变排量式涡旋压缩机

摘要

静底板(22a)包括副旁路孔(22g)和主旁路孔(22h)，所述副旁路孔(22g)将吸入室(22e)与第一压缩室(Va)之间相互连通，所述主旁路孔(22h)将吸入室(22e)与第二压缩室(Vb)之间相互连通。动涡旋盘(21)的旋转中心(O)和副旁路孔(22g)都沿第一假想线(L1)定位。动涡旋盘(21)的旋转中心(O)也沿垂直于第一假想线(L1)的第二假想线(L2)定位。主旁路孔(22h)在静底板(22a)的一个位置上开口，使得所述吸入室(22e)与所述第一压缩室(Va)之间相互连通的时刻与所述吸入室(22e)与所述第二压缩室(Vb)之间相互连通的时刻不同，其中所述静底板(22a)的一个位置在所述第二假想线(L2)的、所述副旁路孔(22g)所位于的一侧。

权利要求

1.一种变排量式涡旋压缩机，包括：

静涡旋盘(22)，所述静涡旋盘(22)包括：

第一底板(22a)；和

静涡旋齿(22b)，所述静涡旋齿(22b)沿所述第一底板(22a)的平面在卷绕方向上成螺旋形卷绕，并且在大体上垂直于所述第一底板(22a)的平面的方向上从所述第一底板(22a)突出；

动涡旋盘(21)，所述动涡旋盘(21)包括：

第二底板(21a)；和

动涡旋齿(21b)，所述动涡旋齿(21b)沿所述第二底板(21a)的平面在卷绕方向上成螺旋形卷绕，并且在大体上垂直于所述第二底板(21a)的平面的方向上从所述第二底板(21a)朝向所述第一底板(22a)突出，其中所述静涡旋齿(22b)和所述动涡旋齿(21b)相互接触以便在静涡旋齿(22b)与动涡旋齿(21b)之间限定第一压缩室(Va)和第二压缩室(Vb)；

吸入室(22e)，所述吸入室(22e)形成在所述动涡旋盘(21)的径向最外部内，并且适于将流体供给到所述第一压缩室(Va)和第二压缩室(Vb)中的任何一个内；和流体排出口(22f)，所述流体排出口(22f)形成在所述第一底板(22a)的中心部内，并且适于当所述流体在所述第一压缩室(Va)和第二压缩室(Vb)中的任何一个内压缩时将所述流体从所述第一压缩室(Va)和第二压缩室(Vb)中的任何一个内朝向所述变排量式涡旋压缩机的外部排出，其中：所述第一底板(22a)包括：

第一旁路孔(22g)，所述第一旁路孔(22g)适于在所述吸入室(22e)与所述第一压缩室(Va)之间连通，所述第一旁路孔(22g)限定在所述静涡旋齿(22b)的外周壁面与所述动涡旋齿(21b)的内周壁面之间；和第二旁路孔(22h)，所述第二旁路孔(22h)适于在所述吸入室 (22e)与所述第二压缩室(Vb)之间连通，所述第二旁路孔(22h)限定在所述静涡旋齿(22b)的内周壁面与所述动涡旋齿(21b)的外周壁面之间；

动涡旋盘(21)的旋转中心(O)以及第一旁路孔(22g)在所述第一底板(22a)的平面内沿第一假想线(L1)定位，所述动涡旋盘(21)适于围绕所述动涡旋盘(21)的旋转中心(O)旋转；

动涡旋盘(21)的旋转中心(O)在所述第一底板(22a)的平面内也沿垂直于第一假想线(L1)的第二假想线(L2)定位；并且所述第二旁路孔(22h)在所述第一底板(22a)的相应位置上开口，使得所述吸入室(22e)与所述第一压缩室(Va)之间通过所述第一旁路孔(22g)相互连通的时刻与所述吸入室(22e)与所述第二压缩室(Vb)之间通过第二旁路孔(22h)相互连通的时刻不同，其中所述第一底板(22a)的相应位置在所述第一底板(22a)的平面中在所述第二假想线(L2)的所述第一旁路孔(22g)所在的一侧；

所述动涡旋盘(21)的旋转中心(O)和第二旁路孔(22h)沿第三假想线(L3)定位，在所述第一底板(22a)的平面中所述第三假想线(L3)限定相对于所述第一假想线(L1)的等于或小于90度的内角；

所述第一压缩室(Va)与所述第二压缩室(Vb)适于相互连通以便当所述动涡旋盘(21)的旋转角在混合基准角度范围内时，将所述第一压缩室(Va)内的流体和所述第二压缩室(Vb)内的流体通过所述流体排出口(22f)排出；

所述第一旁路孔(22g)形成在所述第一底板(22a)的相应位置上，在所述第一底板(22a)的相应位置，当所述动涡旋盘(21)前进以在其前进方向上沿所述第一底板(22a)旋转且处于预定的角度范围内时，所述第一旁路孔(22g)接触所述动涡旋齿(21b)，在所述第一底板(22a)的平面内所述预定的角度范围相对于所述混合基准角度等于或大于-90度以及等于或小于0度；

静涡旋齿(22b)和动涡旋齿(21b)之一具有在该静涡旋齿(22b)和动涡旋齿(21b)之一的内周壁面中凹入的涡旋齿间隙(22k)，以在该静涡旋齿(22b)和动涡旋齿(21b)之一的卷绕开始端部(21e，22j)内 的邻近流体排出(22f)的位置处具有减小的涡旋齿壁厚度；并且当流体从第二压缩室(Vb)通过所述涡旋齿间隙(22k)泄漏进入第一压缩室(Va)时，第一旁路孔(22g)被动涡旋齿(21b)关闭。

2.根据权利要求1所述的变排量式涡旋压缩机，进一步包括用于打开和关闭第一旁路孔(22g)和第二旁路孔(22h)中的任何一个的打开和关闭装置(27)，其中所述变排量式涡旋压缩机的排量通过使用所述打开和关闭装置(27)打开和关闭第一旁路孔(22g)和第二旁路孔(22h)中的任何一个是可改变的。

3.根据权利要求1或2所述的变排量式涡旋压缩机，其中：

所述第一旁路孔(22g)和所述第二旁路孔(22h)相对于彼此独立形成；

所述第一旁路孔(22g)的尺寸形成为使得所述第一旁路孔(22g)能够被动涡旋齿(21b)的、接触所述第一底板(22a)的相应接触部分闭合，以断开所述吸入室(22e)与所述第一压缩室(Va)之间的连通；和所述第二旁路孔(22h)的尺寸形成为使得所述第二旁路孔(22h)能够被动涡旋齿(21b)的、接触所述第一底板(22a)的相应接触部分闭合，以断开所述吸入室(22e)与所述第二压缩室(Vb)之间的连通。

4.根据权利要求1或2所述的变排量式涡旋压缩机，其中：

所述静涡旋齿(22b)具有延伸部分，所述延伸部分延伸以使得所述静涡旋齿(22b)的卷绕终端部(22i)延长到所述动涡旋齿(21b)的卷绕终端部(21d)；

所述静涡旋齿(22b)的所述延伸部分的内周壁面是从所述静涡旋齿(22b)的内周壁面的、不同于静涡旋齿(22b)的延伸部分的另一部分延续的曲面；且所述第一压缩室(Va)和所述第二压缩室(Vb)彼此不对称。

5.根据权利要求1或2所述的变排量式涡旋压缩机，其中：

位于在所述静涡旋齿(22b)的卷绕方向上的外侧的静涡旋齿(22b)的外部具有突出高度，所述静涡旋齿(22b)的外部的突出高度在大体上垂直于所述第一底板(22a)的平面的方向上从所述第一底板(22a)测量、并且大于所述静涡旋齿(22b)的内部的突出高度，所述静涡旋齿(22b) 的内部位于所述静涡旋齿(22b)的卷绕方向上的所述静涡旋齿(22b)的外部的内侧；和位于在所述动涡旋齿(21b)的卷绕方向上的外侧的动涡旋齿(21b)的外部具有突出高度，所述动涡旋齿(21b)的外部的突出高度在大体上垂直于所述第二底板(21a)的平面的方向上从所述第二底板(21a)测量、并且大于所述动涡旋齿(21b)的内部的突出高度，所述动涡旋齿(21b)的内部位于所述动涡旋齿(21b)的卷绕方向上的所述动涡旋齿(21b)的外部的内侧。

6.根据权利要求1或2所述的变排量式涡旋压缩机，其中所述第一旁路孔(22g)和所述第二旁路孔(22h)位于所述静涡旋齿(22b)的内周壁面的预定部分与所述静涡旋齿(22b)的外周壁面的预定部分之间，所述第一旁路孔(22g)和所述第二旁路孔(22h)相互邻近并且在所述静涡旋齿(22b)内彼此直接径向相对。

说明书

变排量式涡旋压缩机

技术领域

[0001] 本发明涉及一种变排量式涡旋压缩机(variable displacement scroll compressor)。

背景技术

[0002] 对于现有技术中已知的涡旋压缩机，静涡旋盘和动涡旋盘彼此接触，并且制冷剂在分别由以上静涡旋盘和动涡旋盘限定的两个密闭空间(压缩室)中被压缩。在此涡旋式压缩机中，动涡旋盘相对于静涡旋盘旋转多次(例如，两次)，使得吸入每个压缩室中的制冷剂被压缩。与活塞式压缩机相比，在涡旋式压缩机中的制冷剂的压缩比较适度，因此在涡旋式压缩机中，从每个压缩室中泄漏的制冷剂较少。

[0003] 一种已知的这种涡旋式压缩机是变排量式涡旋压缩机(例如，参见JPS59-028083A，对应于US4505651A)。在已知的变排量式涡旋压缩机中，两个旁路孔围绕动涡旋盘的转动中心(也被称作轨道中心或旋转中心)对称放置，围绕该转动中心，动涡旋盘相对于静涡旋盘旋转。在压缩制冷剂的压缩冲程中，在两个压缩室(所述两个压缩室是通过静涡旋盘与动涡旋盘之间的接触形成)中的每一个压缩室内的制冷剂通过与上述两个旁路孔中相对应的一个孔返回到吸入室，使得排量(即，每个循环被移动，即被排出的体积)变化，即，改变。上述两个压缩室形成为密闭的空间，并且被分别置于涡旋盘的卷绕中心(winding center)的一侧和另外一侧。具体地，上述两个压缩室中的一个是由静涡旋盘的内周壁面(更具体而言，就是静涡旋盘的静涡旋齿)和动涡旋盘的外周壁面(更具体而言，就是动涡旋盘的动涡旋齿)限定而成，而上述两个压缩室中的另一个是由静涡旋盘的外周壁面和动涡旋盘的内周壁面限定而成。

[0004] 在JPS59-028083A(对应于US4505651A)中的变排量式涡旋压缩机的实例中，两个旁路孔围绕动涡旋盘的转动中心对称放置，所述一个压缩室中的制冷剂和所述另一个冷却室中的制冷剂分别同时通过上述两个旁路孔返回到吸入室。因此，缩短了压缩机的压缩冲程(压缩过程或压缩阶段)，并且实际上减少了每个涡轮盘的卷绕的转数。

[0005] 例如，在一个变排量式涡旋压缩机的实例中，在压缩机运行在最大排量(100％排量)时，即，在最大排量运行模式下，动涡旋盘旋转两次来压缩吸入到相应的压缩室内的制冷剂，当变排量式涡旋压缩机在变排量运行时，即，在变排量运行模式下，所述动涡旋盘可以旋转一次来压缩和排出吸入的制冷剂。因此，在变排量运行模式下，用于压缩所述流体，(即，制冷剂)的压缩机的压缩冲程(压缩过程或压缩时期)减少。

[0006] 在这种变排量式涡旋压缩机中，在变排量运行模式下的制冷剂的压缩是不适度的(即，急速的)，因此，每个压缩室内的制冷剂可能从压缩室泄漏从而导致压缩机在变排量运行模式下运行时，压缩机的压缩效率降低。

发明内容

[0007] 为克服上述缺点而提出本发明。由此，本发明的目的在于提出一种变排量式(或变容量式)涡旋压缩机，所述变排量式涡旋压缩机能够限制压缩机在变排量运行模式下运行时压缩效率的降低。

[0008] 根据本发明，提出了一种变排量式涡旋压缩机，所述压缩机包括静涡旋盘、动涡旋盘、吸入室和流体排出口。所述静涡旋盘包括第一底板和静涡旋齿。所述静涡旋齿沿所述第一底板的平面在其卷绕方向上成螺旋形卷绕，并且在大体上垂直于所述第一底板的平面的方向上从所述第一底板突出。所述动涡旋盘包括第二底板和动涡旋齿。所述动涡旋齿沿所述第二底板的平面在其卷绕方向上成螺旋形卷绕，并且在大体上垂直于所述第二底板的平面的方向上从所述第二底板朝向所述第一底板突出。所述静涡旋齿和所述动涡旋齿相互接触以便在静涡旋齿与动涡旋齿之间限定第一和第二压缩室。所述吸入室形成在所述动涡旋盘的径向最外部内，并且适于将流体供给到所述第一和第二压缩室中的任何一个内。所述流体排出口形成在所述第一底板的中心部内，并且适于当所述流体在所述第一和第二压缩室中的任何一个内压缩时将所述流体从所述第一和第二压缩室中的任何一个内朝向所述变排量式压缩机变排量式涡旋压缩机的外部排出。第一底板包括第一旁路孔和第二旁路孔。所述第一旁路孔适于在所述吸入室与所述第一压缩室之间连通，所述第一旁路孔限定在所述静涡旋齿的外周壁面与所述动涡旋齿的内周壁面之间。所述第二旁路孔适于在所述吸入室与所述第二压缩室之间连通，所述第二旁路孔限定在所述静涡旋齿的内周壁面与所述动涡旋齿的外周壁面之间。在所述第一底板的平面内动涡旋盘的旋转中心以及第一旁路孔沿第一假想线定位，所述动涡旋盘适于围绕所述动涡旋盘的旋转中心旋转。在所述第一底板的平面内动涡旋盘的旋转中心也沿垂直于第一假想线的第二假想线定位。所述第二旁路孔在所述第一底板的相应位置上开口，使得所述吸入室与所述第一压缩室之间通过所述第一旁路孔相互连通的时刻与所述吸入室与所述第二压缩室之间通过第二旁路孔相互连通的时刻不同，其中所述第一底板的相应位置在所述第一底板的平面中在所述第二假想线的所述第一旁路孔所在的一侧。

附图说明

[0009] 从下面的描述、所附权利要求和附图中可以更好地理解本发明及其另外的发明目的、特征和优点。其中：

[0010] 图1是显示根据本发明的第一实施例的变排量式涡旋压缩机的纵向剖视图；

[0011] 图2是显示图1中沿线II-II看的剖视图；

[0012] 图3A是显示用于描述所述第一实施例的变排量式涡旋压缩机的静涡旋盘的静涡旋齿的涡旋齿间隙的说明图；

[0013] 图3B是显示在根据所述第一实施例的静涡旋齿的涡旋齿间隙中的间隙量与间隙的角度范围之间的关系的图表；

[0014] 图4是用于描述在根据所述第一实施例的所述静涡旋盘内形成的每个副旁路口和主旁路口的位置的说明图；

[0015] 图5是用于描述根据所述第一实施例的副旁路口的位置的说明图；

[0016] 图6A是显示根据第一实施例的压缩机在最大排量操作模式下操作的示意图，其中，电磁阀处于关闭状态；

[0017] 图6B是显示根据第一实施例的压缩机在变排量操作模式下操作的示意图，其中电磁阀处于打开状态；

[0018] 图7A是用于描述根据第一实施例的压缩机在最大排量操作模式下操作期间，动涡旋盘的旋转角度与每个压缩室的压力之间的关系的说明图；

[0019] 图7B是用于描述根据第一实施例的压缩机在变排量操作模式下操作期间，动涡旋盘的旋转角度与每个压缩室的压力之间的关系的说明图；

[0020] 图7C是用于描述在先技术变排量式涡旋压缩机在变排量操作模式下操作期间，动涡旋盘的旋转角度与每个压缩室的压力之间的关系的说明图；

[0021] 图8是用于描述根据第一实施例的第一和第二压缩室的压力与动涡旋盘的旋转角度之间的关系的说明图；

[0022] 图9A至9D是用于描述根据第一实施例的压缩机在变排量操作模式下的操作说明图；

[0023] 图10是用于描述变排量式涡旋压缩机的年度累积功率(annual cumulative power)和固定排量式涡旋压缩机的年度累积功率的说明图；

[0024] 图11是用于描述变排量式涡旋压缩机的年度累积功率相对于固定排量式涡旋压缩机的年度累积功率的功率比与变排量式涡旋压缩机的中间排量之间的关系的说明图；

[0025] 图12是用于描述与在先技术压缩机的中间排量与压缩效率之间的关系相比，根据第一实施例的变排量式涡旋压缩机的中间排量与压缩效率之间的关系的说明图；

[0026] 图13A至13D是用于描述根据本发明的第二实施例的变排量式涡旋压缩机的操作的说明图；

[0027] 图14是根据本发明的第三实施例的变排量式涡旋压缩机的纵向剖视图；

[0028] 图15是显示图14中沿线XV-XV看的剖视图。

具体实施方式

[0029] 以下参照附图详细地说明本发明的各种实施例。在下面的每个实施例中，相同的附图标记表示相同的部件。

[0030] 参照图1至图12描述本发明的第一实施例。根据本发明的一台变排量式涡旋压缩机10(在下文中简称做压缩机10)被用做安装在车辆(例如，汽车)内的车用空调系统的制冷剂压缩机。所述车用空调系统是已知的蒸汽压缩制冷系统(制冷循环)，其中制冷剂依次循环通过压缩机10、散热器、膨胀阀和蒸发器。当制冷剂在蒸发器中蒸发时，制冷剂从将被吹进车辆的客厢内的空气带走热量以使其冷却，然后所述冷却后的空气又被吹入客厢内以冷却客厢。上述制冷剂可以是氯氟碳化合物制冷剂。可选地，上述制冷剂可以是碳氢化合物(HC)、二氧化碳等。

[0031] 在所述制冷循环中，压缩机10吸入上述冷却剂，然后当压缩冷却剂时再排出被吸入的冷却剂。车辆的驱动发动机(以后简称发动机)通过驱动力传导装置(device或means)，例如V形带、皮带轮或电磁离合器，驱动所述压缩机10。

[0032] 参照图1和2描述上述压缩机的细节。图1是本发明的所述压缩机10的纵向剖视图，图2是图1中沿线II-II看的剖视图。

[0033] 如图1所示，所述压缩机10包括前壳体11和后壳体12，所述前壳体11和后壳体12都是用铝合金做的。

[0034] 在前壳体11中，轴承13可转动地支撑轴14。通过电磁离合器(未示出)由发动机的转动驱动力驱动轴14，从而使得所述轴14围绕旋转轴线α转动。所述轴14的转动速度可以根据发动机的转动速度而改变。

[0035] 所述轴14的后壳体12侧的、与所述轴承13径向相对的部分形成为大直径部分14a。向所述后壳体12侧突出的曲轴15通过连接(连接装置)，例如压配合，与轴14的大直径部分14a的后壳体12侧端面结合。

[0036] 所述曲轴15在大直径部分14a的偏心位置处与轴14的大直径部分14a连接，在所述偏心位置处所述曲轴15的中性轴线β偏心于轴14的旋转轴线α。动涡旋盘21通过轴承15a和轴衬15b可旋转地连接到所述曲轴15的外周壁面。

[0037] 配重15c在围绕旋转轴线α与所述曲轴15径向相对的位置上设置在所述曲轴15上。所述配重15c用于平衡施加到所述曲轴15上的偏心力。换言之，所述配重15c用于调整由于曲轴15的偏心而导致的旋转不平衡。

[0038] 所述动涡旋盘21包括平面动底板(第二底板)21a、成螺旋形卷绕的动涡旋齿(也被称作动齿或动叶片)21b和连接件21c。所述连接件21c连接到所述曲轴15上。所述动底板21a的平面大致垂直于所述旋转轴线α。所述动涡旋齿21b沿着所述动底板21a的平面在其卷绕方向上成螺旋形卷绕，并且在大体上平行于所述旋转轴线α的方向上，即，在大体上垂直于所述动底板21a的平面的方向上，从所述动底板21a的后壳体12侧端面突出。所述动涡旋齿21b布置成可滑动地接触后面描述的静涡旋盘22的静涡旋齿(也被称作静齿或静叶片)22b并与静涡旋齿22b啮合。在此具体实施例中，动涡旋齿21b的卷绕数为2，即，所述动涡旋齿21b卷绕两次。

[0039] 在所述动底板21a的轴14侧端面的中心部分形成连接到所述曲轴15上的连接件21c。所述曲轴15通过轴承15a和轴衬15b可旋转地与所述动底板21a的连接件21c接合。

[0040] 旋转限制销23压配合到所述动底板21a的轴14侧端面内从而限制所述动涡旋盘21围绕动涡旋盘21的中心旋转。此外，旋转限制销24轴向压配合到所述前壳体11的相对部，所述前壳体11的相对部与所述动底板21a轴向相对并且与所述旋转限制销23相邻。
每个旋转限制销23、24被环形部件25固定。所述动涡旋盘21围绕其中心的旋转(自转)被所述环形部件25和所述旋转限制销23、24所限制。也就是，所述环形部件25和所述旋转限制销23、24形成旋转限制机构，所述旋转限制机构限制所述动涡旋盘21围绕其中心的旋转(自转)。

[0041] 因此，连接到所述轴14的曲轴15的旋转转换为与所述曲轴15接合的所述动涡旋盘21的环绕运动(orbital motion)，从而所述动涡旋盘21绕轨道转动，即，而不是围绕其中心旋转。换言之，当所述轴14旋转时，所述动涡旋盘沿轨道旋转，即，围绕所述旋转轴线α旋转。

[0042] 所述静涡旋盘22包括平面底板(第一底板)22a、成螺旋形卷绕的静涡旋齿22b和外周部分22c。所述外周部分22c被用作连接件，所述连接件连接到所述前壳体11上。所述静底板22a的平面大致垂直于所述旋转轴线α。所述静涡旋齿22b沿着所述静底板22a的平面在其卷绕方向上成螺旋形卷绕，并且在大体上平行于所述旋转轴线α的方向上，即，在大体上垂直于所述静底板22a的平面的方向上，从所述静底板22a的前壳体11侧端面突出。

[0043] 如上所述，所述静涡旋齿22b接触动涡旋齿21b并与动涡旋齿21b啮合，从而限定两个压缩室(第一和第二压缩室)Va、Vb，即，两个压缩室形成在所述动涡旋齿21b与所述静涡旋齿22b之间，制冷剂在所述每个压缩室内被压缩。在下面的描述中，所述两个压缩室Va、Vb也将被全体地或独立地称为压缩室V。

[0044] 下面将要描述的制冷剂排出口(也被称为流体排出口)22f位于所述两个压缩室Va、Vb之间。此外，所述压缩室Va的容积(体积)大致上与所述压缩室Vb的容积(体积)相同。响应于所述动涡旋盘21的环绕运动，通过所述动涡旋盘21和所述静涡旋盘22形成的压缩室Va、Vb的容积减少从而压缩卷入其中的制冷剂。在本实施例中，为了便于描述，在所述静涡旋齿22b的外周壁面与所述动涡旋齿21b的内周壁面之间限定的密闭空间被称为第一压缩室Va，在所述静涡旋齿22b的内周壁面与所述动涡旋齿21b的外周壁面之间限定的密闭空间被称为第二压缩室Vb(见图2)。

[0045] 在其中在所述压缩机10内所述动涡旋齿21b的卷绕开始端部(径向内端部)21e适于与所述静涡旋齿22b的卷绕开始端部(径向内端部)22j接触的情况下，在压缩室Va、Vb内，由于在环绕所述卷绕开始端部21e、21j的位置上聚集的液体制冷剂或油的压缩，可能导致每个压缩室Va、Vb内的压力迅速地增加。此时，大弯曲应力施加到每个涡旋齿21b、22b的根部从而可能引起所述涡旋齿21b、22b的变形或损坏。

[0046] 考虑到上述问题，在与所述动涡旋齿21b相对的所述静涡旋齿22b的卷绕开始端部22j中，在预定的角度范围(涡旋齿间隙范围N)内形成涡旋齿间隙(也被称为涡旋齿与涡旋齿之间的间隙)22k，以减少所述静涡旋齿22b的涡旋齿壁的宽度(厚度)(在垂直于所述静涡旋齿22b的内周壁面的方向上测量所述静涡旋齿22b的涡旋齿壁宽度)。具体地，如图3A中所示，在所述静涡旋齿22b的可接触部分内形成所述涡旋齿间隙22k，当所述动涡旋盘21通过其本身的环绕运动而在-N≤θ0≤N(在此实施例中N等于90度)的角度范围内移动时，所述可接触部分可与所述动涡旋齿21b接触。在此，θ0表示当所述压缩室Va、Vb相互连通从而使压缩室Va中的制冷剂与压缩室Vb中的制冷剂混合时，所述动涡旋盘21的旋转角度(混合基准角度)。

[0047] 如在图3B中线X、Y、Z所指示的那样，在垂直于所述静涡旋齿22b的内周壁面的方向上测量的所述涡旋齿间隙22k处的间隙量(深度)设置成使得在垂直于所述静涡旋齿22b的内周壁面的方向上测量的所述涡旋齿间隙22k的最大宽度(最大深度)在0.2mm至
0.4mm之间的范围内。所述涡旋齿间隙22k的涡旋齿间隙范围(在静涡旋齿22b的卷绕方向上沿所述静涡旋齿22b的内周壁面的涡旋齿间隙22k的范围)是这样一个范围，其中，在垂直于所述静涡旋齿22b的内周壁面的方向上的间隙的宽度(量)等于或大于所述涡旋齿间隙22k的最大宽度的一半。例如，在所述涡旋齿间隙的最大宽度(量)为0.2mm时，在沿所述静涡旋齿22b的内周壁面的涡旋齿间隙22k的范围内，所述涡旋齿间隙22k的宽度(量)等于或大于0.1mm。

[0048] 此外，在此实施例中，所述静涡旋齿22b具有延伸部分，可以延伸所述延伸部分使得所述静涡旋齿22b的卷绕终端部(径向外端部)22i延长到所述动涡旋齿21b的卷绕终端部(径向外端部)21d，并且所述静涡旋齿22b的此延伸部分与所述动涡旋齿21b的外周壁面相对的内周壁面是从所述静涡旋齿22b的内周壁面的、不同于静涡旋齿22b的延伸部分的另一部分延续(continuous)的曲面。因此，所述压缩室Va和压缩室Vb彼此不对称从而具有不对称的卷绕结构。此实施例的静涡旋齿22b的卷绕终端部22i通过所述静涡旋盘22的外周部22c的内周壁形成。

[0049] 在所述涡旋盘21的涡旋齿21b和涡旋盘22的涡旋齿22b具有不对称螺旋形结构的情况下，第二压缩室Vb的总容积变得大于第一压缩室Va的总容积，并且所述压缩机10的压缩室Va、Vb的最大总容积(压缩机10在最大容积，即，最大排量操作时的容积)能够增加。

[0050] 通过没有示出的螺钉穿过密封部件(没有示出)以如下方式将所述静涡旋盘22的外周部22c和所述前壳体11固定在一起，即：限制制冷剂通过所述静涡旋盘22的外周部22c与前壳体11之间的连接件泄漏。此外，在所述外周部22c内形成制冷剂吸入口22d(图
2)和吸入室(也被称为进入室)22e从而将制冷剂从蒸发器的下游侧吸入到各个的压缩室Va、Vb的径向最外部分。所述吸入室22e形成在所述动涡旋盘21的径向最外部分内并且是一个空间，从这个空间内将制冷剂供给到每个压缩室Va、Vb内。

[0051] 在与静涡旋齿22b的卷绕开始端部22j相邻的位置(见图2)，所述制冷剂排出口(流体排出部)22f形成在静底板22a的中心部分内，通过所述制冷剂排出口22f制冷剂从每个压缩室Va、Vb的径向最内部排出。所述制冷剂排出口22f形成制冷剂通道，所述制冷剂通道将每个压缩室Va、Vb的径向最内部与后壳体12内部的排出室相连通。排出阀12b，其形成为簧片阀，安装在所述制冷剂排出口22f的排出室12a侧以便限制制冷剂(流体)从排出室12a逆流到压缩室Va、Vb内。用螺栓12d将所述排出阀12b连同阀挡板(阀限位器)12c固定到静底板22a上，所述阀挡板12c限制了排出阀12b的最大打开度。

[0052] 所述后壳体12形成排出室12a和接收空间，排出阀12b和阀挡板12c接收在所述接收空间内。此外，制冷剂排出口(没有示出)形成在所述后壳体12内，以通过所述制冷剂排出口将制冷剂从所述排出室12a的内部向所述散热器的上游侧排出。

[0053] 通过没有示出的螺钉穿过密封部件以如此方式将所述后壳体12固定到与所述静涡旋齿22b相对的静底板22a的端面上，即：限制制冷剂通过所述后壳体12与所述静底板22a的端面之间的连接件泄漏。在此实施例中，所述动涡旋盘21和所述静涡旋盘22都是有铝合金制成。

[0054] 副旁路口(第一旁路孔)22g，其构造为在静底板22a的平面中延长的细长孔，且形成在所述静底板22a内以在所述第一压缩室Va的压缩冲程(也被称作压缩过程)期间通过制冷剂回流通道221将所述第一压缩室Va与所述吸入室22e连通。

[0055] 所述副旁路口22g在静底板22a内、沿静涡旋齿22b的邻近外周壁面、在所述静底板22a的相应位置上开口，所述相应位置是在所述静涡旋齿22b的邻近外周壁面的径向外侧上(见图2)。所述第二压缩室Vb形成为密闭空间，所述密闭空间限定在所述静涡旋齿22b的内周壁面与所述动涡旋齿21b的外周壁面之间，使得所述第二压缩室Vb与所述吸入室22e不会通过所述副旁路口22g彼此相连通，所述副旁路口形成在所述静涡旋齿22b的邻近外周壁面的径向外侧上。

[0056] 此外，所述副旁路口22g的尺寸形成为所述副旁路口22g可以被动涡旋齿21b的相应接触部分闭合，从而使得所述第一压缩室Va与所述吸入室22e之间的连通断开，所述动涡旋齿21b的相应接触部分可滑动地接触所述静底板22a。即，当每次所述动涡旋盘21旋转时，所述副旁路口22g被所述动涡旋盘21的接触所述静底板22a的对应部分闭合。具体地，所述副旁路口22g在其径向方向上测量的的宽度小于所述动涡旋齿21b在径向方向上测量的宽度(厚度)。

[0057] 此外，主旁路口(第二旁路孔)22h，其构造为在静底板22a的平面中延长的细长孔，且形成在所述静底板22a内以在所述第二压缩室Vb的压缩冲程期间通过制冷剂回流通道221将所述第二压缩室Vb与所述吸入室22e连通。所述主旁路口22h和所述副旁路口22g形成为分开的独立孔，主旁路口22h和副旁路口22g相互分开。

[0058] 所述主旁路口22h在静底板22a内、沿所述静涡旋齿22b的邻近内周壁面、在所述静底板22a的相应位置上开口，所述相应位置在所述静涡旋齿22b的邻近内周壁的径向内侧上(见图2)。所述第一压缩室Va形成为密闭空间，所述密闭空间由所述静涡旋齿22b的外周壁面与所述动涡旋齿21b的内周壁面形成，使得所述第一压缩室Va与所述吸入室22e不会通过形成在所述静涡旋齿22b的邻近内周壁面的径向内侧上的所述主旁路口22h相连通。

[0059] 此外，所述主旁路口22h的尺寸形成为所述主旁路口22h可以被动涡旋齿21b的相应接触部分闭合，从而使得所述第二压缩室Vb与所述吸入室22e之间的连通断开，所述动涡旋齿21b的相应接触部分可滑动地接触所述静底板22a。即，当每次所述动涡旋盘21旋转时，所述主旁路口22h被所述动涡旋盘21的接触所述静底板22a的对应部分闭合。具体地，所述主旁路口22h在其径向方向上测量的宽度小于所述动涡旋齿21b在径向方向上测量的宽度(厚度)。

[0060] 下面将参照图4和图5具体描述所述副旁路口22g和所述主旁路口22h的布置。图4是用于描述所述副旁路口22g的位置和所述主旁路口22h的位置的说明图。图5是用于描述所述副旁路口22g的位置的说明图。图4中的第一假想线L1是一条虚构的线，所述第一假想线L1连接在所述动涡旋盘21的旋转中心(也被称为环绕中心或转动中心)O与所述副旁路口22g之间。换句话说，所述动涡旋盘21的旋转中心O与所述副旁路口22g都沿所述第一假想线L1定位。图4中的第二假想线L2是一条虚构的线，所述第二假想线L2延伸通过所述动涡旋盘21的旋转中心O、并且与所述第一假想线L1成直角交叉。换句话说，所述动涡旋盘21的旋转中心O沿所述第二假想线L2定位，在所述静底板22a的平面中，所述第二假想线L2垂直于所述第一假想线L1。此外，第三假想线L3是一条虚构的线，所述第三假想线L3在所述动涡旋盘21的旋转中心O与所述主旁路口22h之间连接。换句话说，在所述静底板22a的平面中，所述旋转中心O与所述主旁路口22h都沿所述第三假想线L3定位。此外，在此实施例中，如每个相应的附图所示，第一假想线L1和第三假想线L3中任何一条线在所述旋转中心O与所述副旁路口22g和所述主旁路口22h中相对应的一个的前进端部(前端部)之间连接，所述与所述副旁路口22g和所述主旁路口22h中相对应的一个的前进端部(前端部)位于在所述动涡旋盘21的前进方向上的动涡旋盘21的前进侧。

[0061] 如图4所示，所述主旁路口22h在所述静底板22a的相应位置上开口，使得通过所述副旁路口22g将所述第一压缩室Va与所述吸入室22e之间相互连通的时刻与通过所述主旁路口22h将所述第二压缩室Vb与所述吸入室22e之间相互连通的时刻不同，其中，所述静底板22a的相应位置在静底板22a的平面中在所述第二假想线L2的所述副旁路口22g所在的一侧。换句话说，所述主旁路口22h沿所述第三假想线L3定位使得所述第一假想线L1与所述第三假想线L3之间的内角等于或小于90度。在此，在其中在所述动涡旋盘
21的前进方向上测量的角度被定义为正角的情况下，在所述第一假想线L1与所述第三假想线L3之间的内角θ的范围为-90度≤θ≤90度。此外，所述主旁路口22h应该形成为使得所述主旁路口22h的至少一部分(在此实施例中沿所述动涡旋盘21的前进方向上的主旁路口22h的前进端部)沿所述第三假想线L3开口。

[0062] 更具体地，本实施例的主旁路口22h布置在所述第一假想线L1与所述第三假想线L3彼此一致的位置上，即，布置在所述第一假想线L1与所述第三假想线L3之间的内角为0度的位置上。在此，应该理解的是所述主旁路口22h可以布置在另一个位置，例如，如图4中附图标记22h’或附图标记22h”所示的，在所述的另一个位置，所述第一假想线L1与所述第三假想线L3之间的内角是，例如90度。

[0063] 所述副旁路口22g如下形成。在此，当一旦所述第一压缩室Va与所述第二压缩室Vb相互混合时将制冷剂从所述制冷剂排出口22f排出的时候，所述动涡旋盘21的旋转角(也被称为环绕角或转动角)被定义为混合基准角度。所述副旁路口22g形成在一个位置上，在所述位置上当所述动涡旋盘21前进到在相对于所述混合基准角度成等于或大于-90度和等于或小于0度的角度范围内沿着所述静底板22a旋转时，所述副旁路口22g接触所述动涡旋齿21b。即，当所述动涡旋盘21在所述对应的角度范围内前进时，所述副旁路口22g被所述动涡旋盘21闭合，其中，所述对应的角度范围在所述静底板22a的平面内相对于所述混合基准角度成等于或大于-90度和等于或小于0度。

[0064] 更具体地，如图5中所示，本实施例的所述副旁路口22g形成在静底板22a的相应位置上，在此位置上一旦所述动涡旋盘21沿着所述静底板22a前进到所述混合基准角度时，所述副旁路口22g接触所述动涡旋齿21b。应该注意的是，所述副旁路口22g可选地形成在静底板22a的另一个位置上，所述位置在图5中用附图标记22g’标示，并且在所述位置上所述动涡旋盘21，例如，相对于所述混合基准角度前进-90度，(或放慢90度)。

[0065] 此外，本实施例的压缩机10包括打开和关闭装置(作为打开和关闭工具)27，所述打开和关闭装置27适用于打开和关闭所述副旁路口22g和所述主旁路口22h中的任何一个。所述打开和关闭装置(打开和关闭工具)27用作排出量改变装置(排出量改变工具)，其通过打开和关闭所述副旁路口22g和所述主旁路口22h中的任何一个改变，即，变化所述压缩机10的排出体积(排量)。

[0066] 所述打开和关闭装置27包括圆柱形钻孔(cylinder bore)(圆柱形孔)27a，滑阀元件27b和压力调节装置(用作压力调节工具)28。所述圆柱形钻孔27a形成在所述静底板22a内。所述滑阀元件27b可滑动地容纳在所述圆柱形钻孔27a内。所述压力调节装置(压力调节工具)28调节施加到所述滑阀元件27b上的压力。

[0067] 所述圆柱形钻孔27a形成在所述静底板22a的内侧并且在垂直于所述旋转轴线α的方向上呈直线延伸。所述滑阀元件27b具有外径，所述外径大体上与所述圆柱形钻孔27a的内径大致相同。所述滑阀元件27b在所述圆柱形钻孔27a内滑动从而打开或关闭所述副旁路口22g和所述主旁路口22h中的任何一个。

[0068] 卷簧(没有示出)安装在所述滑阀元件27b的滑动方向上的滑阀元件27b的一端侧上从而产生回弹力，所述回弹力驱使所述滑阀元件27b朝向滑阀元件27b的另外一端侧。除了所述卷簧的回弹力之外，所述吸入室22e的吸入压力Ps施加在所述滑阀元件27b的一端侧上。

[0069] 所述控制压力室30形成在所述滑阀元件27b的另一端侧并且通过所述固定式节流口29与所述排出室12a连通，所述固定式节流口具有固定的通道直径。通过调节所述压力调节装置(压力调节工具)28调节的控制压力Pc施加到所述控制压力室30上。

[0070] 所述压力调节装置(压力调节工具)28包括控制通道28a和电磁阀28b。所述控制通道28a将所述吸入室22e与所述控制压力室30连通起来。所述电磁阀28b打开或关闭所述控制通道28a。本实施例中的所述电磁阀28b是常启式电磁阀。

[0071] 现在，将参照图6A和6B描述所述打开和关闭装置27的操作。图6A是显示所述压缩机10在最大排量(100％)时，即，在最大排量操作模式下的示意图。图6B是显示所述压缩机10在变排量时，即，在变排量操作模式下操作的示意图。

[0072] 如图6A所示，当所述压缩机10在最大排量(100％)模式下操作时，所述电磁阀28b关闭，从而关闭所述控制通道28a，且从所述排出室12a供给的制冷剂流入到控制压力室30内，且当所述制冷剂通过所述固定式节流口29时所述制冷剂的压力降低。因此，所述控制压力室30的压力(控制压力)Pc增加至预定的排出压力Pd。如此，所述滑阀元件
27b在其本身的滑动方向朝向其本身的一端侧移动，从而所述副旁路口22g和所述主旁路口22h与所述吸入室22e之间的连通断开。

[0073] 相反，如图6B所示，在所述压缩机10在变排量操作模式下操作时，所述电磁阀28b打开，使得从所述排出室12a供给的制冷剂通过控制压力室30流入到吸入室22e内，且当所述制冷剂通过所述固定式节流口29时所述制冷剂的压力降低。此时，所述排出室12a的制冷剂通过所述固定式节流口29充分降压，然后被供给到所述控制压力室30内。因此，当所述电磁阀28b打开时，从所述吸入室22e供给的压力与从所述排出室12a供给的压力相比，对所述控制压力室30的影响较大。因此，当所述电磁阀28b打开时，所述控制压力室30的压力(控制压力)Pc降低到与吸入压力Ps相等或接近的压力值。如此，所述滑阀元件27b在其滑动方向上朝向另一端侧运动，从而所述副旁路口22g和所述主旁路口22h都与所述吸入室22e连通。

[0074] 下面，参照图7A至图12描述压缩机10的操作。图7A至图7C是描述所述动涡旋盘21的旋转角度θ与每个压缩室的压力Va、Vb的压力P1、P2之间的关系的说明图(压力与角度图，以下将被称为P-θ图)。具体地，图7A是所述压缩机10在最大排量操作模式时的P-θ图；图7B是所述压缩机10在变排量操作模式时的P-θ图；图7C是在先技术压缩机在变排量操作模式时的P-θ图，其中，两个旁路口对称地围绕所述涡旋盘21的旋转中心(也被称为环绕中心或转动中心)对称布置。在图7A至图7C中，为了方便描述，假设所述压缩机在最大排量操作模式下的操作期间在完成所述第一压缩室Va的吸入冲程时的旋转角度θ’为零(0)度。

[0075] 当所述驱动发动机通过驱动力传导装置(驱动力传导工具)，例如V形带、皮带轮或电磁离合器将驱动力传送到所述压缩机10的轴14上时，轴14旋转。响应于所述轴14的旋转，连接到所述曲轴15上的动涡旋盘21围绕所述旋转轴线α旋转。此时，由于所述旋转限制机构(旋转限制销23、24和环形部件25)的作用，所述动涡旋盘21做环绕运动，即，围绕所述旋转轴线α旋转，而不是围绕所述曲轴15的中心轴线β旋转(自转)。

[0076] 由于所述动涡旋盘21的旋转，限定在所述动涡旋齿21b与所述静涡旋齿22b之间的压缩室Va、Vb中的任何一个移动，即，从径向外侧向径向内侧移动同时减少所述压缩室Va、Vb的体积。因此，从所述吸入室22e中吸入到所述压缩室Va、Vb中的径向最外部的制冷剂被逐渐压缩，当所述制冷剂从所述压缩室Va、Vb的径向外侧移动到径向内侧时，所述制冷剂变成高压状态。然后，所述高压制冷剂通过所述制冷剂排出口22f从所述压缩室Va、Vb的径向最内部排出到排出室12a内。

[0077] 以此方式，本实施例的压缩机10用作车辆空调系统的制冷剂压缩机，从而所述制冷剂通过所述制冷剂吸入口22d从所述蒸发器的下游侧吸入到所述压缩机10内，此后当压缩所述制冷剂至高压状态时通过所述压缩机10的制冷剂排出口(没有示出)将制冷剂从所述压缩机10内排出到所述散热器的上游侧。

[0078] 现在描述所述压缩机10在最大排量(100％排量)操作模式下的操作。当所述压缩机10在最大排量操作模式下操作时，给电磁阀28b通电关闭电磁阀28b，从而通过所述滑阀元件27b关闭所述副旁路口22g和所述主旁路口22h中的任何一个，从而所述压缩机10在最大排量操作模式下操作。在此情况下，所述制冷剂从所述吸入室22e中吸入到所述压缩室Va、Vb中的径向最外部，并且当制冷剂在压缩室Va、Vb中被压缩时，制冷剂通过所述制冷剂排出口22f从所述压缩室Va、Vb排出到排出室12a内。

[0079] 图7A所示的是在所述最大排量操作模式下，第一和第二压缩室Va、Vb的压力P1、P2与所述动涡旋盘21的旋转角度之间的关系。具体地，在第一和第二压缩室Va、Vb任何一个中，当所述动涡旋盘21的旋转角度θ’达到0度或在0度附近时，压缩冲程开始。然后，如图7A所示，当所述动涡旋盘21的旋转角度θ’增加时，第一和第二压缩室Va、Vb中的任何一个的压力增加。

[0080] 下面参照图8至图9C描述所述压缩机10在变排量操作模式下的操作。图8是用于描述每个压缩室的压力Va、Vb的压力P1、P2与所述动涡旋盘21的旋转角度之间的关系的说明图。图9A至9C是用于描述所述压缩机10在变排量操作模式下的操作的说明图。具体地，图9A表示所述压缩机10在变排量操作模式下当所述第二压缩室Vb的吸入冲程完成时的操作状态，即，当所述动涡旋盘21的旋转角度θ为零(0)度，即，θ＝0度(或θ＝360度)时的操作状态。图9B表示所述压缩机10在变排量操作模式下，当所述动涡旋盘
21的旋转角度θ为90度，即，θ＝90度(或θ＝450度)时的操作状态。图9C表示所述压缩机10在变排量操作模式下，当所述动涡旋盘21的旋转角度θ为180度，即，θ＝
180度(或θ＝540度)时的操作状态。图9D表示所述压缩机10在变排量操作模式下，当所述动涡旋盘21的旋转角度θ为270度，即，θ＝270度(或θ＝630度)时的操作状态。在图9A至9D中，假设当完成在所述第二压缩室Vb内的吸入冲程时的所述动涡旋盘
21的旋转角度为零度。

[0081] 当所述压缩机10在变排量操作模式下操作时，停止给电磁阀28b通电，以打开电磁阀28b，从而所述副旁路口22g和所述主旁路口22h中的任何一个都被打开，从而所述压缩机10在变排量操作模式下操作。在此情况下，所述制冷剂从所述吸入室22e被吸入到所述第一和第二压缩室Va、Vb中的任何一个内的径向最外部，并且当制冷剂在压缩室Va、Vb中被压缩时，制冷剂通过所述制冷剂排出口22f从所述压缩室Va、Vb排出到排出室12a内。

[0082] 现在参照第一和第二压缩室Va、Vb与所述副旁路口和主旁路口22g、22h之间的关系描述在变排量操作模式下压缩机10的操作。

[0083] 首先，在所述第二压缩室Vb中，在图9A中容积为Vb1时完成所述制冷剂的吸入冲程(旋转角度θ＝零度)。在此情况下，通过动涡旋齿21b的相应接触部分关闭所述主旁路口22h，所述动涡旋齿21b的相应接触部分可滑动地接触所述静底板22a。因此，所述第二压缩室Vb的制冷剂不能通过所述主旁路口22h流入到所述吸入室22e中。

[0084] 此后，在从图9A的容积Vb1到图9B中容积Vb2(即，在旋转角度θ＝90度时的容积)的转变期间，所述主旁路口22h打开，从而所述第二压缩室Vb中的制冷剂通过所述主旁路口22h流入到所述吸入室22e内。具体地，所述压缩机10处于一种状态，在此状态下所述制冷剂不能在第二压缩室Vb内被压缩(更加具体地，所述第二压缩室Vb具有图9B中的容积Vb2)。

[0085] 然后，在所述第二压缩室Vb与所述吸入室22e相连通的连通状态下，所述第二压缩室Vb的容积从图9C的容积Vb3(即，在旋转角度θ＝180度时的容积)，减少到图9D中的容积Vb4(即，在旋转角度θ＝270度时的容积)。具体地，在图9A中所示的状态(即，其中所述第二压缩室Vb的吸入冲程已完成的状态)之后，在所述第二压缩室Vb内的制冷剂通过所述主旁路口22h流入到所述吸入室22e中，因此在所述第二压缩室Vb内制冷剂没有被压缩。

[0086] 接着，当所述第二压缩室Vb的容积改变成图9A中所示容积Vb5时，主旁路口22h与所述吸入室22e之间的连通断开，因此，所述第二压缩室Vb中的制冷剂被压缩(所述制冷剂的压缩开始)。然后，所述第二压缩室Vb的容积从图9A中所示的容积Vb5减少到图9B中所示的Vb6。

[0087] 此后，当所述第二压缩室Vb的容积减少至图9C中所示容积Vb7时，所述第二压缩室Vb与所述制冷剂排出口22f相连通。此时，当所述第二压缩室Vb的容积减少时，所述第二压缩室Vb中的制冷剂达到预定的排出压力，并且所述第二压缩室Vb中的制冷剂通过所述制冷剂排出口22f排出进入到所述排出室12a内。

[0088] 相反地，在第一压缩室Va中，在图9C中第一压缩室Va的容积为Va1(旋转角度θ＝180度)时完成所述制冷剂的吸入冲程。在此情况下，通过动涡旋齿21b的相应接触部分关闭所述副旁路口22g，所述动涡旋齿21b的相应接触部分可滑动地接触所述静底板22a。因此，所述第一压缩室Va的制冷剂不能通过所述副旁路口22g流入到所述吸入室22e中。

[0089] 此后，在从图9C的容积Va1到图9D中容积Va2(即，在旋转角度θ＝270度时的容积)的转变期间，所述副旁路口22g打开，从而所述第一压缩室Va中的制冷剂通过所述副旁路口22g流入到所述吸入室22e内。具体地，所述压缩机10处于一种状态，在此状态下所述制冷剂不能在第一压缩室Va内被压缩(更加具体地，所述第一压缩室Va具有图9D中的容积Va2)。

[0090] 然后，在所述第一压缩室Va与所述吸入室22e相连通的连通状态下，所述第一压缩室Va的容积从图9A的容积Va3(即，在旋转角度θ＝0度时的容积)，减少到图9B中的容积Va4(即，在旋转角度θ＝90度时的容积)。具体地，在图9C中所示的状态(即，其中所述第一压缩室Va的吸入冲程已完成的状态)之后，在所述第一压缩室Va内的制冷剂通过所述副旁路口22g流入到所述吸入室22e中，因此在所述第一压缩室Va内制冷剂没有被压缩。

[0091] 此后，在从图9C的容积Va5到图9D中容积Va6的转变期间，在所述副旁路口22g与所述吸入室22e之间的连通断开，由此压缩所述第一压缩室Va内的制冷剂(所述制冷剂的压缩开始)。此后，当所述第一压缩室Va内的体积减少到图9D中的容积Va6时，所述第一压缩室Va与所述制冷剂排出口22f相连通。此时，当所述第一压缩室Va的容积减少时，所述第一压缩室Va中的制冷剂达到预定的排出压力，并且所述第一压缩室Va中的制冷剂通过所述制冷剂排出口22f排出进入到所述排出室12a内。压缩冲程在相应的位置完成，所述相应的位置是在所述动涡旋盘21在前进方向上从所述混合基准角度旋转360度之后，在所述混合基准角度，所述第一压缩室Va与所述第二压缩室Vb相互连通。

[0092] 在在先技术压缩机的情况下，所述两个旁路口围绕所述旋转中心O对称布置，当在先技术压缩机在变排量操作模式下操作时，在先技术压缩机的第一和第二压缩室Va、Vb的压力P1、P2与所述动涡旋盘21的旋转角度θ’之间的关系形成了图7C中所示的关系。具体地，如图7C中所示，在第一和第二压缩室Va、Vb中的任何一个中，当所述动涡旋盘21的旋转角度θ’前进至270度或270度左右时，所述压缩冲程开始。然后，当动涡旋盘21的旋转角度增加时，第一和第二压缩室Va、Vb中的任何一个的压力增加。

[0093] 相比之下，本实施例的压缩机10在变排量操作模式下操作时本实施例的压缩机10的第一和第二压缩室Va、Vb的压力P1、P2与所述动涡旋盘21的旋转角度θ’之间的关系形成了图7B中所示的关系。具体地，如图7B中所示，在第二压缩室Vb中，当所述动涡旋盘21前进至其旋转角度θ’为180度或180度左右时，所述压缩冲程开始。然后，当动涡旋盘21的旋转角度增加时，第二压缩室Va的压力增加。相比之下，在所述第一压缩室Va中，当所述动涡旋盘21前进至其旋转角度θ’为360度或360度左右时，所述压缩冲程开始。然后，当动涡旋盘21的旋转角度进一步增加时，第一压缩室Va的压力增加。此后，当所述涡旋盘21前进至其旋转角度θ’为400度或400度左右时，所述第一压缩室Va与所述第二压缩室Vb相互连通从而所述第一压缩室Va内的制冷剂与所述第二压缩室Vb内的制冷剂混合在一起，从而所述第一压缩室Va的压力与所述第二压缩室Vb的压力变得彼此相等。此后，对在第一和第二压缩室Va、Vb中的任何一个中的制冷剂的压缩进一步继续进行。

[0094] 如上所述，在本发明实施例中的压缩机10中，当动涡旋盘21的旋转角度θ’前进到180度或180度左右时，在两个压缩室Va、Vb中的一个(具体地，第二压缩室Vb)内的压缩冲程开始。因此，与在先技术压缩机相比，本实施例的压缩机10在变排量操作模式操作时所述压缩机10的总压缩冲程(总压缩过程或总压缩周期)可以被迟延，即，延长。

[0095] 图7B的P-θ图表示了当所述动涡旋盘21的旋转角度θ’前进到400度或400度左右时，所述第一压缩室Va与所述第二压缩室Vb相互连通从而进行由于混合的压缩室的容积增加引起的膨胀冲程。然而，实际上，如图8中的P-θ图所指示的，膨胀冲程的发生受到限制。在图8中，实际的P-θ图用实粗线(P2)和实粗线(P1)表示。在图7B中的P-θ图用实细线(P2’)和实细线(P1’)表示。

[0096] 所述膨胀冲程的发生限制用以下原理执行。即，本实施例的静涡旋齿22b中，所述涡旋齿间隙22k形成在所述卷绕开始端部22j内。因此，在所述涡旋齿间隙22k的角度范围N的期间内，其从压缩冲程完成的时点开始计算，存在于所述第二压缩室Vb内的所述高压制冷剂通过涡旋齿间隙22k泄漏进入所述第一压缩室Va(所述第一压缩室Va是一个接下来将排出所述制冷剂的被压缩的腔室)，其被迟延360度。

[0097] 以此方式，所述第一压缩室Va的制冷剂的压力增加从而减少了所述第一压缩室Va与所述第二压缩室Vb之间的压差。因此，在将所述第一压缩室Va与所述第二压缩室Vb相连通从而使得第一压缩室Va内的制冷剂与第二压缩室Vb内的制冷剂混合在一起的时候，所述膨胀冲程的发生受到限制或最小化。

[0098] 在此，受到影响的范围，其中由于通过所述涡旋齿间隙22k泄漏的高压制冷剂导致所述第一压缩室Va内的制冷剂的压力增加，是这样一个范围(θ0-N≤θ′≤θ0)，所述范围从所述混合基准角度θ0被延迟所述涡旋齿间隙22k的范围N度。

[0099] 因此，所述第一压缩室Va的压缩开始时刻设定在受影响的范围内，其中所述高压制冷剂通过涡旋齿间隙22k泄漏进入所述第一压缩室Va中。换句话说，在所述的受影响的范围内关闭副旁路口22g，在受影响的范围内，所述高压制冷剂通过涡旋齿间隙22k泄漏进入所述第一压缩室Va中。以此方式，由于通过涡旋齿间隙22k供给到第一压缩室Va内的高压制冷剂而导致在第一压缩室Va内的制冷剂的压力增加。同时，在所述第二压缩室Vb内，通过所述涡旋齿间隙22k的制冷剂的泄漏的影响可能减少或减到最小。

[0100] 本实施例的副旁路口22g构造成在所述动涡旋盘21的前进角上关闭，所述前进角是从混合基准角度开始前进。因此，通过涡旋齿间隙22k供给到所述第一压缩室Va内的所述高压制冷剂可以增加所述第一压缩室Va内的制冷剂的压力。

[0101] 利用本实施例的上述结构，在所述压缩机10在变排量操作模式下操作时，将所述第一压缩室Va与所述吸入室22e连通的时刻改变，即，不同于(deviated from)将所述第二压缩室Vb与所述吸入室22e连通的时刻。因此，在压缩开始时所述第一和第二压缩室Va、Vb的容积彼此不同。因此，与所述旁路口22g、22h对称地围绕所述动涡旋盘21的旋转中心O布置的在先技术压缩机相比，使得在所述压缩机10的在变排量操作模式下操作时延长所述压缩机10的总压缩冲程(总压缩过程或总压缩时期)成为可能。

[0102] 特别地，在本实施例中，所述主旁路口22h邻近于所述副旁路口22g布置。更具体地，所述副旁路口22g和所述主旁路口22g位于所述静涡旋齿22b的内周壁面的预定部分与所述静涡旋齿22b的外周壁面的预定部分之间，所述副旁路口22g和所述主旁路口22g相互邻近并且在所述静涡旋齿22b内在大体上平行于如图5中所示的第一假想线L1和第三假想线L3的方向上彼此直接径向相对。由于所述副旁路口22g和所述主旁路口22g的邻近布置，使得在所述压缩机在变排量操作模式下操作时增加两个压缩室Va、Vb中的其中一个的容积与两个压缩室Va、Vb中的另一个的容积的差成为可能。如此，在压缩机10在变排量操作模式操作时，可以充分延长总压缩冲程(总压缩过程或总压缩时间)。

[0103] 因此，在变排量模式下操作所述压缩机10时，所述流体(在此实施例中的制冷剂)的压缩变得适度(减慢些)，从而使得限制制冷剂从所述压缩室Va、Vb中的任何一个中泄漏成为可能。由此，可以限制所述压缩机在变排量模式下操作时的压缩效率的降低。

[0104] 在此，如图10所示，在变排量式涡旋压缩机的情况下，在假定在变排量操作模式下操作所述压缩机时效率没有恶化的情况下，与固定排量式涡旋压缩机相比年度累积功率可以减少25％，所述年度累积功率是指每年驱动所述压缩机需要的电功率量。图10是用于描述变排量式涡旋压缩机的年度累积功率和固定排量式涡旋压缩机的年度累积功率以及用于表示在共同情况下获得的仿真结果的说明图，其中对于所述变排量式涡旋压缩机和所述固定排量式涡旋压缩机来说所述车用空调系统的冷却能力保持相同。

[0105] 此外，如图11中所示，当所述变排量式涡旋压缩机的中间排量(也被称作中级排量)降低时年度功率比(％)降低，因此，增加了所述变排量式涡旋压缩机的节能降耗效果，所述年度功率比(％)是指所述变排量式涡旋压缩机的年度累积功率与所述固定排量式涡旋压缩机的年度累积功率之比，所述变排量式涡旋压缩机的中间排量是指在变排量操作模式下操作时的压缩机排量。图11是用于描述变排量式涡旋压缩机的年度累积功率相对于固定排量式涡旋压缩机的年度累积功率的功率比与变排量式涡旋压缩机的中间排量之间的关系的说明图。

[0106] 然而，在所述变排量涡旋压缩机的中间容积变得太小(例如，等于或小于40％)时，可能存在所述变排量式涡旋压缩机的压缩效率恶化的缺点，其可能导致总压缩冲程的减少。

[0107] 然而，如图12中所示，在本实施例的所述压缩机10的情况下，即使当所述中间排量降低的时候，所述压缩效率仍然高于在先技术压缩机的压缩效率，在所述在先技术压缩机中所述旁路口22g、22h围绕所述动涡旋盘21的旋转中心O对称布置。图12是用于描述与在先技术压缩机的中间排量与压缩效率之间的关系相比，所述压缩机10的中间容量与压缩效率之间的关系的说明图。

[0108] 具体地，在所述主旁路口22h相对于所述副旁路口22g布置在等于或大于-90度并且等于或小于90度的角度范围的情况下，相较于在先技术压缩机可以获得充分的压缩效率。例如，本实施例的所述压缩机10在其大约50％的中间容量操作时的压缩效率大体上与在先技术压缩机在其大约65％的中间容量操作时的压缩效率。

[0109] 如上所述，在本实施例的所述压缩机10的情况下，在限制压缩效率降低的同时，可以提高所述变排量式压缩机的节能降耗效果。

[0110] 本实施例的所述静涡旋盘22的静涡旋齿22b构造成所述静涡旋齿22b的卷绕端部22i延伸到所述动涡旋盘21的动涡旋齿21b的卷绕端部21d，因此，执行不对称的螺旋形结构。以此方式，通过增加在最大排量操作模式下操作所述压缩机10时的排量而不是减少所述压缩机10的中间排量，可以降低所述压缩机10的中间排量与所述压缩机10在最大排量操作模式下操作时的排量的相对比。因此，在充分限制压缩效率降低的同时，能够提高所述变排量式压缩机的节能降耗效果。

[0111] 此外，在所述两个旁路口22g、22h围绕所述动涡旋盘21的旋转中心O对称布置的情况下，形成所述打开和关闭装置(打开和关闭工具)27的一部分的圆柱形钻孔27a必须从位于所述动涡旋盘21的旋转中心O上或在所述动涡旋盘21的旋转中心O附近的所述制冷剂排出口22f处移位，从而所述打开和关闭装置27的结构可能复杂。

[0112] 与此相比较，根据本实施例，所述主旁路口22h在第二假想线L2的所述副旁路口22g所在的一侧(所述副旁路口22g侧)的位置上开口，使得不需要从所述制冷剂排出口
22f移动所述打开和关闭装置(打开和关闭工具)27的圆柱形钻孔27a。因此，用于打开或关闭所述旁路口22g、22h中任何一个的所述打开和关闭装置(打开和关闭工具)27可以通过所述简单的结构执行。

[0113] 此外，在本实施例中，所述旁路口22g、22h中的任何一个都邻近所述吸入室22e设置，从而被加热的制冷剂能够通过旁路口22g、22h中的任何一个容易地返回到所述吸入室22e中。由此，在所述压缩机中吸入的制冷剂的密度降低的影响变小，并且因此可抑制所述压缩机10性能的恶化。

[0114] (第二实施例)

[0115] 接着参照图13A至13D描述本发明的第二实施例。所述图13A至13D是用于描述本实施例的压缩机10的操作的说明图。所述图13A至13D分别对应于第一实施例中的图9A至9D.

[0116] 在第一实施例中，所述主旁路口22h位于所述第一假想线L1和所述第三假想线L3重合的位置上，并且所述副旁路口22h和所述主旁路口22g形成为独立的孔。相反地，不同于第一实施例，根据本实施例，所述副旁路口22h和所述主旁路口22g形成为共同的单个孔。在此实施例中，将省略或简化与所述第一实施例中的相似的部件的描述。

[0117] 在本实施例中，如在图13A至13D中所示，一个环形孔形成在一个位置上，该位置在制冷剂回流通道221的径向内侧上在所述静底板22a中从制冷剂回流通道221移动360度。所述环形孔在静底板22a内为环形。此环形孔的径向内部作为副旁路口22g，所述此环形孔的径向内部在所述动涡旋盘21的径向方向上位于径向内侧上，并且此环形孔的径向外部作为主旁路口22h，所述此环形孔的径向外部在所述动涡旋盘21的径向方向上位于径向外侧上。

[0118] 即使利用如此结构，与所述第一实施例相似，当所述压缩机10在变排量模式下操作时，压缩冲程中的流体的压缩变得适度(减速)，因此可限制制冷剂从所述压缩室Va、Vb中的任何一个中泄漏。由此，可限制在所述压缩机10在变排量模式下操作时的压缩效率的恶化。

[0119] 此外，在本实施例的所述旁路口22g、22h结合成一体的单个环形孔的情况下，当制成相同部件时所述旁路口22g、22h的制造变得简单。由此，所述制造成本能够降低。

[0120] 然而，在此结构的情况下，在压缩机10在最大变排量模式下操作时，两个压缩室Va、Vb彼此相互连通，在所述两个压缩室Va、Vb之间存在压差。因此，需要设置孔打开和关闭装置(孔打开和关闭工具)，所述孔打开和关闭装置在所述压缩机10在最大排量操作模式下操作时关闭所述静底板22a的环形孔，并且在所述压缩机10在变排量操作模式下操作时打开所述静底板22a的环形孔。所述孔打开和关闭装置(孔打开和关闭工具)可以是，例如，阀部件，所述阀部件可以在所述压缩机10的轴向方向上在所述静底板22a的环形孔内滑动从而关闭或打开环形孔。

[0121] (第三实施例)

[0122] 下面参照图14至15描述本发明的第三实施例。图14是此实施例的压缩机10的纵向剖视图，图15是图14中沿线XV-XV看的剖视图。

[0123] 此实施例的压缩机10在下面要点上不同于第一或第二实施例中任何一个的压缩机10。即，与第一和第二实施例中不同，在此实施例中，位于涡旋盘21、22上的径向外侧的径向外部压缩腔V的容积大于位于涡旋盘21、22上的径向内侧的径向内部压缩腔V的容积。在此实施例中，将省略或简化与所述第一实施例中的相似的部件的描述。

[0124] 如图14和15所示，在此实施例中，台阶22m形成在所述静底板22a的端面上，所述静涡旋齿22b从所述台阶22m突出，从而所述静底板22a的一部分的突出高度(即，在垂直于所述静底板22a的端面的方向上测量的高度)变高，所述静底板22a的一部分在所述静涡旋齿22b的卷绕方向上位于台阶22m的制冷剂排出口22f侧。此外，所述静底板22a的另一部分的突出高度变低，所述静底板22a的另一部分在所述静涡旋齿22b的卷绕方向上位于台阶22m的外周部22c侧。所述静底板22a的一部分形成静底板22a的浅端面部分，所述静底板22a的一部分在所述压缩机10的轴向方向上与所述动涡旋盘21的动底板21a相对并且在所述静涡旋齿22b的卷绕方向上位于台阶22m的制冷剂排出口22f侧，所述静底板22a的浅端面部分在所述压缩机10的轴向方向上从所述动底板21a变浅。此外，所述静底板22a的另一部分形成静底板22a的深端面部分，所述静底板22a的另一部分在所述压缩机10的轴向方向上与所述动涡旋盘21的动底板21a相对并且在所述静涡旋齿22b的卷绕方向上位于外周部22c侧，所述静底板22a的深端面部分在所述压缩机10的轴向方向上从所述动底板21a变深。

[0125] 在所述外周部分22c侧的所述静涡旋齿22b的卷绕高度(也称为涡旋齿高度)，即，突出高度H1高于在所述制冷剂排出口22f侧的所述静涡旋齿22b的卷绕高度(也被称为涡旋齿高度)，即，突出高度H2，同时，沿所述压缩机10的轴向方向朝向所述动底板21a侧突出的静涡旋齿22b的突出远端部分与垂直于所述压缩机10的轴向方向的方向对齐，即，位于在其卷绕方向上沿所述静涡旋齿22b的范围的相同的轴向位置上。

[0126] 相比之下，在径向外侧的所述动涡旋齿21b的卷绕高度，即，突出高度H1高于在径向内侧的所述动涡旋齿21b的卷绕高度，即，突出高度H2，同时，沿所述压缩机10的轴向方向朝向所述静底板22a突出的静涡旋齿22b的突出远端部分接触所述静底板22a的位于所述制冷剂排出口22f侧的浅端面部分和所述静底板22a的位于所述外周部22c侧的深端面部分。

[0127] 如上所述，根据此实施例，所述静涡旋盘22的静涡旋齿22b和所述动涡旋盘21的动涡旋齿21b构造成从所述静底板22a开始测量的静涡旋齿22b的卷绕高度和从所述动底板21a开始测量的动涡旋齿21b的卷绕高度在其径向外侧较在其径向内侧增加。以此方式，在所述涡旋盘21、22的径向外侧上的压缩室V的容积较在所述涡旋盘21、22的径向内侧上的压缩室V的容积增加。

[0128] 在此，形成在静底板22a内的所述台阶22m位于所述副旁路口22g的、在所述动涡旋盘21的前进方向上所述副旁路口22g的远端部分所位于的一侧。具体地，位于所述副旁路口22g的径向外侧上的所述压缩室V的容积比位于所述副旁路口22g的径向内侧上的所述压缩室V的容积大。因此，当所述压缩机10在变排量模式下操作时，所述较大容积的压缩室V中的制冷剂回流到所述吸入室22e中，较小容积的压缩室V中的制冷剂被压缩。

[0129] 因此，当所述压缩机10在最大排量模式下操作时，所述压缩机10的排量增加，且当压缩机在变排量模式下操作时的压缩机10的排量(中间排量)不降低。因此，可以降低所述压缩机10的中间排量与所述压缩机10在最大排量操作模式下操作时的压缩机10排量的相对比。因此，能够提高所述变排量式压缩机的节能降耗效果，同时充分限制压缩效率降低。

[0130] 以上已经描述了本发明的各个实施例。然而，本发明并不局限于以上实施例，并且上述实施例在本发明的保护范围内可以进行各种修改和改变。例如，上述实施例可以如下修改。

[0131] (1)尽管静涡旋齿22b和动涡旋齿21b最优形成为不对称的螺旋形结构，所述静涡旋齿22b和动涡旋齿21b可以做如下修改。即，所述静涡旋齿22b和动涡旋齿21b可以构造成对称的螺旋形结构从而使得静涡旋齿22b的卷绕端部22i和动涡旋齿21b的卷绕端部21d围绕所述旋转中心O彼此相对。

[0132] (2)在上述实施例中的任何一个中，所述涡旋齿间隙22k形成在所述静涡旋齿22b的卷绕开始端部22j。可选地，涡旋齿间隙，与所述涡旋齿间隙22k相似，可以形成在所述动涡旋齿21b的卷绕端部21e。

[0133] (3)在第一和第三实施例中的任何一个中，所述副旁路口22g和所述主旁路口22h中的每一个形成为在所述静底板22a的平面上延伸的细长孔。可选地，所述副旁路口22g和所述主旁路口22h中的任何一个可以形成为在第一和第三实施例中的任何一个中的环形孔。更加可选地，多个环形孔可以合并从而形成所述副旁路口22g和所述主旁路口22h中的任何一个。

[0134] (4)在上述实施例中的任何一个中，适用于打开和关闭所述副旁路口22g和所述主旁路口22h中的任何一个的所述打开和关闭装置(作为打开和关闭工具)27构造成包括滑阀部件27b。可选地，只要能够将所述副旁路口22g和所述主旁路口22h中的任何一个都打开和关闭，任何其他装置(部件)可以用作打开和关闭装置或作为打开和关闭工具。

[0135] (5)在上述实施例中的如何一个中，所述涡旋齿间隙22k形成在所述静涡旋盘22的静涡旋齿22b中。可选地，涡旋齿间隙，与所述涡旋齿间隙22k相似，可以形成在所述动涡旋盘21的动涡旋齿21b中。

[0136] (6)在上述实施例中的如何一个中，所述旋转限制机构包括旋转限制销23、24和环形部件25。然而，所述旋转限制机构的结构不局限于此。例如，可选地，旋转限制机构可以包括已知的奥德姆环或球联轴节(Oldham’s ring or ball coupling)用于限制所述动涡旋盘21围绕其本身中心的旋转(自转)。

[0137] (7)本发明的变排量式涡旋压缩机不局限于通过驱动力传导装置，例如V形带、皮带轮或电磁离合器，由车辆的驱动发动机驱动的压缩机。例如，本发明的变排量式涡旋压缩机可以作为通过电动机驱动的电动压缩机。

[0138] (8)本发明的变排量式涡旋压缩机不局限于车用空调系统的制冷剂压缩机。即，在本发明的保护范围内，本发明的变排量式涡旋压缩机可以用作用于压缩相应流体的任何适合的装置或系统的压缩机。

[0139] 对于本领域普通技术人员而言可以容易地理解和想到本发明的其它优点和修改。因此，在更广泛的术语含义上，本发明不限于具体的细节、代表性的装置、以及图示和描述的示例。