旋转式压缩机的吐油量降低装置及其控制方法.pdf

一种旋转式压缩机的吐油量降低装置及其控制方法，吐油量降低装置包括设置在密封壳体内的压缩组件和电机组件，压缩组件包括一个以上的气缸、曲轴、支撑曲轴的主轴承和副轴承、分别设置在主轴承和副轴承上的消音器，电机组件包括定子、转子和绕组，曲轴的轴心处设置有供油通路，电机组件和压缩组件将壳体的内部空间由上到下依次分隔为第二空间、第一空间和油池，供油通路的底端设置有与油池相通的供油管，轴气体通路在连通油池和第二空间开孔端或通路途中，通过设置轴气孔、主轴承气孔、副轴承气孔、转子孔栓、轴孔栓或凸起减少该轴气体通路的流通面积。本发明具有结构简单合理和可大幅度降低循环吐油量的特点。

1.  一种旋转式压缩机的吐油量降低装置，包括设置在密封壳体(1)内的压缩组件(2)和电机组件(3)，压缩组件包括一个以上的气缸(10)、曲轴(7)、支撑曲轴的主轴承(8)和副轴承(9)、分别设置在主轴承和副轴承上的消音器，曲轴包括主轴(34)、偏心轴(35)和副轴(36)，电机组件包括定子(5)、转子(6)和绕组(54)，转子设置在主轴的外径上，定子的外径和壳体的内径之间围成一个以上的定子外周间隙(24)，曲轴的轴心处设置有供油通路(31)，电机组件和压缩组件将壳体的内部空间由上到下依次分隔为第二空间(23)、第一空间(22)和油池(26)，供油通路的底端设置有与油池相通的供油管(28)，其特征是
主轴(34)上设置有轴气孔(33)，该轴气孔的一端开孔于第一空间(22)，其另一端开孔于供油通路(31)；
或者，主轴(34)中设置有与供油通路(31)相通的轴气体通路(32)，设置在主轴上的轴气孔的一端开孔于第一空间(22)，其另一端开孔于轴气体通路；
或者，主轴承(8)上设置有主轴承气孔(41)，主轴承气孔的一端与主轴承的内径相通，其另一端与第一空间(22)相通；
或者，主轴承内设置有与供油通路(31)相通的上环形槽(43a)，主轴承气孔设置在主轴承上，主轴承气孔的一端与上环形槽相通，其另一端与第一空间相通；
或者，副轴承(9)上设置有副轴承气孔(42)，副轴承气孔的一端与副轴承的内径相通，其另一端与第一空间相通；
或者，副轴承内设置有与供油通路相通的下环形槽(43b)，副轴承气孔设置在副轴承上，副轴承气孔的一端与下环形槽相通，其另一端与第一空间相通。

2.  根据权利要求1所述的旋转式压缩机的吐油量降低装置，其特征是所述轴气体通路(32)的下端与供油通路(31)相通，轴气体通路的上端与第二空间(23)相通，轴气体通路的上端中心设置有带第一细径孔(58)的轴孔栓(57)。

3.  根据权利要求1所述的旋转式压缩机的吐油量降低装置，其特征是所述主轴(34)的上方设置有带第二细径孔(47)的转子孔栓(44)，主轴、转子孔栓和转子(6)共同围成转子空间(45)，轴气体通路(32)的下端与供油通路(31)相通，轴气体通路的上端与转子空间相通。

4.  根据权利要求1所述的旋转式压缩机的吐油量降低装置，其特征是所述转子(6)的顶端设置有端环(38)，端环上设置有端板(37)，轴气体通路(32)的下端与供油通路(31)相通，轴气体通路的上端与第二空间(23)相通，端板位于轴气体通路的出口上方设置有凸起(46)。

5.  一种旋转式压缩机的吐油量降低控制方法，其特征是将排气通路的截面积定义为Am(cm²)，将气缸压缩腔(11)的排除容积定义为Vd(cm³)，有Vd/Am≥3.2(cm)，其中，Am为定子外周间隙(24)、转子气孔(14)、和/或定子气孔(56)的合计面积。

6.  根据权利要求5所述的旋转式压缩机的吐油量降低控制方法，其特征是所述轴气体通路(32)不与第二空间(23)相通，或者，减小轴气体通路的开孔面积，以限制轴气体通路的截面积。

7.  根据权利要求5所述的旋转式压缩机的吐油量降低控制方法，其特征是所述轴气体通路(32)在连通油池(26)和第二空间(23)开孔端或通路途中，通过设置轴气孔(33)、主轴承气孔(41)、副轴承气孔(42)、转子孔栓(44)、轴孔栓(57)或凸起(46)减少该轴气体通路的流通面积。

8.  根据权利要求5所述的旋转式压缩机的吐油量降低控制方法，其特征是所述轴气体通路(32)开孔于第二空间(23)的最小内径与供油通路(31)的内径相比，小于等于15％。

旋转式压缩机的吐油量降低装置及其控制方法
技术领域
本发明涉及一种旋转式压缩机，特别是一种旋转式压缩机的吐油量降低装置及其控制方法。
背景技术
为了实现性价比高(能效高、成本低)的压缩机，有必要设计缩小占据大体积的电机的外径，并把电机的外径与壳体内径间的气体通路设计为最小。但是，正因为气体通路减小，则气体流通阻力变大，电机的上下端压力差增大，因此从旋转曲轴中心孔有大量油喷出到电机的上部，压缩机的吐油量严重增加，参与空调系统循环的油量增加，导致空调系统的制冷或制热性能与压缩机的信赖性都有恶化。
发明内容
本发明的目的旨在提供一种结构简单合理、大幅度降低伴随着从压缩机排出的气体流出到空调系统中循环的吐油量的旋转式压缩机的吐油量降低装置及其控制方法，以克服现有技术中的不足之处。
按此目的设计的一种旋转式压缩机的吐油量降低装置，包括设置在密封壳体内的压缩组件和电机组件，压缩组件包括一个以上的气缸、曲轴、支撑曲轴的主轴承和副轴承、分别设置在主轴承和副轴承上的消音器，曲轴包括主轴、偏心轴和副轴，电机组件包括定子、转子和绕组，转子设置在主轴的外径上，定子的外径和壳体的内径之间围成一个以上的定子外周间隙，曲轴的轴心处设置有供油通路，电机组件和压缩组件将壳体的内部空间由上到下依次分隔为第二空间、第一空间和油池，供油通路的底端设置有与油池相通的供油管，其特征是
主轴上设置有轴气孔，该轴气孔的一端开孔于第一空间，其另一端开孔于供油通路；
或者，主轴中设置有与供油通路相通的轴气体通路，设置在主轴上的轴气孔的一端开孔于第一空间，其另一端开孔于轴气体通路；
或者，主轴承上设置有主轴承气孔，主轴承气孔的一端与主轴承的内径相通，其另一端与第一空间相通；
或者，主轴承内设置有与供油通路相通的上环形槽，主轴承气孔设置在主轴承上，主轴承气孔的一端与上环形槽相通，其另一端与第一空间相通；
或者，副轴承上设置有副轴承气孔，副轴承气孔的一端与副轴承的内径相通，其另一端与第一空间相通；
或者，副轴承内设置有与供油通路相通的下环形槽，副轴承气孔设置在副轴承上，副轴承气孔的一端与下环形槽相通，其另一端与第一空间相通。
所述轴气体通路的下端与供油通路相通，轴气体通路的上端与第二空间相通，轴气体通路的上端中心设置有带第一细径孔的轴孔栓。
所述主轴的上方设置有带第二细径孔的转子孔栓，主轴、转子孔栓和转子共同围成转子空间，轴气体通路的下端与供油通路相通，轴气体通路的上端与转子空间相通。
所述转子的顶端设置有端环，端环上设置有端板，轴气体通路的下端与供油通路相通，轴气体通路的上端与第二空间相通，端板位于轴气体通路的出口上方设置有凸起。
一种旋转式压缩机的吐油量降低控制方法，其特征是将排气通路的截面积定义为Am，将气缸压缩腔的排除容积定义为Vd，有Vd/Am≥3.2，其中，Am为定子外周间隙、转子气孔、和/或定子气孔的合计面积。
所述轴气体通路不与第二空间相通，或者，减小轴气体通路的开孔面积，以限制轴气体通路的截面积。
所述轴气体通路在连通油池和第二空间开孔端或通路途中，通过设置轴气孔、主轴承气孔、副轴承气孔、转子孔栓、轴孔栓或凸起减少该轴气体通路的流通面积。
所述轴气体通路开孔于第二空间的最小内径与供油通路的内径相比，小于等于15％。
本发明基于压缩机的排除容积Vd与电机的气体通路面积Am的比率Vd/Am，当该比率大于一定值时，使曲轴气体通路喷出的油为零或采用限制手段大幅度降低循环吐油量；本发明并不牺牲压缩机的容积与电机的效率。由于大幅度地降低循环吐油量后，可以提高旋转式压缩机及空调系统的性能，还可以降低旋转式压缩机的制作成本和将旋转式压缩机小型化。
附图说明
图1为本发明第一实施例的纵向剖视结构示意图。
图2为图1中的Y-Y向剖视结构示意图。
图3为与第一实施例相对比的现有技术的纵向剖视结构示意图。
图4为第一实施例的和现有技术Vd/Am、OCR关系图。
图5为本发明第二实施例的纵向剖视结构示意图。
图6为图5的局部放大结构示意图。
图7为本发明第三实施例的纵向剖视结构示意图。
图8为图7中的A处放大结构示意图。
图9为本发明第四实施例的纵向剖视结构示意图。
图10为图9中的B处放大结构示意图。
图11为本发明第五实施例的纵向剖视结构示意图。
图12为图11中的C处放大结构示意图。
图中：1为旋转压缩机，2为压缩组件，3为电机组件，4为密封壳体，5为定子，6为转子，7为曲轴，8为主轴承，9为副轴承，10为气缸，11为气缸压缩腔，12为活塞，14为转子气孔，15为吸入管，16为上壳体，18为排出管，21为消音器排出孔，22为第一空间，23为第二空间，24为定子外周间隙，25为油滴下孔，26为油池，27为油，28为供油管，29为供油板，31为供油通路，32为轴气体通路，33为轴气孔，34为主轴，35为偏心轴，36为副轴，37为端板，38为端环，41为主轴承气孔，42为副轴承气孔，43a为上环形槽，43b为下环形槽，44为转子孔栓，45为转子孔空间，46为凸起，47为第二细径孔，53为定子铁芯，54为电机绕组，55为转子外周间隙，56为定子气孔，57为轴孔栓，58为第一细径孔，61为冷凝器，62为膨胀阀，63为蒸发器，64为储液罐。
具体实施方式
下面结合附图及实施例对本发明作进一步描述。
第一实施例
参见图1和图2，图1显示了本发明的旋转压缩机的内部构造以及其搭载空调系统的构成示意图。旋转压缩机1主要由压缩组件2与电机组件3构成，并固定在密封壳体4中。压缩组件2由气缸10、曲轴7、活塞12、与活塞的外周相接的滑片(图中省略)、支撑曲轴7的主轴承8和副轴承9构成。曲轴7包括主轴34、偏心轴35和副轴36。主轴承8与副轴承9上分别安装有消音器，主轴34外径上安装有电机转子6。整个压缩组件2通过气缸10外周焊接固定在密封壳体4的内径上。
第一实施例中，转子6在其内部，设置有2个以上的转子气孔14。端板37安装在端环38上，端板呈圆形。吸入管15从气缸10的侧面插入后，通过焊接固定在密封壳体4上。在由主轴34、偏心轴35和副轴36构成的曲轴7的轴中心位置设置有供油通路31，供油通路的上端设置有轴气体通路32，供油通路31的下端设置有供油板29和供油管28。通过供油板29的旋转，供油管28把位于密封壳体4底部的油池26内的油27吸取到供油通路31中。在主轴34中，还设置有横向贯通轴气体通路32的两个轴气孔33。
供油通路31通过设置在主轴34、偏心轴35和副轴36上的油孔，与主轴承8、偏心轴35和副轴承9的各自的油槽连通；因此，吸取到供油通路31内部的油，通过这些油槽，润滑与曲轴7滑动配合的主轴承8、活塞12和副轴承9。
图2为图1中的Y-Y向剖视图。电机组件3中的定子5由定子铁芯53、电机绕组54组成。定子铁芯53的外径一般都是圆形，并且定子铁芯53的外径在大多数情况下设置有4个或者4个以上的直线切边，所以定子外径与壳体内径之间的空隙形成定子外周间隙24。在定子5的内径与转子6的外径之间，通常有0.5mm左右的转子外周间隙55，即空气隙。
第一实施例中，转子6内部设置有4个转子气孔14。
定子5被固定在密封壳体4的内部，密封壳体4的顶部与上壳体16相接；在有些情况下，还可能存在有下壳体。油27被注入到密封壳体4中，并存积在底部的油池26中，注入后的油面的高度通常在气缸10的上端面，且位于主轴承8的消音器安装面附近。
气缸10的外周上设置有一个以上的油滴下孔25，油滴下孔把从压缩组件2排出的油返回到油池26。压缩组件2与电机组件3把密封壳体4划分为3个空间，电机组件3的上部与上壳体16之间的可用空间为第二空间23，电机组件3的下部与压缩组件2之间的空间为第一空间22。而且，压缩组件2的下方的可用空间为油池26。
下面，对包括旋转压缩机1在内的空调系统循环的气体冷媒和油的流动进行说明。
旋转压缩机1的壳体内部压力为高压侧。从吸入管15吸入气缸压缩腔11的低压气体冷媒，被压缩成为高压气体冷媒，经分别设置在主轴承8与副轴承9上的消音器内部的排出阀装置，在消音器的内部合流，再从消音器排出孔21排出到第一空间22，见图3，高压气体冷媒通过电机组件3的间隙到达第二空间23，从安装在上壳体16上的排出管18流入空调系统的冷凝器61，在冷凝器61内进行冷凝后，从膨胀阀62流向蒸发器63，应在蒸发器内进行蒸发，最后变成低压冷媒气体，从储液罐64到达吸入管15，如此反复循环。
从消音器排出孔21排出到第一空间22的高压气体含有多量的油。因此这些多量的油也混合在冷媒中，从排出管18流出参与整个循环。伴随着吸入气体返回到气缸压缩腔11的油，以及由于气缸内、外的压力差，从油池26经由活塞12和滑片的滑动间隙往气缸压缩腔11泄露的油，与排出气体混在一起变为喷雾状，从消音器排出孔21排出到第一空间22。而且，润滑主轴承8的油也有部分与上述排出气体合流，通过电机组件3的间隙，从第一空间22移动到第二空间23。此移动途中，通过电机组件3后，油和气体产生分离，质量大的油滴跌落到第一空间22，被回收到油池26。因此，电机组件3也可以是作为油分离装置，在第一空间22中，即使存在多量的油混入排出气体，从排出管18流出到空调系统循环的油量也会大大降低。
把空调系统循环吐油量与循环冷媒量的比率称为油循环比率，即OCR(％)。一般，在把壳体内压力当作高压侧的立式旋转压缩机中，OCR可以如后述的压缩机单体在标准试验条件下被测定，0.5％以下为理想状态，最大也要求是1％以下。
如果OCR大幅度地超过1％，热交换器的性能就会降低，且因没蒸发完的液冷媒返回到压缩机中，压缩机的信赖性也会发生很大的问题。反而言之，作为油分离装置的电机组件3也成了大幅度使OCR增加的原因。
参见图3，为现有技术的油路内部结构。在现有技术的构成中，轴气体通路32的上端开孔于第二空间23，第一空间22与第二空间23的压力分别为Pa和Pb，由于经过电机组件3的排出气体的流动阻力，Pa＞Pb，该压力差Δp＝Pa-Pb，而油池26的压力与第一空间22的压力相等为Pa。
排出气体通过电机组件3时的阻力由电机组件3的横截面上所有的间隙面积的大小决定，最主要的影响阻力的通常是定子外周间隙24的面积，其它方面，如电机绕组54与定子铁芯53内径之间形成的间隙以及转子外周间隙55，与定子外周间隙24相比较，其影响度大幅度降低。
将定子外周间隙24的合计面积定义为截面间隙量Am(cm²)。正如第一实施例，在有转子气孔14、及图2所示的定子气孔56的情况下，可加算到截面间隙量Am上。通过截面间隙量Am的排出气体的流速为S，由气缸压缩腔11的排除容积Vd(cm³)、压缩机的旋转速度、吸入进气缸压缩腔11的低压气体的压力和排出的高压气体压力的值及使用冷媒等因素决定。
在此，只把Vd和Am当成变数，固定其它条件，把该定数假设为k，即流速S为：S＝k·Vd/Am。
因此，电机组件3的上、下压力差Δp∝(k·Vd/Am)²。当排除容积Vd变大或截面间隙量Am变小后，Δp急速增加。
图4中，为了调查Δp的大小对OCR的影响，旋转压缩机单独的状态下进行吐油量试验。横轴的(Vd/Am)₂为Δp，把上述的定数k当作1，纵轴为OCR(％)，数据的黑点表示本发明之前的现有技术数据，白点为第一实施例，即图中的实施例1。
如图1所示，若不将轴气体通路孔32的上端开孔通至第二空间23，可以追加贯通轴气体通路32的轴气孔33。在该试验中，通过改变压缩机的排除容积Vd与电机组件3的截面间隙量Am，使(Vd/Am)²在7～28间变化，注入油量不变化，保持为一定量，使用冷媒为R22，运转频数为50Hz，运转压力与温度等的试验条件采用最普通的压缩机卡洛里性能测定条件(高温用条件)。
现有技术在(Vd/Am)²超过7变高后，OCR就会急速增加。但本发明的第一实施例中，即使(Vd/Am)²增加，OCR的增加也会很小。而且，离散度很小。
现有技术中的OCR急速变高的原因是，由于(Vd/Am)²的增加，所以Δp增加，从而引起的油池26内的油经由供油通路31和轴气体通路32，喷出到第二空间23的现象引起的。也就是说，现有技术中的曲轴7，形成了油池26和第二空间23的旁通通路，油池26内的油通过轴气体通路32，喷出到端板37下，把转向改变为横方向，通过端板37和端环38之间的间隙，在第二空间23中搅乱，从排出管18流出。
如果把从消音器排出孔21排出到第一空间22的油，和经电机组件3流出到第二空间23的吐油看作是正常的吐油现象，那么可以把从曲轴7中的轴气体通路32向第二空间23的吐油看作为异常的吐油现象。
从该角度来看，可以得到以下结论，第一实施例是正常的吐油现象引起的OCR，与现有技术的区别就是旁通通路所引起的异常吐油现象。把旋转压缩机的曲轴的长度假定为25Cm，如果考虑油面高度、油的比重等，当Δp为0.002MpA(即2000PA)以上时，可推断容易引起上述异常的吐油现象。
参见图4，在现有技术中，如果(Vd/Am)²＜10，那么OCR为0.5％以下的可能性也很大，但若(Vd/Am)²＞10，则超出0.5％或1％的可能性很大。
因此，在Vd/Am＞3.16(表现为3.2)的设计条件下，有必要采用本发明技术，如第一实施例所示，设计为不将轴气体通路32开孔于电机组件3的上部空间，或者直接减小轴气体通路32的开孔面积。
另外，因为实验中使用的旋转压缩机的运转频数是50Hz，当把上述基准应用在60Hz的机种时，因流速S变为1.2倍，(Vd/Am)²变为50Hz运转的1.44倍。该结果是Vd/Am＞3.2的基准适用到60Hz后，OCR变为约1％，也同样适用，没有很大的影响。
为了满足Vd/Am＜3.2，要把定子外周间隙24变大。但是，增加定子外周间隙23的面积、定子气孔56的面积或转子气孔14的面积后，就会带来与此成比例的电机的性能，如效率、运转扭矩等降低，压缩机的运转效率等基本性能也将严重恶化的结果。
因此，本发明在第一实施例中所采用的手段具有优势。但是设计为不把轴气体通路32开孔于电动机的上部空间、或限制轴气体通路32的开孔面积时，一定要注意，通过因主轴34及偏心轴35的滑动摩擦而产生的热，使得在供油通路31内部溶解于油中的冷媒被加热和蒸发，成为气体，如果轴气体通路32上无其他旁通气孔，供油通路31内部产生的气体就会失去逸出通道而滞留在供油通路31中，从而导致从油池26的油吸取到供油通路31中的油不能对主轴34和偏心轴35的滑动部位进行润滑。因此要采用如第一实施例中，设计有横向或斜向贯通曲轴气体通路32、并开孔于第一空间22的轴气孔33，可使供油通路31中产生的气体逸出到外部，以消除上述隐患。
第二实施例
参见图5和图6，图5中的油路详细显示如图6，是上述轴气孔33的代替设计例。主轴承8外径侧向设置有与上环形槽43a相通的主轴承气孔41，主轴承气孔41能使供油通路31中发生的气体逸出到第一空间22。
上述的设计是在主轴承8上设置轴承气孔41，当然，在副轴承9上设置下环形槽43b，然后再设置与下环形槽43b相通的轴承气孔41，也可以达到同等的效果。并且，若没有设置环形槽，轴承气孔也可直接开孔于相应的轴承的内径，仍然可以达到同等的效果。
第一实施例中说明的是用于解决OCR增加的技术手段，在压缩组件由两个气缸构成的双缸旋转压缩机或者多缸压缩机中也能应用。此时，排除容积Vd为两个气缸或者多个气缸的排除容积的总和。并且，即使使用在变频压缩机种，常用旋转速度为60Hz以下，如上述Vd/Am＞3.2的情况下，本发明提供的技术也能应用。
第三实施例
把轴气体通路32开孔于第二空间23，限制气体通路32的大小，防止异常的吐油现象，类似第一实施例中采用的轴气孔33的代替手段。
参见图7-图8，开孔于第二空间23的曲轴气体通路32，在其上端中心部设置有带第一细径孔58的轴孔栓57，以限制通路面积变大。当电机组件3的上下空间的压力差Δp增大，油池26的油旁通到第二空间23时，由于第一细径孔58的作用，喷出的油量能大幅度减少，而且第一细径孔58也具有使在供油通路31发生的气体逸出的作用。
但是，为了减少喷出的油量，同时使产生的气体逸出，有必要把第一细径孔58的大小最适化。
供油通路31中产生的气体量，可以看作是供油通路31的内径表面积、通路内径表面温度与油温度间的差(Δt)的积。在此，内径表面温度与油温的差(Δt)由于运转条件稳定变化不大，所以在供油通路31中发生的气体量可以看作是与供油通路31的内径表面积成线性比例。
另外，通过第一细径孔58的油量与气体量分别与该第一细径孔58的截面积、第一空间22和第二空间23的压力差Δp成比例。
由此，设定供油通路31的内径为D，设定第一细径孔58的内径为d，把(d/D)²当作变数，且在(Vd/Am)²＝28，相当于Vd/Am＝5.30时，方法与图4说明的方法一样，调查(d/D)²与OCR的关系，结果显示为：当(d/D)²＜0.025，即d/D＜0.15时，可确定OCR为1.0％以下。而且通过在各种条件下的压缩机的试验，可确定信赖性无问题，不必担心在供油通路31中因发生气体的滞留而引起的润滑不良。在本实施例中，并用第一实施例中的曲轴气孔33，也不会有影响。
第四实施例
参见图9-图10，在主轴34的上端与转子6之间，构成转子孔空间45。其中在中心部，压入带第二细径孔47的转子孔栓44，并将其固定。设定第二细径孔47的孔径为d。在实施例3中，也能通过d/D＜0.15以下，使第二细径孔47的孔径d最适化。
在本实施例中，从油池26经由曲轴气体通路32到达转子孔空间45的油大部分只能靠近高速旋转的转子孔空间45的内壁，而难于从第二细径孔47喷出到第二空间23内，但是，比重轻的气体则很容易从第二细径孔47逸出。
第五实施例
参见图11-图12，本实施例在端板37的下部设置凸起46，通过缩小轴气体通路32出口处的间隙，也能达到与第二实施例同等的效果。
综上所述，本发明公开的技术，容易导入工业，且能进行量产，应用于生产事业上的可能性很大。