旋转式压缩机 |
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| 申请号 | CN200980129875.9 | 申请日 | 2009-05-18 | 公开(公告)号 | CN102112747A | 公开(公告)日 | 2011-06-29 |
| 申请人 | 松下电器产业株式会社; | 发明人 | 船越大辅; 饭田登; 中野雅夫; 苅野健; 辻本力; 原木雄; 村上秀树; 福原弘之; 鶸田晃; 泽井清; | ||||
| 摘要 | 本 发明 提供一种旋转式 压缩机 。将辊(32)的辊内周面(32b)与 曲轴 (31)的偏心部(31a)的偏心部外周面(31b)的第一 轴承 间隙，与曲轴(31)的偏心部(31a)的直径的比设定为11/10000至20/10000，由此能够利用高压部与低压部的压差引起的压差 力 将辊(32)轻轻向汽缸内壁面(30a)推压，使运转时最小间隙(W)极小化，并仅利用压差力使之与汽缸内壁面(30a) 接触 ，因此不会产生大的滑动损失。所以，能够在抑制磨损或烙痕等可靠性方面的降低的同时，降低由运转时最小间隙(W)引起的 泄漏 ，实现高效化，其结果为，能够在不降低可靠性的前提下彻底降低由运转时最小间隙(W)导致的泄漏损失，并且在不增大滑动损失的前提下实现压缩机的进一步高效化。 | ||||||
| 权利要求 | 1.一种旋转式压缩机，在密闭容器内具备电动机和压缩机构部， |
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| 说明书全文 | 旋转式压缩机技术领域背景技术[0002] 一直以来，在制冷装置和空气调节装置等中使用有压缩机，其吸入由蒸发器蒸发的气体制冷剂，压缩至冷凝所必需的压力，将高温高压的制冷剂向制冷剂回路排出。作为这样的压缩机的一种，已知有旋转式压缩机。 [0003] 图10是现有技术的旋转式压缩机的主要部分截面图。 [0004] 如图10所示，旋转式压缩机中，将电动机(未图示)与压缩机构部3通过曲轴31连接，收纳在密闭容器1内。压缩机构部3包括：由汽缸30和封闭该汽缸30的两端面的上轴承34、下轴承35形成的压缩室39；位于该压缩室39内，与由上轴承34和下轴承35支承的曲轴31的偏心部31a嵌合的辊32；和与该辊32的辊外周面32a抵接，跟随辊32的偏心旋转而往复运动，将压缩室39内分隔为低压部和高压部的叶片(vane)(未图示)。 [0005] 在汽缸30，开通有向压缩室39内的低压部吸入气体的吸入口40。并且，在上轴承34，开通有从由压缩室39内的低压部转变形成的高压部排出气体的排出口38。辊32被收纳在由上轴承34、下轴承35和上下被这二者封闭的汽缸30形成的压缩室39内。排出口 38形成为贯通上轴承34的俯视呈圆形的孔。在排出口38的上面，设置有在受到规定大小以上的压力时开放的排出阀36。 [0006] 在上述结构的旋转式压缩机中，在低压部侧，当辊32的外周面滑接通过吸入口40并远离时，吸入室渐渐扩大。于是气体从吸入口40吸入到吸入室内。另一方面，在高压部侧，当辊32的外周面滑接部接近排出口38时，压缩室39渐渐缩小。在达到规定压力以上的时刻，排出阀36打开，压缩室39内的气体从排出口38排出。 [0007] 在这样的旋转式压缩机中，由于辊外周面32a与汽缸内壁面30a发生较强接触，可能会发生烙痕或磨损的问题，或者输入增大导致压缩机的效率降低的问题。因此，如图11所示，在辊外周面32a与汽缸内壁面30a之间，设置运转时最小间隙W。这样，由该运转时最小间隙W和压缩室39的高度H求得的泄漏面积S的大小会对压缩机的效率带来影响。 [0008] 此处，若将运转时最小间隙W设定得较大，则通过该运转时最小间隙W从高压部流出到低压部的压缩流体的量将增大。因此，压缩了的制冷剂气体从运转时最小间隙W泄漏，损失(以下称“泄漏损失”)增大，所以压缩机的效率降低。 [0009] 另一方面，若将该运转时最小间隙W设定得较小，则虽然泄漏损失降低，但辊外周面与汽缸内壁面的接触增强。由此，损失(以下称“滑动损失”)增大，所以压缩机的效率降低。并且，由于辊外周面与汽缸内壁面发生较强滑动，将发生烙痕或磨损的问题。 [0010] 于是，以不使辊外周面与汽缸内壁面相互发生较强的接触的方式，将两者间的运转时最小间隙W设定得较大，实现烙痕或磨损的问题的消除和滑动损失的降低。 [0012] 例如，如图12所示，使压缩室具有由多种曲率构成的非圆形的截面形状，即使轴心轨迹等的影响造成辊外周面的包络轨迹为非圆形，也能够将一次旋转期间的运转时最小间隙W保持为固定，实现泄漏损失的降低和滑动损失的降低。 [0013] 另外，近年来，利用压缩机使制冷剂循环的空气调节装置等希望实现高效化。因此，压缩机的进一步高效化变得重要。 [0014] 专利文献1：日本特开2003-14369号公报 发明内容[0015] (发明要解决的技术课题) [0016] 不过，在上述现有结构的旋转式压缩机中，将运转时最小间隙W保持为固定，实现泄漏损失的降低，但从可靠性的方面来看需要设定运转时最小间隙W，难以实现进一步的高效化。 [0017] 另外，由于汽缸内壁面的截面形状是由多种曲率形成的非圆形，所以需要数μm量级的精度，加工上非常困难。并且，汽缸内壁面的表面粗糙度或起伏等加工误差会对压缩机的效率造成较大的影响，成为性能偏差的主要原因。 [0018] 本发明是鉴于上述问题而提出的，其目的在于，在不降低可靠性的前提下彻底降低由运转时最小间隙W导致的泄漏损失，并且在不增大滑动损失的前提下实现压缩机的进一步高效化。 [0019] 进一步的目的在于，提供不依赖于汽缸内壁的加工精度或表面粗糙度等截面形状，而容易进行加工的高效的旋转式压缩机。 [0020] (解决课题的技术手段) [0021] 发明第一方面的旋转式压缩机的特征在于，在密闭容器内具备电动机和压缩机构部，通过曲轴与上述电动机连接的上述压缩机构部包括：汽缸；从上下堵塞上述汽缸的两端面来形成压缩室的上轴承和下轴承；与设置在上述汽缸内的上述曲轴的偏心部嵌合的辊；跟随上述辊的偏心旋转在设置于上述汽缸的槽内往复运动，将上述压缩室分隔为低压部和高压部的分隔叶片；在上述低压部开通的吸入口；和在上述高压部开通的排出口。所述旋转式压缩机在上述辊的辊内周面与上述曲轴的偏心部外周面之间形成第一轴承间隙，当令上述第一轴承间隙为C1时，将上述第一轴承间隙C1与上述偏心部的直径d的间隙比(C1/d)，设定在11/10000至20/10000的范围内。 [0022] 发明的第二方面的特征在于，在第一方面的旋转式压缩机中，在组装时，使上述偏心部配置在自上述叶片的位置起规定角度的位置上，使上述辊与上述偏心部的最偏心的位置抵接，并使上述上轴承内周面与上述曲轴外周面抵接，在这种状态下，令上述辊外周面与上述汽缸内壁面间形成的最小间隙为δmin，上述上轴承内周面与上述曲轴外周面间形成的第二轴承间隙为C2时，使δmin＜(C1+C2)/2。 [0023] 本发明的第三方面的特征在于，在第二方面的旋转式压缩机中，使组装时的上述偏心部的位置，比连接上述叶片和上述曲轴的中心的虚拟线更靠近上述排出口。 [0024] 本发明的第四方面的特征在于，在第二或第三方面的旋转式压缩机中，在组装时，使上述上轴承的中心与上述汽缸的中心一致，以在全部曲轴角度上为固定值方式对上述最小间隙δmin进行设定。 [0026] 发明效果 [0028] 图1是本发明的一实施例中旋转式压缩机的纵截面图。 [0029] 图2是表示运转时该旋转式压缩机的压缩室的主要部分俯视图。 [0030] 图3是表示组装时该旋转式压缩机的辊与曲轴的间隙比的关系的主要部分截面。 [0031] 图4是表示压缩机的效率比％(纵轴)与间隙比C/d(横轴)的关系的实验结果。 [0032] 图5是表示组装时该旋转式压缩机的压缩室的主要部分俯视图。 [0033] 图6是表示图5中上轴承的配置的主要部分俯视图。 [0034] 图7是图6的V-V线截面图。 [0035] 图8是表示该旋转式压缩机运转时各间隙的截面图。 [0036] 图9是表示旋转式压缩机中汽缸内壁面与辊外周面的关系的放大示意图。 [0037] 图10是表示现有的旋转式压缩机的主要部分截面图。 [0038] 图11是表示泄漏面积S的示意图。 [0039] 图12是表示现有的压缩机中非圆形(复合圆)截面的汽缸形状的示意图。 [0040] 符号说明 [0041] 1、密闭容器 [0042] 2、电动机 [0043] 3、压缩机构部 [0044] 5、上机壳 [0045] 22、定子 [0047] 26、空隙 [0048] 28、缺口部 [0049] 30、汽缸 [0050] 30a、汽缸内壁面 [0051] 31、曲轴 [0052] 31a、偏心部 [0053] 31b、偏心部外周面 [0054] 31c、曲轴外周面 [0055] 32、辊 [0056] 32a、辊外周面 [0057] 32b、辊内周面 [0058] 33、叶片 [0059] 34、上轴承 [0060] 34a、上轴承内周面 [0061] 35、下轴承 [0062] 36、排出阀 [0063] 37、杯形消音器 [0064] 38、排出口 [0065] 39、压缩室 [0066] 40、吸入口 [0067] 51、制冷剂排出管 具体实施方式[0068] 本发明的第一实施方式的旋转式压缩机，在辊的辊内周面和曲轴的偏心部外周面之间形成第一轴承间隙，当令第一轴承间隙为C1时，将第一轴承间隙C1与偏心部的直径d的间隙比(C1/d)设定在11/10000至20/10000的范围内。根据本实施方式，能够将第一轴承间隙设定得较大，辊能够更自由地移动。因此，利用基于高压部与低压部的压差的压差力，将辊外周面轻轻地向汽缸内壁面推压。即，使运转时最小间隙W极小化，并仅利用压差力使辊外周面与汽缸内壁面接触。因此，不会产生大的滑动损失。于是能够在抑制磨损或烙痕等可靠性方面的降低的同时，减少从运转时最小间隙W的泄漏，实现高效化。 [0069] 本发明的第二实施方式，在第一实施方式的旋转式压缩机中，在组装时，使偏心部配置在自叶片的位置起规定角度的位置上，在使辊与偏心部的最偏心的位置抵接，并使上轴承内周面与曲轴外周面抵接的状态下，令辊外周面与汽缸内壁面间形成的最小间隙为δmin，上轴承内周面与曲轴外周面间形成的第二轴承间隙为C2时，使δmin＜(C1+C2)/2。根据本实施方式，在设定最小间隙δmin的曲轴角度上，辊外周面与汽缸内壁面接触，能够减少泄漏损失，实现高效化。 [0070] 本发明的第三实施方式，在第二实施方式的旋转式压缩机中，使组装时的偏心部的位置，比与叶片和曲轴的中心连接的虚拟线更靠近排出口。根据本实施方式，在低压部与高压部的压差力较大的状态时，辊外周面与汽缸内壁面的间隙变小，能够进一步降低泄漏损失。 [0071] 本发明的第四实施方式，在第二或第三实施方式的旋转式压缩机中，在组装时，使上轴承的中心与汽缸的中心一致，将最小间隙δmin设定为在全部曲轴角度范围内为固定值。根据本实施方式，在运转时的全部曲轴角度的范围内，能够使运转时最小间隙W大致为零。因此，能够实现泄漏损失的降低。并且，在全部曲轴角度的范围内，辊外周面与汽缸内壁面始终接触，一面转动一面进行公转运动。因此，能够减少因辊外周面与汽缸内壁面时而接触时而不接触而产生的异声或噪声等。 [0072] 本发明的第五实施方式，在第一至第四实施方式的旋转式压缩机中，使用二氧化碳作为工作流体。根据本实施方式，特别是即使对于压差较大、泄漏损失较大的二氧化碳，也能够更有效地实现高效化。 [0073] [实施例] [0074] 以下，参照附图说明本发明的实施例。不过，本发明并不限定于该实施例。 [0075] 图1是本发明的一实施例的旋转式压缩机的纵截面图。图2是表示运转时该旋转式压缩机的压缩室的主要部分俯视图。 [0076] 在图中，本实施例的旋转式压缩机将电动机2和压缩机构部3收纳在密闭容器1内。电动机2和压缩机构部3由曲轴31连接。电动机2包括定子22和转子24。压缩机构部3包括汽缸30、辊32、叶片33、上轴承34和下轴承35。 [0077] 压缩室39包括汽缸30和将该汽缸30的两端面封闭的上轴承34与下轴承35。辊32收纳在该压缩室39内，并与由上轴承34和下轴承35支承的曲轴31的偏心部31a嵌合。 叶片33在设置于汽缸30的槽33a内往复运动，与辊外周面32a始终抵接，并将压缩室39内分隔为低压部39a和高压部39b。压缩室39通过叶片33和运转时最小间隙W形成两个空间，与吸入口40相连的空间为低压部39a，与排出口38相连的空间为高压部39b。此处，运转时最小间隙W，是辊32与汽缸30最接近的位置处产生的运转时的间隙。 [0078] 在汽缸30开通有吸入口40，吸入口40将制冷剂气体吸入到压缩室39内的低压部39a。在上轴承34开通有排出口38，排出口38从高压部39b排出气体。排出口38形成为贯通上轴承34的圆形的孔。在该排出口38的上表面，设置有排出阀36，排出阀36的受到规定大小以上的压力时开放。该排出阀36由杯形消音器37覆盖。 [0079] 压缩机构部3的低压部39a，随着运转时最小间隙W远离吸入口40，容积渐渐增大，由于容积增大，制冷剂气体从吸入口40流入。低压部39a，在容积因辊32的偏心旋转而变化的同时发生移动，因容积变少而成为高压部39b。 [0080] 另一方面，高压部39b随着运转时最小间隙W接近排出口38，容积渐渐缩小，由于容积缩小导致压力增大，在压缩到规定压力以上的时刻，排出阀36打开，高压制冷剂气体从排出阀38流出。 [0081] 这样，制冷剂气体通过杯状消音器37向密闭容器1内排出，并通过由定子22和密闭容器1的内壁形成的缺口部28和电动机2的空隙26，被送到电动机2的上部的上机壳5内。接着，从制冷剂排出管51向密闭容器1外排出。图1中的箭头表示制冷剂的流向。 [0082] 图3是表示组装时本实施例的旋转式压缩机的辊与曲轴的间隙比的关系的主要部分截面图。 [0083] 在如上构成的旋转式压缩机中，如图3所示，使辊32的辊内周面32b与曲轴31的偏心部31a的偏心部外周面31b的第一轴承间隙C1，与曲轴31的偏心部31a的直径d的比(C1/d)为11/10000至20/10000。 [0084] 第一轴承间隙(C1)与轴直径(d)的比称为间隙比C1/d，一般地，该间隙比设定为10/10000以下(参照机械工学便览B1篇机械要素设计、tripology B1-129、B1-130)。 [0085] 此处，用图4表示压缩机的效率比％(纵轴)与间隙比C1/d(横轴)的关系的实验结果。 [0086] 如图4所示，当间隙比C1/d在8/10000以下时，供暖中间条件的效率具有急剧降低的趋势。而供冷中间条件的效率，也在间隙比C1/d为13.5/10000附近为峰，然后具有降低趋势。另外，当间隙比C1/d变大至20/10000以上时，供冷中间条件的效率具有降低趋势。于是，根据对压缩机的年度电费影响较大的供暖中间条件和供冷中间条件来判断，间隙比C1/d的最佳值为11/10000至20/10000。 [0087] 如上所述，本实施例的旋转式压缩机，通过将间隙比C1/d设定为11/10000至20/10000，当辊32在沿汽缸内壁面30a移动的方向上受到运转时的压力差引起的力即压差力时，辊32以使辊外周面32a与汽缸内壁面30a间的间隙变小的方式移动，形成运转时最小间隙W，能够实现压缩机的高效化。 [0088] 接着，对本实施例的压缩机后部的详细配置关系进行说明。 [0089] 图5是表示组装时该旋转式压缩机的压缩室的主要部分俯视图，图6是表示图5中上轴承的配置的主要部分俯视图，图7是图6的V-V线截面图。 [0090] 在组装该旋转式压缩机时，如图5所示，以使曲轴31的偏心部31a自叶片33旋转角度θ的方式配置。此时，使角度θ位于90度～180度的范围，以使后述的最小间隙δmin，与连接叶片33与曲轴31的中心的虚拟线相比位于排出口38侧。在像这样将偏心部31a配置于角度θ的位置的状态下，使辊32与偏心部31a的最偏心的位置抵接。其结果，在角度θ的位置上，在辊外周面32a与汽缸内周面30a之间形成了最小间隙δmin。另外，在角度θ的位置上，在辊内周面32b与偏心部外周面31b之间形成了第一轴承间隙C1。 [0091] 在保持图5的配置的状态下，如图6所示配置上轴承34。 [0092] 即，通过使上轴承34在与叶片33呈角度θ的方向上与曲轴31(偏心部31a的最不偏心的位置)抵接，在上轴承34的内周面34a与曲轴31之间形成第二轴承间隙C2。 [0093] 通过上述组装，最小间隙δmin、第一轴承间隙C1和第二轴承间隙C2配置在与叶片33呈角度θ的虚拟线上。 [0094] 图7表示最小间隙δmin、第一轴承间隙C1和第二轴承间隙C2的配置状态。 [0095] 并且，在使间隙比C1/d为11/10000至20/10000的基础上，以使最小间隙δmin、第一轴承间隙C1和第二轴承间隙C2满足关系式δmin＜(C1+C2)/2的方式进行组装。 [0096] 对于以上述方式组装的压缩机后部的运转时的状态，使用图2和图8进行说明。 [0097] 首先，使用图2，对压缩机构部的运转时的最小间隙δmin位置和运转时最小间隙W的关系进行说明。 [0098] 如上述说明，在组装时，辊外周面32a与汽缸内周面30a之间形成最小间隙δmin。 [0099] 在运转时，如图2的箭头所示，在辊32施加压差力X。由于压缩室39内形成有低压部39a和高压部39b，所以该压差力从高压部39b侧向低压部39a侧作用。在该压差力X的作用下，辊32被向低压部39a侧推压位移，因此，在运转时，运转时最小间隙W并不位于组装时设定的最小间隙δmin的位置，角度(θ+α)的位置成为辊外周面32a与汽缸内周面30a最接近的运转时最小间隙W。并且，该运转时最小间隙W比最小间隙δmin更窄。 [0100] 另一方面，当间隙比C1/d为11/10000以下时，由于辊内周面32b与偏心部外周面31b间的油膜压，辊32不发生上述位移，运转时不出现上述运转时最小间隙W，不能够降低泄漏损失。 [0101] 接着，使用图8对压缩机构部运转时的运转时最小间隙W与第一轴承间隙C1和第二轴承间隙C2的关系进行说明。 [0102] 如图8所示，在运转时，位于辊32的内侧的曲轴31的偏心部31a和位于上轴承34的内侧的曲轴31，分别在油膜压的作用下向中心移动。于是，组装时设定的最小间隙δmin，在运转时将变窄第一轴承间隙C1的1/2和第二轴承间隙C2的1/2，形成理论上接近零的运转时最小间隙W，在现实中以油膜量的间隙尺寸运转，因此能够降低泄漏损失，实现高效化。 [0103] 另外，在一般的旋转式压缩机中，辊外周面32a和汽缸内壁面30a发生较强的接触，可能会发生烙痕或磨损等问题。 [0104] 因此，如图11所示，在辊外周面32a和汽缸内壁面30a之间设置运转时最小间隙W。由该运转时最小间隙W和压缩室39的高度H求得的泄漏面积S的大小会对压缩机的效率产生影响。 [0105] 例如，若将运转时最小间隙W设定得较大，则通过该运转时最小间隙W从高压部向低压部流出的压缩流体的量增大。因此，压缩了的制冷剂气体从运转时最小间隙W泄漏，泄漏损失增大，压缩机的效率降低。 [0106] 另一方面，若将运转时最小间隙W设定得较小，则虽然泄漏损失降低，但辊外周面32a与汽缸内壁面30a将发生较强的接触。由此将增大滑动损失，所以压缩机的效率降低。 并且，由于辊外周面32a和汽缸内壁面30a发生较强滑动，会发生烙痕或磨损的问题。 [0107] 此处，本实施例中如图2说明的那样，利用运转时压缩室39内的气体的高低压差，使辊外周面32a接近汽缸内壁面30a。于是，能够使辊32与汽缸内壁面30a实现仅油膜量的运转时最小间隙W。 [0108] 并且，由于利用压力差引起的压差力使辊32接近汽缸内壁面30a，所以能够不产生较大的滑动损失，抑制滑动损失的增大，并且，由于辊外周面32a不与汽缸内壁面30a直接接触，所以能够抑制磨损或烙痕等可靠性方面的降低。由此，利用运转时最小间隙W的极小化，大幅降低泄漏损失，并能够抑制滑动损失的增大，所以能够实现旋转式压缩机的高效化。 [0109] 另外，图9表示旋转式压缩机中汽缸内壁面与辊外周面的关系的放大示意图。 [0110] 如图9所示，在汽缸内壁面30a的形状较差的情况下，例如表面存在凹凸或起伏等，辊32也会在压差力的作用下接近汽缸内壁面30a，辊32沿着汽缸内壁面30a的形状转动。于是，不产生较大的滑动损失，并且通过运转时最小间隙W的极小化，能够较少受到汽缸内壁面30a的加工精度的影响地，实现泄漏损失的降低。 [0111] 另外，作为其它实施例，将间隙比C1/d设定为11/10000至20/10000，并在组装时使上述上轴承的中心与上述汽缸的中心一致，由此，以使最小间隙δmin在全部曲轴角度上为固定值的方式进行设定。 [0112] 即，通过以使最小间隙δmin在全部曲轴角度上为固定值的方式进行设定，能够在运转时使运转时最小间隙W在全部曲轴角度上大致为零。因此，能够实现进一步的泄漏损失的降低。 [0113] 此外，在全部曲轴角度上，辊外周面32a始终与汽缸内壁面30a接触，一面转动一面公转运动。因此，能够减少因辊外周面32a与汽缸内壁面30a时而接触时而不接触而产生的异声或噪声。 [0114] 另外，通过使用作为高压制冷剂的二氧化碳来作为工作流体，即使在压差特别大，泄漏损失的影响变大的情况下，也能够发挥本发明的旋转式压缩机的特征，减少因运转时最小间隙W导致的流体的泄漏，所以能够实现更有效的高效化。 [0115] 工业上的可利用性 |
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