[0001] 本发明涉及一种压缩机构以及涡旋压缩机。更具体地，本发明涉及一种具有可变容积比的涡旋压缩机。

[0002] 本部分的内容仅提供了与本公开相关的背景信息，其可能并不构成现有技术。

[0003] 压缩机可能应用于例如空调系统、冷库系统、低温冷冻系统等需要不同压力的应用系统中，因此可能出现压缩腔的排出压力(压缩腔中的最大压力)大于特定的应用系统所需压力的情况，即出现了过压缩的情况。在过压缩的情况下，被压缩到排出压力的流体在排出压缩腔后需要被降低到应用系统所需的压力。因此，压缩机的排出压力与应用系统所需的压力之间的压力差所对应的压缩做功是被浪费的，导致系统效率降低。

[0004] 为了减小或防止工作流体的过压缩，已经开发出了具有可变容积比的压缩机。这种压缩机可以利用泄压孔及泄压阀组件来实现可变的容积比。具体地，泄压孔设置在定涡旋端板中，泄压孔的一端与至少一个压缩腔连通，另一端通过由定涡旋端板上的定涡旋毂部围绕出的排气连通空间与压缩机的排气口选择性地流体连通。当压缩腔中的压力达到所需压力时，泄压阀打开，泄压孔与排气连通空间连通，使得压缩腔中的流体通过泄压孔提前排出，从而避免流体被过压缩。因此，具有可变容积比的压缩机能够实现在系统所需压力较低时以低容积比运行压缩机并且在系统所需压力较高时以高容积比运行压缩机，有效地避免过压缩现象、提高系统效率。

[0005] 然而，在压缩机中，由于泄压孔设置位置受到排气连通空间的限制，导致泄压孔能够连通的压缩腔的位置受到限制，因此，泄压孔能够实现的可变容积比的范围有限。在系统所需压力较低的情况下，即使采用了泄压孔，仍然可能存在过压缩现象。

[0036] 现在将参照附图更全面地描述实施方式。

[0037] 提供实施方式以使得本发明将是详尽的并且将向本领域技术人员更全面地传达范围。阐述了许多具体细节比如具体部件、装置和方法的示例，以提供对本发明的各实施方式的透彻理解。对本领域技术人员而言将清楚的是，不需要采用具体细节，实施方式可以以许多不同的形式实施，并且也不应当理解为限制本发明的范围。在一些实施方式中，不对公知的过程、公知的装置结构和公知的技术进行详细的描述。

[0038] 下面参照图1来描述涡旋压缩机100的总体结构。如图所示，压缩机100包括壳体20、压缩机构、马达、旋转轴等。壳体20可以由大致圆筒形的本体部22、设置在本体部22的一端的顶盖24、设置在本体部22的另一端的底盖26构成。在顶盖24和本体部22之间设置有隔板30以将壳体20的内部空间分隔开，其中隔板30和顶盖24之间的空间构成流体排出腔10，而隔板30、本体部22和底盖26之间的空间构成流体吸入腔12。在流体吸入腔12的一侧设置有用于吸入流体的进气接头，在流体排出腔10的一侧设置有用于排出压缩后的流体的排气接头。

[0039] 压缩机构包括定涡旋40和动涡旋50。马达构造成使旋转轴旋转，接着，旋转轴驱动动涡旋50相对于定涡旋40绕动运动(即，动涡旋的中心轴线绕定涡旋的中心轴线运动，但是动涡旋不会绕其中心轴线旋转)以压缩工作流体。

[0040] 定涡旋40可以包括定涡旋端板44和从定涡旋端板44的第一侧延伸的定涡旋叶片42。动涡旋50可以包括动涡旋端板54、形成在动涡旋端板54一侧的动涡旋叶片52。定涡旋叶片42与动涡旋叶片52能够彼此接合，使得当涡旋压缩机运行时在定涡旋叶片42和动涡旋叶片52之间形成一系列流体腔(例如吸气腔C0、中央压缩腔C1、中间压缩腔C2、C3)，从而实现对工作流体的压缩。具体地，参见图5b和图8b，流体腔中的径向最外侧的、与压缩机构的吸气口连通的吸气腔C0内压力最小，径向最内侧的流体腔即处于涡旋中央位置处的中央压缩腔C1内压力最大，位于吸气腔C0与中间压缩腔C1之间的多个中间压缩腔(例如C2、C3)具有介于最大压力与最小压力之间的中间压力。

[0041] 为了实现流体的压缩，定涡旋40和动涡旋50之间需要有效密封。参见图2所示的定涡旋，通常，在定涡旋端板44的与第一侧相反的第二侧设置有背压腔P，以实现定涡旋叶片42的顶端与动涡旋端板54之间以及动涡旋叶片52的顶端与定涡旋端板44之间的轴向密封。
定涡旋40包括从定涡旋端板44的第二侧延伸的定涡旋毂部48和环形壁43，定涡旋端板44的大致中心处还形成有中央排气口46。背压腔P由定涡旋端板44、定涡旋毂部48和环形壁43围绕的空间构成并且由设置在其内的密封组件封闭。背压腔P通过定涡旋端板44中形成的轴向延伸的通孔与动涡旋50和定涡旋40之间的压缩腔中的一个中压腔流体连通，从而向定涡旋40提供轴向的密封压力。

[0042] 另一方面，为了避免经由中央压缩腔C1压缩并通过中央排气口46排出的流体压力大于系统所需压力，即为了避免涡旋压缩机100产生过压缩现象，可以在定涡旋端板44中设置有与至少一个中间压缩腔(例如，压缩腔C2和/或C3)连通的泄压口47(参见图2)，使得尚未被压缩至中央压缩腔C1的中间压缩腔C2和/或C3中的流体能够经由泄压口47被提前排出，从而使得涡旋压缩机的排出的流体压力降低。

[0043] 下面参照图2和图3对设置有泄压口47及泄压阀组件的定涡旋的结构以及对泄压口、泄压阀组件的工作过程进行描述。定涡旋毂部48围绕中央排气口46设置从而在定涡旋端板44的第二侧形成排气连通空间S，排气连通空间S围绕中央排气口46并能够与中央排气口46连通。排气连通空间S与背压腔P通过定涡旋毂部48间隔开。泄压口47设置在排气连通空间S内的定涡旋端板44中。泄压口47通常为沿径向的横截面为圆形、沿轴向以直线形式延伸的直通孔，泄压口47的一端与排气连通空间S连通，另一端与至少一个中间压缩腔连通。另外，在由定涡旋毂部48限定的排气连通空间S中，还设置有泄压阀。泄压阀包括阀板61、阀片62、阀保持件63以及销64等。阀板61在与泄压口47对应的位置处设置有通孔(在图2中示出为两个通孔)。阀板61上设置有阀片62以选择性地打开或闭合阀板61上的通孔。阀片62上设置有阀保持件63。销64延伸穿过阀板61、阀片62和阀保持件63中形成的销孔以固定阀板
61、阀片62和阀保持件63。

[0044] 在压缩机100的操作期间，工作流体被吸入到压缩机构中并且从吸气腔C0流动至中央压缩腔C1而被逐渐压缩，完成压缩后的流体通过与中央压缩腔C1连通的中央排气口46排出，然后经由设置在隔板30中央位置处的单向阀而排出至排出腔10。而在发生过压缩的情况下，流体可以在到达中央压缩腔C1之前通过泄压口47及泄压阀组件提前排出至连通区域S。具体地，当中间压缩腔(例如压缩腔C1和/或C2)中的流体的压力大于排出腔10中的流体压力(即发生过压缩)时，阀片62下侧的压力大于上侧压力，阀片62在压力差作用下朝向打开位置移动，从而允许流体通过泄压口47和阀板61上的通孔提前排出。当中间压缩腔(例如压缩腔C1和/或C2)中的流体的压力小于排出腔10中的流体压力时，阀片62在弹性回复力及压力差作用下返回至关闭位置，从而关闭泄压口47。

[0045] 对于具有可变容积比的涡旋压缩机而言，尽可能的提高可变容积比的范围从而更有效地避免过压缩现象是令人期望的。而泄压口与越靠近径向最外侧的压缩腔(即靠近吸气腔C0的中间压缩腔)连通，经由泄压口排出的排气压力就越低。因此，为了提供更低的排气压力而与不同的系统需求相适应，倾向于将泄压口朝向压缩机构的径向最外侧移动而设置在尽量靠近径向最外侧的位置。然而，从图2和图3所示的定涡旋的结构可以看出，由于背压腔P的设置，泄压口47限制在由定涡旋毂部48限定的连通区域S中，因此泄压口47朝向压缩机钩的径向最外侧移动的距离是有限的，从而导致泄压口47能够连通的中间压缩腔中的流体压力相较于中央压缩腔C1的压力差也是有限的。

[0046] 图4示出了图1中的方框A的部分的细节图。为了使得泄压口47与更靠近径向最外侧的中间压缩腔连通，如图4所示，可以将泄压口47构造成包括与中间压缩腔连通的第一部段471和与排气连通空间S选择性地连通的第二部段472，第一部段471与第二部段472连通，并且第一部段471的中心轴线相对于第二部段472的中心轴线朝向径向外侧偏移，从而形成偏置泄压口47。与沿轴向以直线形式延伸的泄压口相比，该以偏移形式延伸的偏置泄压口47能够与更靠近径向最外侧的中间压缩腔连通，使得通过泄压口47排出的流体压力更低，更加有效地避免过压缩现象。

[0047] 然而，对于这种偏置泄压口47，由于孔尺寸的限制，第一部段471朝向径向外侧偏移的距离是有限的。

[0048] 本发明提出一种涡旋压缩机，包括一种新的泄压口设计，该设计使得泄压口能够与更靠近径向最外侧的中间压缩腔连通，从而降低通过泄压口排出的流体压力，更加有效地避免过压缩现象。下面将参照图5a至图9对本发明的实施方式进行说明，其中，除了关于泄压口的设计与以上描述的对比示例的涡旋压缩机100不同，涡旋压缩机的结构、操作方式等均与以上描述的对比示例的涡旋压缩机100相同，因此不再赘述。

[0049] 图5a示出了根据本发明的第一实施方式的涡旋压缩机的定涡旋的局部示意图。如图5a所示，定涡旋40包括定涡旋端板44和定涡旋叶片42，在定涡旋端板44中设置有泄压口47和位于中心的中央排气口46。其中，泄压口47布置在中央排气口46的两侧，每一侧的泄压口47的数量为三个。与图1至图4中示出的对比示例的涡旋压缩机100类似，每一侧的泄压口
47中的每个泄压口47的在轴向上的一端与定涡旋端板44的第二侧的排气连通区域S连通，每一侧的泄压口47中位于定涡旋叶片42的涡旋型线方向上的最内侧和中间的泄压口的在轴向方向上的另一端与中间压缩腔直接连通。然而，与对比示例的涡旋压缩机100不同的是，每一侧的泄压口47中位于沿着定涡旋叶片42的涡旋型线方向的最外侧的泄压口的在轴向方向上的另一端与一个排气槽141连接并通过排气槽141与中间压缩腔连通。排气槽141形成在定涡旋端板44的第一侧的端板表面上，从定涡旋端板44的第一侧的端板表面向第二侧延伸，其延伸深度在保证定涡旋端板44的强度的情况下尽可能的大，从而使得进入排气槽141的流体更多，但该延伸深度最大不超过定涡旋端板44的厚度。另外，排气槽141从泄压口47大致沿着定涡旋40的涡旋型线方向向外延伸，使得排气槽141仅能够暴露于中间压缩腔。

[0050] 需要说明的是，每一侧的泄压口47也可以为一个或其他数量，泄压口47可以为轴向直孔形，也可以为如图4所示的偏置孔形以与排气槽141的效果叠加。排气槽141可以不仅仅与每一侧的泄压口47中位于在定涡旋40的涡旋型线方向的最外侧的泄压口连通，还可以与每一侧的泄压口47中包括位于在定涡旋40的涡旋型线方向的最外侧的泄压口在内的多个泄压口连通或者与全部泄压口47连通。

[0051] 在压缩机的运行期间，如图5b所示，随着动涡旋50围绕定涡旋40的运动，动涡旋叶片52时而覆盖泄压口47和排气槽141，时而将泄压口47和排气槽141暴露于中间压缩腔。优选地，泄压口47和排气槽141与定涡旋叶片42之间的最小距离h(如图12所示)小于动涡旋叶片52的径向厚度的80％，由此保证动涡旋叶片52在运动过程中能够对泄压口47和排气槽141进行覆盖，避免排气槽141直接连通两个相邻的压缩腔而导致流体泄漏。由于排气槽141从泄压口47向外延伸，排气槽141能够更早地暴露于中间压缩腔，也就是说，排气槽141能够与更加靠近径向最外侧的中间压缩腔连通。该中间压缩腔中的流体经由排气槽141进入泄压口47而被排出至连通区域S。与未设置排气槽141的对比示例相比(参见图1至图4)，排气槽141起到了将泄压口47朝向径向外侧“移动”的效果，使得泄压口47能够通过排气槽141与更靠近径向最外侧的中间压缩腔连通，从而排出压力更低的流体，以满足系统需要。

[0052] 另一方面，参见图10，泄压口47的径向宽度(直径)和/或排气槽141的径向宽度d通常保持恒定。如果泄压口47的径向宽度(直径)和/或排气槽141的径向宽度d过大，例如远超过动涡旋叶片52的厚度b，那么在压缩机的运行期间，动涡旋叶片52始终无法完全覆盖泄压口47和/或排气槽141，相邻的两个压缩腔(例如，中央压缩腔C1与中间压缩腔C2，或者中央压缩腔C1与中间压缩腔C3)就会通过泄压口47和/或排气槽141连通。例如在泄压阀关闭的情况下，相邻的两个压缩腔中的较高压力腔(C1)中的流体经由泄压口47和/或排气槽141泄漏至较低压力腔(C2或C3)，导致重复压缩、压缩机效率降低。因此，优选地，泄压口47的径向宽度(直径)和/或排气槽141的径向宽度d小于等于动涡旋叶片52的厚度b的1.1倍，从而避免压缩机中相邻两个压缩腔之间的流体泄漏。另外，排气槽141沿大致的定涡旋叶片42的涡旋型线方向延伸的长度限定为使得在压缩机的运行期间流体不能从中央压缩腔C1经由泄压口47和排气槽141向中间压缩腔C2/C3泄漏。

[0053] 图6a示出了根据本发明的第二实施方式的涡旋压缩机的定涡旋的局部示意图。与图5a和图5b中示出的根据本发明的第一实施方式的定涡旋的结构类似，定涡旋40包括定涡旋端板44和定涡旋叶片42，在定涡旋端板44中设置泄压口47和位于中心的中央排气口46。其中，泄压口47的结构、位置与数量均与第一实施方式中的泄压口一致，因此不再赘述。

[0054] 如图6a所示，泄压口47通过排气槽241与中间压缩腔连通。该排气槽241的位置、厚度、宽度等参数与第一实施方式中的排气槽141类似，不同的是，排气槽241沿从泄压口47大致沿定涡旋40的涡旋型线方向向外延伸的长度比排气槽141更长。

[0055] 本领域技术人员将理解的是，排气槽向外延伸的长度越长，那么能够连通的中间压缩腔就越靠近径向最外侧、该中间压缩腔中的流体压力就越低，对于具有可变容积比的涡旋压缩机来说避免过压缩现象的效果就越好。因此排气槽241相较于排气槽141能够更早地暴露于中间压缩腔，也就是说，排气槽241能够与更加靠近径向最外侧的中间压缩腔连通。

[0056] 当然，排气槽的长度较长，可能会导致压缩腔之间的流体泄漏。在第二实施方式中，如图6b所示，排气槽241允许在中央压缩腔C1与中间压缩腔C2之间和/或中央压缩腔C1与中间压缩腔C3之间仅发生少量泄漏。但这种少量泄漏对于压缩机效率的影响十分轻微，尤其是系统处于部分负载的情况下。最低限度，排气槽241不能与吸气腔C0连通，以避免流体泄漏影响压缩机的效率。

[0057] 下面参照图11对对比示例、第一实施方式和第二实施方式的测试效果进行描述。对比示例中设置有偏置泄压口，第一实施方式中设置有偏置泄压口和较短的排气槽141，该较短的排气槽141的长度设置为使得压缩腔之间恰好不发生泄漏，第二实施方式中设置有偏置泄压口和较长的排气槽241，该较长的排气槽241的长度设置为使得压缩腔之间仅发生少量泄漏。对比示例、第一实施方式和第二实施方式中的压缩机的其他结构完全相同，并在相同的工况下运行。

[0058] 系统在图11中示出的包络线内运行，在涡旋压缩比线上方的区域中，系统所需的压力大于或等于压缩机在全负载的状态下提供的压力(即经由中央压缩腔C1排出的流体压力)。在涡旋压缩比线下方的区域中，系统所需的压力小于压缩机在全负载的状态下提供的压力，在这种情况下，具有可变容积比的涡旋压缩机的泄压阀将打开，中间压缩腔中的较低压力的流体通过泄压口提前排出，从而降低压缩机的排出压力。虚线示出为对比示例中的涡旋压缩机的泄压阀打开、泄压口开始排出流体的起始线(以下被称为对比示例的泄压阀激活起始线)。涡旋压缩比线和泄压阀激活起始线之间的区域被称为区域1，泄压阀激活起始线下方的区域被称为区域2。在区域1中，当中间压缩腔内的流体压力达到系统所需压力时，泄压口已经能够与该中间压缩腔连通，该中间压缩腔内的流体能够通过泄压口排出，因此在区域1内理论上能够完全避免压缩机出现过压缩现象。在区域2中，当中间压缩腔内的流体压力达到系统所需压力时，泄压口还不能与该中间压缩腔连通，而是稍后才能与该中间压缩腔连通，那么当泄压口与该中间压缩腔连通时，中间压缩腔内的流体压力已经超过了系统所需压力，因此在区域2内减轻但不能完全消除过压缩现象。

[0059] 在第一实施方式中，泄压口47能够通过排气槽141更早地与中间压缩腔连通，因此第一实施方式的泄压阀激活起始线相较于对比示例的泄压阀激活起始线下降，区域1的面积增大，更好地减轻或避免过压缩现象。在第二实施方式中，由于排气槽241比排气槽141更长，泄压口47能够通过排气槽241更早地与中间压缩腔连通，因此第二实施方式的泄压阀激活起始线相较于第一实施方式的泄压阀激活起始线下降，区域1的面积增大，更好地减轻或避免过压缩现象。

[0060] 以图11中工况3为例，在对比示例中，工况3位于区域2内。也就是说，对比示例中的压缩机，当其在工况3运行时，会存在过压缩现象。如果采用第一实施方式或第二实施方式中的压缩机，则理论上可以完全避免过压缩现象。而测试结果显示，第一实施方式对图11中工况3和4效率提升明显，分别约为1％和2.5％，而第二实施方式对图11中工况4效率提升约2.8％。

[0061] 图7a和图7b示出了根据本发明的第三实施方式的涡旋压缩机的定涡旋。与图5a和图5b中示出的根据本发明的第一实施方式的定涡旋的结构类似，定涡旋40包括定涡旋端板44和定涡旋叶片42，在定涡旋端板44中位于中心的中央排气口46。与第一实施方式不同的是，在定涡旋端板44中不再设置径向横截面为圆形的泄压口47，而是设置有径向横截面为大致长弧形的泄压口47'，泄压口47'布置在中央排气口46的两侧，每一侧的泄压口47'的数量为一个。泄压口47'沿轴向构造为直孔形式，或者构造为类似于偏置泄压口47的形式。与第一实施方式类似，每个泄压口47'的在轴向方向上的一端与位于定涡旋40的与定涡旋叶片42相反的一侧的连通区域S连通，另一端与排气槽341连通并通过排气槽341与中间压缩腔连通。排气槽341沿着定涡旋叶片42的涡旋型线方向从泄压口47'向外延伸。排气槽341的位置、厚度、宽度等参数与第一实施方式中的排气槽141类似。

[0062] 由于泄压口47'的总面积(即泄压排气面积)相较于一个或多个泄压口47的总面积增加，使得在相同时间通过泄压口47'而排出的较低压力的工作流体的量增大，因此能够更加有效地避免过压缩现象。另外，本领域技术人员可以理解的是，相较于如图5a和图5b中所示的圆形泄压口47'，大致长弧形的泄压口47'会带来压缩腔之间流体泄漏的风险。因此，在第三实施方式中，优选地，将排气槽341从泄压口47'向外延伸的长度设置的比排气槽141更短，使得不同的压缩腔(例如，中央压缩腔C1与中间压缩腔C2之间和/或中央压缩腔C1与中间压缩腔C3之间)不会通过泄压口47'和排气槽341连通，从而避免发生压缩腔之间的流体泄漏。

[0063] 在第三实施方式中，虽然排气槽341为了避免压缩腔之间的流体泄漏而设置得比第一实施方式中的排气槽141更短，但是，由于泄压口47'增大了泄压排气面积，使得更多的较低压力的工作流体能够被排出，因此，第三实施方式的减轻或避免过压缩现象的效果与第一实施方式大致相当。

[0064] 本领域技术人员将理解的是，排气槽的设置并不局限于以上描述的第一至第三实施方式中的排气槽141、241、341，而允许任何可行的变型以及与圆形的泄压口47或大致长弧形的泄压口47'的组合。例如，如图8a所示的第一实施方式的第一变型示例，以中央排气口46的任一侧的泄压口47为例，排气槽441与该侧的三个泄压口47全部连通。另外，排气槽441不仅大致沿定涡旋40的涡旋型线方向从泄压口47(定涡旋型线方向上的最外侧的泄压口)向外延伸，还大致沿定涡旋40的涡旋型线方向从泄压口47(定涡旋型线方向上的最内侧的泄压口)向内延伸，但排气槽441不与中央排气口46连接。也就是说，在第一变形示例中，排气槽441不仅能够暴露于中间压缩腔，还能够暴露于中央压缩腔C1。

[0065] 对于图8a中的第一变型示例，在排气槽441向内延伸的部分较短的情况下，当动涡旋叶片运动到某一位置、排气槽441开始排气时，排气槽441的向内延伸的部分不会与中央排气口46连通，排气槽441的向内延伸的部分可以增加泄压口47通道面积,减小排气压力损失；在排气槽441向内延伸的部分较长的情况下，当动涡旋叶片运动到某一位置、排气槽441开始排气时，排气槽441的向内延伸的部分会与中央排气口46连通，如果此时压缩机运行在压比较低的工况，可加速排气过程。

[0066] 参见图8b，在压缩机的运行过程中，在某些时刻或者动涡旋50转动到某些位置时，排气槽441与中央排气口46一起暴露于中央压缩腔C1，排气槽441的位于排气槽441沿涡旋型线方向的最内端处具有暴露于中央压缩腔C1的面积441a，排气槽441的位于排气槽441沿涡旋型线方向的最外端处具有暴露于中间压缩腔C2或C3的面积441b。中央压缩腔C1中的工作流体能够由面积441a进入排气槽441和泄压口47，并通过面积441b流入相邻的中间压缩腔C2或C3，从而发生中央压缩腔C1与中间压缩腔C2或C3之间的流体泄漏。为了控制流体泄漏的量并同时保证减轻或避免过压缩现象的效果，优选地，当排气槽441与中央排气口46一起暴露于中央压缩腔C1时，排气槽441的最内端处的面积441a与排气槽441的最外端处的面积441b中的较小一者小于等于中央排气口46的面积的3％。

[0067] 另外，本领域技术人员将理解的是，对于第二实施方式中允许少量泄漏的泄压口47与较长的排气槽241的组合，为了控制流体泄漏的量并保证减轻或避免过压缩现象的效果，优选地，当泄压口47与中央排气口46一起暴露于中央压缩腔C1时，该泄压口47的暴露于中央压缩腔C1的面积和排气槽241的暴露于中间压缩腔C2/C3的面积中较小的一者小于等于中央排气口46的面积的3％。类似地，对于第三实施方式中泄压口47'与较短的排气槽341的组合，也可以将排气槽341设置得较长并允许压缩腔之间少量的流体泄漏。而为了控制流体泄漏的量并保证减轻或避免过压缩现象的效果，泄压口47'和排气槽341的尺寸可以设置成与第一、第二实施相似。

[0068] 需要说明的是，排气槽541能够暴露于中央压缩腔C1和中间压缩腔，甚至在整个中间压缩腔内延伸，但排气槽541不能暴露于吸气腔C0，从而避免压缩腔通过排气槽541与涡旋机构的吸气腔C0连通，防止流体泄漏影响压缩机的效率。

[0069] 图9示出了第一实施方式的第二变型示例。在图9所示的第二变型示例中，排气槽641的径向宽度d不是恒定的，而是从其在定涡旋40的涡旋型线方向上的最内端朝向最外端延伸的过程中逐渐增大。也就是说，相较于图8a和图8b中的排气槽441，排气槽641的在定涡旋40的涡旋型线方向上的最内端处的宽度最小，而排气槽641的在定涡旋40的涡旋型线方向上的最外端处的宽度最大。由此，在发生压缩腔之间的流体泄漏的情况下，排气槽541的位于最内端处的暴露于中央压缩腔C1的面积减小，从而进一步减小压缩腔之间流体泄漏的量，提高压缩机、尤其是在高负载工况下的效率。

[0070] 尽管在此已详细描述本发明的各种实施方式，但是应该理解本发明并不局限于这里详细描述和示出的具体实施方式，在不偏离本发明的实质和范围的情况下可由本领域的技术人员实现其它的变型和变体。所有这些变型和变体都落入本发明的范围内。而且，所有在此描述的构件都可以由其他技术性上等同的构件来代替。