CN101772649A - 双汽缸旋转式压缩机及制冷循环装置 - Google Patents

Abstract

一种双汽缸旋转式压缩机，压缩机构部(2)隔着中间分割板(7)设有第一缸(8A)和第二缸(8B)，上述第一缸(8A)形成有第一缸室(14a)，上述第二缸(8B)形成有第二缸室(14b)，在中间分割板(7)的外周面具有连接有一根吸入管(700)的开口部，包括吸入通路(15)，该吸入通路(15)形成有从上述开口部在中间分割板(7)内部向两个方向分叉的分叉吸入路(15a、15b)，一个分叉吸入路(15a)与第一缸室(14a)连通，另一个分叉吸入路(15b)与第二缸室(14b)连通，通过构成为当缸室(14a、14b)的排除容积为Vol、缸(8A、8B)的厚度为Hc、中间分割板(7)的厚度为Hp时，同时满足Vol/Hc²≥4和1.3≤Hp/Hc≤1.7，尽管是分叉吸入型也可使损失减少且得到高性能。

Description

双汽缸旋转式压缩机及制冷循环装置

技术领域

本发明涉及一种包括两个缸室的双汽缸旋转式压缩机和采用该双汽缸旋转式压缩机来构成制冷循环的制冷循环装置。

背景技术

在包括制冷循环回路的制冷循环装置中可采用各种类型的压缩机，例如在空气调节器中多采用双缸型压缩机、即双汽缸旋转式压缩机。该种压缩机在密封壳内收容有电动机部和压缩机构部，电动机部和压缩机构部通过转轴连结。

上述压缩机构部中，转轴由以下部件构成：主轴部，该主轴部被主轴承枢轴支撑；副轴部，该副轴部被副轴承枢轴支撑；两个曲柄轴部，该两个曲柄轴部偏心设于上述主轴部与副轴部之间并分别嵌合有滚筒；以及连结部，该连结部将上述曲柄轴部相互连结。

各个曲柄轴部和滚筒能自由偏心旋转地收容于分体构成的缸的缸室内。即，曲柄轴部设有两个，具有缸室的缸设有两个。在这些缸之间夹有中间分割板，曲柄轴部相互间的部分与中间分割板相对。

可是，在现有的压缩机中，在各个缸中形成吸入通路，经由该吸入通路将外部的吸入侧制冷剂管与缸室连通。即，是吸入侧制冷剂管在压缩机附近部位分叉为双叉状、各个分叉制冷剂管与各缸的吸入通路连通并将制冷剂吸入引导的“独立吸入型”。

在如上所述的双汽缸旋转式压缩机中，为减少制冷剂的泄漏损失、提高效率，较为理想的是降低滑动部分中泄漏最多的来自滚筒外周面与缸室内周面之间的泄漏，因而，最好将缸的厚度(轴向长度)进一步缩小。

然而，若将各缸的厚度极端减小，则无法充分地确保设于缸的吸入通路的截面积，相反，会使吸入损失增大而导致性能降低。因此，需要求得缸的厚度与吸入通路截面积之间的最适值。

另外，已知吸入损失与吸入流速v(cm/s)的两次方近似成比例。在此，若吸入通路的直径为0.75·Hc(cm)左右(Hc：各缸的厚度)，则吸入流速v(cm/s)用下式表示：

v＝f×Vol/A

f：转速(s^-1)、Vol：各缸室的排除容积(cm³)、A＝π×(0.75Hc)²/4。其结果是，吸入损失W与Vol/Hc²的关系如图3所示。另外，横轴为当转速f是90(s^-1)时的条件。

与如上所述的双汽缸旋转式压缩机中的独立吸入型相对，例如在日本专利特开平9-250477号公报和日本专利特开2003-161278号公报中公开了包括分叉吸入型吸入通路的双汽缸旋转式压缩机。

这些公报中所记载的吸入通路设置在夹设于第一缸与第二缸之间的中间分割板上。即，在中间分割板外周面设有吸入通路的开口端，并连接有制冷剂管。吸入通路在中间分割板内部分叉成两条，各分叉通路的末端部朝形成于各缸内径的缸室开口。

特别地，在如上所述的分叉吸入型中，将中间分割板的厚度Hp增大可充分确保吸入通路的截面积。不过这会使以将中间分割板和两个缸夹在当中的形式安装的主轴承和副轴承的距离增大，导致上述主轴承和副轴承所受到的轴负荷的最大值也增大。

在分叉吸入型中中间分割板的厚度增大则轴负荷增加的原因可通过图4进行说明。图4是包括分叉吸入型的压缩机构部的双汽缸旋转式压缩机的部分剖视图。

将第一缸800和第二缸801的厚度设为Hc、中间分割板802的厚度设为Hp，并将从作为副轴承803侧的曲柄轴部804的轴向长度中心位置到副轴部805的距离设为a、将从曲柄轴部804的轴向长度中心位置经由连结部806和作为主轴承807侧的第一曲柄轴部808到主轴部809的距离设为b。

若第二曲柄轴部804受到的轴负荷最大值为Fmax，则副轴承803所受到的负荷F1从力矩平衡中得到下式：

F1＝[b/(a+b)]Fmax

因此，若中间分割板802的厚度增加，则从第二曲柄轴部804中心经由连结部806和第一曲柄轴部808到主轴部809的距离b变大，副轴承803所受到的负荷F1变大。

在图5中，设定为相同的缸尺寸，并将独立吸入型和分叉吸入型中的副轴承所受到的轴负荷的计算例图表化表示。

图中的点划线变化、即M曲线为独立吸入型，Vol＝6.4(cm³)，Hc＝1.2(cm)，中间分割板的厚度：Hp＝0.5(cm)。此外，图中的实线变化、即K曲线为分叉吸入型，Vol＝6.4(cm³)，Hc＝1.2(cm)，Hp＝1.8(cm)。

图中的横轴为旋转角度(°)，纵轴为副轴承所受到的轴承荷重(N)。特别地，横轴的旋转角度的基准(0°)设定为设于转轴的曲柄轴部的偏心方向与叶片相一致的位置，上述叶片相对于与曲柄轴部嵌合的滚筒弹性抵接。

从图中可知，旋转角度从旋转角度的基准(0°)开始稍微增大后，分叉吸入型：K曲线自不用说，独立吸入型：M曲线的轴承负荷也成为最大。不过，实际的值是分叉吸入型的轴负荷最大值比独立吸入型的轴负荷最大值大10％左右。

因此，包括分叉吸入型的双汽缸旋转式压缩机为得到与包括独立吸入型的双汽缸旋转式压缩机同等的轴可靠性需要将副轴部的轴径增大，不过这会引起枢轴支撑副轴部的副轴承上的轴承损失增大。

发明内容

本发明根据上述情况发明而成，其目的在于提供一种在分叉吸入型中使吸入损失及轴承损失等的合计损失减少而得到高性能的双汽缸旋转式压缩机和采用该双汽缸旋转式压缩机来得到制冷循环效率提升的制冷循环装置。

为实现上述目的，本发明的双汽缸旋转式压缩机在密闭壳内包括通过转轴连结的电动机部和压缩机构部，压缩机构部隔着中间分割板在其两端面设有第一缸和第二缸，上述第一缸形成有第一缸室，上述第二缸形成有第二缸室，在中间分割板的外周面具有连接有一根吸入管的开口部，包括吸入通路，该吸入通路形成有从上述开口部在中间分割板内部向两个方向分叉的分叉吸入路，一个分叉吸入路与第一缸室连通，另一个分叉吸入路与第二缸室连通，构成为当构成压缩机构部的第一缸室和第二缸室各自的排除容积(excluded volume)为Vol(cm³)、第一缸室和第二缸室各自的厚度为Hc(cm)、中间分割板的厚度为Hp(cm)时，同时满足下述式(1)、式(2)：

Vol/Hc²≥4…(1)

1.3≤Hp/Hc≤1.7…(2)。

为实现上述目的，本发明的双制冷循环装置中，上述所记载的双汽缸旋转式压缩机、冷凝器、膨胀装置以及蒸发器彼此通过制冷剂管连接而构成制冷循环。

附图说明

图1是本发明一实施方式的双汽缸旋转式压缩机的概略剖视图以及表示制冷循环装置的说明图。

图2A是表示上述实施方式的分叉吸入型与独立吸入型的损失差的计算例结果的图表。

图2B是表示上述实施方式的分叉吸入型与独立吸入型的损失差的计算例结果的图表。

图2C是表示上述实施方式的分叉吸入型与独立吸入型的损失差的计算例结果的图表。

图3是表示独立吸入型的吸入损失与Vol/Hc²的关系的图表。

图4是用于说明轴负荷伴随中间分割板厚度的增大而增大的表示双汽缸旋转式压缩机的部分纵剖图。

图5是表示分叉吸入型和独立吸入型的副轴承所受到的轴负荷的计算例的图表。

具体实施方式

以下，根据附图对本发明的实施方式进行说明。

图1是双汽缸旋转式压缩机200的截面结构和包括该双汽缸旋转式压缩机200的制冷循环装置100的概略结构图(另外，为避免附图繁琐，未图示即使说明而未标注符号的构成零件，或虽图示但未在附图上标注符号。下同)。

首先，从制冷循环装置100的结构开始说明，其包括双汽缸旋转式压缩机200、冷凝器300、膨胀装置400、蒸发器500及气液分离器600，这些构成零件依次通过制冷剂管700连通。如后所述，在双汽缸旋转式压缩机200中压缩后的制冷剂气体被排出到制冷剂管700中，按上述构成零件的顺序循环来实现制冷循环作用，并再次被吸入到双汽缸旋转式压缩机200中。

接着，对上述双汽缸旋转式压缩机200进行详细说明。

图中的符号1为密闭壳，在该密闭壳1内的下部设有压缩机构部2，而在其上部设有电动机部3。这些压缩机构部2和电动机部3通过转轴4连结。

上述电动机部3使用例如无刷DC同步电动机(也可以是AC电动机或商用电动机)，并由如下部件构成：定子5，该定子5被压入固定于密闭壳1内表面；以及转子6，该转子6在上述定子5内侧隔开规定间隙地配置，并嵌接于上述转轴4。

上述压缩机构部2由第一压缩机构部2A及第二压缩机构部2B构成。上述第一压缩机构部2A形成于上部侧，包括第一缸8A。第二压缩机构部2B与第一缸8A隔着中间分割板7形成于下部，并包括第二缸8B。

第一缸8A被压入固定于密闭壳1的内周面，在其上表面部重叠主轴承11，且通过安装螺栓固定。在上述第二缸8B的下表面部重叠副轴承12和阀盖，且通过安装螺栓安装固定于中间分割板7。

上述转轴4的被主轴承11枢轴支撑的部位称为主轴部4a，转轴4最下端的被副轴承12枢轴支撑的部位称为副轴部4b。而且，在转轴4的分别贯穿第一缸8A和第二缸8B的内部的位置上一体设有曲柄轴部4c、4d。这些曲柄轴部4c、4d彼此间的连设部与上述中间分割板7相对。

各曲柄轴部4c、4d以大致180°的相位差、从转轴4的主轴部4a和副轴部4b的中心轴彼此分别偏心相同的量而形成，且彼此为相同直径。上述曲柄轴部4c嵌合有第一滚筒13a，上述曲柄轴部4d嵌合有第二滚筒13b。这些第一滚筒13a、第二滚筒13b彼此形成为相同外径。

第一缸8A和第二缸8B各自的内径部由上述主轴承11和中间分割板7及副轴承12划定上下表面。在第一缸8A的内径部形成有第一缸室14a，而在第二缸8B的内径部形成有第二缸室14b。

上述第一滚筒13a能自由偏心旋转地收容于上述第一缸室14a中，第二滚筒13b能自由偏心旋转地收容于上述第二缸室14b中。第一滚筒13a、第二滚筒13b彼此间有180°的相位差，在各自的沿轴向的周面的一部分与缸室14a、14b的周壁线接触的同时能偏心旋转。

第一缸8A、第二缸8B中设有叶片室，各叶片室中收容有叶片及弹簧构件。上述弹簧构件为压缩弹簧，对叶片施加弹力(背压)而使其前端缘沿各滚筒13a、13b周面的轴向线接触。因此，叶片沿叶片室作往复运动，不论滚筒13a、13b的旋转角度如何，都将缸室14a、14b隔成两室。

上述主轴承11和副轴承12上设有排出阀机构，分别与各缸室14a、14b连通，且用阀盖覆盖。如后所述，在各缸室14a、14b中压缩后的制冷剂气体上升到规定压力的状态下，打开排出阀机构。压缩后的制冷剂气体从缸室14a、14b向阀盖内排出，继而被引导到密闭壳1内。

夹设于上述第一缸8A与第二缸8B之间的上述中间分割板7的厚度形成为比各缸8A、8B的厚度大。从中间分割板7的外周壁向轴芯方向设有吸入通路15，在该吸入通路15的中间分割板7外周壁开口端通过气液分离器600和密闭壳1连接有吸入侧的制冷剂管700。

设于上述中间分割板7的吸入通路15在从连接有制冷剂管700的开口部到内径部的大致中间部位，与向斜上方设置的分叉吸入路15a和向斜下方设置的分叉吸入路15b连通。

朝向斜上方的分叉吸入路15a与设于第一缸8A内径部的缺口部16a连通。该缺口部16a朝形成于缸8A内径部的第一缸室14a开口。

朝向斜下方的分叉吸入路15b与设于第二缸8B内径部的缺口部16b连通。该缺口部16b朝形成于缸8B内径部的第二缸室14b开口。

即，设于中间分割板7的吸入通路15在中间分割板7的外周部具有一个开口端，以便连接一根制冷剂管700，但在中间分割板7内部分叉成双叉状。

与一侧的分叉吸入部15a连通且设于第一缸8A内径部的缺口部16a形成第一缸室14a的吸入部。而与另一侧的分叉吸入路15b连通且设于第二缸8B内径部的缺口部16b形成第二缸室14b的吸入部。

如上所述构成的双汽缸旋转式压缩机200，在向电动机部3通电后转轴4被驱动而旋转，第一滚筒13a在第一缸室14a内偏心移动，第二滚筒13b在第二缸室14b内偏心移动。各缸室14a、14b中由叶片隔开，在与分叉吸入路15a、15b连通的一侧的室内通过制冷剂管700吸入气液分离器600中分离后的制冷剂气体。

由于设于转轴4的曲柄轴部4c、4d形成为彼此间存在180°的相位差，因此从分叉吸入路15a、15b向各缸室14a、14b内吸入制冷剂气体的时间也存在180°的相位差。

第一滚筒13a在第一缸室14a内偏心移动，而第二滚筒13b在第二缸室14b内偏心移动，设于各个缸室14a、14b的排出阀机构侧的室的容积减少，压力相应上升。

当排出阀机构侧的室的容积达到规定容积时，该室中压缩后的制冷剂气体上升到规定压力。同时，排出阀机构打开，被压缩并高温高压化后的制冷剂气体被排出到阀盖内。向排出阀机构排出压缩后的制冷剂气体的时间也存在180°的相位差。

压缩后的制冷剂气体从各阀盖直接地或间接地向密闭壳1内的压缩机构部2与电动机部3之间的空间部导出。然后，在形成于转轴4与构成电动机部3的转子6之间、转子6与定子5之间以及定子5与密闭壳1内周壁之间的间隙内流通，并充满形成于电动机部3上部侧的密闭壳1内空间部。

压缩后的制冷剂气体从双汽缸旋转式压缩机200向制冷剂管700导出，并被引导到冷凝器300中进行冷凝液化，引导到膨胀装置400中进行绝热膨胀，引导到蒸发器500中进行蒸发，从周围夺取蒸发潜热实现制冷作用。蒸发后的制冷剂被引导到气液分离器600中进行气液分离，只有气体部分被吸入双汽缸旋转式压缩机200的压缩机构部2中并再次被压缩。

作为如上所述的双汽缸旋转式压缩机200，为了降低吸入损失和轴承损失而得到高性能，进行如下设定。

即，图2A、图2B、图2C是在设定为相同的缸尺寸后，针对分叉吸入型与独立吸入型的损失差，使分叉吸入型的中间分割板的厚度Hp与缸厚度Hc的比例(Hp/Hc)变化来计算的。

另外，在此以分叉吸入型为基准，将分叉吸入型的损失比独立吸入型的损失大的情况作为+(正)。ΔWp为吸入损失差，ΔWj为轴承损失差，ΔW为吸入损失差ΔWp和轴承损失差ΔWj的合计的损失差。

分叉吸入型的中间分割板7的厚度Hp与缸8A、8B的厚度Hc的比例(Hp/Hc)越小，则分叉吸入型的吸入通路15截面积越小，吸入损失差ΔWp越大。而且，上述(Hp/Hc)越大，则分叉吸入型的轴间距离越大，轴承损失差ΔWj越大。

图2A是Vol/Hc²＝3.5时的损失差的计算例。此时，ΔWp相对于ΔWj相对变小，ΔW始终为+。也就是说，不论Hp/Hc的值如何，分叉吸入型的合计损失都比独立吸入型的合计损失大。

图2B是Vol/Hc²＝4.0时的损失差的计算例，图2C是Vol/Hc²＝4.5时的损失差的计算例。

在图2B的Vol/Hc²＝4.0时的损失差的计算例中，在Hp/Hc为1.3～1.7的范围内，ΔW为负(-)。

在图2C的Vol/Hc²＝4.5时的损失差的计算例中，在Hp/Hc为1.3～1.8的范围内，ΔW为负(-)。无论是哪一种情况，通过采用分叉吸入型，可使合计损失比独立吸入型的合计损失小。

Vol/Hc²≥4…(1)

1.3≤Hp/Hc≤1.7…(2)

若构成分叉吸入型，以使上述式(1)和式(2)同时成立，则吸入损失和轴承损失的合计损失变小，可得到确保高性能的双汽缸旋转式压缩机200。此外，通过采用上述双汽缸旋转式压缩机200构成制冷循环装置100，可实现制冷循环效率的提升。

表1是根据本发明的设计例。具体而言，可以想到实施例1和实施例2所示的规格。

[表1]

表1

另外，本发明不限定于上述实施方式本身，在实施阶段能在不脱离本发明的要点的范围内对构成要素进行变形来具体化。此外，通过上述实施方式中公开的多个构成要素的适当组合，能形成各种发明。

工业上的可利用性

根据本发明，在分叉吸入型中可使损失减少且得到高性能。

Claims (2)

1.一种双汽缸旋转式压缩机，其在密闭壳内收容有通过转轴连结的电动机部和压缩机构部，

所述压缩机构部隔着中间分割板在其两端面设有第一缸和第二缸，所述第一缸形成有第一缸室，所述第二缸形成有第二缸室，

所述中间分割板在外周面具有连接有一根吸入管的开口端，且包括吸入通路，该吸入通路形成有从所述开口端在中间分割板内部向两个方向分叉的分叉吸入路，一个分叉吸入路与所述第一缸室连通，另一个分叉吸入路与所述第二缸室连通，

其特征在于，

当构成为当构成所述压缩机构部的第一缸室和第二缸室各自的排除容积为Vol(cm³)、所述第一缸室和第二缸室各自的厚度为Hc(cm)、所述中间分割板的厚度为Hp(cm)时，同时满足下述式(1)、式(2)：

Vol/Hc²≥4…(1)

3≤Hp/Hc≤1.7…(2)。

2.一种制冷循环装置，其特征在于，权利要求1所述的双汽缸旋转式压缩机、冷凝器、膨胀装置以及蒸发器彼此通过制冷剂管连接而构成制冷循环。

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