图9A和9B示出了这种形式的常规已知的叶片旋转式气体压缩机。 在所示的气体压缩机中，制冷剂气体在气体压缩机主体2的气缸4中被 压缩。压缩的制冷剂气体从构造成制冷剂导向通道的前端盖3的吸入口 17经前端盖3内的吸入腔150和侧缸体件吸入孔16吸入到气缸4中。
如图10A-10E中所示，常规结构的上述气体压缩机采用了一种结 构，其中吸入腔150由在前端盖3内侧的中空部14和与其相对的侧缸 体件5的外表面5a来限定。这样，由于以下事实，即吸入腔150具有 如用于暂时储存制冷剂气体的“腔”的结构，并且多由于个加强肋20 从侧缸体件5的外表面5a突伸导致了吸入腔150具有大量的突起部和 凹部，等等因素，所以该气体压缩机具有在制冷量方面恶化的问题。
也就是说，在吸入腔150中的突起部和凹部的出现导致了制冷剂气 体流经吸入腔150的摩擦阻力增加，这导致了制冷剂气体的压力损失。 这样，在气缸4的入口处的制冷剂气体的压力，即在紧接制冷剂气体经 吸入腔150和侧缸体件吸入孔16吸入气缸4之前的该制冷剂气体的压 力，与上游的吸入口17侧的制冷剂气体的压力相比，变得过低。由于 在制冷剂气体的压力的这种降低，所以吸入气缸4中的制冷剂气体的密 度降低了，因此吸入气缸4中的制冷剂气体的量减小了，这导致了该气 体压缩机的制冷量的恶化。
而且，制冷剂气体保留在上述吸入腔150中的时间越长，则从前端 盖3和侧缸体件5的部件等等中获得的热就越多。因而，制冷剂气体的 温度过度地升高。并且，制冷剂气体的温度越高，则制冷剂气体的密度 就越低。
特别是，当气体压缩机在低转速下运行时，制冷剂气体的流速较 低，因此该制冷剂气体易于保留在吸入腔150中，制冷剂气体从前端盖 3和侧缸体件5的部件等等中获得的热量就增大了，该热量导致制冷剂 气体的温度的进一步升高，这导致制冷量的显著恶化。
顺便地提及另一些常规气体压缩机采用形式为“通道”的吸入通道 (例如见JP 58-135396A和JP 9-158868A)，以代替形式为“腔”的上 述吸入腔150。
如JP 58-135396A中所述的气体压缩机装配有一个(如该出版物的 图3中的附图标记30所示的)吸入通道，该通道从(如该出版物的图3 中的附图标记32所示的)吸入口螺旋地延伸。(如该图中的附图标记 34a和34b所示的)两个侧缸体件吸入孔分别在该螺旋吸入通道的中点 处和末端处开口。因此，从构造成吸入开始点的吸入口到位于该吸入通 道的末端的最终的侧缸体件吸入孔的距离必然较长。在制冷剂气体到达 在末端处的侧缸体件吸入孔之前，制冷剂气体从(如该图中的附图标记 18所示的)侧缸体件等中获得了大量的热，这导致制冷剂气体的温度的 升高，并因此导致该气体密度的降低，这非常容易导致制冷量的恶化。
在如JP 9-158868A披露的气体压缩机中，通过使用相当于本申请 的图9A所示的气缸4的凸轮环(如该出版物的图2中的附图标记11所 示)的端面，形成有一吸入通道。更具体地说，通道形状的中空部形成 在与(如该出版物的图1中的附图标记1所示的)凸轮环的端面相对的 (如该出版物的图1、2中的附图标记6所示的)后端盖的内侧面中， 并且一吸入通道由通道形状的中空部和凸轮环的端面来限定。这样，由 于该吸入通道的出现，所以不可能在凸轮环的端面侧上确保足够程度的 密封表面。密封表面的该缺陷可能导致被称为内泄漏的情况发生，其中 压缩后的高压制冷剂气体从凸轮环的内侧泄漏到低压侧。该内泄漏的结 果是，吸入的制冷剂气体的量降低了，这非常容易导致制冷量的恶化。
此外在上述的使用凸轮环的端面的吸入通道结构中，可确保用于吸 入通道的足够的通道截面面积，并通过形成深的吸入通道或增大该吸入 通道的宽度来降低制冷剂气体的吸入阻力。然而，在吸入通道形成得较 深的情况下，从后端盖的强度的观点来看，必需形成相应厚度的后端 盖。此外，在增大该吸入通道的宽度的情况下，必需径向扩展后端盖和 凸轮环，以便在凸轮环的端面侧上确保必需的密封表面。这样，在任一 种情况下，该气体压缩机的尺寸的增大是不可避免的。

本发明提供了解决上述问题的方案。本发明的一目的在于提供一种 尺寸较小的并适于实现制冷量方面的改进的气体压缩机。
为了实现上述目的，依据本发明的气体压缩机的特征在于，其包 括：气缸，制冷剂气体在该气缸中被压缩；安装到该气缸的端面的侧缸 体件；布置在该侧缸体件的外表面侧上的前端盖；设置在该前端盖中的 吸入口；多个侧缸体件吸入孔，该侧缸体件吸入孔在该侧缸体件的外表 面中的一个端部处开口并在进入该气缸的另一个端部处开口；通道形状 的中空部，该中空部设置在该前端盖的内表面中并从该吸入口分叉以便 向所述侧缸体件吸入孔延伸；以及制冷剂气体的吸入通道，对于每一个 侧缸体件吸入孔，该吸入通道由该前端盖的内表面中的该通道形状的中 空部和该侧缸体件的外表面限定。
依据本发明的气体压缩机，该中空部是这样一种结构，该结构在一 用于制冷剂气体在该压缩机运行过程中从吸入口流向侧缸体件吸入孔 的主流道中具有一沿该制冷剂气体流动的方向延伸的平壁表面。
依据本发明的气体压缩机，该中空部采用这样一种结构，该结构除 了用于制冷剂气体在该压缩机运行过程中从吸入口流向侧缸体件吸入 孔的主流道之外被一封闭部完全地封闭。
依据本发明的气体压缩机，该中空部采用这样一种结构，该结构在 一用于制冷剂气体在该压缩机运行过程中从吸入口流向侧缸体件吸入 孔的主流道中具有一沿该制冷剂气体流动的方向延伸的平壁表面，并且 该结构除了用于制冷剂气体的主流道之外被一封闭部完全地封闭。
依据本发明的气体压缩机，采用一种结构，其中，与中空部相对的 该侧缸体件的该外表面形成为一平表面。
依据本发明的气体压缩机，优选的是，分别对于侧缸体件吸入孔形 成的每一吸入通道的最小通道截面面积是该吸入口的截面面积的0.9-2 倍。
另外，依据本发明的气体压缩机，优选的是，在封闭部和与其相对 的侧缸体件外表面之间的部分的截面面积是该吸入口的截面面积的0- 0.2倍。

图1A和1B是依据本发明的实施例的气体压缩机的示意图，图1A 是该气体压缩机的截面图，而图1B是从图1A的箭头A观看的外视图；
图2是沿图1A的线B-B截取的截面图；
图3A-3E是图1A和1B所示的气体压缩机的侧缸体件和前端盖详细 视图，图3A是前端盖的内表面侧的构形的视图，图3B是沿图3A的线 C-C截取的截面图，图3C是侧缸体件的外表面的构形的视图，图3D是 该侧缸体件的透视图，和图3E示出了图3A所示的前端盖与图3C所示 的侧缸体件彼此如何结合的示意图；
图4示出了本发明的实施例的图1A、1B所示的气体压缩机与图9A、 9B所示的常规的气体压缩机在容积效率方面相比所获得的试验数据的 示意图表；
图5A-5E是图1A和1B所示的气体压缩机的主部分的另一实施例的 示意图，图5A是前端盖的内表面侧的构形的视图，图5B是沿图5A的 线C-C截取的截面图，图5C是侧缸体件的外表面的构形的视图，图5D 是该侧缸体件的透视图，和图5E示出了图5A所示的前端盖与图5C所 示的侧缸体件彼此如何结合的示意图；
图6A-6E是图1A和1B所示的气体压缩机的主部分的另一实施例的 示意图，图6A是前端盖的内表面侧的构形的视图，图6B是沿图6A的 线C-C截取的截面图，图6C是侧缸体件的外表面的构形的视图，图6D 是该侧缸体件的透视图，和图6E示出了图6A所示的前端盖与图6C所 示的侧缸体件彼此如何结合的示意图；
图7的图表示出了进行的试验获得的数据，以便检验在本发明的压 缩机中吸入通道的通道截面面积对容积效率的影响；
图8的图表示出了进行试验的获得的数据，以便检验在本发明的压 缩机中的封闭部对容积效率的影响；
图9A和9B是常规的气体压缩机的示意图，图9A是该气体压缩机的 截面图，而图9B是从图9A的箭头A观看的外视图；和
图10A-10E是图1A和1B所示的气体压缩机的主部分的另一实施例 的示意图，图10A是前端盖的内表面侧的构形的视图，图10B是沿图10A 的线C-C截取的截面图，图10C是侧缸体件的外表面的构形的视图，图 10D是该侧缸体件的透视图，和图10E示出了图10A所示的前端盖与图 10C所示的侧缸体件彼此如何结合的示意图。

参照附图1A、1B-6A、6E详细描述本发明的气体压缩机的实施例。
附图1A、1B示出了一种采用所谓壳结构的气体压缩机，其中压缩 机主体2容纳压缩机壳体1中，该壳体在一个端部处是开放的，带有吸 入口17的前端盖3安装到压缩机壳体1的该开放端。
压缩机主体2具有气缸4，该气缸带有大致椭圆形的内周边。侧缸 体件5安装到该气缸4的前侧端面，即安装到与前端盖3的内表面相对 的其端面。从前端盖3侧可看出这种安装状态，前端盖3布置在侧缸体 件5的外表面5a侧上。另外，另一侧缸体件6安装到气缸4的后端面。
转子7安装在气缸4内。转子7设置成可围绕与转子轴10成一体的 转子轴线旋转，该转子轴经过设置在侧缸体件5、6内的孔状轴承8、9 之间，并且该转子轴10由轴承8、9支承。
如图2所示，五个叶片槽11形成在转子7的外周表面中。这些叶片 槽11径向地设置在转子7中，并且叶片12可滑动地插入到每一叶片槽 11中。
在如图1A、1B所示的气体压缩机的实施例中，制冷剂气体在气缸4 内被压缩。
也就是说，在该实施例的气体压缩机中，气缸4的内部空间由气缸 4的内壁表面、侧缸体件5和6、转子7的外周表面、以及每一叶片12 的前端部的两个侧表面分成多个小腔室，并且这样限定的该小腔室作为 用于压缩制冷剂气体的压缩腔13。
具体地说，当叶片12随转子7旋转而发生旋转角变化时，压缩腔 13在容积方面重复地变化，并且基于这些容积改变，制冷剂气体被吸 入、压缩并排出。
在制冷剂气体被吸入、压缩并排出的上述过程中，叶片12在转子7 的叶片槽11中滑动，并在转子7的外周表面与气缸4的内周表面之间 进行突伸和缩回。在该过程中，叶片12由于转子7的旋转所产生的离 心力和施加到叶片12的底部叶片背压力而总是推向和压靠气缸4的内 周表面。
侧缸体件5具有吸入孔16。这些吸入孔16(以下称为“侧缸体件吸 入孔”)在侧缸体件5的外周表面5a中在一个端部处是开放的。另外， 这些侧缸体件吸入孔16在进入气缸4的另一端部处是开放的。
在气体压缩机的该实施例中，吸入、压缩并排出制冷剂气体的一系 列操作在转子7旋转的过程中独立地在压缩腔13中进行，旋转范围从 气缸4的椭圆形的短直径附近的位置开始从0到180度。另外，吸入、 压缩并排出制冷剂气体的类似系列的操作在转子7旋转的过程中独立地 在压缩腔13中进行，这是从旋转角180度的位置到旋转角0度的位置。 即，在一个旋转过程中，在一个压缩腔13中进行了两个循环的吸入操 作，这样设置了两个侧缸体件吸入孔16。更具体地说，两个侧缸体件吸 入孔16分别设置在经旋转轴10的中间部的对角线相对位置处。这样， 在该实施例的情况下，设置在侧缸体件5中的侧缸体件吸入孔16的数 量总共是两个。
中空部14形成在前端盖3的内表面中。该中空部14是在壁表面上 没有突起部和凹部的“通道”，并且该中空部这样形成，即，使得在压 缩机运行过程中，制冷剂气体沿一个方向从前端盖3的吸入口17流向 侧缸体件吸入孔16。这样，与常规的“腔室”不同，该中空部14不使 制冷剂气体滞留或形成涡流。另外，该中空部14在吸入口17处形成为 分叉的支通道并通向两个侧缸体件吸入孔16。
对于每一个侧缸体件吸入孔16，吸入通道15由前端盖3的内表面 中的通道形状的中空部14和侧缸体件5的外表面5a独立地形成。
如上所述，在前端盖的内表面中的中空部14形成分叉的通道，因 此由中空部14和侧缸体件外表面5a形成的吸入通道15也形成为分叉 通道形状的构形。这样，在两个分叉的吸入通道15的每一个的末端处， 布置有开放状态的侧缸体件吸入孔16。这样，将要在气缸4中被压缩的 低压制冷剂气体从侧缸体件吸入孔16经在前端盖3的吸入口17处分叉 的吸入通道15被吸入气缸4中。
如上所述，前端盖的内表面中的中空部14形成为通道，该实施例 采用一种结构，其中壁表面形成部18和封闭部19形成在前端盖3的内 表面中。
壁表面形成部18由前端盖3的内表面中的整个中空部14这样构造 成，即，使得在压缩机运行过程中在相应于制冷剂气体沿一个方向从吸 入口17流向侧缸体件吸入孔16的主流道R的部分处形成一沿制冷剂气 体流动方向延伸的平壁表面18-1。
采用上述平壁表面结构的原因是使得制冷剂气体沿在前端盖的内 表面的中空部14中的平壁表面18-1光滑地流动，由此降低了在制冷剂 导向通道中的制冷剂气体的摩擦阻力和压力损失，增大了吸入气缸4中 的制冷剂气体的密度，由此在制冷量方面实现了改进。
其中，以上描述：“沿一个方向从吸入口17流向侧缸体件吸入孔 16”指的是在压缩机运行过程的发生的现象，以及这样的状况，即其中 在不引起涡流的情况下制冷剂气体沿最短的距离从吸入口17流向侧缸 体件吸入孔16。这样，在制冷剂气体的主流道R中，在制冷剂气体的流 动中没有涡流产生。注意，当压缩机停止时，根据压差，在主流道R中 的制冷剂气体的流动方向将与压缩机运行时相反。
封闭部19这样形成，即，除了用于制冷剂气体的主流道R之外，封 闭前端盖3的内表面中的整个中空部14。
采用对于中空部14的部分封闭结构的原因是降低从主流道R偏离 的并滞留在前端盖的内表面中的中空部14中的制冷剂气体的滞留量和 滞留时间。这样，可防止由于制冷剂气体的滞留引起的温度升高和由此 引起的该气体密度的降低。因此，吸入气缸4的制冷剂气体的密度增大 了，由此可实现在制冷量方面的改进。
在该实施例的情况下，在前端盖的内表面中的中空部14中，用于 制冷剂气体的主流道R采用这样一种流动构形，其弯曲成L形，以用于 在其下游端改变方向，即在紧邻侧缸体件吸入孔16之前的部分附近改 变方向。在主流道R的下游端处该弯曲部R-1形成较大曲率半径的曲线 构形，由此主流道R整体上形成没有拐角部的连续表面。
在该结构中主流道R的弯曲部R-1形成较大曲率半径的曲线构形， 并且主流道R整体上形成连续表面，采用该结构的原因是使得制冷剂气 体在制冷剂气体导向通道中光滑流动，并尽可能地降低制冷剂气体的压 力损失，由此实现了在制冷量方面的改进。
一般地说，在制冷剂气体流道的一部分中存在拐角部并且流道整体 作为不连续表面形成的情况下，并且在流道中的弯曲部形成较小曲率半 径的急弯曲线构形的情况下，制冷剂气体的压力损失将变大。在流道内 表面的连续性被中断的部分(拐角部)处，并且在急弯曲线的弯曲部中， 制冷剂气体的摩擦阻力将变得特别大。另外，在制冷剂气体流动中将产 生紊流或涡流，这导致压力损失的增大和制冷量的恶化。
相反，在制冷剂气体流道整体形成连续表面的情况下，并且在用于 制冷剂气体的流道中的弯曲部形成为较大曲率半径的曲线构形的情况 下，制冷剂气体经整个流道光滑地流动，并且抑制了压力损失，由此实 现了在制冷量方面的改进。
依据此，在该实施例中，主流道R由上述连续表面形成，并且在主 流道R中的弯曲部R-1形成为较大曲率半径的曲线构形。这样，存在对 弯曲部R-1的曲线构形的曲率半径的限制；依据制冷剂气体的压力损失 等等来适当地确定该曲率。
如上所述，前端盖3的内表面中的中空部14形成为在壁表面上没有 突起部或凹部的“通道”。在该实施例中，与前端盖3的内表面中的中 空部14相对的侧缸体件5的外表面5a也形成为没有突起部或凹部的平 表面S。
即，在如图9A、9B所示的常规气体压缩机中，多个加强肋20(见 图10A-10E)从侧缸体件5的外表面5a突伸，因此，由于这些加强肋， 吸入腔150具有突起部和凹部。相反，本实施例的气体压缩机采用这样 一种结构，其中在加强肋20之间的间隙由填料来填充，由此侧缸体件5 的外表面5a形成为平表面S。
这样，在该实施例的气体压缩机中，没有由加强肋20引起的突起 部或凹部形成在吸入通道15中。采用这种结构的原因也是使得制冷剂 气体光滑流动，并尽可能地降低制冷剂气体的压力损失，由此实现了在 制冷量方面的改进。
接着，具有上述结构的气体压缩机的运行将参照图1A、1B-图3A、 3E进行描述。
在如图1A、1B所示的气体压缩机的情况下，当压缩机运行开始时， 并当转子7与转子轴10一起旋转时，制冷剂气体在压缩腔13中被压缩 (见图2)。处于高压的压缩后的气体经在气缸4的短直径部分附近开 放的气缸排出孔21和设置在这些气体经气缸排出孔处的排出阀22输 送，以便流入在气缸4的外周处的第一排出腔23。在流入第一排出腔23 之后，高压制冷剂气体在排入第二排出腔25之前还流经形成在后侧缸 体件中的通孔(未示出)和油分离器24。
顺便地说，在气缸4中的压缩腔13中被压缩的上述制冷剂气体在吸 入气缸4之前经如图3A、3E所示的制冷剂导向通道输送，即，经前端 盖3的吸入口17、吸入通道15、和侧缸体件吸入孔16输送。
在该过程中，前端盖3的内表面中的中空部14形成吸入通道15， 制冷剂气体沿主流道R的平壁表面18-1光滑地流动。这样，在制冷剂 导向通道中的制冷剂气体的摩擦阻力是较低的，并且制冷剂气体的压力 损失也降低了。另外，吸入气缸4的制冷剂气体的密度增大了，并且吸 入的制冷剂气体的量也增大了，由此实现了在制冷量方面的改进。
另外，在如图1A、1B所示的气体压缩机的情况下，前端盖3的内表 面中的中空部14除了主流道R之外完全地封闭。这样，偏离主流道R 的并滞留在前端盖3的内表面的中空部14中的制冷剂气体的量和滞留 时间显著地降低。由于滞留引起的制冷剂气体的温度升高和因此引起的 制冷剂气体的密度的降低还帮助吸入气缸4的制冷剂气体的密度保持在 高水平，并且可抑制吸入的制冷剂气体的量的减少，这产生在制冷量方 面的改进。
另外，如图1A、1B所示的气体压缩机以下结构，其中：(1)在用 于制冷剂气体的主流道R中的弯曲部R-1形成具有较大曲率半径的曲线 构形；(2)主流道R整体上形成连续表面；以及(3)与前端盖3的内 表面中的中空部14相对的侧缸体件5的外表面5a也形成为没有突起部 或凹部的平表面S。这样，可更有效地防止在制冷剂导向通道中的制冷 剂气体的压力损失和滞留以及所产生的问题，即制冷量的恶化。
图4的图表示出了本发明的实施例的图1A、1B所示的气体压缩机 (以下称为“本发明的压缩机”)与图9A、9B所示的常规的气体压缩 机(以下称为“常规压缩机”)在容积效率方面相比所获得的试验数据。 术语“容积效率”指的是表明实际吸入的并收集在气缸4中的制冷剂气 体的容积与可吸入的并收集在压缩机主体的气缸4中的制冷剂气体的几 何容积相比的比率的数值。从该比较的试验数据中可明显看出，本发明 的压缩机在容积效率方面比常规压缩机有提高，并且可看出实际吸入的 并收集在气缸4中的制冷剂气体的量增大了。
图7的图表示出了进行的试验获得的数据，以便检验在本发明的压 缩机中吸入通道15的通道截面面积对容积效率的影响。在该图表中， 水平轴表示吸入通道的最小通道截面面积与该吸入口的截面面积相比 的比率((吸入通道的最小通道截面面积)/(吸入口的截面面积))， 而垂直轴表示容积效率(％)。
以上描述：“吸入通道的最小通道截面面积”指的是两个分叉的吸 入通道15中的一个通道的最小通道截面面积。另外，吸入通道的最小 通道截面面积是沿图3A的线D-D截取的截面的截面积，而吸入口的截 面面积是沿图3B的线E-E截取的截面的截面积。
从该图表中可看出，如果截面面积比率稍大于1，容积效率是最优 的，即，当吸入通道的最小通道截面面积稍大于吸入口的截面面积。
从该优化的容积效率周围1％的范围将被认为是可容许的容积效率 的范围。例如，在低于该优化值1％的水平上，对于空调系统的制冷量的 影响较小，以至于可忽略。
考虑到容积效率的可容许的范围，每一吸入通道的最小通道截面面 积是吸入口的截面面积的0.9-2倍是所希望的。当吸入通道15的最小 通道截面面积设定在该范围内时，容积效率即使较低也处于可容许的范 围内，这可获得较高的制冷量。
从同一图表中可看出，当截面面积比率从大约为1的水平下降时， 容积效率突然恶化。应当假设，这是由于以下事实，即，当吸入通道的 最小通道截面面积增大时，最小截面周围的节流效应是显著的，以增大 制冷剂气体的吸入阻力，其结果为每单位时间吸入气缸的制冷剂气体的 量减少了。
另一方面，当截面面积比率升高超过大约为1的水平时，容积效率 逐渐恶化。应当假设，这是由于以下事实，即，当吸入通道15的最小 截面面积增大时，“通道”构形的效果逐渐丧失，同时“腔”构形的效 果变得明显。
即，当吸入通道15的最小通道截面面积增大，吸入通道15的构形 更类似于“腔”的构形，因此制冷剂气体更容易滞留在吸入通道15中。 在滞留的过程中，制冷剂气体从侧缸体件5等的部件中获得热量，因而 制冷剂气体的密度降低了。这样，每单位时间吸入气缸4的制冷剂气体 的量减少了，因此应当假设容积效率逐渐恶化。
图8的图表示出了进行试验的获得的数据，以便检验在本发明的压 缩机中的封闭部19对容积效率的影响。
在图8所示的图表中，水平轴表示在封闭部19和与其相对的侧缸体 件的外表面5a之间的细微间隙G的截面面积与吸入口的截面面积相比 的比率((吸入通道的最小通道截面面积)/(吸入口的截面面积))， 而垂直轴表示容积效率(％)。
注意，前端盖内间隙G的截面面积是沿图3E的线F-F截取的截面的 截面面积。吸入通道的最小通道截面面积如上所述。
从该图表中可看出，当封闭部19和侧缸体件外表面5a的机械精度 非常高，以使封闭部19与侧缸体件外表面5a保持彼此极佳的紧密接触 时，并当其间的前端盖内间隙G为0时，该截面面积比率为0，并且该 容积效率最大。当该比率超过0时，随着前端盖内间隙G的尺寸增大， 容积效率逐渐恶化。例如在气体压缩机大规模生产并且前端盖内间隙G 较大的情况下，当封闭部19与侧缸体件外表面5a的机械精度的相关要 求比较宽松时，该该截面面积比率超过0。
在该情况下，因为上述的相同原因，从最大的容积效率到下降1％ 水平的范围将被认为是对于容积效率的可容许的范围。
考虑到对于容积效率的该可容许的范围，该间隙G的截面面积是吸 入口的截面面积的0-0.2倍是所希望。当前端盖内间隙G设定在该范围 内时，容积效率即使较低也处于可容许的范围内，这可获得较高的制冷 量。
从同一图表中可看出，当截面面积比率超过大约为0.2的水平时， 容积效率显著恶化。应当假设，这是由于以下事实，即，制冷剂气体的 滞留的影响在与前端盖内间隙G相对应的部分中变得明显，并且由于该 滞留引起的制冷剂气体的温度的升高以及因此引起的制冷剂气体的密 度的降低将导致每单位时间吸入气缸4的制冷剂气体的量的减少。
如图7、8所示的本发明的压缩机显示出84％的最大容积效率，然而 图4所示的本发明的压缩机显示出85.7％的容积效率，这意味着本发明 的两个压缩机在容积效率方面相差1.7％。然而，该差别归因于与制冷剂 气体的内泄漏紧密相关的例如在气缸4与侧缸体件5之间的转子侧细微 间隙的尺寸的影响。甚至在本发明的显示出84％的容积效率的压缩机 中，可通过减小该转子侧间隙等等来将容积效率提高到85.7％。
上述实施例采用以下所有的用于实现制冷量改进的结构：(1)在 该结构中，前端盖的内表面中的中空部14形成为通道，更具体地说， 其中壁表面形成部18和封闭部19设置在前端盖3的内表面侧上(见图 3A)；(2)在该结构中，在前端盖的内表面中的中空部14中，用于制 冷剂气体的主流道R的弯曲部R-1形成为具有较大曲率半径的曲线构 形，并且主流道R整体上形成连续表面(见图3E)；以及(3)在该结 构中，与前端盖3的中空部14相对的侧缸体件5的外表面5a也形成为 平表面(见图3C和3E)。然而，可采用这些用于实现制冷量改进的结 构(1)-(3)中的仅一部分。例如，如图5A-5E所示，可采用上述结 构(2)和(3)以及结构(1)的壁表面形成部18，省去了结构(1)的 封闭部19。或者，如图6A-6E所示，可仅采用结构(3)。
在本发明中，在前端盖的内表面中设置有通道形状的中空部，该中 空部从吸入口分叉并向侧缸体件吸入孔延伸，并且对于每一个侧缸体件 吸入孔，吸入通道由前端盖的内表面中的通道形状的中空部和该侧缸体 件的外表面形成，由此提供了以下的效果：
(1)因为从吸入口到侧缸体件吸入孔的制冷剂气体吸入通道不是 腔室的形式而是构造成吸入通道的通道形式，所以可降低制冷剂气体在 吸入过程中的压力损失。另外，没有任何部分使得制冷剂气体在吸入过 程中滞留，因此可防止制冷剂气体由于滞留而引起的温度升高并防止由 其引起的制冷剂气体密度的降低。其结果为，每单位时间从吸入口侧吸 入气缸的制冷剂气体的量增大了，使得可提供容积效率高的气体压缩 机，该压缩机可增大空调系统的制冷量。
(2)对于每一个侧缸体件吸入孔，形成吸入通道，该吸入通道适 当地使得从构造成吸入开始点的吸入口到侧缸体件孔的距离相等并较 短。这样，可防止由于仅一个侧缸体件吸入孔布置在非常远离该吸入口 的位置处而引起的问题，即防止制冷剂气体的温度升高和由其引起的制 冷剂气体密度的降低。从该观点来看，本发明适于提供一种高容积效率 的气体压缩机。
(3)因为吸入通道形成在侧缸体件的外表面侧上，所以在侧缸体 件的内表面侧上的密封表面，即用于密封在侧缸体件的内表面和与其相 对的气缸端面之间的间隙的密封表面因吸入通道而在宽度上不受限 制。可在侧缸体件的内表面侧上形成密封表面，该密封表面可充分地密 封其间的间隙。这样可有效地防止所谓的内泄漏，其中高压制冷剂气体 从气缸内侧经其间的间隙泄漏到低压侧，这样本发明适于提供一种高容 积效率的内泄漏小的气体压缩机。
(4)另外，因为吸入通道形成在侧缸体件的外表面侧上，所以可 增大吸入通道的宽度，以便在没有不利地影响在侧缸体件的内表面侧上 的密封表面的情况下，确保其必需的通道截面面积。这样，在确保吸入 通道必需的通道截面面积中，由于与密封表面的关系，没有必要径向地 扩展侧缸体件和气缸本身，这样使得可提供一种尺寸较小的所提供的制 冷量较高的气体压缩机。