旋转式压缩机 |
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| 申请号 | CN201010125935.4 | 申请日 | 2010-03-10 | 公开(公告)号 | CN102192149A | 公开(公告)日 | 2011-09-21 |
| 申请人 | 广东美芝制冷设备有限公司; | 发明人 | 小津政雄; 李华明; | ||||
| 摘要 | 一种旋转式 压缩机 ，密封壳体内设置有 电机 部和压缩机构部，压缩机构部包括一个以上的 气缸 ，气缸内设置有气缸压缩腔， 活塞 收纳在气缸压缩腔中，滑片的先端与活塞外周相接且把气缸压缩腔划分为高压腔和低压腔， 曲轴 与活塞相接且驱动活塞，以及用于 支撑 曲轴且安装于气缸上的主 轴承 和 副轴 承， 主轴 承与曲轴的主轴相接，副轴承与曲轴的副轴相接，其特征是在活塞的二个端部中的至少一个端部靠向其端面的 位置 设置有圆周槽，圆周槽的开口朝向活塞内部，圆周槽的外侧设置有弹性的薄壁；通过活塞内部与外部的压 力 差调整二个端部分别与主轴承和副轴承之间形成的间隙。本 发明 具有结构简单合理、有效降低 泄漏 损失、大幅度地提高压缩机的能效的特点。 | ||||||
| 权利要求 | 1.一种旋转式压缩机，密封壳体(1)内设置有电机部(22)和压缩机构部(21)，压缩机构部包括一个以上的气缸(23)，气缸内设置有气缸压缩腔(24)，活塞(28)收纳在气缸压缩腔中，滑片的先端与活塞外周相接且把气缸压缩腔划分为高压腔(31a)和低压腔(31b)，曲轴(27)与活塞相接且驱动活塞，以及用于支撑曲轴且安装于气缸上的主轴承(25)和副轴承(26)，主轴承与曲轴的主轴(34a)相接，副轴承与曲轴的副轴(34b)相接，其特征是在活塞的二个端部(36)中的至少一个端部靠向其端面的位置设置有圆周槽(37)，圆周槽的开口朝向活塞内部，圆周槽的外侧设置有弹性的薄壁(38)；通过活塞内部与外部的压力差调整二个端部分别与主轴承(25)和副轴承(26)之间形成的间隙。 |
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| 说明书全文 | 旋转式压缩机技术领域背景技术[0002] 从防止地球温室化的角度出发，搭载到空调或冷冻系统上的旋转式压缩机的效率提高是大课题。由于旋转式压缩机的活塞和轴承之间形成有活塞高度间隙，高压气体会从活塞内部泄漏到气缸压缩腔内发生再膨胀，从而对旋转式压缩机的效率有较大影响。 发明内容[0003] 本发明的目的旨在提供一种结构简单合理、操作灵活、制作成本低、有效降低来自于旋转式压缩机活塞内部的高压气体泄漏损失、并可大幅度地提高压缩机的能效、适用范围广的旋转式压缩机，以克服现有技术中的不足之处。 [0004] 按此目的设计的一种旋转式压缩机，密封壳体内设置有电机部和压缩机构部，压缩机构部包括一个以上的气缸，气缸内设置有气缸压缩腔，活塞收纳在气缸压缩腔中，滑片的先端与活塞外周相接且把气缸压缩腔划分为高压腔和低压腔，曲轴与活塞相接且驱动活塞，以及用于支撑曲轴且安装于气缸上的主轴承和副轴承，主轴承与曲轴的主轴相接，副轴承与曲轴的副轴相接，其特征是在活塞的二个端部中的至少一个端部靠向其端面的位置设置有圆周槽，圆周槽的开口朝向活塞内部，圆周槽的外侧设置有弹性的薄壁；通过活塞内部与外部的压力差调整二个端部分别与主轴承和副轴承之间形成的间隙。 [0005] 所述压缩机构部包括第一气缸和第二气缸，中板设置在第一气缸和第二气缸之间，第一活塞设置在第一气缸内，第二活塞设置在第二气缸内，圆周槽设置在第一活塞和第二活塞的共四个端部中的至少一个端部上；通过第一活塞和/或第二活塞的内部与外部的压力差调整第一活塞和第二活塞的端部相对于主轴承、副轴承和中板中的任意二者之间形成的间隙。 [0006] 所述曲轴的主轴的轴径比副轴的轴径大，活塞朝向副轴承的端部的宽度比朝向主轴承的端部的宽度大。 [0007] 所述活塞上设置有油孔，该油孔的一端开孔于活塞的端面，油孔的另一端开孔于圆周槽。 [0008] 所述活塞的端面上设置有环形槽，环形槽与油孔相通。 [0009] 所述圆周槽内设置有用于增加薄壁的弹性变形量的凹位。 [0010] 所述凹位设置在圆周槽内靠向薄壁的一侧。 [0011] 所述主轴承和/或副轴承朝向活塞一侧的端面上设置有润滑膜。 [0012] 所述主轴承、副轴承和/或中板朝向活塞一侧的端面上设置有润滑膜。 [0014] 本发明通过沿着活塞的二个端部且从活塞内部开始设置圆周槽，使得被薄壁化的活塞的二个端部能根据活塞内部和气缸压缩腔的压力差进行弹性变形，从而优化活塞高度间隙，因此，可减少高压气体的泄漏、防止压缩机的效率下降，且使旋转式压缩机更容易起动。 [0016] 图1为本发明的实施例1的结构示意图。 [0017] 图2为图1中的X-X向的剖面图。 [0018] 图3为实施例1中的压缩机构部的放大结构示意图。 [0019] 图4为以往旋转式压缩机的效率曲线图。 [0020] 图5为实施例1中的压缩机构部的受力状况图。 [0021] 图6为实施例1中的薄壁的弹力变形图。 [0022] 图7为实施例1中的活塞在气缸压缩腔偏心回转时回转角度θ为90度时的模式变化图。 [0023] 图8为实施例1中的活塞在气缸压缩腔偏心回转时回转角度θ为190度时的模式变化图。 [0024] 图9为实施例1中的活塞在气缸压缩腔偏心回转时回转角度θ为360度时的模式变化图。 [0025] 图10为实施例1中的活塞高度间隙的曲线图。 [0026] 图11为实施例1中的活塞第一实施例结构示意图。 [0027] 图12为实施例1中的活塞第二实施例结构示意图。 [0028] 图13为实施例1中的活塞第三实施例结构示意图。 [0029] 图14为实施例1中的活塞第四实施例结构示意图。 [0030] 图15为本发明的实施例2的结构示意图。 [0031] 图16为本发明的实施例3中的活塞剖视结构示意图。 [0032] 图17为图16的俯视结构示意图。 [0033] 图18为图16中的局部放大结构示意图。 [0034] 图19为本发明的实施例3中的活塞另一方案的结构示意图。 [0035] 图20为图19的俯视结构示意图。 [0036] 图21为图19中的局部放大结构示意图。 [0037] 图22为本发明的实施例4的局部剖视结构示意图。 [0038] 图23为本发明的实施例5的局部剖视结构示意图。 [0039] 图中：1为旋转式压缩机，2为密封壳体，3为吐出管，5为室外换热器，7为膨胀阀，8为储液器，9为吸入管，10为吐出孔，11为吐出阀，13为轴心孔，14为偏心轴油孔，15为油池，17为偏心轴，18a为主轴承安装面，18b为副轴承安装面，21为压缩机构部，22为电机部， 23为汽缸，24为汽缸压缩腔，25为主轴承，26为副轴承，27为曲轴，28为活塞，29为滑片， 31a为高压腔，31b为低压腔，32为润滑膜，34a为主轴，34b为副轴，36为活塞的端部，37为圆周槽，38为薄壁，39为凹位，40为汽缸螺钉，41为油孔，42为环形槽，50为双缸旋转式压缩机，51为双缸压缩机构部，52a为第一汽缸，52b为第二汽缸，53为中板，54a为第一活塞， 54b为第二活塞，55为双缸轴承，56为主轴承，57为副轴承，60为密封壳体。 具体实施方式[0040] 下面结合附图及实施例对本发明作进一步描述。 [0041] 以下以卧式旋转式压缩机为例进行说明。 [0042] 实施例1 [0043] 参见图1，旋转式压缩机1由安装于圆柱形的密封壳体2内部的压缩机构部21、以及配置于其上部的电机部22构成。压缩机构部21由气缸23、在气缸压缩腔24内作偏心回转的活塞28、与活塞28相接且往复运动的滑片29、驱动活塞28的曲轴27、润滑支撑曲轴27的主轴承25和副轴承26构成，上述各零部件通过五组气缸螺钉40组装在一起。主轴承25上设置有由吐出孔10和吐出阀11构成的吐出装置。 [0044] 组装完成的压缩机构部21，通过气缸23的外周固定于密封壳体2的内壁上。油从吐出管3注入，囤积于壳体2底部的油池15。 [0045] 在搭载旋转式压缩机1的系统中，从吸入管9注入的低压气体在气缸压缩腔24中压缩后变为高压气体，高压气体从吐出孔10开始喷出，并经由吐出阀11吐出到密封壳体2的内部。因此，密封壳体2的内部压力为与吐出压力相当的高压侧。其后，从吐出管3吐出的高压气体，从室外换热器5开始，经由膨胀阀7，从室内换热器6流入储液器8，最后流进吸入管9，再被吸入到气缸压缩腔24中。 [0046] 参见图2-图3，配置于被固定在密封壳体2内壁上的气缸23的中央部的气缸压缩腔24，通过活塞28和滑片29，被划分为高压腔31a和低压腔31b。 [0047] 被曲轴27偏心轴17驱动的活塞28，如箭头所示，顺时针地进行每秒数次的自转，沿着气缸压缩腔24的内壁、与电机部22的回转速度同步，进行每秒约50～60次的偏心回转。与活塞28外壁相接的滑片29，与活塞28的偏心回转同步，进行往复运动。因此，低压腔31b和高压腔31a在高速下改变容积。 [0048] 对位于气缸压缩腔24外侧的圆形的副轴承安装面18b进行平面度为约2μm的精密研磨加工。如图3所示，通过气缸螺钉40，副轴承26被牢固地安装于副轴承安装面18b，主轴承25被牢固地安装于气缸23上面的主轴承安装面18a。 [0049] 在此，把气缸23的主轴承安装面18a和副轴承安装面18b之间形成的尺寸当作气缸高度尺寸Hc，同样地把圆柱形的活塞28的上下二个端面之间的尺寸当作活塞高度尺寸Hr，这些高度尺寸的差是气缸23上下二个轴承安装面和活塞28的上下二个端面之间形成的间隙总和，把其称为活塞高度间隙Δr。有Δr＝Hc-Hr。 [0050] 活塞高度间隙Δr的一半，即1/2Δr，变成活塞28上下二个端部分别滑动的滑动间隙。在旋转式压缩机1中，活塞高度间隙Δr或活塞28上下二个端部的滑动间隙占据了与气缸压缩腔24相通的最长间隙，是决定旋转式压缩效率的最重要因素。因此，活塞高度间隙Δr通过选定嵌合气缸和活塞的高度尺寸，一般来说，误差范围为1～2μm、决定组合。 [0051] 构成压缩机构部21的零部件：气缸23、活塞28、主轴承25和副轴承26的加工精度，压缩机构部21被气缸螺钉40组装时的变形以及密封壳体2安装时的变形，都对活塞高度间隙Δr有较大的影响。对零部件的加工精度可进行逐一的管理；虽然可以逐一测试压缩机构部21在组装时发生的变形量，但是，很难管理其离散度。 [0052] 构成压缩机构部21的零部件变形为：(1)把主轴承25和副轴承26通过气缸螺钉40连接到气缸23上时，所产生的上述三种零部件变形，也就是主轴承25、副轴承26和气缸 23各自的变形；(2)把压缩机构部21的外周焊接固定到密封壳体2的内壁上所产生的上述三种零部件变形；(3)伴随压缩压力引起的曲轴27变形所产生的主轴承25和副轴承26的变形；(4)相当于吐出压力的密封壳体2内压和气缸压缩腔24内压的之间的压差压缩产生的主轴承25和副轴承26的变形。而且，还需考虑气缸、活塞高度尺寸和平面度的离散度。 这里的平面度是同时指活塞和气缸的上下二个端面的平面度。 [0053] 今后，把这些变形和离散度总称为“轴承变形”，把其变形量总称为“轴承变形量”。 [0054] 在轴承变形中，影响活塞高度间隙Δr的变形，特别是主轴承25和副轴承26平面度的恶化，这些变形并非在狭小的范围内凹凸，其特征为：整体为碗状，或起伏状。因此，随着活塞28的回转角度的变化，活塞高度间隙Δr值也变化。在活塞高度间隙Δr变大的地方，高压气体从相当于密封壳体2内的压力，也就是高压侧的活塞内部泄漏到气缸压缩腔，从而使压缩效率下降。 [0055] 说明该课题的一例。图4为气缸排量约20cc的以往空调用旋转式压缩机中，活塞高度间隙Δr的大小与效率的关系。在此使用的活塞高度间隙Δr为气缸和活塞部件单体的高度尺寸差，即为上述选择嵌合的值，与压缩机构部组装完成后的实际的活塞高度间隙Δr不同。 [0056] 横轴表示活塞高度间隙Δr，单位为μm；纵轴表示耗电量，单位为KW/h；冷量的单位为KW/h；能效COP＝冷量/耗电量。对于图4的数据，各种电机都通用，所以可把能效COP的差考虑为压缩机构部的效率。 [0057] 如图4所示，冷量、耗电量与Δr的变化有密切的关系。其结果是，活塞高度间隙Δr为15μm时，能效COP出现最高值；活塞高度间隙Δr为14～17μm范围内，能效COP合格。 [0058] 当活塞高度间隙Δr比14μm小的时候，活塞高度间隙Δr就会变得很小，从而在活塞的上下二个端部和二个轴承的端部之间产生的滑动摩擦损失就会变大，耗电量增加。而且，活塞高度间隙Δr变小后，就会引起压缩机的起动不良、润滑油膜厚度的减少以及磨耗的产生，因此压缩机会出现故障。 [0059] 当活塞高度间隙Δr比17μm大的时候，从活塞内部开始、经由活塞的上下二个端部泄漏到气缸压缩腔的低压腔的高压气体再膨胀，从而使冷量下降。同样，从活塞内部泄漏到压缩中的高压腔，此时的高压腔为中间压力，的高压气体，在此再膨胀、增加耗电量。如此，从活塞内部泄漏到气缸压缩腔中的高压气体，不仅使冷量下降，而且会使耗电量增加，从而出现使能效COP大幅度下降的问题。 [0060] 本发明的实施例1，公开了解决该课题的方法。如图3所示，在活塞28的上下二个端部36的附近靠向其端面的位置、从内壁到外壁之间设置有圆周槽37，在活塞的上下二个端部36中，形成弹性变形的薄壁38。因此，相对主轴承25和副轴承26，薄壁38的上下两个端面成为活塞28的滑动面。 [0061] 压缩机运转时，通过贯通曲轴27中心的轴心孔13和与此连通的偏心轴油孔14的作用，活塞28的内部变为与密封壳体2压力相当的高压侧。通过从油池15的充分供油，可润滑偏心轴17的外壁和活塞28的内壁，并可以在活塞28的内部空间保留足够的油。 [0062] 参见图5，为气缸压缩腔24的详细图。把活塞28的上端部和主轴承25的端部之间的间隙看作Δ1，把活塞28的下端部和副轴承26端部之间的间隙看作Δ2。Δ1+Δ2＝活塞高度间隙Δr。压缩机运转时，活塞28偏心回转，引起压缩机构部21的轴承变形，从而使Δ1和Δ2相对独立，并经常性的各自改变其大小。 [0063] 图5为通过活塞28外周和滑片29(无图示)的作用，气缸压缩腔24被划分为低压腔31b和高压腔31a的状态下，这些腔内作用于薄壁38的压力分布图。 [0064] 低压腔31b的压力经常与吸入压力Ps相当，高压腔31a的压力通过活塞28的回转角度，在吸入压力Ps和与吐出压力相当的高压Pd之间变化，但是，图5为把高压腔31a看作吐出压力Pd。作用于开口在活塞28内部的圆周槽37上的压力，经常与吐出压力Pd或密封壳体2内压力Pd相当。 [0065] 薄壁38的刚性充分地小，根据作用于其上下的压力差进行弹性变形。图6为，薄壁38的变形形态。二个薄壁38呈现平缓的弯曲曲线，把其分别与主轴承25和副轴承26之间的间隙分别看作C1和C2。因此，Δ1和C1的差、及Δ2和C2的差，分别为各自薄壁38的弹性变形量。如果活塞28上下的二个薄壁38的设计相同，活塞28位于竖向的上下同一地方的弹性变形量就相同。 [0066] 薄壁38的弹性变形量为变数，由薄壁38的厚度和形状设计、活塞28的材料弹性系数等、气缸压缩腔24内部的吸入压力Ps与吐出压力Pd的大小等决定。为了提高耐磨耗性，通常对活塞实施热处理、提高其硬度。因此，其材料的弹性较好。 [0067] 低压腔31b经常为吸入压力Ps，薄壁38的弹性变形量变为最大，把此模式称为模式1。因此，模式1为，活塞28内外的压力差变得很大、气体泄漏在最大的条件下，使得气体泄漏达到最小。 [0068] 当高压腔31a的压力与吐出压力Pd相当时，薄壁38不进行弹性变形，把此模式称为模式0。因此，在模式0下，C1和C2都不发生变化。但是，活塞28的内部与高压腔31a之间没有压力差，所以不会发生气体从活塞28的内部泄漏到高压腔31a的现象。 [0069] 当高压腔31a的压力比吸入压力Ps高、比吐出压力Pd低的时候，即为位于中间压力Pm时，薄壁38的弹性变形量在模式1和模式0之间发生变化，把此模式称为模式1-0。在模式1-0时，高压腔31a的压力低，薄壁38的弹性变形量增大，随着高压腔31a的压力上升、弹性变形量减少，可自动减少从活塞28内径泄漏的气体量。 [0070] 参见图7-图9为，活塞28在气缸压缩腔24内顺时针偏心回转时的模式变化。θ为以滑片29中心线为基点时的活塞28回转角度。θ的范围为0～360度。在回转角度θ为某一定值时，活塞28和气缸压缩腔24内周之间的间隙可以变为最小。 [0071] 因此，与滑片29之间，气缸压缩腔24被划分为低压腔31b和高压腔31a。 [0072] 图7为当θ为90度时，低压腔31b为吸入压力Ps、高压腔31a为中间压力Pm。因此，在θ＝0～90度的范围内，活塞28的薄壁38的弹性变形为模式1；在θ＝90～360度的范围内，活塞28薄壁38的弹性变形为模式1-0。 [0073] 图8为当θ为190度时，低压腔31b为吸入压力Ps、高压腔31a为吐出压力Pd。因此，在θ＝0～190度的范围内，薄壁38的弹性变形为模式1；在θ＝190～360度的范围下，薄壁38的变形为模式0。 [0074] 图9为当θ为360度时，即活塞28和滑片29位于上止点时，气缸压缩腔24的整体变为低压腔31b。因为其压力为吸入压力Ps，所以薄壁38全周都是模式1。 [0075] 如此，活塞28在第一次的偏心回转时，就可以优化间隙C1和C2的间隙，随着回转角度的改变，可自动改变薄壁38的变形模式，使从活塞28内部泄漏的气体量达到最少。 [0076] 图8中，当θ＝190度，即位于活塞28外周把气缸压缩腔划分为低压腔和高压腔时的回转角度时，低压腔侧是模式1，高压腔侧是模式0，所以薄壁38的弹性变形量的差最大。在上述回转角两侧的大幅度范围内，薄壁38进行平缓的变形，所以无问题。 [0077] 关于以上说明的薄壁38的弹性变形量，根据图10对其设定方法的一例进行说明。纵轴把气缸的主轴承安装面18a的高度Hc当作基准面，相对地表示为其与活塞高度Hr之间形成的活塞高度间隙Δr。横轴上，表示了活塞高度Hr每1μm不同的转子：R1～R5。 [0078] 图10为把轴承变形量当作气缸基准面的变化量，用轴承变形曲线表示。在此，在活塞高度间隙Δr增加的方向与减少的方向，各自有5μm的变形。也就是说，轴承变形是以气缸基准面为中心的凹凸，其轴承变形量为±5μm。轴承变形量，如上述，是压缩机构部21组装所引起的主轴承25、副轴承26和气缸等的端部变形量的总合。 [0079] 在图4所述的以往旋转式压缩机的数据中，设定为压缩机停止时的活塞高度间隙Δr为15μm时，可获得最高能效COP。 [0080] 图10，以转子R3，活塞高度间隙Δr＝15μm时，为中心进行说明。 [0081] 设定为压缩机停止时的转子R3的Δr为15μm，如图所示，随着压缩机运转时轴承变形量的变化，转子R3的最小间隙为10μm，最大间隙为20μm。如此，随着运转中的轴承变形量的变化，活塞高度间隙Δr产生增减。 [0082] 换而言之，在以往的旋转式压缩机中，活塞高度间隙Δr合计为10μm的条件下，活塞进行回转，从而产生压缩作用。因此，从活塞内部泄漏的高压气体量，超出预想，成为能效COP下降的原因。 [0083] 为了解决该课题，在活塞的上下端部增加实施例1所示的薄壁38，在把弹性变形量分别设定为5μm的转子R3设计中，也就是弹性变形追加中，上述间隙10μm随着薄壁38a的弹性变形而消失。图10中，用“弹性变形追加”来表示。 [0084] 在此，应用到空调上的实例中，当吐出压力Pd和吸入压力Ps的差为2MPa，作用于2 薄壁38的表面压力在模式1时，约为20Kg/cm，较少。在该表面压力下，活塞28偏心回转后，相对薄壁38的主轴承25和副轴承26的滑动面上，分别产生1μm以上的润滑膜。 [0085] 因此，如上所述，当轴承变形量为10μm时，活塞的上下薄壁38的弹性变形量比此大，例如，当其各自的变形量为7μm，合计为14μm时无问题，且可进一步防止间隙产生的气体泄漏。 [0086] 增大弹性变形量后，可防止大的轴承变形量或无法预测的轴承变形量所产生的气体泄漏，因此，活塞高度间隙Δr的选择范围也变得更广。例如，在图10中，采用R5代替R3时，R5也可获得和R3同等的效果。 [0087] 如上所述，实施例1配置的薄壁38，与活塞28内部和外部之间的压力差有着比例关系，随着弹性变形量进行增减，从而大幅度降低从压缩机运转中产生的活塞高度间隙Δr泄漏高压气体到气缸压缩腔所引起的再膨胀损失，可达到进一步提高压缩机效率的效果。同时，可扩大能获得最高效率的活塞高度间隙Δr的选择范围，具有改善生产效率的效果。 [0088] 压缩机停止时，系统与压缩机的全部压力相当，所以实施例1中，压缩机起动时的薄壁38不进行弹性变形。因此，活塞高度间隙Δr最大，活塞28滑动所引起的摩擦阻力最小。因此，压缩机可更容易起动。 [0089] 图11为活塞高度间隙Δr预先减小薄壁38的方法，即在活塞高度增加的方向上事先进行定量D的初期变形的方法。通过该方法，使用冷媒的动作压力变小，即使在吐出压力Pd和吸入压力Ps的差压小的情况下、弹性变形量也可达到比定量D的初期变形量大的效果。 [0090] 在实施例1中，构成活塞上下的薄壁为同一形状；如改变2个薄壁形状的话，可优化其弹性变形量。例如，可应用于主轴承25和副轴承26变形大小有差异的情况。 [0091] 如图12所示，为了增加薄壁38的弹性变形量，可采用在圆周槽37的内部设置凹位39的方法。凹位39设置在圆周槽37内且靠向薄壁38的一侧。 [0092] 如图13所示，可取消单侧的薄壁。在取消单侧薄壁的设计中，另一侧薄壁38的弹性变形量增加，可发挥预期的作用及效果。 [0093] 如图14所示，在偏心轴17和活塞28内部的可嵌合范围内，扩大圆周槽37的宽度W后，可增加减轻活塞28重量的效果。活塞28的重量为不平衡的质量，所以通过减轻重量，可获得降低压缩机振动的效果。 [0094] 实施例2 [0095] 参见图15，针对活塞28的外壁和内壁之间的差：活塞厚度t变薄、圆周槽37不能足够深时的薄壁38的设计方法。 [0096] 在图15中，副轴34b的轴径要设计得比曲轴27的主轴34a的轴径小，活塞朝向副轴承的端部的宽度比朝向主轴承的端部的宽度大，从而扩大位于活塞28内部，在偏心轴17和副轴承26之间形成的空间部。其结果是，与实施例1一样，可增加活塞28下侧的薄壁38的全长，所以圆周槽37的深度变浅，可解决薄壁38弹性变形量减少的问题。 [0097] 其余未述部分见第一实施例，不再重复。 [0098] 实施例3 [0099] 参见图16，具有在薄壁38上设置四个油孔41的特征。该油孔41的一端开孔于活塞的端面，油孔的另一端开孔于圆周槽37。油孔41可把位于活塞28内部充足的油供给到活塞28的上下滑动面，可进一步减少这些滑动面的气体泄漏，且具有防止滑动面的摩擦损失和磨耗的效果。 [0100] 在本实施例中，通过将油孔41开孔于圆周槽37，具有可直接从圆周槽37的内部供油到薄壁38滑动面的特点。油孔41的个数要设置合理，可适当进行增减。 [0101] 如图17所示，在薄壁38上增加与油孔41相通的环形槽42。其结果是，活塞28上下滑动面的整体都可得到润滑，可进一步提高上述效果。 [0102] 其余未述部分见第二实施例，不再重复。 [0103] 实施例4 [0104] 参见图18，在相对活塞28上下二个滑动面的主轴承25和副轴承26的端面上，例如，使用二硫化钼皮膜或磷酸铁皮膜等润滑性卓越的材料，形成润滑膜32。其结果是：不仅仅是改善薄壁38滑动时的摩擦系数，可随着运转时间的推进，逐渐消磨掉润滑膜32的凸部，压缩机构部21的轴承变形均匀化，改善平面度。因此，可进一步防止薄壁38的弹性变形所引起的活塞内部的气体泄漏。如果平面度达到改善时，润滑膜32的消磨就会停止。润滑膜32既可以同时设置在主轴承25和副轴承26上，也可以单独设置在其中的任何一个上。 [0105] 其余未述部分见第三实施例，不再重复。 [0106] 实施例5 [0107] 参见图19，是把实施例1公开的技术应用到双缸旋转式压缩机50上。如果有需要，可较简单地应用实施例2～实施例4的技术。 [0108] 双缸旋转式压缩机50的双缸压缩机构部51包括第一气缸52a和第二气缸52b、其中间配置的中板53、圆柱形的第一活塞54a和第二活塞54b分别收纳在上述二个气缸内、与这些活塞的外周相接的二个滑片(无图示)、驱动二个活塞的双缸曲轴55、支撑双缸曲轴55的主轴承56和副轴承57。双缸压缩机构部51通过上述零部件及相应的气缸螺钉完成组装，其中，主轴承56的外周被焊接固定于密封壳体60的内壁上。 [0109] 与实施例1一样，第一活塞54a和第二活塞54b通过在活塞的上下二个端部附近设置的圆周槽37、分别形成薄壁38。在压缩机的运转中，相对第一活塞54a的上下端部的主轴承56和中板53之间形成的上下活塞高度间隙Δr、及相对第二活塞54b上下端部的副轴承57和中板53之间形成的上下活塞高度间隙Δr，分别随着实施例1所述的压缩机构部51的轴承变形而变动；分别随着薄壁38的弹性变形而达到最小化，或最适化。 [0110] 因此，可以减少从第一活塞54a内部泄漏到气缸压缩腔的气体量。同样，在第二活塞54b中，也可减少气体的泄漏。其结果是，与实施例1一样，可改善压缩机的效率。 [0111] 为了改善平面度，可以在主轴承、副轴承和/或中板53朝向活塞一侧的端面上设置有润滑膜32。也就是说可以根据需要在上述的三个零部件中的任何一个零部件上设置，也可以在上述的三个零部件中全部设置。 [0112] 与实施例1的单缸型旋转式压缩机相比，在双缸型旋转式压缩机中，构成压缩机构部51的零部件数目增多、压缩机构部51的整体高度变高，所以轴承变形会增加一段。因此，在双缸型旋转式压缩机中，防止从上述活塞内径泄漏高压气体的方法就更有效。 [0113] 在图19中，活塞54a和活塞54b各自在其上下端部上设有圆周槽37，如实施例1所述，在上述两个活塞中，根据需要，也可省略其中的某一个圆周槽37，或者对圆周槽37进行形状设计的变更。在两个气缸中，在高度或气缸压缩腔大小不同的设计中，可进行改变圆周槽的配置和设计等多种设计变更。 [0114] 其余未述部分见第四实施例，不再重复。 [0115] 综上所述，本发明通过在活塞的上下端部附近设置圆周槽、形成薄壁，通过跟随活塞内部与外部之间的压力差，使该薄壁进行弹性变形，从而达到防止活塞与主轴承、副轴承或中板之间形成的滑动间隙中泄漏出的高压气体所引起的压缩机效率损失。 [0116] 本发明所公开的技术方案不仅仅可以应用在竖向设置的曲轴和电机的立式旋转式压缩机中，对于横向设置的曲轴和电机的卧式旋转式压缩机也同样适用。 [0117] 综上所述，本发明公开的技术方案容易引入工业，易量产；且旋转式压缩机的效率具有较明显的提升。 |
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