旋转式压缩机及具有旋转式压缩机的制冷循环装置.pdf

本发明提供一种能抑制转轴的偏心部与偏心滚筒的滑动损失、防止挠曲变形并提高压缩性能的旋转式压缩机以及制冷循环装置。本发明的旋转式压缩机采用这样的结构：设转轴的偏心部半径为Rc，主轴部半径为Rm，副轴部半径为Rs，偏心部的偏心量为e时，满足Rc＜Rm+e……式1、Rc≥Rs+e……式2，设连结部的轴向长度为L，连结部的轴径为ΦD，偏心滚筒的轴向长度(厚度)为H时，满足(2L-H)/(D+2e)≥0.5……式3，设排出压力与吸入压力的差压为ΔP，偏心滚筒的外径为ΦDro，转轴的杨氏模量为E，连结部

1.  一种旋转式压缩机，在密闭容器内收纳有电动机部和压缩机构部，
所述压缩机构部具有：
多个缸，该多个缸隔着中间隔板设置，并分别具有内径部；
主轴承，该主轴承安装在所述一个缸上，与所述中间隔板一起覆盖该缸的内径部，从而形成第一缸室；
副轴承，该副轴承安装在所述另一个缸上，与所述中间隔板一起覆盖该缸的内径部，从而形成第二缸室；
转轴，该转轴具有分别收纳于所述第一缸室和第二缸室的偏心部、被所述主轴承支承的主轴部和被所述副轴承支承的副轴部，并与所述电动机部连结；以及
偏心滚筒，该偏心滚筒分别与所述转轴的所述偏心部嵌合，并在所述第一缸室和第二缸室内被驱动而旋转，
所述旋转式压缩机的特征在于，采用如下的结构：
设所述转轴的偏心部半径为Rc，转轴的主轴部半径为Rm，转轴的副轴部半径为Rs，偏心部的偏心量为e时，满足下述式1、式2：
Rc＜Rm+e    式1
Rc≥Rs+e    式2
且相邻的偏心部之间的连结部为圆柱状或圆筒状，
此外，设所述连结部的轴向长度为L，连结部的轴径为ΦD，所述偏心滚筒的轴向长度(厚度)为H时，满足下述式3：
(2L-H)/(D+2e)≥0.5    式3
此外，设压缩运转时的排出压力与吸入压力的差压为ΔP，所述偏心滚筒的外径为Dro，转轴的杨氏模量为E，连结部的断面转动惯量为M时，满足下述式4：
(ΔP·Dro·H·L³)/(E·M)≤0.02mm    式4
其中，M＝π·(D⁴-Di⁴)/64，Di：圆筒状连结部的内径。

2.  如权利要求1所述的旋转式压缩机，其特征在于，满足下述式5：
(ΔP·Dro·H·L³)/(E·M)≥0.01[mm]    式5。

3.  一种制冷循环装置，其特征在于，具有权利要求1或2所述的旋转式压缩机、冷凝器、膨胀装置、蒸发器，从而构成制冷循环。

旋转式压缩机及具有旋转式压缩机的制冷循环装置
技术领域
本发明涉及一种具有多个缸室的旋转式压缩机和具有此种旋转式压缩机来构成制冷循环的制冷循环装置。
背景技术
作为用于空调机和冷冻机的旋转式压缩机，专利文献1中公开的旋转式压缩机是在具有1个压缩机构部的单缸型旋转式压缩机中，在设缸室的内径为Dcy，缸的高度(轴向长度)为H，转轴的偏心部的轴径为Dcr，转轴的偏心部与偏心滚筒的轴向的滑动长度(接触长度)为L时，采用H/Dcy≤0.4且L/Dcr≥0.6的结构，从而实现效率的提高。
专利文献1：日本专利特开2008-14150号公报
此专利文献1所记载的单缸型旋转式压缩机中，记载了转轴的偏心部的轴径Dcr与偏心部和偏心滚筒的轴向的滑动长度L之间的关系，但是最近较多使用的是具有多个(2个)缸的旋转式压缩机。因此，对于此种双缸式的旋转式压缩机，上述的关系式未必是最合适的条件。
双缸式的旋转式压缩机中，各缸室内具有旋转的偏心滚筒，各偏心滚筒嵌合在与转轴一体形成的偏心部上。此外，通过将形成于各偏心部之间的连结部的轴径设定成小于偏心部的轴径，能从转轴的一端侧将偏心滚筒套入偏心部。
因此，在设计偏心滚筒的外内径及轴向长度、转轴偏心部的轴径及轴向长度时，在考虑抑制实际压缩运行过程中转轴偏心部与嵌合于此的偏心滚筒的滑动损失的的同时，如果不考虑防止因形成于偏心部之间的连结部的刚性不足而引起的挠曲变形，则压缩性能可能会降低。
发明内容
本发明鉴于上述情况而作，其目的在于提供一种采用考虑转轴偏心部的轴径与偏心部和偏心滚筒的滑动长度的关系以及偏心部之间的连结部的挠曲的零件结构，能抑制转轴的偏心部与偏心滚筒的滑动损失、消除偏心部之间的连结部的刚性不足、从而防止挠曲变形并提高压缩性能的旋转式压缩机以及具有此旋转式压缩机并能提高制冷循环效率的制冷循环装置。
为满足上述目的，本发明的旋转式压缩机中，密闭容器内收纳有电动机部和压缩机构部，上述压缩机构部具有：隔着中间隔板设置并分别具有内径部的多个缸；安装在一个缸上、与中间隔板一起覆盖此缸的内径部从而形成缸室的主轴承；安装在另一个缸上、与中间隔板一起覆盖此缸的内径部从而形成缸室的副轴承；具有分别收纳于各缸室的偏心部、被主轴承支承的主轴部、被副轴承支承的副轴部并与电动机部连结的转轴；以及分别与此转轴的偏心部嵌合、在各缸室内被驱动而旋转的偏心滚筒，采用这样的结构：设上述转轴的偏心部半径为Rc，转轴的主轴部半径为Rm，转轴的副轴部半径为Rs，偏心部的偏心量为e时，满足下述式1、式2：
Rc＜Rm+e    式1
Rc≥Rs+e    式2
且相邻的偏心部之间的连结部为圆柱状或圆筒状，此外，设上述连结部的轴向长度为L，连结部的轴径为ФD，上述偏心滚筒的轴向长度(厚度)为H时，满足下述式3：
(2L-H)/(D+2e)≥0.5    式3
此外，设压缩运转时的排出压力与吸入压力的差压为ΔP，上述偏心滚筒的外径为ΦDro，转轴的杨氏模量为E，连结部的断面转动惯量为M时，满足下述式4：
(ΔP·Dro·H·L³)/(E·M)≤0.02mm    式4
其中，M＝π·(D⁴-Di⁴)/64，圆筒状连结部的内径为ФDi。
此外，为满足上述目的，本发明的制冷循环装置采用具有上述旋转式压缩机、冷凝器、膨胀装置、蒸发器的制冷循环的结构。
根据本发明能提供一种能抑制转轴的偏心部与偏心滚筒的滑动损失、消除偏心部之间的连结部的刚性不足、从而防止挠曲变形并提高压缩性能的旋转式压缩机以及具有此旋转式压缩机并能提高制冷循环效率的制冷循环装置。
附图说明
图1是本发明一实施方式中的旋转式压缩机的概略纵剖视图及制冷循环装置的制冷循环结构图。
图2是上述实施方式中的双缸旋转式压缩机的主要部分的放大纵剖视图。
图3是按顺序表示上述实施方式中将第一偏心滚筒组装到转轴的第一偏心部的工序的图。
图4是上述实施方式中与偏心部滑动长度/偏心部轴径相对应的偏心部滑动损失的特性图。
图5是上述实施方式中与(ΔP·Dro·H·L³)/(E·M)相对应的性能系数的特性图。
(符号说明)
1密闭容器，4电动机部，3压缩机构部，2中间隔板，6A第一缸，6B第二缸，Sa第一缸室，Sb第二缸室，7主轴承，8副轴承，a第一偏心部，b第二偏心部，5a主轴部，5b副轴部，5转轴，9a第一偏心滚筒，9b第二偏心滚筒，R旋转式压缩机，10连结部，15冷凝器，16膨胀装置，17蒸发器。
具体实施方式
以下，根据附图来说明本发明的实施方式。
图1是省略旋转式压缩机R的一部分的纵剖视图和制冷循环装置的制冷循环结构图。图2是将旋转式压缩机的主要部分放大的纵剖视图(为了避免图纸的复杂化，有虽然作了说明但没有标注符号的零件，此外，也有虽然作了图示但没有说明的零件。以下相同)。
首先从旋转式压缩机R开始说明，符号1是密闭容器，在此密闭容器1内的下部设有压缩机构部3，上部设有电动机部4。这些压缩机构部3和电动机部4通过转轴5连结。
上述压缩机构部3隔着中间隔板2在此中间隔板2的上表面部上具有第一缸6A，在下表面部上具有第二缸6B。此外，第一缸6A的上表面上安装固定有主轴承7，第二缸6B的下表面上安装固定有副轴承8。
上述主轴承7支承转轴5的主轴部5a，副轴承8支承转轴5的副轴部5b。上述转轴5具有一体的、贯通第一缸6A、第二缸6B内部且相互具有大致180°的相位差的第一偏心部a和第二偏心部b。
第一偏心部a、第二偏心部b具有相同的直径，被组装成位于第一缸6A、第二缸6B的内径部。第一偏心部a的周面上嵌合有第一偏心滚筒9a，第二偏心部b的周面上嵌合有第二偏心滚筒9b。
上述第一缸6A的内径部被主轴承7和中间隔板2包围，形成第一缸室Sa。第二缸6B的内径部被副轴承8和中间隔板2包围，形成第二缸室Sb。
第一缸室Sa、第二缸室Sb以相互相同的直径及高度尺寸形成，并收纳上述偏心滚筒9a、9b，以使上述偏心滚筒9a、9b的周壁的一部分与各缸室Sa、Sb的周壁的一部分线接触并可自由偏心旋转。
虽然没有特别图示，但是第一缸6A中设有与第一缸室Sa连通的叶片室，在此叶片室内叶片被收纳成可自由移动。同样，第二缸6B中设有与第二缸室Sb连通的叶片室，此叶片室内叶片被收纳成可自由移动。
各叶片的前端部在俯视方向上形成半圆状，朝相对的缸室Sa、Sb突出而能与旋转角度无关地与俯视方向上为圆形的上述第一偏心滚筒9a、第二偏心滚筒9b的周壁线接触。
第一缸6A中设有将第一缸6A的叶片室与此缸6A的外周面连通的横孔，收纳有作为压缩弹簧的弹簧构件。此弹簧构件被夹在叶片的后端侧端面与密闭容器1的内周壁之间，对上述叶片施加弹力(背压)。
第二缸6B中设有将第二缸6B的叶片室与此缸6B的外周面连通的横孔，收纳有作为压缩弹簧的弹簧构件。此弹簧构件被夹在叶片的后端侧端面与密闭容器1的内周壁之间，对上述叶片施加弹力(背压)。
另一方面，上述密闭壳体1的上端部连接有制冷剂管P，此制冷剂管P通过冷凝器15、膨胀装置16、蒸发器17与未图示的储罐连接。
此外，上述储罐与第一吸入制冷剂管Pa和第二吸入制冷剂管Pb连接，其中第一吸入制冷剂管Pa贯通旋转式压缩机R的密闭壳体1和第一缸6A侧部并与第一缸室Sa内直接连通，第二吸入制冷剂管Pb贯通密闭壳体1和第二缸6B侧部并与第二缸室Sb内直接连通。
通过这样构成制冷循环装置的制冷循环。
接着对具有上述旋转式压缩机R的制冷循环装置的作用进行说明。接到运转开始的指令后，控制部通过逆变器(inverter)向电动机部4传送运转信号。转轴5被驱动而旋转，第一偏心滚筒9a、第二偏心滚筒9b同时在第一缸室Sa、第二缸室Sb内进行偏心旋转。
第一缸6A中，由于叶片始终被弹性构件弹性地按压施力，因此叶片的前端缘与第一偏心滚筒9a的周壁滑动接触，将第一缸室Sa二分为吸入室和压缩室。
在第一偏心滚筒9a周面上的与第一缸室Sa的内周面滚动接触的位置和叶片前端位置一致、叶片最大限度地后退的状态下，第一缸室Sa的空间容量变得最大。制冷剂气体从储罐通过制冷剂管Pa被吸入并充满第一缸室Sa。
随着第一偏心滚筒9a的偏心旋转，第一偏心滚筒9a周面上的与第一缸室Sa的内周面滚动接触的位置移动，第一缸室Sa内被划分出的压缩室的容积减少。即，之前导入第一缸室Sa的气体被缓缓地压缩。
转轴5的旋转继续，第一缸室Sa内被划分出的压缩室的容量进一步减少，气体被压缩，压缩室内的气体压力上升到规定压力时排出阀打开。高压气体通过阀盖排出至密闭壳体1内并充满密闭壳体1。此外，高压气体从与密闭壳体1上部连接的制冷剂管P排出。
另一方面，由于第二偏心部9b相对于第一偏心部9a设置在相位错开180°的位置上，因此第一偏心部9a的偏心旋转对第一缸室Sa产生的压缩作用与第二偏心部9b的偏心旋转对第二缸室Sb产生的压缩作用具有180°的相位差。
第一缸室Sa和第二缸室Sb的任一方中，被压缩后的高压气体均通过阀盖排出至密闭壳体1内，混合并充满密闭壳体1。高压气体从旋转式压缩机R排出至制冷剂管P并被导入冷凝器15，与外部气体或水进行热交换而冷凝液化。此液体制冷剂被导入膨胀装置16进行绝热膨胀，并被导入蒸发器17，夺取热交换空气的蒸发潜热来实现制冷作用。
经蒸发器17蒸发后的制冷剂被导入未图示的储罐从而气液分离，只有蒸发制冷剂从各吸入制冷剂管Pa、Pb被吸入到旋转式压缩机R的第一缸室Sa和第二缸室Sb内。然后，再次进行上述的作用，在上述的路径中循环。
此种制冷循环装置所具有的旋转式压缩机R中，设转轴5的第一偏心部a、第二偏心部b的半径为Rc，转轴5的主轴部5a的半径为Rm，转轴5的副轴部5b的半径为Rs，第一偏心部a、第二偏心部b的偏心量为e时，设计成满足下述式1、式2。
Rc＜Rm+e    式1
Rc≥Rs+e    式2
此外，将相邻的第一偏心部a和第二偏心部b彼此连结的连结部10形成为圆柱状或圆筒状。此外，设上述连结部10的轴向长度为L，连结部10的轴径为ФD，偏心滚筒9a、9b的轴向长度(厚度)为H时，设计成各关系满足下述式。
(2L-H)/(D+2e)≥0.5    式3
图4是转轴5的偏心部a、b和偏心滚筒9a、9b的详细情况将在后面说明的各滑动长度Lcr/偏心部a、b的直径ФDcr与偏心部a、b的滑动损失的特性图，具有所谓麦基(日文：マツキ一)实验式等关系。
进一步说明的话，图4中，设转轴5的偏心部a、b的直径为ΦDcr，偏心部a、b与偏心滚筒9a、9b的滑动长度为Lcr，并以Lcr/ΦDcr为横轴，偏心部a、b的滑动损失为纵轴。
其结果是，若Lcr/ΦDcr比0.5大，则转轴5的滑动部a、b的滑动损失可以很小，但当Lcr/ΦDcr处在比0.5小的范围内时，转轴5的偏心部a、b的滑动损失会大幅度增加。
此外，在如上所述具有多个缸6A、6B且各缸室Sa、Sb中收纳有转轴5的偏心部a、b的旋转式压缩机R的结构中，为使相对于偏心部a、b嵌合偏心滚筒9a、9b的操作顺利地进行，需要进行最合适的设计。
图3(A)～(D)是按顺序表示将第一偏心滚筒9a嵌合到设在转轴5的主轴部5a侧的第一偏心部a上的工序的图。
如图3(A)所示，例如相对于转轴5的中心轴CL，第一偏心部a朝图的左侧突出，第二偏心部b朝图的右侧突出保持。作为此图之前的状态，将第一偏心滚筒9a从转轴5的副轴部5b侧端部插入，通过副轴部5b后，如图所示将第一偏心滚筒9a套设于第二偏心部b。
第二偏心部b与转轴5的中心轴CL偏离偏心量e。如果将第二偏心部b的半径设为Rc，则套设在其上的第一偏心滚筒9a的内径部的直径为2Rc。
此外，第二偏心部b的反偏心侧的周面位置与连结部10的周面的一部分一致地形成，第一偏心部a的反偏心侧的周面位置与连结部10的周面的一部分一致地形成
如图3(A)至图3(B)所示，将第一偏心滚筒9a从第二偏心部b拔出，将第一偏心滚筒9a向图示上方移动，以暂且使其位于第一偏心部a与第二偏心部b之间形成的连结部10。
此状态下，采用第一偏心滚筒9a的轴向长度(厚度)H＞连结部10的轴向长度L的结构。因此，如果不在第一偏心滚筒9a的内径部的轴向两端部上设置倒棱部q，则不能将第一偏心滚筒a移动更多。
如此设置的上述轴向两端部的倒棱部q的各轴向长度有必要设定为(H-L)以上。因此，作为第一偏心滚筒9a的滑动长度，可确保从第一偏心滚筒9a的轴向长度H中减去两个倒棱部q的总计长度2(H-L)的长度。
具体来说，第一偏心滚筒9a的滑动长度为H-2(H-L)，将其展开后变为2L-H以下。套设此第一偏心滚筒9a并与其相互滑动的第一偏心部a的轴向长度、即相对于第一偏心滚筒9a的滑动长度也当然为2L-H。
从图3(B)的状态开始，使第一偏心滚筒9a按图中箭头所示朝逆时针方向倾斜。保持此倾斜的姿态将第一偏心滚筒9a向图的左方移动时，设在第一偏心滚筒9a的内径部上的倒棱部q越过第二偏心部b的上端角部。
然后，通过使第一偏心滚筒9a向图的左方移动，第一偏心滚筒9a的下端面与第二偏心部b的上端面边接触边滑动，第一偏心滚筒9a的上端面与第一偏心部a的下端面边接触边滑动。
最终，如图3(C)所示，第一偏心滚筒9a载于第二偏心部b的上端面上，其内径部与连结部10的周面和第一偏心部a的偏心侧周面相对。
接着，如图3(D)所示，通过将第一偏心滚筒9a朝上方移动，第一偏心滚筒9a套入第一偏心部a。
此时，由于如果第一偏心部a的轴径不大于等于D+2e则不能将第一偏心滚筒9a套入第一偏心部a，因此，之前根据图4说明的第一偏心部a的滑动长度Lcr/轴径ФDcr的关系为(2L-H)/(D+2e)以下。
此外，由于根据图4能推导出减少偏心部a、b的滑动损失的条件、即Lcr/ФDcr≥0.5，因此通过采用满足上述(2L-H)/(D+2e)≥0.5(式3)的关系的结构，能抑制第一偏心部a、第二偏心部b与第一偏心滚筒9a、第二偏心滚筒9b之间的滑动损失的大幅增加，提供高性能的旋转式压缩机R。
除此之外，设压缩运转时的旋转式压缩机R的输出压力和吸入压力的差压为ΔP，第一偏心滚筒9a、第二偏心滚筒9b的外径为ФDro，转轴5的杨氏模量为E，偏心部a、b之间的连结部10的断面转动惯量为M时，通过采用满足下述式4的结构，能防止偏心部a、b之间的连结部10的挠曲变形，提高压缩性能。
(ΔP·Dro·H·L³)/(E·M)≤0.02[mm]    式4
其中，M＝π·(D4-Di⁴)/64，Di是偏心部a、b之间的圆筒状连结部10的内径。
进一步说明的话，对于长度为L、杨氏模量为E、断面转动惯量为M、截面积一定的悬臂梁，当负载F作用于其前端时，已知此悬臂梁前端的挠曲σ满足下述式5。
σ＝(F·L³)/(3·E·M)    式5
此外，对于上述连结部10，也可认为因一个缸室Sa或Sb的气体负载产生的挠曲量与(ΔP·Dro·H·L³)/(E·M)成比例。将上述式5的负载F替换成滚筒由于差压而承受的负载ΔP·Dro·H(差压×滚筒投影面积)，省略分母的常数3。
图5是特定条件下(ΔP·Dro·H·L³)/(E·M)与性能系数(COP＝Coefficient Of Performance)的关系图，纵轴作为性能系数比(设最高性能系数为1)。
由图5可知，当(ΔP·Dro·H·L³)/(E·M)变大时，会产生因形成于转轴5的各偏心部a、b之间的连结部10的挠曲变形而引起的间隙扩大等，压缩性能变差。
尤其是当(ΔP·Dro·H·L³)/(E·M)＞0.02[mm]时，连结部10处产生的挠曲变形会引起压缩性能降低。
因此，通过采用满足之前说明的式4的结构，能防止压缩性能因连结部10的刚性不足引起的挠曲变形而降低，提高压缩性能。
(ΔP·Dro·H·L³)/(E·M)≤0.02[mm]    式4
以下的[表1]是满足上述式4的具体的设计例。
表1

上述具体的设计例所示的[表1]的结构中，设定(ΔP·Dro·H·L³)/(E·M)＝0.0137时，图5中的性能系数比(设最高性能系数为1时)的值大致为1。
此外，如果(ΔP·Dro·H·L³)/(E·M)为0.02[mm]以下，虽然如图5所示能防止因连结部10的挠曲变形而引起压缩性能的降低，但是随着(ΔP·Dro·H·L³)/(E·M)的值的减小，(2L-H)/(D+2e)的值变小。
但是，如果(ΔP·Dro·H·L³)/(E·M)为0.01[mm]以上时，则多数条件下可满足(2L-H)(D+2e)≥0.5的条件。
结论是，更为理想的是采用满足下述式6的结构。
(ΔP·Dro·H·L³)/(E·M)≥0.01[mm]    式6
本发明并不局限于上述实施方式，实施阶段中可在不脱离本发明的要点的范围内将构成要素变形后具体实施。此外，通过上述实施方式中公开的多个构成要素的适宜组合，能形成各种发明。