本发明涉及一个含有螺旋部件的涡管形流体机器，特别地，涉及一个螺旋部件的中心几何结构。

一个熟悉的涡管形压缩机，如图8所示，说明了其工作原理，它包含两个涡管形或螺旋形的具有相同形状的部件，其中一个部件2固定安装于带有中心输送开口4的密封端板上。两个螺旋部件彼此分离180°旋转变换，并以对距离2ρ（＝螺旋式样的厚度-2×螺旋部件板厚）作相对位置变换。按图中所示的这种方式以相互位置套装起来，它们能够以相对应的位置定位以实现在51、52和51′、52′的四个点彼此接触。按照此结构，还需进一步注意通过使用半径为ρ的曲柄机构部件2被置于静止的位置，另一部件1可布置于围绕螺旋部件2並围绕其中心O以半径ρ＝00′作转动运动或以太阳轨道式运动，而不围绕自己的轴线旋转运动或行星运动。

在这种结构中，有一确定的小空间或腔室3，3被分别沿着和在螺旋部件1，2的连接点51、52和51′、52′之间紧密地密封，腔室3，3的体积随着螺旋部件1的太阳或旋转运动渐渐地连续改变。

仔细回顾一下，应该注意，当螺旋部件1最初从图8（A）所示的位置开始产生90°转角时，就变成如图8（B）所示的状态，当它转过180度时，则变成如图8（C）所示的状态，当它进一步旋 转到270度时，则变成如图8（D）所示的状态。当螺旋部件1作旋转运动，小腔室3，3的体积渐渐地连续减小，最终这些腔室相互连通，并合成一个紧密封闭的小腔室53。当它从图8（D）所示的位置状态进一步旋转90度时，就又变成如图8（A）所示的位置状态，当螺旋部件1从图8（B）所示的状态变为图8（C）所示的状态时，小腔室53容积将减小，最后将变成处于图8（C）和8（D）所示中间状态的更小的容积。在此旋转阶段期间，如图8（B）所示的外部空间开始打开。而当部件1从图8（C）的状态经过图8（D）状态达到图8（A）的状态旋转时，变得越来越大，因而，将另外体积的新鲜空气从外部空间引入到紧密封闭的小腔室使最后合在一起，然后彼此旋转运动的循环重复进行，这样，进入螺旋部件外部空间的气体相应地被压缩，再从输送口4输送出去。

上面的叙述是考虑到涡管形压缩机的一般工作原理进行的，现在，借助于以纵向剖面表示的压缩机一般结构的图9更具体地提交此涡管形压缩机的结构，可以看出，壳体10是由前端盖11和后端盖12和缸体13组成的。后端盖12装有输入口14和输出口15，两者从端盖向外延伸，还牢固安装有静止的涡管形部件25，它由螺旋的或螺形的叶片252和圆盘251组成。前端盖11中枢安装有带有曲柄销23的心轴17。图10是一个典型的由图9中X-X线所确定平面的横剖面图，可以看出，有一个与曲柄销23有相互动作关系的旋转涡管部件24，它包括螺旋件242和圆盘241，圆盘上有螺旋机构，它包括径向滚针轴承26，旋转涡管部件24的毂243，方截面的套筒件271，滑块291，圆环292，制动器凸缘293等等。

涡管形压缩机所含的涡管形或螺旋形部件1、2的一般结构的部件设计，如本发明者提出的在日本专利申请号No197672/1981中详细说明的，这些螺旋部件的径向内外轮廓曲面的主要件的设计通常可由渐开线函数构成。也像在上述压缩机工作原理的说明中所陈述的，相应于其工作循环的某一部分小腔室53的工作容积变小，因而从输出口提供一定量的高压流体。与此工作循环相联系，将遇到称之为“扫气容积”的现象的事实，即由于存在螺旋件的厚度小腔室的容积不能是零或排除掉，因为螺旋件的厚度在实际结构设计中不能为零。

仔细回顾一下，如图11所详示的那样，螺旋件中心部分放大的局部示图，其中，图（A）相应于图8（C），两个互补螺旋件1、2的触点52和52′间确定的小腔室53将处于其工作位置，如图11（B）类似的形式所示，当螺旋件1产生转动时，腔室53的容积变成最小。然后，当螺旋件1进一步旋转通过此特定的接合点时，螺旋件1、2相互分离，因而，在52、52′间具有相应的分离触点。此刻，在螺旋件1、2间确定的腔室53旋转与每一个螺旋件外部确定的腔室3，3连通。

从通常已知的这种旋转机器的结构的位置关系可知，在图11（B）所示的最小容积内封闭的高压下的流体再次与小腔室3，3连通，而不从输送口4输送也是不可避免的。由于这种原因，相应于所说的扫气容积在流体上的功将相应地直接转变成功的损失。

同样，因为螺旋部件1和2的导向端具有尖角是传统旋转机器结构的常规实际设计，所以，在工作期间有较大可能性被损坏。况且，此螺旋部件的尖角导向端通常需要更多工时的机加工。

参见上面描述的，为了克服特别是相应于传统的旋转流体机器的这些缺点，本发明者先前就已经提出了旋转型流体机器，其中扫气容积实质上降到零以获得有较长寿命的高效率的工作，以使损失降至最少，並且很容易制造，如在日本专利申请号No    206088/1982中所分开的。特别地，还提出了由具有相同结构的静止螺旋件和旋转螺旋件组成的螺旋部件结构，其中，在两螺旋件的邻接点之间形成的小的中心腔室随部件的相对旋转运动实质上能降至零，並且每一个螺旋件是一由径向外部曲线，一在外部曲线内侧有园弧的内曲线和连接两曲线的园弧确定的。

进一步探讨在日本专利申请号No    206088/1982中所公布的螺旋形部件的结构，一般的结构都是如图12所示的那样，提供由参考号501表示的静止螺旋形部件，其中螺旋部件501外部内表面径向曲线分别由号601和602标出。可以看出，径向外曲线601被确定为渐开线，有基园半径b和起始点A，径向内曲线602的曲段E-F是渐开线，相应于外曲线601有相位差（π-ρ/b），曲线O-E是一段园弧，半径为R。将外曲线601和内曲线602平滑连接起来的曲线603是一段园弧，半径为r。A点是外曲线601在渐开线上的起始点，B点是在外曲线601和连接曲线603之间的边界点，两曲线在此处有相同的切线。C点被确定为径向外曲线601足够远的一点，D点是内曲线602和连接曲线603之间的边界点，此点上有两个弧，有相互共点的半径R和r。E点是径向内曲线602的弧段（在点D至点E之间）和渐开线线段E-F之间的边界点，在此点上两曲线有相同的切线。可以看出，F点是内曲线602上足够远的一点。

应该注意，另外的转动的螺旋部件502有相同的结构。

半径R和r可以由下列方程式给出，即：

R＝ρ+bβ+d

r＝bβ+d

其中：

ρ是旋转运动半径;

b是基园半径

d＝（b2-（ρ/z+bβ）2）/z（ρ/z+bβ）

β是参数。

参数β与由通过原点O和在X轴负象限的直线段确定的角度相等。通过原点O，角度为β的直线段在基园的两交叉点所形成的线段EO2和BO1彼此平行。还可以看出，直线段EO2和BO1随基园在上面注释的交叉点一起延伸。

此外，日本专利申请号No    167063/1982公开了上面提到的日本专利申请号No    206088/1982的相同思想。在此申请中，如图13所示，两种园弧的半径由下式给出：

R＝｛（2rg·α+π·rg-2β·rg）/4（2rg·α+π·rg-2β·rg）｝+r/2

r＝R-r

其中：

γg是基园的半径，β是内、外壁的相位角（2β·γg是壁的厚度）

在上面提到的日本专利申请号为Nos.206，088/ 1982和167，063/1982中，在先有技术中视为缺点的扫气容积被减小，而且螺旋形部件的中心尖锐边绝被消除以增加螺旋部件的强度，然而，在日本专利申请号为No    206，088/1982中，当基园半径b的转动半径ρ确定时，参数β也就确定，螺旋部件的中心形状也唯一地被确定。所以，按增加强度或提供更大输出口的观点，就不能进一步修正螺旋部件的中心形状。如果基园半径γg，角度β和参数α被确定的话，日本专利申请号为No    167，063/1982也具有上述同一缺点。

此外，还有如下缺点。上面描述的两个传统设想基本上是针对两种螺旋部件的，其中每一种具有相同的厚度（渐开线部分厚度）和相同的结构。因此，当需要机器尺寸较大或需要高速远转时，旋转的涡管形部件（旋转的螺旋形部件）获得较大的离心力，驱使转动涡管形部件的旋转轴承的寿命将缩短。

为解决上述缺点，考虑到使用比重轻的材料，例如铝Al来制造转动的涡管形部件。在这种情况下，铝Al材料的强度相应地较低，因此，螺旋部件的强度便成为一个问题。特别地，静止螺旋部件不会产生离心力，例如钢铁材料相对地有较大的比重和高的强度，而旋转的螺旋形部件能够产生离心力，例如铝材料的比重相对地较小，强度也小。即便使用这种结构，由于两种螺旋件的厚度相同，静止螺旋件的强度大而转动的螺旋件的强度小，结果是强度的不平衡。此缺点是由旋转的和静止的螺旋件的相同形状结构引起的。

本发明的目的是提供含有螺旋形部件的涡管形流体装置，它能使扫气容积基本上降至零和具有为提供输送而增加强度或空间。

为达到本发明的上述目的，提供有改进的涡管形流体装置的结构，包括静止和旋转的螺旋形部件，它们实质上有相同的结构，其中，在两螺旋形部件邻近点间形成的中心室的容积基本上降至零，其特点就在于每一个螺旋部件是分别由渐开线形成的外曲线线段和内曲线线段靠模确定的，并且在内、外曲线段间的区域实质上是由下列方程式（1）表示的连接内曲线和由方程式（2）表示的连接外曲线来表达：

tc≤t≤π/2+β

使用上述的螺旋形部件，可获得下列效果。

（1）、静止螺旋部件和旋转螺旋部件的厚度可以变化。

（2）、扫气容积可以降至零。

（3）、如有必要只有螺旋部件中心区域的结构可以改变以增加其强度，而不改变渐开线的各种参数b和ρ及确定渐开线的边缘角参数β。

所以，螺旋部件，特别是其中心区域可以保持扫气容积为零，而其强度可由参数n得到增加，或可提供有较大面积的输送口而不改变螺旋部件的各个参数b，ρ和β。

此外，按照第二个发明，两种螺旋件的厚度可以改变以获得所希望的强度。

因此，本发明在工业领域内是极有用处的。

图1是按本发明实施方案的静止螺旋形部件的前视图;

图2是相应于图1中的静止螺旋部件的转动螺旋形部件的前视图;

图3表明了图1和图2所示的两种螺旋形部件处于接合的渐进状态;

图4是图1和图2中在△T＝0的状况下表示螺旋形部件的前视图;

图5用前视图表示在参数变化的情况下图1中的静止螺旋形部件;

图6是图1中的静止螺旋部件在向静止螺旋部件连接内曲线和外曲线给出一小间隙的情况下的前视图;

图7是图1的静止螺旋部件在向静止螺旋部件全部连接内曲线和部分连接外曲线给出一个小间隙的情况下的前视图;

图8图解说明已知涡管形压缩机的工作原理;

图9是表示已知涡管形压缩机的纵向剖面图;

图10是图9中沿X-X线所切的横断面视图;

图11是图8（C）和图（D）所示的螺旋形部件的局部放大视 图;

图12图解表明日本发明者提出的在日本专利申请号为No    206，088/1982中所公开的螺旋形部件;

图13图解表明日本专利申请号为No    167063/1982中所公开的螺旋形部件。

本发明的实施方案将参考附图加以说明。

在图1中，静止螺旋部件的形成，如下：渐开线Af-Cf从以半径为b的基园上的X轴上的点Af开始给出。而渐开线Gf-Ff由下式给出的偏置角度εf从渐开线Af-Cf转移便可绘制出。

εf＝π-ρ/b-△T/b

点Af和Gf位于半径为b的基园上，

∠AfoGf＝εf

＝π-ρ/b-△T/b

点Ff和Cf位于相应渐开线足够远的区域。

b：渐开线曲线的基园半径;

ρ：旋转涡形管的旋转半径;

△T：厚度的增加或减小值。

因此，通过基园中心O且相应于X轴负象限具有角度β1的直线P-P′被绘出，且P和P′两点位于基园上。从基园上P和P′两点绘出切线，在从点P和P′引出的切线和渐开线曲线Af-Cf和Gf-Ff之间的交点分别确定为Bf和Ef。

这样，静止螺旋部件2000是由径向外曲线2001和内曲线2002组成，外曲线2001是由Bf-Cf表示的渐开线曲线的 一部分，内曲线2002是由Ef-Ff表示的渐开线的一部分。

静止螺旋形部件2000渐开线部分的厚度Trf由下式给出：

Trf＝πb-ρ-△T

在外曲线2001（Bf-Cf）的起点Bf和内曲线2002（Ef-Ff）的起点Ef之间的连接内曲线Df-Ef和连接外曲线Df-Bf，即曲线Bf-Df-Ef，是分别地由下列方程（1）和（2）构成的：

这里tc≤t≤π/2+β2

γ1（t）＝R1Sinn1（t-β1） ……（3）

γ2（t）＝R2Sinn2（t-β2） ……（4）

tc＝T1+π/2+β1……（5）

d1/b＝〔λSin（T1+tan-1（n1tanT1））-1〕/〔SinT1Cosn1T1〕-2λ-β1+ε ……（6）

R1/b＝〔λSin（T1+tan-1（n1tanT1））-1〕/SinT1·Cosn1T1……（7）

T1应该满足下列方程

Cosn1T1〔CosT1-（2λ+β1-ε）SinT1-λSin（tan-1（n1tanT1））〕+λSin（T1+tan-1（n1tanT1））-1＝0 ……（8）

β2＝tc-π/2-T2……（9）

n2＝n1tan-1T1/tan-1T2……（10）

d2/b＝〔λSin（T2+tan-1（n2tanT2））-1〕/SinT2Cosn2T2-（tc·π/2+2λ-T2） ……（11）

R2/b＝〔λSin（T2+tan-1（n2tanT2））-1〕/SinT2Cosn2T2……（12）

T2应满足下列方程

Cosn2T2〔CosT2-（tc-π/2+2λ-T2）SinT2-λSin（tan-1（n2tanT2））〕+λSin（T2+tan-1（n2tanT2））-1＝0 ……（13）

λ＝ρ/2b    ……（14）

这里：

b是渐开线曲线的基园半径;

ρ是旋转涡形管的旋转半径;

ε是旋转的后部曲线和静止的前部曲线之间的角度，由△T确定在渐开线曲线的起始部位扭曲;

ε＝△T/b

β1是静止前部曲线的渐开线曲线的起始角;

n1是静止后部曲线和旋转前部曲线的参数≥0时的实数（注：当参数为0或1时，形成圆弧）;

β2是旋转前部曲线的渐开线的起始角;

n2是旋转后部曲线和静止前部曲线的参数≥0时的实数（注：当参数为0或1时，形成圆弧）;

t是变量;

△T是厚度的增加和减小值。

当连接内曲线Df-Ef和连接外曲线Df-Bf由上述方程（1）和（2）构成时，渐开线上Bf点的切线与连接外曲线Df-Bf的Bf点上的切线相同。此外，在Ef点，渐开线Ef-Ff上的Ef点的切线与连接内曲线Df-Ef的E点上的切线相同。在Df点，连接外曲线Df-Bf的Df点上的切线与连接内曲线Df-Ef的Df点上的切线相同。

与静止螺旋形部件相对应的旋转螺旋形部件3000图2所示，其构成如下：

渐开线曲线Ao-Co从位于半径为b的基园上的起点Ao绘出，并相对于X轴转动一角度ε＝△T/b。绘出的渐开线曲线Go-Fo是由渐开线Ao-Co位移一偏置角ε0，由下式给出：

ε0＝π-ρ/b+△T/b

点Ao和Go位于半径为b的基园上。

∠AoOGO＝ε0＝π-ρ/b+ΔT/b

点Fo和Go分别位于渐开线足够远处。

因此，以静止螺旋形部件的相同方式，通过基圆中心O并相对于X轴的负象限角度为β2的直线P-P′可被绘出。P和P′点位于基圆上。相应于基圆从点P和P′绘出切线，在点P、P′的切线和渐开线Ao-Co、Go-Fo之间的交点分别）是Bo和Eo。

所以，转动的螺旋形部件3000是由径向外曲线3001和内曲线3002组成的，外曲线3001是由Bo-Co表示的一部分渐开线曲线，径向内曲线3002是由Eo-Fo表示的一部分渐开线曲线。

转动螺旋部件3000的渐开线部分的厚度Tro由下式给出：

Tro＝πb-ρ+△T

此外，在外曲线3001（Bo-Co）的起点Bo和内曲线3002（Eo-Fo）的起点Eo间的曲线Bo-Do-Eo包含连接内曲线Do-Eo和连接外曲线Do-Bo，分别以静止螺旋部件的同样方式由下列方程式（17）和（18）表示。

这里tc≤t≤π/2+β2

这里tc≤t≤π/2+β1

象上面所描述的，当旋转螺旋形部件3000的连接内曲线Do-Eo和连接外曲线Do-Bo由方程式（17）和（18）构成时，渐开线Bo点上的切线以静止螺旋形部件2000同样的方式与连接外曲线Do-Bo的Bo点上的切线相同。在Eo点上，渐开线Eo-Fo的Eo点的切线与连接内曲线Do-Eo的Eo点上的切线相同。此外，在Do点，连接外曲线Do-Bo的Do点的切线与连接内曲线Do-Eo的Do点上的切线相同。因此，得到下列关系：

ε＝△T/b    ……（16）

εf＝π-ρ/b-△T/b＝π-ρ/b-ε

……（19）

ε0＝π-ρ/b+△T/b＝π-ρ/b+ε

……（20）

Trf＝πb-ρ-△T    ……（21）

Tro＝πb-ρ+△T    ……（22）

所以，如果给出P、b、△T、β1和n1的数值，并从上述方程式中得到β2和n2，两个螺旋形部件的结构就可以确定。

象上述所形成的和具有不同厚度的静止螺旋形部件2000和旋转螺旋形部件3000相互接合，同时相互转换180度，如图3所示，旋转螺旋形部件300以半径为ρ围绕静止螺旋形部件2000转动。

在图3（A）中，静止螺旋形部件2000和旋转螺旋形部件3000彼此接合，而静止螺旋形部件2000的点Bf和Ef和旋转螺旋形部件3000的点Eo和Bo分别相互接触，所以，形成一小腔室4000。两个螺旋形部件沿渐开线曲线相互接合达到图3（A）所示的状态。

此外，当旋转螺旋部件旋转时，螺旋形部件变为图3（B）所示的状态，旋转螺旋形部件3000的连接外曲线上的点Io和连接内曲线上的点Ho与静止螺旋形部件2000的连接内曲线上的点Hf和连接外曲线上的点If接合，以使不断地形成小腔室4000。

当旋转螺旋形部件进一步旋转时，两个螺旋形部件2000和3000仅在一点相互接合，旋转螺旋形部件3000上的点Do位于静止螺旋形部件2000的点Df上，小腔室的体积为零。

此外，当旋转螺旋形部件3000旋转时，两个螺旋形部件开始彼此分离，并通过图3（D）所示的状态回到图3（A）所示的状态。因此，使用上述的涡管形流体装置，被压缩的流体通过输送口（未标出）送到外部，而两个螺旋形部件有不同的厚度，保持扫气容积为零。因此，压缩机的功全部提供给流体，消除了任何损失。

在上述实施方案中，静止螺旋形部件和旋转螺旋形部件的厚度分别由方程式（21）和（22）给出。每一个螺旋形部件中心的构造根据其渐开线曲线变化，以及螺旋形部件的强度可由变数△T适当地 改变。因此，满足于理想条件的构造、厚度和强度可由确定△T而确定。

例如，如果静止螺旋形部件和旋转螺旋形部件分别由铁和铝材料组成，适当地选定△T，则两个螺旋形部件的强度实质上可彼此相等。

如果选定△T为零（△T＝0），则这些部件与日本专利申请号为No    206，088/1982中所公开的常规流体装置的部件相同。这种情况下，具有与图1和图2所示的基圆半径b和旋转半径ρ相同的基圆半径和旋转半径的部件如图4所示，表明了静止螺旋件和旋转螺旋件的结构。

即：

β1＝β2＝β

Trf＝Tro＝πb-ρ

静止螺旋形部件的结构与旋转螺旋形部件的结构相同，下列三个点位于同一点上。

点Bf≡点Bo≡点Bfo

点Af≡点Ao≡点Afo

点Ef≡点Eo≡点Efo

特别地，本发明提供的静止螺旋形部件的厚度相应于图4的静止螺旋形部件的厚度Trf＝Tro减少了△T，旋转螺旋形部件的厚度相应于图4的旋转螺旋形部件的厚度增加了△T。

在此实施方案中，参数n可以变化以改变螺旋形部件的中心结构。此种情况示于图5。图5（B）表示连接外曲线以图5（A）的由改变参数n（n＞1）的曲线2003与曲线2003c相比较具 有相对大的弯曲半径，这是为了当与图5（A）和图1所示的静止螺旋形部件相比较时增加其中心的强度。相应于连接外曲线的连接内曲线由2004C表示。

正相反，如果强度是不必考虑，则参数n可以改变（n＜1）使连接外曲线的弯曲半径较小，如图5（C）中的2003D所示。相应于连接外曲线的连接内曲线由2004D表示。

在这种情况下，相应的静止螺旋形部件的结构有相同的改变，相应地，连接内曲线附近的输送口的面积也能够增加。

在这种情况下，连接外曲线从2003变到2003D。此情形如图5所示，其中参考号2010表示连接曲线2003和2004的输送口，参考号2010D表示连接曲线2003D和2004D的输送口。

如上所述，在本发明中，螺旋形部件中心的强度可以提高或可提供有较大截面的输送口而不用改变基园半径b，旋转半径ρ和参数β，这时，扫气容积保持为零。

图5（E）表示的是图5（A）、（B）和（C）互相重叠部分的螺旋形部件。

在图5（E）中，参考号2004和2003分别表示连接内曲线和连接外曲线，每一曲线具有参数n＝1，2004C和2003C分别表示连接内曲线和连接外曲线，每一曲线具有参数n＞1，2004D和2003D分别表示连接内曲线和连接外曲线，每一曲线只有参数n＜1。

如果n＝1，则方程式（1）和（17）表示了连接内曲线及方程式（2）和（18）表示连接外曲线分别形成圆弧。圆弧半径由下式 给出：

（ⅰ）、对静止螺旋形部件的曲线

连接内曲线的半径Rf为：

Rf＝R1/2    ……（23）

连接外曲线的半径γf为：

γf＝R2/2-ρ    ……（24）

（ⅱ）、对旋转螺旋形部件的曲线

连接内曲线的半径Ro为：

Ro＝R2/2    ……（25）

连接外曲线的半径γo为：

γo＝R1/2-ρ    ……（26）

即，在此情况下，螺旋形部件的中心是由圆弧连接形成的，其形状很简单。

在上述情况下，可形成下列关系式：

γ1（t）＝R1Sin（t-β1） ……（27）

γ2（t）＝R2Sin（t-β2） ……（28）

tc＝π/2+β1-tan-1（λ+β1-ε）

……（29）

d1/b＝1/（λ+β1-ε）+λ ……（30）

R1/b＝〔1+（λ+β1-ε）2〕/（λ+β1-ε）+2λ ……（31）

n2＝〔tan-1（tc-π/2-β1）〕/〔tan-1（tc-π/2-β2）〕 ……（32）

d2/b＝1/（λ+β2）+λ ……（33）

R2/b＝〔1+（λ+β2）2〕/（λ+β2）+2λ

……（34）

β2必须满足下列方程：

tc-π/2-β2+tan-1（λ+β2）＝0

……（35）

本发明的各种各样的应用，如下面所述是不脱离本发明的意图的。

（1）、在上述实施方案中，静止螺旋形部件是由方程式（1）和（2）确定的，旋转螺旋形部件是由方程式（17）和（18）确定的，而反之亦然。

此外，在上述实施方案中，旋转螺旋形部件的厚度比静止螺旋形部件的厚度厚，如果必要的话，反之亦然。

（2）、由于实际流体装置的螺旋形部件有加工误差，因此，为了避免因加工误差引起的在连接曲线之间的不正常接触，在连接曲线部分提供有小间隙或余隙△。

图6表示具的间隙△的静止螺旋形部件;相应于图1的静止螺旋形部件的连接内曲线2004和连接外曲线2003，表示所形成的连接内曲线2004-a和连接外曲线2003-a带有间隙△。

当然，相应于相对的静止螺旋形部件的形成能以同样方式具有间隙△，或带有不同的间隙，或没有间隙。

（3）、图7表示静止螺旋形部件的间隙△在全部连接内曲线上和部分连接外曲线上形成，其中所示的具有小间隙△的连接内曲线2004-b和连接外曲线2003-b是在图1所示静止螺旋形部件的全部连接内曲线2004和部分连接外曲线2003上形成的。

以上面所述的同样方式相对的静止螺旋形部件的形成可以带有间隙或没有间隙。

（4）、虽然以上的描述是针对压缩机进行的，但本发明可以适用于具有一对螺旋形部件的任何涡管形流体装置，例如，膨胀机、泵等等。