氦用密闭型涡旋式压缩机 |
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| 申请号 | CN201310515747.6 | 申请日 | 2013-10-28 | 公开(公告)号 | CN103790826B | 公开(公告)日 | 2017-07-28 |
| 申请人 | 江森自控日立空调技术(香港)有限公司; | 发明人 | 椎林正夫; 伊豆永康; 足立隆雅; | ||||
| 摘要 | 本 发明 提供一种实现了氦用涡旋式 压缩机 的大幅性能提高和可靠性提高的密闭型涡旋式压缩机。 吸入室 和油注入用口经由由回 旋涡 盘外侧曲线与固定涡盘内侧曲线形成的回旋外侧的吸入工作室而在其一恒定的回旋 角 度范围内连通，另一方面，以使所述吸入室和由回旋涡盘内侧曲线与固定涡盘外侧曲线形成的回旋内侧的吸入工作室处于不与该油注入用口连通的 位置 的方式，将该油注入用口的开口部设于固定涡盘部的 齿槽 底面。 | ||||||
| 权利要求 | 1.一种氦用密闭型涡旋式压缩机，其中， |
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| 说明书全文 | 氦用密闭型涡旋式压缩机技术领域[0001] 本发明涉及一种氦用密闭型涡旋式压缩机的整体结构和最佳的运转范围。 背景技术[0002] 作为氦用涡旋式压缩机中的现有的公知例，已有在专利文献1(日本特开2002-89469号)公开的结构。在该专利文献1中记载有如下内容：“以获得即便在极端低的压力比区域中也不会使效率降低而能够稳定的运转的氦用的涡旋式压缩机为目的，将空调用涡盘卷板部的前端(虚线部分)切除，形成为a点和c点由半径r1的圆滑的圆弧曲线66连结的涡盘卷板齿形形状。65为渐开线曲线，其始点为a点。68也为渐开线曲线。另外，d点和c点由半径r3的圆弧曲线连结。如此构成的话，固定涡盘及回旋涡盘具有涡盘卷板部的设定容积比Vr为1.8～2.3的涡盘齿形形状。”(参考说明书摘要)。 [0003] 在先技术文献 [0004] 专利文献 [0005] 专利文献1：日本特开2002-89469号公报发明概要 [0006] 发明要解决的课题 [0007] 在上述的专利文献1中，具有氦用密闭型涡旋式压缩机的结构例，该氦用密闭型涡旋式压缩机具备油注入机构部，其将用于冷却工作氦气的油喷射管贯通密闭容器而与设于固定涡盘的镜板部的油注入用口连接。并且，公开了以下内容，即，由固定涡盘侧与回旋涡盘侧形成的压缩室的设定容积比Vr(成为最大吸入容积的行程容积Vth与最内室的容积Vd之比＝Vth/Vd)为2.1前后，作为运转压力条件，根据标准条件，作为最大的吸入压力而设为约0.6～1.0MPaG以下的条件。 [0008] 在这样的现有技术中，所获得的氦气流量存在界限，及在运转压力比(喷出压力Pd与吸入压力Ps之比)为Pd/Ps＝1.5～1.7这样的低运转压力比下，伴随着冷却用喷射油量的极端地降低，有可能产生伴随着压缩室内部的密封性不良的压缩机输入的增加和容积效率的大幅降低。 发明内容[0009] 为了解决上述课题，例如采用技术方案所记载的结构。 [0010] 本申请包括了多个解决上述课题的方法，但若举出其一例时， [0011] 本发明提供一种氦用密闭型涡旋式压缩机，其中， [0012] 工作气体为氦气， [0013] 在密闭容器内收纳有涡旋式压缩机部和电动机部， [0014] 所述涡旋式压缩机部通过回旋涡盘和在固定侧板部竖直设立有螺旋状的卷板的固定涡盘使各自的卷板相互啮合来构成压缩室， [0015] 所述回旋涡盘同与旋转轴连续设置的偏心机构卡合，并且不会自转地相对于固定涡盘进行回旋运动， [0016] 在所述固定涡盘设有在中心部开口的喷出口和在外周部开口的吸入口，[0017] 从该吸入口吸入的所述氦气在所述压缩室中向中心部移动而被压缩之后，从所述喷出口喷出， [0018] 用于冷却所述氦气的油喷射管贯通所述密闭容器而与设于所述固定侧板部的油注入用口连接， [0019] 所述氦用密闭型涡旋式压缩机的特征在于， [0022] 并且，优选的是，所述吸入室和所述油注入用口经由由回旋涡盘外侧曲线与固定涡盘内侧曲线形成的回旋外侧的吸入工作室而连通的回旋角度范围为约180度，[0023] 所述油注入用口的开口部为圆形，且其孔径设定得比所述回旋涡盘的卷板厚度大。 [0024] 另外，优选的是，所述油注入用口的开口部的中心位置设置在相对于固定涡盘内侧曲线的卷板卷绕结束端部而作为涡盘卷板卷绕角度为大致(2π/3)rad内周侧的位置处，其中π为圆周率。 [0025] 另外，优选的是，吸入压力设定在1.5MPaG～1.8MPaG的范围内，喷出压力设定在2.8MPaG～3.1MPaG的范围内。 [0026] 此外，优选的是，吸入压力Ps与由所述固定涡盘及所述回旋涡盘形成的压缩室的设定容积比Vr之比(Ps/Vr)处于0.7～1.2(MPaG)的范围内。 [0027] 发明效果 [0028] 根据本发明的上述结构，在氦用密闭型涡旋式压缩机的结构中，具有以下的效果。 [0029] (1)根据本发明的油注入用口结构，在吸入过程中容易受到来自周边部的加热的影响，借助单侧的回旋外侧的吸入工作室侧的油喷射来促进气体冷却，因此，即便在所需的低运转压力比条件的Pd/Ps＝1.6前后，也可获得高容积效率和压缩室间的内部泄漏量的降低、从而压缩动力降低的效果。 [0030] (2)根据高吸入压力条件的设定，可获得高气体流量，并且能够实现压缩机的小型化，从而制造成本变得有利。另外，气体流量的控制幅度获取得较大，故节能效果较大地提高。 [0031] (3)由于设定为设定容积比和吸入压力的最佳关系，故在所需的低运转压力比条件的Pd/Ps＝1.6前后，相对于现有设备而能够使He效率系数飞跃性地提高，故节能效果变得极高。 [0032] (4)当压缩动力降低时，作用于轴承部等滑动部的载重降低，故压缩机整体的可靠性提高。另外，由于轴承载重的降低，具有实现了滚柱轴承(40)的长寿命化的效果。 [0034] 图1是表示本实施例的纵形类型的氦用密闭型涡旋式压缩机的整体结构的一实施例的纵向剖视图。 [0035] 图2是固定涡盘5的俯视图。 [0036] 图3是固定涡盘5的纵向剖视图。 [0037] 图4是回旋涡盘6的俯视图。 [0038] 图5表示外线室8a、内线室8b的吸入行程完成时的固定涡盘5和回旋涡盘6组合而成的状态。 [0039] 图6是从图5的状态进展了约1/2π旋转角的状态的两涡盘卷板5、6的组合例。 [0040] 图7是从图6的状态再进展了约1/2π旋转角的状态的两涡盘卷板5、6的组合例。 [0041] 图8表示旋转角和压缩室的内部压力的变化(压缩线)。 [0042] 图9是表示运转压力范围的说明图。 [0043] 图10是表示运转频率Hd和气体流量Qs之间的关系的说明图。 [0044] 图11是表示吸入压力Ps和效率系数E(比率)之间的关系的说明图。 [0045] 附图标记说明如下： [0046] 1...密闭容器、3...电动机部、3a...定子、3b...转子、5...固定涡盘、6...回旋涡盘、8...压缩室、8a：回旋外侧压缩室、8b：回旋内侧压缩室、8c：回旋外侧的吸入工作室、8d：回旋内侧的吸入工作室、10...喷出口、7...框架、15...吸入口、14...旋转轴、14a...偏心轴、17...吸入管、20...喷出管、22...油注入用口、31...油喷射管、400...逆变器、40...主轴承、32...回旋轴承。 具体实施方式[0047] 以下，利用图1～图11对本发明的一实施例进行详细的说明。 [0048] 实施例1 [0049] 图1是表示纵形结构中的本发明的注油式密闭型氦用涡旋式压缩机的一实施例的纵向剖视图。图2是固定涡盘5的俯视图，图3是上述的固定涡盘5的纵向剖视图。图4是回旋涡盘6的俯视图。图5～图7是本发明的将两涡盘卷板5、6组合而成的剖视图。图8是表示旋转角和压缩室(回旋外侧压缩室(外线室)8a和回旋内侧压缩室(内线室)8b的压缩时的压力变化的压缩线。 [0050] 利用图1，对于工作氦气的流动和喷射出的冷却油的流进行说明。将用于冷却氦气的油喷射管31贯通密闭容器1的上盖2a而与设于固定涡盘5的镜板部5a的油注入用口22连接，该油注入用口22的开口部与回旋涡盘6的卷板6b(回旋侧卷板)的齿尖面对置而开口。在密闭容器1内的成为吸入配管17侧的上部收纳有涡旋式压缩机构部，在下侧收纳有电动机部3。并且，密闭容器1内被划分为将框架7夹持在中间的喷出室1a和电动机室1b。 [0051] 如图5和图6所示，涡旋式压缩机构部中，使固定涡盘5与回旋涡盘6相互啮合而形成压缩室8(8a、8b)。回旋涡盘6包括：圆板状的镜板6a(回旋侧板部);竖直设立于该镜板6a且形成为与固定涡盘的卷板相同形状的卷板6b(回旋侧卷板);形成在镜板的卷板相反面的轮毂部6c。如图7所示，在基于两涡盘5、6的回旋运动的氦气的吸入行程的动作时，通过回旋涡盘6的外侧曲线661和固定涡盘5的内侧曲线561来形成回旋外侧的吸入工作室8c。另一方面，通过回旋涡盘6的内侧曲线662和固定涡盘5的外侧曲线562来形成回旋内侧的吸入工作室8d。框架7在中央部形成有轴承部40(滚柱轴承)，在该轴承部支承有旋转轴14，旋转轴前端的偏心轴14a以能够进行回旋运动的方式插入上述轮毂部6c中。另外，在框架7借助多根螺栓而固定有固定涡盘5，回旋涡盘6通过由欧氏环及欧氏键构成的欧氏机构38而支承于框架7，回旋涡盘6以相对于固定涡盘5不自转而进行回旋运动的方式形成。在旋转轴14一体地连续设置有电动机轴14b，并直接连结有电动机部3。 [0052] 电动机部3从内部导线3m经由密封端子部72与连接器模块70而与逆变器部400相连。该逆变器部400既可以为AC规格，也可以为DC规格的逆变器。通常而言，DC规格的逆变器有效地处于几％优势。500为商用电源部。450、390为三相的电源线缆。在固定涡盘5的吸入口15贯通过密闭容器1的上盖2a而连接有吸入管17，开口有喷出口10的喷出室1a经由框架7的外缘部的第一通路18a、18b而与电动机室1b(1b1、1b2)连通。该电动机室1b与在密闭容器中央部的壳体部2b中贯通的喷出管20连通。喷出管20设置在相对于上述通路18a、18b的位置而大致相反侧的位置处。电动机室1b区分为定子3a的上部空间1b1和定子3a的下部空间1b2。 [0053] 以将该两侧的空间1b1、1b2连通的方式，在定子3a与壳体部1d的内壁面1m侧之间形成有成为油和气体的流路部的通路25(25b、25c)。另外，电动机3的气隙的间隙26也成为通路，且经由该间隙26而将空间1b1和空间1b2连通。在这样的容器内部的电动机室1b1、1b2内，在气体和冷却用喷射油的混合体的流的作用下，能够实现由60℃～70℃的比较低温的上述混合体进行的向电动机的直接冷却。 [0054] 在吸入管17与固定涡盘5之间设有对高压部和低压部进行密封的O形环53。另外，在回旋涡盘6的镜板的背面形成有由涡旋式压缩机部2与框架7围绕而成的空间36(以下称为背压室)，经由贯穿设置于回旋涡盘的镜板的两个微孔6d与6f、6h而向该背压室36导入有吸入压力Ps与喷出压力Pd的中间压力Pb，从而施加有将回旋涡盘6向固定涡盘5靠压的轴向上的作用力。润滑油23储存在密闭容器1的底部，该润滑油23经由油吸上管27和设于旋转轴14a、14b内的中心孔13而向回旋轴承32供给。向回旋轴承32供给并被排出的油向背压室36移动。 [0055] 另一方面，从中心孔13借助横孔51的离心泵作用而向下轴承39供给油。从该轴承39排出的油到达上方的滚柱轴承的主轴承部40，并向背压室36移动。如此移动到背压室36的油经由所述孔6d、6f与横孔6h而向压缩室8a、8b排出并与压缩气体混合，接着与氦气一同向喷出室1a喷出。在所述密闭容器1的底部设有将该底部的润滑油23向设备外取出的油取出管30。贮存在密闭容器1的底部的润滑油23在密闭容器1内的喷出压力Pd与所述压缩室8内部的压力Pi的差压、具体而言是油注入孔22的开口部的压力(Pi)的作用下，从油取出管 30的流入部30a向该油取出管30内流出。向油取出管30内流出的油通过外部油配管36a而到达油冷却器33，在该油冷却器33处进行适当冷却之后，通过油配管36b并经由油喷射管31及口22而向吸入工作室8c与压缩室8(8a、8b)注入。 [0056] 如此，向吸入工作室8c与压缩室8a、8b的油注入通过差压来实现，因此，通过设为以下说明的本实施例的油注入结构，由于该孔的开口部22靠近吸入压力侧，故能够确保比现有设备大的用于供油的差压、进而能够确保油喷射量。 [0057] 如图2所示，固定涡盘5包括圆板状的镜板5a(固定侧板部)和竖直设立于该镜板5a且呈渐开线曲线或者与该渐开线曲线近似的曲线形成的卷板5b，且在该固定涡盘5的中心部具备喷出口10，在该固定涡盘5的外周部具备吸入口15(15a、15b)。Ok是坐标中心点，Xk、Yk是坐标轴。点53和点54表示形成压缩室的最外周部的接点位置。在图5中，回旋外侧压缩室(外线室)8a通过回旋涡盘卷板外侧曲线661和固定涡盘卷板内侧曲线561来形成。回旋内侧压缩室(内线室)8b通过回旋涡盘卷板的内侧曲线662和固定涡盘卷板外侧曲线562来形成。需要说明的是，齿槽尺寸(图2的Dt尺寸)由下式来赋予。 [0058] Dt＝2×εth+t [0059] 此处，εth：回旋半径 [0060] t：卷板厚度 [0061] 如图1和图3所示，用于冷却工作氦气的油喷射管31贯通密闭容器1且在所述固定涡盘5的镜板部5a的齿槽底面5z上设定有单数的油注入用口22(22a)。如此为了压缩机主体的冷却及使氦气的隔热压缩时的产生热的气体温度降低，具备冷却用油喷射结构。22a为供油喷射管31插入的圆形孔。如图7所示，上述油注入用口22和位于上述两涡盘卷板终端部的吸入室5f经由由回旋涡盘外侧曲线661与固定涡盘内侧曲线561形成的回旋外侧的吸入工作室8c而在其一恒定的回旋角度范围内连通，且该角度最佳为约180度(图8的θ5的值)。 [0062] 另一方面，如图6所示，以使吸入室5f和由回旋涡盘内侧曲线662与固定涡盘外侧曲线562形成的回旋内侧的吸入工作室8d处于与油注入用口完全不连通的位置的方式，将该油注入用口22的开口部设定于固定涡盘5的齿槽底面5z。 [0063] 上述回旋外侧的吸入工作室8c与回旋内侧的吸入工作室8d为吸入行程时的工作空间，且为与吸入容积相关的空间。 [0064] 如图2所示，上述该油注入用口22的位置设定在：相对于固定涡盘卷板内侧曲线561的成为最外周部的点54而作为涡盘卷板卷绕角度的Δθs＝约(2π/3)rad的内周侧的位置处。另外，如图3所示，上述油注入用口22的开口部为圆形，且将其孔径do设定得比回旋涡盘6的卷板厚度t大。即，设定为do＞t。需要说明的是，固定涡盘5和回旋涡盘6各自的卷板厚度以t计设定为相同的值。 [0065] 通过设定为上述的位置关系，由此从氦气的吸入行程的中途的较早的时间(时期)开始，通过油注入来促进向氦气的冷却，故可获得压缩机的容积效率的提高效果。图6和图7中由箭头来表示吸入室5f周边的氦气的流。如两图所示，到达回旋外侧的吸入工作室8c的吸入通路成为如下的通路，即，从吸入孔15b在吸入室5f中逆时针地流动，自回旋涡盘卷板终端部6k向外侧流动，进而经由凹部5m而到达固定涡盘卷板终端部54。另一方面，向回旋内侧的吸入工作室8d进而向压缩室8b侧的吸入通路长度成为从上述的吸入孔15b在吸入室5f中逆时针地流动并到达回旋涡盘卷板终端部6k的通路。因此，到达回旋外侧的吸入工作室8c的吸入通路相对于到达另一方的回旋内侧的吸入工作室8d的吸入通路的长度而言，大概增长凹部5m的通路等的半周量，从而变得容易受到来自壁面的热传递的影响。但是，通过设为上述结构，以能够排除与通路长度相关的来自通路壁的加热损失的影响的方式，在早期实现由油喷射带来的冷却促进。 [0066] 在图4中，Os为坐标中心点，Xs、Ys为坐标轴。通过由回旋涡盘卷板外侧曲线661与固定涡盘卷板内侧曲线561形成的回旋外侧压缩室8a设定的设定容积比Vrs定义为下述式。 [0067] [0068] 在此，λ1s：点65的卷板卷绕结束角度 [0069] (渐开线渐开角) [0070] λSs：点61的卷板卷绕开始角度 [0071] (渐开线渐开角) [0072] π：圆周率 [0073] α：回旋半径εth与涡盘卷板的基圆半径a之比(＝εth/a) [0074] 所谓“设定容积比Vrs”，为回旋外侧压缩室8a的成为最大吸入容积的行程容积Vths除以压缩室的喷出行程正前方的回旋外侧压缩室8a侧的最内室的容积Vd1的值。另一方面，通过由回旋涡盘卷板内侧曲线662与固定涡盘卷板内侧曲线562形成的回旋内侧压缩室8b设定的设定容积比Vrk与上述Vrs同等。需要说明的是，回旋涡盘6的卷板终端部6k的点64和点65通过圆弧半径R4圆滑地连接。卷板始端部的点61、点60和点65分别通过凸部形状的圆弧半径Rs和凹部形状的圆弧半径R3圆滑地连接。6d为将压缩室8a、8b与背压室36相连的中间压孔，孔6f和横孔6h为将压缩室8b与侧部空间6m(参考图1)相连的横孔通路。 [0075] 在本实施例中，将上述设定容积比设为Vr＝Vrk＝Vrs＝1.7。这是因为氦用压缩机的运转条件低的压力比区域、例如压力比Pd/Ps＝1.5～1.7前后的运转条件是由近年以来所要求这样的氦固有的运转条件所决定的。当由与运转压力条件的关系来表示时，压缩机的吸入压力Ps(单位：MPaG)和由固定涡盘侧与回旋涡盘侧形成的压缩室的设定容积比Vr之比(Ps/Vr)位于0.7～1.2(MPaG)的范围内很重要。即，节能效果受到吸入压力Ps和设定容积比Vr这两个因素较大影响。在该Ps/Vr的值中存在最佳的范围。作为这个最佳的Ps/Vr值的例子，在Vr＝1.7且Ps＝1.7MPaG的条件下，成为Ps/Vr＝1.0。在现有技术中，Ps/Vr值处于0.3～0.6(MPaG)的范围内，可期望进一步的节能效果。 [0076] 图5表示外线室8a、内线室8b的吸入行程完成时的固定涡盘5和回旋涡盘6组合而成的状态。点53和点64成为接点，另一方面，点54和回旋涡盘侧外侧曲线661相接。在该状态下，注入用口22的开口部仅仅与外线室8a侧连通。 [0077] 图6是从图5的状态进展了约1/2π旋转角的状态的两涡盘卷板5、6的组合例。在该状态下，注入用口22的开口部仅仅与内线室8b侧连通。另外，注入用口22的开口部与单侧的中间压孔6d和横孔通路6f、6h均连通。通过将这三处孔22、6d(仅仅单侧)、6f设为暂时连通的位置关系，由此从注入用口22注入的大量的油能够从该压缩室8b也向背压室36侧泄漏，从而不会充满油。因此，具有能够避免因油压缩引起的异常的压力上升这样的现象的作用·效果。 [0078] 图7是从图6的状态再进展了约1/2π旋转角的状态的两涡盘卷板5、6的组合例。在该状态下，通过将孔径do和卷板厚度t的关系设定为圆形孔22时的do＞t的尺寸关系，由此这些油注入用口22与回旋内侧压缩室8b和回旋外侧的吸入工作室8c这两侧连通。其连通的角度范围在图8中成为θ4。 [0079] 图8中将回旋运动时的旋转角设为横轴来表示压缩室8a、8b的压力变化(Pi/Ps)。(A)点为吸入行程的开始位置，(B)点为结束位置，并且成为压缩开始点。(C)点为压缩结束位置，在其以后的旋转角中成为喷出行程。吸入行程时的旋转角成为θ1＝2π。回旋角度范围的θ2为注入用口22的开口部与外线室8a侧连通的角度范围。回旋角度范围的θ3为注入用口 22的开口部与内线室8b侧连通的角度范围，回旋内线室8b侧成为经由油注入口22而与吸入室5f侧完全不连通的位置关系。 [0080] 通过以上说明的本实施例的油喷射结构，向回旋外侧的吸入工作室8c及两侧的压缩室8a、8b的油注入即便在低压力比条件下也可顺畅地进行，该注入后的冷却油在两压缩室8内发挥工作气体的冷却功能和压缩室间的密封功能。另外，没有遗漏且有效地进行涡盘卷板前端部等的滑动部的润滑。其结果是，确保了氦用密闭型涡旋式压缩机的高容积效率和由内部泄漏降低来实现的高压缩效率，从而作为压缩机整体而能够确保高可靠性。 [0081] 图9是表示运转压力范围的说明图，图10是表示运转频率(Hd)和气体流量Qs之间的关系图的例子的说明图。在本实施例中，利用外部的逆变器400来对驱动用电动机部3进行驱动。现有的运转范围在图9中，为(E)-(A)-(B)-(C)-(D)-(E)的范围。在本实施例中，为(K)-(F)-(G)-(J)-(K)的范围，具体而言，将吸入压力Ps特定设定在1.5MPaG～1.8MPaG的范围内，将喷出压力Pd特定设定在2.8MPaG～3.1MPaG的范围内。即，相对于现有的运转范围而向高吸入压力及高喷出压力偏移。另外，也可以为(E)-(A)-(B)-(F)-(G)-(J)-(H)-(D)-(E)的范围。 [0082] 通过设为这样的运转范围的条件设定，如图10所示，根据作为现有技术的气体流量的(A) (B)的特性，可获得(C) (D)的特性、(E) (F)的特性，其结果是，相对于现有技术而言，作为压缩机的气体流量比，在本实施例中能够提高到2倍～3倍。由此，能够实现压缩机的小型化。另外，作为气体流量的容量控制幅度，在现有技术中{(A)的气体流量}/(B)的气体流量}＝0.4等级，作为容量控制幅度而成为从40％到100％的气体流量变化，但与其相对地，本实施例的容量控制幅度成为{(A)的气体流量}/{(F)的气体流量}＝0.15等级，作为容量控制幅度，可获得从15％到100％的气体流量变化的幅度。如此，容量控制性得以提高，节能效果变大。通过设为这样的上述结构，能够实现更加小型且高性能的氦用涡旋式压缩机。 [0083] 图11是表示吸入压力Ps和He效率系数E的比率的关系图的说明图。所谓“He效率系数E”，为气体流量Qs(Nm3/hr)除以压缩机输入Wi(kW)(在逆变器驱动时为逆变器输入)的值，该值E越大而节能效果越高。作为逆变器驱动中的效果的事例示于图11。如图11所示，相对于现有技术的(A)点而在本实施例中在(B)点，进而向(C)点的位置，成为相对于现有设备为2倍～3倍的极高的He效率系数。从(A)点到(B)点的效果是本实施例的油喷射结构和将吸入压力与喷出压力设定得较高的情况的效果所实现的，作为He效率系数之比成为约2.5倍。另外，从(B)点到(C)点的效果是将设定容积比从Vr＝2.1设定为本实施例的Vr＝1.7前后的情况的效果所实现的，作为He效率系数之比成为约1.2倍。其结果是，本实施例的He效率系数的提高效果从(A)点向(C)点变化，作为该He效率系数之比成为约3倍，节能效果变得显著。本实施例的压缩机的吸入压力Ps和由固定涡盘侧与回旋涡盘侧形成的压缩室的设定容积比Vr之比(Ps/Vr)设定在0.7～1.2(MPaG)的范围内的恒定速度设备用的氦压缩机中的效率系数E同样地，可实验性地获得相对于现有设备为约2倍～3倍的极高等级的值。如此，本实施例能够适用于恒定速度设备用及逆变器驱动用氦压缩机之中。 |
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