本发明涉及制冷空调、压缩机及工业余热节能利用领域，尤其是一种双泵体结构的高温热泵压缩机。
背景技术：
工程应用上通常将出水温度低于60℃或出风温度低于80℃的热泵称为常规热泵。目前，出水温度高于60℃或出风温度能够高于80℃的高温热泵需求也非常广泛，譬如烤烟、食品烘干、电镀、消毒、屠宰、玻璃清洗、印染等行业都存在广泛的高温热源需求，通过压缩式高温热泵就地实现对低温余热资源的品位提升，是有效的工业余热利用解决方案。这类高温热泵系统中，高效、可靠运行的高温热泵压缩机是技术核心。因此急需一种能够实现高温的热泵压缩机。
技术实现要素：
为了克服上述现有技术，为此，本发明提供一种双泵体结构的高温热泵压缩机。
为实现上述目的，本发明采用以下技术方案：
一种双泵体结构的高温热泵压缩机，包括：壳体、设置在壳体内的气路串联的转子式泵体组件和涡旋式泵体组件、用于驱动转子式泵体组件和涡旋式泵体组件进行气体压缩的第一驱动机构以及吸气管和排气管，所述壳体上还分别设置有吸气管穿过的气体输入孔和排气管穿过的气体输出孔，吸气管和排气管分别作为压缩机的压缩前气体的进入端和压缩后的气体输出端。
优化的，所述第一驱动机构包括第一电机、曲轴，所述第一电机设置在转子式泵体组件和涡旋式泵体组件之间，所述曲轴分别与转子式泵体组件和涡旋式泵体组件连接；所述转子式泵体组件设置于所述第一电机的下侧，所述涡旋式泵体组件设置于所述第一电机的上侧；所述转子式泵体组件的排气端与涡旋式泵体组件的吸气通道构成气体通路。
优化的，所述转子式泵体组件包括上缸盖、下缸盖和设置在两者之间的密闭的气缸、第一补气管，所述第一补气管一端伸出壳体外，另一端设置在气缸内；
所述涡旋式泵体组件包括互相配合的动涡旋盘机构和静涡旋盘机构、第二补气管，所述动涡旋盘机构包括动涡旋盘和设置在动涡旋盘上的动涡旋齿，所述静涡旋盘机构包括静涡旋盘和设置在静涡旋盘上的静涡旋齿，动涡旋齿和静涡旋齿之间相互啮合，与动涡旋盘、静涡旋盘形成封闭压缩气腔，静涡旋盘上设有吸气口和排气口；所述动涡旋盘装设于曲轴的一端部上；所述第二补气管一端伸出壳体外，另一端设置在封闭压缩气腔内。
优化的，所述上缸盖上设置有消音器，所述转子式泵体组件的排气口设置于消音器上；
所述涡旋式泵体组件还包括吸气通道，所述吸气通道的一端与静涡旋盘上的吸气口连接，另一端与消音器上的排气口气路导通；
所述排气管一端穿过气体输出孔伸出壳体，另一端与静涡旋盘上的排气口连接。
优化的，所述涡旋式泵体组件还包括第二驱动机构，用于驱动所述静涡旋盘沿曲轴轴向上下移动，使得动涡旋盘和静涡旋盘之间的空间变化或者缩小；
动涡旋弹性构件，用于推动动涡旋齿并使动涡旋齿的顶部紧紧地抵靠在静涡旋盘上；
静涡旋弹性构件，用于推动静涡旋齿并使静涡旋齿的顶部紧紧地抵靠在动涡旋盘上。
优化的，所述动涡旋盘机构还包括动涡旋盘支撑座，所述静涡旋盘机构还包括静涡旋盘支撑座，静涡旋盘支撑座与所述动涡旋盘支撑座之间围成用于容纳所述动涡旋盘和静涡旋盘的空腔；所述第二驱动机构包括第二电机，所述第二电机的输出轴与所述静涡旋盘构成螺旋副。
优化的，所述静涡旋盘支撑座的朝向动涡旋盘支撑座的一侧设置有限制静涡旋盘转动的非圆形的静涡旋盘凹槽，所述静涡旋盘设置在静涡旋盘凹槽中，且所述静涡旋盘的外部轮廓与所述静涡旋盘凹槽的轮廓相适配；排气管穿过壳体的气体输出孔、所述静涡旋盘支撑座与所述静涡旋盘上的排气口相连接。
优化的，所述第二电机包括多个，均分设置在动涡旋盘支撑座或静涡旋盘支撑座上。
优化的，所述转子式泵体组件为多个且并联设置。
优化的，壳体外部设置有气液分离器，所述气液分离器的排气口与吸气管连接，吸气管穿过壳体的气体输入孔后与转子式泵体组件的吸气口连接，之间还依次设置有叶片和滚动活塞。
本发明的优点在于：
(1)本发明通过转子式泵体组件和涡旋式泵体组件的串联设置，可以实现高温的热泵压缩机，能够满足现有的高温压缩的需求。
(2)本发明中转子式泵体组件和涡旋式泵体组件位置的设置，这样可以共用一个第一驱动机构，节约了成本。
(3)本发明中第一补气管和第二补气管的设置，保证了压缩机对应热泵需求的高压比运行能力，同事实现了压缩机排气温度的有效控制。压缩过程中开启第一补气管和或第二补气管，即可实现相应的转子式泵体组件和涡旋式泵体组件的二级压缩。
(4)本发明中设置有第二驱动机构，需要变容量时，通过第二驱动机构驱动静涡旋盘沿曲轴的轴向上下移动。当静涡旋盘沿着曲轴轴向朝远离动涡旋盘一侧移动时，由于动涡旋盘的位置保持不动，因此静涡旋盘和动涡旋盘之间的空间也随之增大，从而进入静涡旋盘和动涡旋盘之间的气体介质也随之增多，由此增大了涡旋式泵体组件的容量；当静涡旋盘沿着曲轴轴向朝靠近动涡旋盘一侧移动时，由于动涡旋盘的位置保持不动，因此静涡旋盘和动涡旋盘之间的空间也随之减小，从而进入静涡旋盘和动涡旋盘之间的气体介质也随之减少，由此降低了涡旋式泵体组件的容量。
因此，本发明通过简单的机械机构实现了涡旋式泵体组件的变容量，与变频调速变容量调节机构相比较，本发明提供的容积可变型涡旋式泵体组件能够通过机构运动直接实现涡旋式泵体组件容量的变化，机构中不包含成本昂贵的零部件，因而成本较低；与旁通式变容量调节机构相比较，本发明提供的容积可变型涡旋式泵体组件能够通过机构运动直接实现涡旋式泵体组件容量的变化，未引入额外的能量消耗因素，因而更具节能优势。
(5)本发明中还设置有动涡旋弹性构件和静涡旋弹性构件。当静涡旋盘在第二驱动机构的作用下沿曲轴轴向上下移动时，动涡旋弹性构件用于向静涡旋盘一侧推动动涡旋齿并使动涡旋齿的顶部紧紧地抵靠在静涡旋盘上，而静涡旋弹性构件则用于向动涡旋盘一侧推动静涡旋齿并使静涡旋齿的顶部紧紧地抵靠在动涡旋盘上，从而动涡旋弹性构件和静涡旋弹性构件的设置确保了当静涡旋盘和动涡旋盘之间的间距有所增减时，静涡旋盘、静涡旋齿、动涡旋盘以及动涡旋齿四者所围成的压缩气腔始终保持一个封闭的状态，从而为涡旋式泵体组件的稳定可靠的工作提供保障。
(6)螺旋副的设置和静涡旋盘凹槽的为非圆形，这样不需要其他结构就能够实现静涡旋盘上下运动，减少了需要安装的零部件。
(7)第二电机均匀设置多个，这样使得静涡旋盘上下运动时受力更加均匀，防止受力不均导致静涡旋盘卡在静涡旋盘凹槽内。
(8)本发明中转子式泵体组件为多个，且并联设置，由于涡旋式泵体组件和转子式泵体组件的气路是串联连接的，当涡旋式泵体组件能够改变容量，为了确定一定的输出量，多个并联连接的转子式泵体组件可以提供给涡旋式泵体组件相应容量的气体。
(9)叶片和滚动活塞的设置可以控制进入转子式泵体组件的气体流速和给气体流动提供驱动力。
附图说明
图1为本发明一种双泵体结构的高温热泵压缩机实施例1中的结构示意图。
图2为本发明一种双泵体结构的高温热泵压缩机实施例2中的结构示意图。
图3为实施例2中容量调节结构示意图。
图4为实施例2中静涡旋盘支撑座的结构示意图。
图5为实施例2中静涡旋盘的结构示意图。
图6为实施例2中动涡旋盘的结构示意图。
图7为实施例2中静涡旋齿或动涡旋齿的结构示意图。
图8为实施例2中的带有多个第二电机双泵体结构的高温热泵压缩机的结构示意图。
图9为一种双泵体结构的高温热泵压缩机实施例3中的结构示意图。
图10为实施例3中容量调节结构示意图。
图11为实施例3中静涡旋盘的结构示意图。
图12为实施例3中动涡旋盘的结构示意图。
图13为实施例3中静涡旋齿或动涡旋齿的结构示意图。
图14为实施例3中的带有多个第二电机双泵体结构的高温热泵压缩机的结构示意图。
图15为上述实施例中高压比运行模式下压缩机内部制冷剂压焓变化状态图。
图16为上述实施例中超高压比运行模式下压缩机内部制冷剂压焓变化状态图。
图中标注符号的含义如下：
1-气液分离器2-吸气管3-壳体4-下壳盖5-上壳盖
6-排气管7-曲轴8-第一电机定子9-第一电机转子
11-静涡旋盘12-动涡旋盘13-吸气通道14-十字滑环
15-上缸盖16-气缸17-下缸盖18-滚动活塞19-叶片
20-消音器21-第二补气管22-第一补气管23-中间板
101-动涡旋盘支撑座102-静涡旋盘支撑座
103-动涡旋弹性构件104-静涡旋弹性构件
105-第二电机106-第一密封圈107-第二密封圈
108-静涡旋齿109-动涡旋齿110-导向柱
具体实施方式
为使本发明的目的、技术方案和优点更加清楚，下面将结合附图对本发明作进一步地详细描述。显然，所描述的实施例仅是本发明一部分实施例，而不是全部的实施例。
实施例1
双泵体结构的高温热泵压缩机的剖面图如图1所示，该压缩机包括壳体3、设置在壳体3内的气路串联的转子式泵体组件和涡旋式泵体组件、用于驱动转子式泵体组件和涡旋式泵体组件进行气体压缩的第一驱动机构以及吸气管2和排气管6。其中涡旋式泵体组件可以设置在转子式泵体组件的上方，也可以设置在转子式泵体组件的下方。为了共用一个第一驱动机构，在该实施例中，第一驱动机构包括第一电机、曲轴7，第一电机包括第一电机定子8和第一电机转子9，第一电机设置在转子式泵体组件和涡旋式泵体组件之间，曲轴7分别与转子式泵体组件和涡旋式泵体组件连接；其中曲轴7与第一电机转子9热套连接。转子式泵体组件设置于第一电机的下侧，涡旋式泵体组件设置于第一电机的上侧；转子式泵体组件的排气口与涡旋式泵体组件的吸气通道13构成气体通路。
壳体3上还分别设置有吸气管2穿过的气体输入孔和排气管6穿过的气体输出孔，吸气管2和排气管6分别作为压缩机的压缩前气体的进入端和压缩后的气体输出端。壳体3包括直筒部分，还包括密封直筒上下端的上壳盖5和下壳盖4。
11.转子式泵体组件包括上缸盖15、下缸盖17和设置在两者之间的密闭的气缸16、第一补气管22，第一补气管22一端伸出壳体3外，另一端设置在气缸16内。在该实施例中第一补气管22穿过上缸盖15。上缸盖15上还设置有消音器20，转子式泵体组件的排气口设置于消音器20上。壳体3外部设置有气液分离器1，所述气液分离器1的排气口与吸气管2连接，吸气管2穿过壳体3的气体输入孔后与转子式泵体组件的吸气口连接，之间还依次设置有叶片19和滚动活塞18。
涡旋式泵体组件包括互相配合的动涡旋盘12机构和静涡旋盘11机构、第二补气管21、十字滑环14、吸气通道13、排气管6，动涡旋盘12机构包括动涡旋盘12和设置在动涡旋盘12上的动涡旋齿109，静涡旋盘11机构包括静涡旋盘11和设置在静涡旋盘11上的静涡旋齿108，动涡旋齿109和静涡旋齿108之间相互啮合，与动涡旋盘12、静涡旋盘11形成封闭压缩气腔，静涡旋盘11上设有排气口；动涡旋盘12装设于曲轴7的一端部上；第二补气管21一端伸出壳体3外，另一端设置在封闭压缩气腔内，在该实施例中，第二补气管21穿过静涡旋盘11，吸气通道13也设置在静涡旋盘11上。吸气通道13的一端与静涡旋盘(11)上的吸气口连接，另一端与消音器20上的排气孔气路导通。排气管6一端与静涡旋盘11上的排气口相连接，另一端穿过壳体3的气体输出孔伸出壳体3。
在此结构中：
1)第一电机定子8接通电源后，第一电机转子9旋转，驱动曲轴7随之旋转。曲轴7的顶端为偏心结构，曲轴7带动动涡旋盘12做偏心旋转。
2)动涡旋盘12(其上设有动涡旋齿109)和静涡旋盘11(其上设有静涡旋齿108)相互配合形成压缩室(即压缩气腔)。压缩室随着动涡旋盘12的运动向中心移动，且在移动的同时体积减小，压力上升，因而可以将压缩后的冷媒气体通过排气管6排出。
在该实施例中双泵体压缩机在实际运行时，来自压缩机外部的制冷剂气体(可能含有少量液体)经过气液分离器1后，有效分离液体制冷剂的气态制冷剂被引入到转子式泵体组件的气缸16进行第一次压缩；经过转子式泵体组件压缩后的制冷剂排气经过消音器20排向位于压缩机壳体3中部的第一电机处的腔体大空间，制冷剂排气经过第一电机定子8内置通孔向上流动，同时制冷剂排气被电机运转生产热加热后进入位于压缩机上部位置的涡旋式泵体组件中静涡旋盘11内置的吸气通道13进入涡旋式泵体组件中再次进行制冷剂气体压缩，由于第二补气管21处于常开状态，外部气体通过第二补气管21进入到涡旋式泵体组件内，制冷剂在涡旋式泵体组件中进行二级压缩，压缩后的制冷剂排气经过排气管6排出壳体3外。
随着运行压比的需要，可以设置不同的运行模式。
1)高压比运行模式。
关闭转子式泵体组件的第一补气管22，制冷剂经过转子式泵体组件进行一级压缩后，由于第一电机在运动中散热，制冷剂经过压缩机电机腔时被加热，加热后的制冷剂，再次进入涡旋式泵体组件进行压缩，为有效控制排温，开启涡旋式泵体组件的第二补气管21，降低排气温度。压缩机内部制冷剂压焓变化状态如图15所示。
2)超高压比运行模式。
开启转子式泵体组件的第一补气管22，制冷剂经过转子式泵体组件进行两级压缩后，经过压缩机电机腔被电机散热加热后，再次进入涡旋式泵体进行压缩，为有效控制排温，开启涡旋式泵体的第二补气管21，降低排气温度。压缩机内部制冷剂压焓变化状态如图16所示；本发明方案中的双泵体结构设计，综合了涡旋压缩机、滚动转子式压缩机的结构特点，通过双泵体的补气结构设置，实现制冷剂气体的多级压缩，保证高压比运行的同时有效实现了排温控制。
实施例2
如图2-7所示，与实施例1不同在于涡旋式泵体组件的结构，在该实施例中涡旋式泵体组件的容积可变，为了实现上述目的，在该实施例中对涡旋式泵体组件进行详细描述，由于第一驱动机构、转子式泵体组件与实施例1中的结构相同，在此不再赘述。
双泵体结构的高温热泵压缩机的整机剖面图如图2所示，图2中圈内的放大图为容量调节处的局部放大图即附图中的图3，在此结构中：
1)在动涡旋盘12的整个运动过程中，动涡旋弹性构件103向静涡旋盘11一侧推动动涡旋齿109(如图7所示)，并使动涡旋齿109的顶部紧紧地抵靠在静涡旋盘11上；同样的，静涡旋弹性构件104向动涡旋盘12一侧推动静涡旋齿108并使静涡旋齿108的顶部紧紧地抵靠在动涡旋盘12上。
2)动涡旋盘支撑座101与壳体3构成过盈配合，动涡旋盘支撑座101与静涡旋盘支撑座102(如图4所示)通过螺栓(图中未示出)固联在一起。
3)动涡旋盘12(如图6所示)与对应的动涡旋齿109相分离，动涡旋齿109通过开设于动涡旋盘12上的涡旋槽与动涡旋盘12形成装配，且动涡旋齿109在此涡旋槽中沿曲轴7轴向可移动；动涡旋齿109与动涡旋盘12之间设置动涡旋弹性构件103，动涡旋弹性构件103可推动动涡旋齿109在动涡旋盘12上的涡旋槽中沿曲轴7轴向移动。
4)静涡旋盘11(如图5所示)与对应的静涡旋齿108相分离，静涡旋齿108通过开设于静涡旋盘11上的涡旋槽与静涡旋盘11形成装配，且静涡旋齿108在此涡旋槽中沿曲轴7轴向可移动；静涡旋齿108与静涡旋盘11之间设置静涡旋弹性构件104，静涡旋弹性构件104可推动静涡旋齿108在静涡旋盘11上的涡旋槽中沿曲轴7轴向移动。
5)如图3所示，第二电机105与静涡旋盘支撑座102采用螺栓(图中未示出)固联，第二电机105的伸出轴与静涡旋盘11通过螺旋副联接，第二电机105可根据受力需求布置1～n个。如图8所示，当第二电机105的数量大于1个时，第二电机105根据受力需求沿静涡旋盘支撑座102的上端面均匀布置。
6)静涡旋盘11通过开设于静涡旋盘支撑座102上的槽型结构与静涡旋盘支撑座102形成装配关系，如图4所示，静涡旋盘支撑座102上的槽型结构为方形，则图5中所示的静涡旋盘11也为方形，因此静涡旋盘11在静涡旋盘支撑座102内不会发生转动。
在第二电机105的驱动下，静涡旋盘11在静涡旋盘支撑座102的槽型结构中沿曲轴7轴向移动。静涡旋盘支撑座102内侧壁上开有密封槽，此密封槽内设置第二密封圈107，第二密封圈107与静涡旋盘11外侧壁相接触形成密封结构。静涡旋盘11上开设有密封槽，此密封槽内装设第一密封圈106。第一密封圈106与排气管6形成密封结构。排气管6与静涡旋盘11上的排气口相连通。
本实施例中的容积可变型涡旋式泵体组件的变容量调节的实现过程：由第二电机105与静涡旋盘11构成的螺旋副机构，第二电机105控制静涡旋盘11沿曲轴7轴向移动，以改变涡旋式泵体组件行程容积，从而改变涡旋式泵体组件的容量。在静涡旋盘11沿曲轴7轴向上下移动过程中，动涡旋弹性构件103和静涡旋弹性构件104通过弹性势能的释放和存储，来保证动涡旋齿109和静涡旋齿108能够始终与静涡旋盘11、动涡旋盘12的表面紧密接触，以防止泄漏的发生。第一密封圈106和第二密封圈107用来保证在涡旋式泵体组件运行过程中，高、低压腔的气体之间实现完全隔离。
实施例3
与实施例2不同，涡旋式泵体中的第二电机105固定在动涡旋盘支撑座101上。
涡旋式泵体组件剖面如图9所示。容积可变型容量调节结构局部放大图如图10所示。在此结构中：
1)在动涡旋盘12的整个运动过程中，动涡旋弹性构件103向静涡旋盘11一侧推动动涡旋齿109(如图13所示)，并使动涡旋齿109的顶部紧紧地抵靠在静涡旋盘11上；同样的，静涡旋弹性构件104向动涡旋盘12一侧推动静涡旋齿108(如图13所示)并使静涡旋齿108的顶部紧靠在动涡旋盘12上。
2)动涡旋盘支撑座101与壳体3过盈配合；
3)动涡旋盘12(如图12所示)与对应的动涡旋齿109相分离，动涡旋齿109通过开设于动涡旋盘12上的涡旋槽与动涡旋盘12形成装配，且动涡旋齿109在此涡旋槽中沿曲轴7轴向可移动；动涡旋齿109与动涡旋盘12之间设置动涡旋弹性构件103，动涡旋弹性构件103可推动动涡旋齿109在动涡旋盘12上的涡旋槽中沿曲轴7轴向移动。
4)静涡旋盘11(如图11所示)与对应的静涡旋齿108相分离，静涡旋齿108通过开设于静涡旋盘11上的涡旋槽与静涡旋盘11形成装配，且静涡旋齿108在此涡旋槽中沿曲轴7轴向可移动；静涡旋齿108与静涡旋盘11之间设置静涡旋弹性构件104，静涡旋弹性构件104可推动静涡旋齿108在静涡旋盘11上的涡旋槽中沿曲轴7轴向移动。
5)第二电机105与动涡旋盘支撑座101采用螺栓(图中未示出)固联，第二电机105的伸出轴与静涡旋盘11通过螺旋副联接，第二电机105可根据受力需求布置1～n个。当第二电机105的数量大于1个时，第二电机105根据受力需求沿动涡旋盘支撑座1011的下端面均匀布置。
6)静涡旋盘11上开设环形凹槽，凹槽与环形构件形成配合关系，环形构件可在凹槽内沿轴向移动，环形构件与静涡旋盘11之间设置密封弹性构件(优选为弹簧或弹性片)。静涡旋盘11通过导向孔与安装于动涡旋盘支撑座101上的导向柱110形成装配关系，并可在第二电机105的驱动下，沿导向柱110做轴向移动；静涡旋盘11上开设有密封槽，此密封槽上装设第一密封圈106。第一密封圈106与排气管6形成密封结构。排气管6与静涡旋盘11上的排气口相连通。
本实施例中的容积可变型涡旋压缩机的变容量调节的实现过程：由第二电机105与静涡旋盘11构成的螺旋副机构，第二电机105控制静涡旋盘11沿曲轴7轴向移动位移，以改变涡旋压缩机的行程容积，从而改变压缩机的容量。在静涡旋盘11沿轴向上下移动过程中，动涡旋弹性构件103、静涡旋弹性构件104和密封弹性构件通过弹性势能的释放和存储，来保证动涡旋齿109、静涡旋齿108和环形构件能够始终与静涡旋盘11、动涡旋盘12及动涡旋盘支撑座101的表面紧密接触，以防止泄漏的发生。第一密封圈106和控制电机轴密封圈用来保证在压缩机运行过程中，高、低压腔的气体之间实现完全隔离。
实施例2和实施例3中，动涡旋弹性构件103和静涡旋弹性构件104均为弹簧。
需要说明的是，如果壳体3中的空间允许，则第二电机105也可以固定设置在壳体3上。
通过实施例1和实施例2中的记载，本发明具有以下特点：
通过第二电机105与静涡旋盘11形成的螺旋副机构可以精确控制静涡旋盘11升降的位移，即控制涡旋压缩机的行程容积，从而控制涡旋压缩机的容量，本螺旋副机构中的控制电机可根据受力需求布置1～n个。
实施例2中，将静涡旋盘11与静涡旋盘支撑座102设计成分离结构，静涡旋盘支撑座102上开设有非圆形的槽型结构，静涡旋盘11通过开设于静涡旋盘支撑座102上的非圆形的槽型结构与静涡旋盘支撑座102形成装配关系，静涡旋盘11并可在第二电机105的驱动下，在非圆形的槽型结构中沿轴向移动。
实施例中，静涡旋盘11与动涡旋盘支撑座101无固定联接关系，静涡旋盘11可在第二电机105的驱动下，沿导向柱110做轴向移动。
无论实施例2和实施例3，均将静涡旋齿108、静涡旋盘11和动涡旋齿109、动涡旋盘12分别设计成分离结构。静涡旋盘11和动涡旋盘12上均开设有涡旋槽结构，静涡旋齿108和静涡旋盘11通过对应的涡旋槽结构形成配合关系，动涡旋齿109和动涡旋盘12也通过对应的涡旋槽结构形成配合关系；静涡旋齿108可在静涡旋盘11的涡旋槽结构中沿轴向移动，动涡旋齿109可在动涡旋盘12的涡旋槽结构中沿轴向移动。
静涡旋齿108和静涡旋盘11之间设置有静涡旋弹性构件104，动涡旋齿109和动涡旋盘12之间设置有动涡旋弹性构件103，以保证相对应的涡旋齿与涡旋盘之间的良好接触。即动涡旋弹性构件103和静涡旋弹性构件104通过弹性势能的释放和存储，来保证动涡旋齿109能够始终与静涡旋盘11的表面、静涡旋齿108能够始终与动涡旋盘12的表面紧密接触，以防止泄漏的发生。
实施例2中，静涡旋盘支撑座102内侧壁上开有密封槽，内设置第二密封圈107，第二密封圈107与静涡旋盘11外侧壁相接触形成密封结构。
实施例3中，静涡旋盘11上开设凹槽，凹槽与环形构件形成配合关系，环形构件可在凹槽内沿轴向移动，环形构件与静涡旋盘11之间设置密封弹性构件，当静涡旋盘11在第二电机105的驱动下移动时，密封弹性构件通过弹性势能的释放和存储，来保证环形构件能够始终与动涡旋盘支撑座101的上表面紧密接触，以防止泄漏的发生。
实施例4
如图14所示，该实施例与实施例1不同之处在于，转子式泵体组件为2个气缸组件且并联设置。两个并联设置的气缸组件中，上方的气缸组件的下缸盖17和下方的气缸组件的上缸盖15共用一个中间板23，其中第一进气管22设置在中间板23上，消音器20设置在上方的气缸组件的上缸盖15上。
在该实施例中，上方的转子式泵体组件和下方的转子式泵体组件的吸气管2上处均设置有对应的叶片19和滚动活塞18，并最终与一个气液分离器1的吸气管2连接。
还可以包括实施例5和实施例6，实施例5和实施例6分别是将实施例1或/和实施例2或/和实施例3的壳体3内部按照实施例4的方式增设多个并联的转子式泵体组件。
以上仅为本发明创造的较佳实施例而已，并不用以限制本发明创造，凡在本发明创造的精神和原则之内所作的任何修改、等同替换和改进等，均应包含在本发明创造的保护范围之内。