现机械损坏。这是因为涡旋件设有一径向顺应机构，它使涡旋件在压缩液体时能够分开。在这种情况下，压缩机仅仅转变成一个泵。典型的径向顺应机构还将驱动力分成一切向力和一径向分离，切向力意味着平衡摩擦和压缩力，径向分离保证涡卷之间的侧翼接触，从而在压缩槽之间进行密封。
另一个优点是当压缩气体仅通过各曲轴曲轴循环的两个开口分配到多个槽中时曲轴转矩的变化较平稳，。曲轴转矩与压缩力和转矩臂，在压缩力矢量与曲轴旋转轴线之间的距离成正比。一项进一步使曲轴转矩变化平稳的措施是提供到该矢量的变化的距离，使这一距离的最小值对应于最大的压缩力。然而，这可导致侧翼密封力的相应增加的变化。摆杆径向顺应机构也可削弱这种变化。
常用于涡旋式压缩机的一种径向顺应机构是一个滑块。下面的公式1表示出这种滑块形式减小涡旋式压缩机中的转矩变化的能力。在曲轴旋转过程中，滑块使轨道运动涡旋件能够移动质心。这种运动中心的一个副作用是离心力，从而径向侧翼密封力随着曲轴角而变化。
在此刻的研讨中所考虑的径向顺应机构是如上所述关于图示实施例的一摆杆。图82为这种摆杆的受力图。
公式1-3表示在X和Y方向上的力的平衡和绕轨道运动涡旋件的中心线O的力矩：
∑Fx＝0＝Fig-Ffs-Ffg-Frp+Fib*Cos(α) (1)
∑Fy＝0＝Ftg-Ftp-Ftg+Fib*Sin(α) (2)
式中：
Fis＝M*(2*π*RPM/60)2*eFib=Mb*(2*π*RPM/60)2*e2+((d-b)*cos(π-δ))2]]>
∑M0＝Frp*b*Cos(θ)-Ftp-Frg*b*Sin(θ)+Fib*e*Sin(α) (3)
固定涡旋件在物理上可以理解为一种限定如图82所示的轨迹的偏移。因此，轨道运动半径(偏心率)随着曲轴角而变化。
参见图89、90，公式1证明，固定涡旋件中心线802相对于曲轴中心S的偏移D使侧翼接触力变化，这仅仅是由于离心力的变化。摆杆带来一种附加的作用。离心力的变化以同样的方式改变侧翼密封力，一个正偏移增加轨道运动涡旋件的质心O与曲轴旋转轴线S之间的距离，因此，侧翼接触力增加。然而，固定涡旋件相对于曲轴中心的正偏移D引起径向顺应角θ的增加。增加的径向顺应角由于驱动力的径向分离使侧翼接触力下降。因此，摆杆机构具有一固有的补偿作用。
固定涡旋件相对于曲轴中心的偏移(假定沿图82中的线e)引起径向顺应角的变化。表I示出偏移值与径向顺应角的关系。
表I偏移，英寸-0.10-0.08-0.06-0.04-0.020.000.020.040.060.080.10顺应角，度-14.1-10.2-6.8 3.8-1.11.43.75.98.010.012.0
图83是一图表，示出在通过解公式1-3的系统得到的，在切向气体力的不同即时值的情况下绘出侧翼接触力值相对于偏移所引起的轨道运动的半径变化的曲线。
图83示出对于切向力从100到1000 lbf变化的侧翼接触力。气体径向力假设为气体切向力的值的10％。在公式1-3中出现的其它数值是典型的四吨涡旋式压缩机的值。在X轴上的变量表示固定涡旋件的偏移。正的偏移值相当于轨道运动涡旋件中心线远离曲轴中心线的移动。等式1-3表明了下列变化具有相对的效果：(1)一般，气体切向力的增加引起侧翼密封力的增加；(2)固定涡旋件和摆杆离心力的增加导致增加侧翼密封力。
图83中的曲线还表明，固定涡旋件相对于曲轴中心的偏移在侧翼密封力上的作用取决于切向气体力的大小。对于小于400 lbf的气体切向力，侧翼接触力随着轨道运动半径的增加而增加。对于气体切向力大于400 lbf的情况，侧翼接触力随着轨道运动的半径的增加而下降。对于400 lbf的气体切向力，侧翼密封力值的变化可以忽略。当固定涡旋件相对于曲轴中心偏移-0.075英寸时，侧翼接触力是恒定的。
轨道运动半径值e随着曲轴角以正弦方式变化。侧翼密封力在图83中以曲线表示，而在图84中示出在固定涡旋件相对于曲轴中心的偏移D为0.010英寸的情况下的曲轴角ξ。轨道运动涡旋件的偏心率是曲轴角的一个函数，其计算如下：
e(ξ)＝D*sin(ξ)
式中ξ为曲轴角。
图84示出在0.010英寸的径向顺应角度θ的情况下，对于切向气体力的若干值，侧翼密封力随着曲轴角的变化。侧翼密封力与切向气体力成反比。然而，当切向气体力增加时，这种偏移作用发生了质变。对于一种相位角的最佳选择，固定涡旋件相对于曲轴中心的偏移减小了最大的密封力，并增大了最小密封力。对于图84所示的在一个大约为180度的曲轴角下的相位角的情况，可以看出这种选择的效果。
例如，在图85中示出了在一涡旋式压缩机在高负荷条件下运行时所确定的切向气体力相对于曲轴角的变化。在这种情况下，径向气体力Frg大约为平均切向气体力Ftg的10％。
图86示出当固定涡旋件相对于曲轴中心偏移D为0.020英寸并且切向气体力如图85所示变化时相对于曲轴角的侧翼密封力。对于在倾斜与压力变化之间的相位考虑八个不同值。该图示出对于在图85中示出的切向气体力的变化在图84中强调了的偏移作用。侧翼密封力与气体切向力的变化成反比。对于一个大约为90度的相位角，侧翼密封力可以减小。图87示出计算出的转矩相对于曲轴角的值。
为了更好地理解固定涡旋件相对于曲轴中心的偏移对转矩变化的作用，在图88中示出对于若干相对于相位角的偏移值的峰-峰变化的曲线。在图88中，可以求出对于一给定的偏移的可以使曲轴转矩变化减弱的相位角。然后可以从图86得出将侧翼密封力的变化减至最小的具体的相位角。
从上述讨论中可以得出结论，固定涡旋件相对于曲轴中心偏移的作用在摆杆的情况下比在滑块的情况下更复杂。前面已经示出，离心力与径向顺应角相比，对于侧翼密封力起到相反的作用。固定涡旋件的合适的选择将会减小转矩变化，同时减小侧翼密封力的变化。这意味着最大侧翼密封力的减小，同时侧翼接触力对于密封仍然是足够的。最大密封力的值较小意味着较小的摩擦负荷，这不仅对于一种更高效的压缩机，而且对于一种噪音更小的涡旋式压缩机是一个机遇。
虽然前面已经利用某些实施例对本发明做了描述，但本发明可以在本公开的精神和范围内进一步改进。因此，本申请意欲覆盖任何利用了本发明的一般原理的任何变异、应用或适应性变化。