旋轉(zhuǎn)壓縮的制造方法
【專利摘要】在組裝旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)時，將偏心部配置于與葉片位置成規(guī)定曲軸角度的位置，在使活塞與偏心部的最偏心的位置抵接，使上軸承的內(nèi)周面與曲軸的主軸部外周面抵接的狀態(tài)下，設(shè)形成于活塞的外周面與氣缸的內(nèi)周面之間的間隙為δ時，將間隙δ的最小值δmin設(shè)定在旋轉(zhuǎn)式壓縮機(jī)運轉(zhuǎn)中與曲軸的最大負(fù)載方向大致相反側(cè)的曲軸角度。
【專利說明】旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)
【技術(shù)領(lǐng)域】
[0001]本發(fā)明涉及用于空調(diào)機(jī)、電冰箱、鼓風(fēng)機(jī)、熱水器等的旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)。
【背景技術(shù)】
[0002]目前，在冷凍裝置和空調(diào)裝置等中使用如下壓縮機(jī)，S卩，該壓縮機(jī)吸入用蒸發(fā)器蒸發(fā)的氣體制冷劑，壓縮到冷凝所需要的壓力，向制冷劑回路中排出高溫高壓的制冷劑。作為這種壓縮機(jī)之一，已知有旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)。
[0003]圖18是現(xiàn)有旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)的主要部分截面圖。
[0004]如圖18所示，旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)中，將電動機(jī)(未圖示)和壓縮機(jī)構(gòu)部3用曲軸31連結(jié)后收納于密閉容器I內(nèi)。而且，壓縮機(jī)構(gòu)部3具備壓縮室39、活塞32、葉片(未圖示)。壓縮室39由氣缸30、封閉該氣缸30的兩端面的上軸承34和下軸承35形成?；钊?2位于壓縮室39內(nèi)，與被上軸承34和下軸承35支承的曲軸31的偏心部31a嵌合。葉片與活塞32的活塞外周面32a抵接，隨著活塞32的偏心旋轉(zhuǎn)進(jìn)行往復(fù)運動，將壓縮室39內(nèi)分隔成低壓部和聞壓部。
[0005]氣缸30開設(shè)有向壓縮室39內(nèi)的低壓部吸入氣體的吸入口 40。而且，上軸承34開通有從由壓縮室39內(nèi)的低壓部轉(zhuǎn)變形成的高壓部排出氣體的排出口 38。而且，活塞32收容于上軸承34及下軸承35和被它們上下封閉的氣缸30形成的壓縮室39內(nèi)。排出口 38形成為貫通上軸承34的俯視為圓形的孔。而且，在排出口 38的上表面設(shè)有受到規(guī)定大小以上的壓力則打開的排出閥36。另外，上軸承34的上方設(shè)有用于對排出的氣體進(jìn)行消音的杯形消音器37。
[0006]在上述結(jié)構(gòu)的旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)中，在低壓部側(cè)，當(dāng)活塞32的外周面滑動部通過并遠(yuǎn)離吸入口 40時，吸入室逐漸擴(kuò)大。而且，從吸入口 40向吸入室內(nèi)吸入氣體。另一方面，在高壓部側(cè)，當(dāng)活塞32的外周面滑動部靠近排出口 38時，壓縮室39逐漸縮小。而且，在達(dá)到規(guī)定壓力以上的時刻，排出閥36打開，壓縮室39內(nèi)的氣體從排出口 38排放到杯形消音器37內(nèi)。
[0007]在這種旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)中，存在如下問題，即，活塞外周面32a和氣缸內(nèi)周面30a強力接觸，由此，產(chǎn)生燒損和磨損的問題，或者輸入增加導(dǎo)致壓縮機(jī)效率降低。因此，如圖16所示，在活塞外周面32a與氣缸內(nèi)周面30a之間設(shè)有運轉(zhuǎn)時最小間隙W。而且，根據(jù)該運轉(zhuǎn)時最小間隙W和壓縮室39的高度H求得的泄漏面積S的大小也會影響壓縮機(jī)的效率。
[0008]在此，若較大地設(shè)定運轉(zhuǎn)時最小間隙W，則通過該運轉(zhuǎn)時最小間隙W從高壓部向低壓部流出的壓縮流體量增加。因此，壓縮后的制冷劑氣體從運轉(zhuǎn)時最小間隙W泄漏，損失(下面，稱為“泄漏損失”。)增加，因此，壓縮機(jī)效率降低。
[0009]另一方面，若較小地設(shè)定該運轉(zhuǎn)時最小間隙W，雖然泄漏損失減少，但活塞外周面和氣缸內(nèi)周面強烈接觸。由此，損失(下面，稱為“滑動損失”。)增加，因此使壓縮機(jī)效率降低。另外，活塞外周面和氣缸內(nèi)周面強力滑動而產(chǎn)生燒損和磨損的問題。
[0010]因此，較大地設(shè)定兩者間的運轉(zhuǎn)時最小間隙W，使活塞外周面和氣缸內(nèi)周面不會相互強力接觸，以便消除燒損或磨損問題，減少滑動損失。
[0011]圖17是專利文獻(xiàn)I所述的現(xiàn)有旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)的非圓形(復(fù)曲線，復(fù)合圓)截面的氣缸形狀的示意圖。
[0012]例如，如圖17所示，將壓縮室設(shè)定為由多種曲率構(gòu)成的非圓形截面形狀。由此，SP使活塞外周面的包絡(luò)軌跡受軸心軌跡等的影響而成為非圓形，也能夠?qū)⑿D(zhuǎn)一圈期間的運轉(zhuǎn)時最小間隙W保持一定。其結(jié)果是，減少了泄漏損失和滑動損失。
[0013]另外，近年來，期望通過壓縮機(jī)使制冷劑循環(huán)的空調(diào)裝置等的高效化。因此，壓縮機(jī)的進(jìn)一步高效化變得日益重要。
[0014]現(xiàn)有技術(shù)文獻(xiàn)
[0015]專利文獻(xiàn)
[0016]專利文獻(xiàn)1:(日本)特開2003-214369號公報
【發(fā)明內(nèi)容】

[0017]發(fā)明所要解決的課題
[0018]但是，在上述現(xiàn)有構(gòu)造的旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)中，氣缸內(nèi)周面的截面形狀是由多種曲率構(gòu)成的非圓形，因此需要數(shù)ym級的精度，加工非常困難。另外，氣缸內(nèi)周面的表面粗糙度或起伏等加工誤差大大影響壓縮機(jī)效率，成為造成性能偏差的原因。
[0019]因此，本發(fā)明是鑒于上述情況而發(fā)明的，其目的在于，在不損害可靠性的前提下徹底減少運轉(zhuǎn)時最小間隙W引起的泄漏損失，且在不增加滑動損失的前提下進(jìn)一步提高壓縮機(jī)效率。
[0020]另外，其目的還在于，提供一種高效旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)，不管氣缸內(nèi)周面的加工精度和表面粗糙度等截面形狀如何都能夠容易地進(jìn)行加工。
[0021]用于解決課題的方案
[0022]本發(fā)明的第一方面提供一種旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)，在密閉容器內(nèi)具有電動機(jī)和壓縮機(jī)構(gòu)部，與上述電動機(jī)通過曲軸連結(jié)的上述壓縮機(jī)構(gòu)部包括:氣缸；從上下封閉上述氣缸的兩端面而形成壓縮室的上軸承和下軸承；設(shè)置在上述氣缸內(nèi)的與上述曲軸的偏心部嵌合的活塞；葉片，其追隨上述活塞的偏心旋轉(zhuǎn)，設(shè)置于上述氣缸，在槽內(nèi)進(jìn)行往復(fù)運動將上述壓縮室分隔為低壓部和高壓部；與上述低壓部連通的吸入口 ；和與上述高壓部連通的排出口，其中上述旋轉(zhuǎn)式壓縮機(jī)組裝時，將上述偏心部配置于與上述葉片位置成規(guī)定曲軸角度的位置，在使上述活塞與上述偏心部的最偏心的位置抵接，使上述上軸承的內(nèi)周面與上述曲軸的主軸部外周面抵接的狀態(tài)下，設(shè)形成于上述活塞的外周面與上述氣缸的內(nèi)周面之間的間隙為δ時，將上述間隙δ的最小值δπ?η設(shè)定在上述旋轉(zhuǎn)式壓縮機(jī)運轉(zhuǎn)中與上述曲軸的最大負(fù)載方向大致相反側(cè)的曲軸角度。
[0023]本發(fā)明的第二方面的旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)，其特征在于，在本發(fā)明的第一方面的旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)中，旋轉(zhuǎn)式壓縮機(jī)組裝時，在上述活塞與上述偏心部之間形成第一軸承間隙，在上述上軸承與上述曲軸的主軸部之間形成第二軸承間隙，在各曲軸角度下，使上述曲軸在運轉(zhuǎn)時的負(fù)載方向上移動上述第一軸承間隙，使上述活塞在運轉(zhuǎn)時的負(fù)載方向上移動上述第二軸承間隙，設(shè)形成于上述活塞外周與上述氣缸內(nèi)周虛擬線之間的最小間隙為β時，設(shè)定上述最小值Smin的方向，以使得曲軸角度為45度附近和225度附近的上述最小間隙β大致相坐寸O
[0024]本發(fā)明的第三方面的旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)，其特征在于，在本發(fā)明的第一或第二方面的旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)是具有兩個上述壓縮室的雙活塞旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)。
[0025]本發(fā)明的第四方面的旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)，其特征在于，在本發(fā)明的第一?第三方面的旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)中，上述δ min為5 μ m?10 μ m程度。
[0026]發(fā)明效果
[0027]—般來說，運轉(zhuǎn)時，曲軸向最大負(fù)載方向移動，因此在最大負(fù)載方向的相反側(cè)的曲軸角度下，運轉(zhuǎn)時最小間隙W增大。根據(jù)本發(fā)明，預(yù)先在最大負(fù)載方向的相反側(cè)的曲軸角度下設(shè)定最小間隙δ min,因此，運轉(zhuǎn)時最小間隙W減小，從而可以減少泄漏，能夠?qū)崿F(xiàn)高效化。因此能夠在不增加滑動損失的前提下縮小運轉(zhuǎn)時最小間隙W，減少泄漏損失，從而進(jìn)一步實現(xiàn)壓縮機(jī)的高效化。
【專利附圖】

【附圖說明】
[0028]圖1是本發(fā)明一實施例的旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)的縱截面圖。
[0029]圖2是表示旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)組裝時的該旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)的活塞和曲軸的間隙的關(guān)系的主要部分截面圖。
[0030]圖3是表示旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)組裝時的該旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)的壓縮室的主要部分平面圖。
[0031]圖4是表示圖3中上軸承的配置的主要部分平面圖。
[0032]圖5是圖4中的V-V線截面圖。
[0033]圖6是表示旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)運轉(zhuǎn)時的該旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)的壓縮室的主要部分平面圖。
[0034]圖7是表示旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)運轉(zhuǎn)時的各間隙的截面圖。
[0035]圖8是表示單活塞旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)的曲軸的負(fù)載的大小和方向的圖。
[0036]圖9是表示單活塞旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)的最小間隙δ min在常規(guī)的角度下的活塞外周面的軌跡的圖。
[0037]圖10是表示單活塞旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)中以45度和225度附近的最小間隙β相等的方式設(shè)定最小間隙δ min方向時的活塞外周面的軌跡的圖。
[0038]圖11是表示雙活塞旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)的曲軸的負(fù)載的大小和方向的圖。
[0039]圖12是表示雙活塞旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)的最小間隙δ min在常規(guī)角度下的活塞外周面的軌跡的圖。
[0040]圖13是表示雙活塞旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)中以45度和225度附近的最小間隙β相等的方式設(shè)定最小間隙δ min方向時的活塞外周面的軌跡的圖。
[0041]圖14是表示雙活塞旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)中的最小間隙δπ?η在常規(guī)角度下，將最小間隙δ min縮小到5?IOym程度時的活塞外周面的軌跡的圖。
[0042]圖15是表示雙活塞旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)中的以45度和225度附近的最小間隙β相等的方式設(shè)定最小間隙δη?η方向，將最小間隙δη?η縮小到5?10 μ m程度時的活塞外周面的軌跡的圖。
[0043]圖16是表示泄漏面積S的示意圖。
[0044]圖17是表示現(xiàn)有壓縮機(jī)的非圓形(復(fù)曲線)截面的氣缸形狀的示意圖。
[0045]圖18是現(xiàn)有的旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)的主要部分截面圖。[0046]符號說明
[0047]I密閉容器
[0048]2電動機(jī)
[0049]3壓縮機(jī)構(gòu)部
[0050]4上殼
[0051]5制冷劑排出管
[0052]22定子
[0053]24轉(zhuǎn)子
[0054]26氣隙
[0055]28缺口部
[0056]30氣缸
[0057]30a氣缸內(nèi)周面
[0058]31曲 軸
[0059]31a偏心部
[0060]31b偏心部外周面
[0061]31c主軸部
[0062]32活塞
[0063]32a活塞外周面
[0064]32b活塞內(nèi)周面
[0065]33葉片
[0066]34上軸承
[0067]34a上軸承34的內(nèi)周面
[0068]35下軸承
[0069]36排出閥
[0070]37杯形消音器
[0071]38排出口
[0072]39壓縮室
[0073]40吸入口
【具體實施方式】
[0074]本發(fā)明第一實施方式的旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)，在組裝旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)時，將曲軸的偏心部配置于與葉片位置成規(guī)定曲軸角度的位置，在使活塞與曲軸的偏心部的最偏心的位置抵接，使上軸承的內(nèi)周面與曲軸的外周面抵接的狀態(tài)下，設(shè)形成于活塞的外周面與氣缸的內(nèi)周面之間的間隙為δ時,將間隙δ的最小值δ min設(shè)定在運轉(zhuǎn)中與上述曲軸的最大負(fù)載方向大致相反側(cè)的曲軸角度。一般來說，運轉(zhuǎn)時，曲軸向最大負(fù)載方向移動，因此在最大負(fù)載方向的相反側(cè)的曲軸角度下，運轉(zhuǎn)時最小間隙W增大。根據(jù)本實施方式，預(yù)先在最大負(fù)載方向的相反側(cè)的曲軸角度設(shè)定了最小間隙Smin，因此，運轉(zhuǎn)時最小間隙W減小。因此可以減少泄漏，能夠?qū)崿F(xiàn)高效化。
[0075]本發(fā)明的第二實施方式的旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)，在第一實施方式的旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)中，在組裝時，在活塞與曲軸的偏心部之間形成第一軸承間隙，在上軸承與曲軸的主軸部之間形成第二軸承間隙，在各曲軸角度下，使曲軸在運轉(zhuǎn)時的負(fù)載方向上移動第一軸承間隙，使活塞在運轉(zhuǎn)時的負(fù)載方向上移動第二軸承間隙，設(shè)形成于活塞外周與氣缸內(nèi)周虛擬線之間的最小間隙為β時，設(shè)定最小值δ min的方向，以使得曲軸角度為45度附近和225度附近的最小間隙β大致相等。根據(jù)本實施方式，曲軸角度為45度附近和225度附近的運轉(zhuǎn)時最小間隙W大致相等，設(shè)曲軸的負(fù)載方向的虛擬線對稱，實現(xiàn)間隙均衡化，因此，不會造成大的滑動損失。因此，能夠抑制磨損和燒損等可靠性的降低，同時能夠減少運轉(zhuǎn)時最小間隙W引起的泄漏，實現(xiàn)高效化。
[0076]本發(fā)明第三實施方式是，第一或第二實施方式的旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)為具有兩個壓縮室的雙活塞旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)。根據(jù)本實施方式，與單活塞旋轉(zhuǎn)相比，雙活塞旋轉(zhuǎn)的負(fù)載方向大致一定，且負(fù)載變大。因此，能夠進(jìn)一步抑制磨損和燒損等可靠性方面的降低，同時能夠減少運轉(zhuǎn)時最小間隙W引起的泄漏，實現(xiàn)聞效化。
[0077]本發(fā)明第四實施方式是，在第一?第三中任一實施方式的旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)中，SminS定為5μπι?10 μ m程度。根據(jù)本實施方式，將曲軸的負(fù)載方向的虛擬線設(shè)定為對稱，實現(xiàn)間隙均衡化。因此，即使過度縮小最小間隙Smin，運轉(zhuǎn)時在曲軸角度為45度附近和225度附近也不會造成大的滑動損失。因此，能夠抑制磨損和燒損等可靠性方面的降低，同時能夠減少運轉(zhuǎn)時最小間隙W引起的泄漏，實現(xiàn)聞效化。
[0078]下面，參照附圖，說明本發(fā)明的實施例。需要說明的是，本發(fā)明不限定于該實施例。
[0079]圖1是本發(fā)明一實施例的旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)的縱截面圖，圖6是表示運轉(zhuǎn)時的該旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)的壓縮室的主要部分平面圖。
[0080]圖中，本實施例的旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)將電動機(jī)2和壓縮機(jī)構(gòu)部3收納于密閉容器I內(nèi)。電動機(jī)2和壓縮機(jī)構(gòu)部3被曲軸31連結(jié)。電動機(jī)2由定子22和轉(zhuǎn)子24構(gòu)成。壓縮機(jī)構(gòu)部3由氣缸30、活塞32、葉片33、上軸承34和下軸承35構(gòu)成。
[0081]壓縮室39由氣缸30、封閉該氣缸30的兩端面的上軸承34和下軸承35形成。活塞32收容于該壓縮室39內(nèi)，與被上軸承34和下軸承35支承的曲軸31的偏心部31a嵌合。葉片33在設(shè)于氣缸30的槽33a內(nèi)進(jìn)行往復(fù)運動，始終與活塞外周面32a抵接，從而將壓縮室39內(nèi)分隔成低壓部39a和高壓部39b。壓縮室39由葉片33和運轉(zhuǎn)時最小間隙W形成兩個空間。與吸入口 40連通的空間為低壓部39a，與排出口 38連通的空間為高壓部39b。在此，運轉(zhuǎn)時最小間隙W是在活塞32最接近氣缸30的位置產(chǎn)生的運轉(zhuǎn)時的間隙。
[0082]氣缸30開通有吸入口 40，吸入口 40向壓縮室39內(nèi)的低壓部39a吸入(供給)制冷劑氣體。上軸承34開通有排出口 38，排出口 38從高壓部39b排出氣體。排出口 38形成為貫通上軸承34的圓形孔。在該排出口 38的上表面設(shè)有排出閥36，排出閥36在受到規(guī)定大小以上的壓力時打開。該排出閥36被杯形消音器37覆蓋。
[0083]壓縮機(jī)構(gòu)部3的低壓部39a隨著運轉(zhuǎn)時最小間隙W遠(yuǎn)離吸入口 40，其容積逐漸擴(kuò)大。而且，通過容積的擴(kuò)大使制冷劑氣體從吸入口 40流入。低壓部39a通過活塞32的偏心旋轉(zhuǎn)一邊改變?nèi)莘e一邊移動，容積轉(zhuǎn)為減少，從而形成高壓部39b。
[0084]另一方面，高壓部39b隨著運轉(zhuǎn)時最小間隙W靠近排出口 38，其容積逐漸縮小，由于容積的縮小而引起壓力升高。高壓部39b在壓縮到規(guī)定壓力以上的時刻，排出閥36打開，高壓制冷劑氣體從排出口 38流出。[0085]而且，制冷劑氣體自杯形消音器37排放到密閉容器I內(nèi)。而且，通過在定子22與密閉容器I內(nèi)周形成的缺口部28和電動機(jī)2的氣隙26送往電動機(jī)2上部的上殼體4內(nèi)。而且，從制冷劑排出管5排放到密閉容器I的外部。圖1中的箭頭表示制冷劑的流動。
[0086]另外，在偏心部31a的上端面、上軸承34和活塞32的內(nèi)周面之間具有空間46，在偏心部31a的下端面、下軸承35和活塞32的內(nèi)周面之間具有空間47。油從油孔41經(jīng)過供油孔42、43漏入該空間46、47。另外，該空間46、47的壓力幾乎始終處于高于壓縮室39內(nèi)部的壓力的狀態(tài)。
[0087]另一方面，氣缸30的高度必須設(shè)定為比活塞32的高度稍大，以使活塞32可在其內(nèi)部滑動。其結(jié)果是，在活塞32的端面和上軸承34的端面之間、活塞32的端面和下軸承35的端面之間具有間隙。因此，油經(jīng)由該間隙從空間46、47漏入壓縮室39。
[0088]圖2是表示組裝時的本實施例的旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)的活塞和曲軸的間隙的關(guān)系的主要部分截面圖，圖3是表示組裝時的同旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)的壓縮室的主要部分平面圖，圖4是表示圖3中上軸承的配置的主要部分平面圖，圖5是圖4中的V-V線截面圖。
[0089]在本發(fā)明的旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)中，如圖2、圖3所示，將活塞32的活塞內(nèi)周面32b和曲軸31的偏心部31a的偏心部外周面31b之間的間隙設(shè)定為第一軸承間隙cl。此時，組裝該旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)時，如圖3所示，以其偏心部31a與葉片33成角度Θ的方式配置曲軸31。角度Θ為曲軸31的與最大負(fù)載方向的大致相反側(cè)的角度。另外，下述最小間隙δπ?η配置為比連接葉片33和曲軸31的中心的虛擬線更靠近排出口 38側(cè)。在這樣將偏心部31a配置于角度Θ的位置的狀態(tài)下，使活塞32與偏心部31a的最偏心的位置抵接。其結(jié)果是，在角度θ的位置，在活塞外周面32a和氣缸內(nèi)周面30a之間形成最小間隙δη?η。另外,在角度Θ的位置，在活塞內(nèi)周面32b和偏心部外周面31b之間形成第一軸承間隙Cl。
[0090]在保持圖3的配置的狀態(tài)下，如圖4所示配置上軸承34。
[0091]S卩，使上軸承34在與葉片33成角度Θ的方向上與曲軸31的主軸部31c(偏心部31a的非最偏心的位置)抵接，在上軸承34的內(nèi)周面34a和曲軸31的主軸部31c之間形成第二軸承間隙c2。
[0092]通過上述組裝，在與葉片33成角度Θ的虛擬線上配置有最小間隙δ min、第一軸承間隙Cl和第二軸承間隙c2。
[0093]圖5表示最小間隙δ min、第一軸承間隙cl和第二軸承間隙c2的配置狀態(tài)。
[0094]一般來說，在旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)中，由于活塞外周面32a和氣缸內(nèi)周面30a強力接觸，可能導(dǎo)致產(chǎn)生燒損和磨損的問題。
[0095]因此，如圖16所示，在活塞外周面32a和氣缸內(nèi)周面30a之間設(shè)有運轉(zhuǎn)時最小間隙W。而且，根據(jù)該運轉(zhuǎn)時最小間隙W和壓縮室39的高度H求得的泄漏面積S的大小會影響壓縮機(jī)效率。
[0096]例如，若較大地設(shè)定運轉(zhuǎn)時最小間隙W,則通過該運轉(zhuǎn)時最小間隙W從高壓部向低壓部流出的壓縮流體的量增加。因此，壓縮后的制冷劑氣體從運轉(zhuǎn)時最小間隙W泄漏，泄漏損失增加，因此使壓縮機(jī)效率降低。
[0097]另一方面，若較小地設(shè)定該運轉(zhuǎn)時最小間隙W，雖然泄漏損失減少，但活塞外周面32a和氣缸內(nèi)周面30a強力接觸。由此，滑動損失增加，因此，壓縮機(jī)效率降低。另外，活塞外周面32a和氣缸內(nèi)周面30a強力滑動導(dǎo)致產(chǎn)生燒損和磨損的問題。[0098]利用圖6和圖7說明如上所述組裝的壓縮機(jī)構(gòu)部運轉(zhuǎn)時的狀態(tài)。
[0099]首先,利用圖6說明壓縮機(jī)構(gòu)部運轉(zhuǎn)時的最小間隙δ min和運轉(zhuǎn)時最小間隙W的關(guān)系。
[0100]如已經(jīng)說明的那樣,組裝時,在活塞外周面32a和氣缸內(nèi)周面30a之間形成有最小間隙δη?η。
[0101]運轉(zhuǎn)時，如圖6的箭頭所示，對活塞32施加差壓力X。由于壓縮室39內(nèi)形成了低壓部39a和高壓部39b，因此，差壓力X從高壓部39b側(cè)向低壓部39a側(cè)作用。而且，通過該差壓力X向低壓部39a側(cè)按壓活塞32，使其進(jìn)行位移。因此，在運轉(zhuǎn)時，不會在組裝時設(shè)定的最小間隙S min的位置形成運轉(zhuǎn)時最小間隙W，角度(Θ + α)的位置形成活塞外周面32a和氣缸內(nèi)周面30a最靠近的運轉(zhuǎn)時最小間隙W。另外，該運轉(zhuǎn)時最小間隙W是比最小間隙δ min窄的間隙(α是根據(jù)運轉(zhuǎn)狀態(tài)而變化的小角)。
[0102]接著，利用圖7說明壓縮機(jī)構(gòu)部運轉(zhuǎn)時的運轉(zhuǎn)時最小間隙W、第一軸承間隙Cl和第二軸承間隙c2的關(guān)系。
[0103]如圖7所示，運轉(zhuǎn)時，處于活塞32內(nèi)側(cè)的曲軸31的偏心部31a和處于上軸承34內(nèi)側(cè)的曲軸31，分別利用油膜壓向中心移動。因此，組裝時設(shè)定的最小間隙δπ?η在運轉(zhuǎn)時縮小第一軸承間隙Cl的1/2和第二軸承間隙c2的1/2的量。由此，理論上形成接近零的運轉(zhuǎn)時最小間隙W，實際上以油膜程度的間隙尺寸進(jìn)行運轉(zhuǎn)。
[0104]一般來說,運轉(zhuǎn)時，曲軸31向最大負(fù)載方向移動，因此,在最大負(fù)載方向的相反側(cè)的曲軸角度下，運轉(zhuǎn)時最小間隙W增大。根據(jù)本實施方式，預(yù)先在最大負(fù)載方向的相反側(cè)的曲軸角度設(shè)定了最小間隙S min，因此能夠在最大負(fù)載方向的相反側(cè)的曲軸角度下，較小地保持運轉(zhuǎn)時最小間隙W，減少了泄漏。另外，在其它曲軸角度下，運轉(zhuǎn)時最小間隙W不會減小，因此，輸入不會上升，能夠?qū)崿F(xiàn)高效化。
[0105]在此，圖8表示在施加在單活塞旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)的曲軸31上的轉(zhuǎn)一圈中的負(fù)載下，各曲軸角度下的負(fù)載的大小和方向(葉片方向為I軸正側(cè)，吸入方向為X軸負(fù)側(cè)、I軸正側(cè))。如圖所示，在曲軸角度225度附近為最大負(fù)載。
[0106]另外，圖9、圖10表示在各曲軸角度下，假設(shè)沒有氣缸30，使曲軸31向運轉(zhuǎn)時的負(fù)載方向移動第二軸承間隙c2的量,且使活塞32向運轉(zhuǎn)時的負(fù)載方向移動第一軸承間隙cl的量時的、活塞外周面32a的軌跡與氣缸內(nèi)周面30a的位置關(guān)系(將各曲軸角度下，活塞外周面32a與氣缸內(nèi)周面30a的虛擬線之間形成的最小間隙設(shè)為β。最小間隙β在將擴(kuò)展到比氣缸內(nèi)周面30a更靠外的外側(cè)時的間隙設(shè)為大致為O (油膜保持)時，與運轉(zhuǎn)時最小間隙W大致相等。)。圖9是在常規(guī)方向上設(shè)定最小間隙δπ?η的方向的圖，圖10是以曲軸角為45度附近和225度附近的最小間隙β大致相等的方式設(shè)定最小間隙δπ?η的方向的圖。比較圖9和圖10，擴(kuò)展到氣缸內(nèi)周面30a的更外側(cè)的部分由油膜保持，因此，實際上沿著氣缸內(nèi)周面30a運轉(zhuǎn)。需要說明的是，圖10中滑動部的長度明顯縮小，能夠盡量抑制滑動損失增加。因此，可以在大曲軸角度的范圍內(nèi)使最小間隙β均勻化，可減少泄漏損失，能夠高效化。
[0107]另外，圖11表示在施加在雙活塞旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)(未圖示)的曲軸31上的轉(zhuǎn)一圈中的負(fù)載下，各曲軸角度下的負(fù)載的大小和方向。如圖所示，在曲軸角225度附近為最大負(fù)載。
[0108]圖12、圖13表示在各曲軸角度下假設(shè)沒有氣缸30，在各曲軸角度下，使曲軸31向運轉(zhuǎn)時的負(fù)載方向移動第二軸承間隙c2的量,且使活塞32向運轉(zhuǎn)時的負(fù)載方向移動第一軸承間隙Cl的量時的、活塞外周面32a的軌跡和氣缸內(nèi)周面30a的虛擬線的位置關(guān)系(只記載單側(cè)的氣缸30)。圖12在常規(guī)方向上設(shè)定最小間隙δπ?η的方向。圖13以曲軸角度45度附近和225度附近的最小間隙β大致相等的方式設(shè)定最小間隙δ min的方向。比較圖12和圖13，擴(kuò)展到氣缸內(nèi)周面30a虛擬線的更外側(cè)的部分由油膜保持，因此，實際上沿著氣缸內(nèi)周面30a運轉(zhuǎn)。需要說明的是，圖13中滑動部的長度明顯縮小，能夠盡量抑制滑動損失增加。因此，能夠在大曲軸角度的范圍內(nèi)使最小間隙β均勻化，可減少泄漏損失，能夠高效化。另外，與單活塞旋轉(zhuǎn)相比，軸承負(fù)載方向位于大致一定的方向上，能夠更加均衡地使曲軸角45度附近和225度附近的最小間隙β均勻化，因此，能夠進(jìn)一步高效化。
[0109]另外，圖14是在常規(guī)方向上設(shè)定最小間隙δ min的方向,最小間隙δ min極小化為5?IOym時的圖，圖15是以曲軸角45度附近和225度附近的最小間隙β大致相等的方式設(shè)定最小間隙δ min的方向,最小間隙δ min極小化為5?10 μ m時的圖。比較圖14和圖15，圖14中滑動部的長度大幅增加,而圖15中遍及全周使最小間隙β均勻化。另外，圖14中，由于最小間隙β不會以縮小最小間隙δ min的比例縮小，因此，也不會提高體積效率，只是輸入上升。圖15中，輸入不怎么上升，而體積效率大幅提高。一般認(rèn)為，若縮小最小間隙S min則會提高體積效率，但10 μ m程度為極限值。若像本實施例那樣在曲軸31的最大負(fù)載方向的大致相反側(cè)方向上設(shè)定最小間隙δ min,則將最小間隙δ min設(shè)定為10 μ m以下也能夠?qū)崿F(xiàn)進(jìn)一步的效率提高(比較圖13和圖15)。
[0110]工業(yè)上的實用性
[0111]如上所述，本發(fā)明的旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)能夠抑制磨損和燒損等可靠性方面的降低，并且，能夠同時減少泄漏損失和滑動損失，實現(xiàn)壓縮機(jī)的高效化。由此，還能夠適用于使用HFC系制冷劑或HCFC系制冷劑的空調(diào)用壓縮機(jī)、使用天然制冷劑即二氧化碳的空調(diào)或熱泵式熱水器等用途。
【權(quán)利要求】
1.一種旋轉(zhuǎn)式壓縮機(jī)，其特征在于: 在密閉容器內(nèi)具有電動機(jī)和壓縮機(jī)構(gòu)部， 與所述電動機(jī)通過曲軸連結(jié)的所述壓縮機(jī)構(gòu)部包括: 氣缸; 從上下封閉所述氣缸的兩端面而形成壓縮室的上軸承和下軸承； 設(shè)置在所述氣缸內(nèi)的與所述曲軸的偏心部嵌合的活塞； 葉片，其追隨所述活塞的偏心旋轉(zhuǎn)，設(shè)置于所述氣缸，在槽內(nèi)進(jìn)行往復(fù)運動將所述壓縮室分隔為低壓部和高壓部； 與所述低壓部連通的吸入口 ；和 與所述高壓部連通的排出口，其中 所述旋轉(zhuǎn)式壓縮機(jī)組裝時，將所述偏心部配置于與所述葉片位置成規(guī)定曲軸角度的位置，在使所述活塞與所述偏心部的最偏心的位置抵接，使所述上軸承的內(nèi)周面與所述曲軸的主軸部外周面抵接的狀態(tài)下，設(shè)形成于所述活塞的外周面與所述氣缸的內(nèi)周面之間的間隙為δ時， 將所述間隙δ的最小值δπ?η設(shè)定在所述旋轉(zhuǎn)式壓縮機(jī)運轉(zhuǎn)中與所述曲軸的最大負(fù)載方向大致相反側(cè)的曲軸角度。
2.如權(quán)利要求1所述的旋轉(zhuǎn)式壓縮機(jī)，其特征在于: 所述旋轉(zhuǎn)式壓縮機(jī)組裝時， 在所述活塞與所述偏心部之間形成第一軸承間隙， 在所述上軸承與所述主軸部之間形成第二軸承間隙， 在各曲軸角度下， 使所述曲軸在運轉(zhuǎn)時的負(fù)載方向上移動所述第一軸承間隙， 使所述活塞在運轉(zhuǎn)時的負(fù)載方向上移動所述第二軸承間隙， 設(shè)形成于所述活塞外周與所述氣缸內(nèi)周虛擬線之間的最小間隙為β時，設(shè)定所述最小值Smin的方向，以使得曲軸角度為45度附近和225度附近的所述最小間隙β大致相等。
3.如權(quán)利要求1或權(quán)利要求2所述的旋轉(zhuǎn)式壓縮機(jī)，其特征在于:所述壓縮室為兩個。
4.如權(quán)利要求1?3中任一項所述的旋轉(zhuǎn)式壓縮機(jī)，其特征在于:所述δπ?η*.5 μ m ~ 10 μ m f呈 jj。
【文檔編號】F04C29/00GK103782037SQ201380002908
【公開日】2014年5月7日 申請日期:2013年5月31日 優(yōu)先權(quán)日:2012年6月1日
【發(fā)明者】船越大輔, 吉田裕文, 尾形雄司, 鹽谷優(yōu), 中井啟晶, 苅野健 申請人:松下電器產(chǎn)業(yè)株式會社