CN102444582A - 旋转式压缩机 - Google Patents

Abstract

一种旋转式压缩机，密封的壳体内设置电机部和压缩机构部，压缩机构部包括带有气缸压缩腔的气缸、在气缸压缩腔内作偏心转动的活塞以及因活塞的偏心转动而作往复运动的滑片，用于支撑偏心曲轴的主轴承和副轴承安装在气缸上，偏心曲轴包括偏心轴、主轴和副轴，偏心轴的外周上设置有作自由转动的偏心环，该偏心环的内径的中心和外径的中心均为偏心，活塞的内周与偏心环的外周相接，偏心曲轴和偏心环之间设置有弹性体，该弹性体根据作用于活塞上的压缩转矩的大小产生变形进而控制偏心环的旋转角度。本发明通过改善压缩效率的损失，可以提高旋转式压缩机的综合效率；并且，可以减少启动转矩，可以改善电机效率或降低制作成本。

Description

旋转式压缩机

技术领域

本发明涉及一种旋转式压缩机，与提升应用在空调机、热水器或冷冻装置等的旋转式压缩机的效率有关。

背景技术

近几年从节能和环保的观点出发，同时也为了防止地球温室效应和提高空调机和热水器等的效率，旋转式压缩机使用的冷媒逐渐从R22开始向高压冷媒，如R410A或CO₂等，进行转换；或采用使压缩机的转速从低到高变化进行运行的变频电机。

但是，当压缩机中采用高压冷媒后，从高压侧向低压侧泄漏的气体会增加，导致效率降低。在旋转式压缩机中，活塞外径和气缸压缩腔内径之间形成的活塞外径最小间隙引起的气体泄漏会增加。对于活塞外径最小间隙方面，考虑到零部件组装时调心的波动、偏心轴和活塞内径以及偏心曲轴与轴承间的润滑间隙，通常将活塞外径最小间隙设定在30μm左右。

高压冷媒的采用不但增加了气缸压缩腔中的高低压差引起的活塞外径间隙产生的气体泄漏，而且因为偏心轴和轴承间、偏心轴和活塞内径的油膜厚度变小，引起活塞外径间隙扩大，进一步引起了气体泄漏。

启动时，转轴和气缸压缩腔等的油膜形成不充分，导致活塞外径间隙过小时，由于活塞外径和气缸压缩内径的接触压缩机不能加速，导致产生启动不良或可靠性的问题。并且，在低转速运行时，在活塞外径间隙产生的油压会降低，也会降低压缩机的效率。

参考文献1：日本专利文献号特开2000-213484。

参考文献2：日本专利文献号特开昭61-223293。

参考文献3：日本专利文献号特开平09-112461。

参考文献4：日本专利文献号特开平03-074593。

参考文献5：日本专利文献号特开平04-269389。

发明内容

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、能效比高、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。

按此目的设计的一种旋转式压缩机，密封的壳体内设置电机部和压缩机构部，压缩机构部包括带有气缸压缩腔的气缸、在气缸压缩腔内作偏心转动的活塞以及因活塞的偏心转动而作往复运动的滑片，用于支撑偏心曲轴的主轴承和副轴承安装在气缸上，偏心曲轴包括偏心轴、主轴和副轴，其结构特征是偏心轴的外周上设置有作自由转动的偏心环，该偏心环的内径的中心和外径的中心均为偏心，活塞的内周与偏心环的外周相接，偏心曲轴和偏心环之间设置有弹性体，该弹性体根据作用于活塞上的压缩转矩的大小产生变形进而控制偏心环的旋转角度。

所述弹性体为随着压缩转矩的增加，其弹簧常数也会增加的非线性弹簧。

所述弹性体由沿上述偏心轴的外周卷绕的弹簧组成。

所述弹性体由配置在上述偏心曲轴的偏心轴内部的弹簧组成。

所述偏心环的偏心量和偏心轴的偏心量的比为3％～20％。

所述主轴的外径＞副轴的外径。

所述压缩机构部还包括用于控制偏心环的旋转角度的控制装置。

所述控制装置包括转矩杆，转矩杆包括卷绕在偏心曲轴上的线圈部和位于两端的固定端和可动端，固定端固定在偏心曲轴上，可动端安装在偏心环的内壁上。

所述偏心轴的外周上设置第一限位器和第二限位器，可动端位于第一限位器和第二限位器之间；

或者，所述偏心轴的外周上设置第一限位器或第二限位器，随着偏心环的转动，可动端与第一限位器或第二限位器相接。

所述可动端设置有旋转套管，该旋转套管转动的安装在偏心环上。

所述偏心轴的外周上设置有外径限位器，偏心环的内周上设置有内径槽，外径限位器位于内径槽内。

所述控制装置包括设置在偏心轴的外周上的外径限位器，偏心环的内周上设置有内径槽，内径槽内设置有线圈弹簧，外径限位器与线圈弹簧相接。

所述控制装置包括设置在偏心轴内的空间腔，转矩杆位于空间腔内，转矩杆的固定端设置在偏心曲轴上，转矩杆的可动端设置在偏心环内壁的开口槽内。

所述偏心曲轴的主轴的外径＞副轴的外径。

所述活塞的上平面部和/或下平面部设置有延长部，该延长部的内径＜偏心环的外径。

本发明为了控制活塞的外周和气缸内壁之间形成的活塞外径最小间隙，以防止发生气体泄漏，而将偏心环配置在偏心轴的外周和活塞的内壁之间，并通过转矩杆连接偏心环和偏心曲轴。

当位于气缸的气缸压缩腔中的活塞的压缩转矩发生增减时，转矩杆就与该转矩成正比的发生变形，于是决定了在偏心轴的外周进行旋转的偏心环的角度。其结果是：活塞的偏心量有增减，可以控制活塞外径最小间隙Rc，在活塞的压缩转矩大的时候，活塞外径最小间隙Rc小；在活塞的压缩转矩小的时候，活塞外径最小间隙Rc较大。

气缸压缩腔内的高低压差与压缩转矩Tc成正比，当高低压差大时，气体泄漏大，启动时，由于压缩转矩Tc几乎为0，故活塞外径最小间隙Rc为最大，容易启动。

通过追加控制转矩杆20的动作范围的第一限位器、第二限位器和改变转矩杆的弹力设定，可以正确决定活塞外径最小间隙Rc在最小或最大时的活塞旋转角度的范围，可以更进一步改善压缩效率。

根据作用于活塞外周的压缩转矩Tc的大小，连接偏心曲轴和偏心环的转矩杆通过弹性变形，决定了在偏心轴的外周作旋转运动的偏心环的旋转角。当停在第二限位器19b处的转矩杆20由于压缩转矩Tc的增加移向第一限位器19a时，活塞外径最小间隙Rc为最小，故可以减少气体泄漏。在启动时，由于不会产生压缩转矩，所以活塞外径最小间隙Rc达到最大值，压缩机也容易启动，故压缩中的活塞外径最小间隙Rc也可以为0。

本发明通过改善压缩效率的损失，可以提高旋转式压缩机的综合效率；并且，可以减少启动转矩，可以改善电机效率或降低制作成本。

附图说明

图1为本发明一实施例结构示意图。

图2为本发明实施例1的结构示意图。

图3为本发明实施例1的偏心环的动作原理图。

图4为本发明实施例1的气缸压缩腔内部的压缩转矩Tc和高低压力差Δp的变化以及活塞外径最小间隙Rc的关系图。

图5为本发明实施例1的表示活塞外径最小间隙Rc变化的第一位置图。

图6为本发明实施例1的表示活塞外径最小间隙Rc变化的第二位置图。

图7为本发明实施例1的表示活塞外径最小间隙Rc变化的第三位置图。

图8为本发明实施例1的表示活塞外径最小间隙Rc变化的第四位置图。

图9为本发明实施例1的相关实施例的结构示意图。

图10为本发明实施例1的限位器替代设计方案的结构示意图。

图11为本发明实施例1的转矩环替代设计方案的结构示意图。

图12为本发明实施例2的结构示意图。

图13为本发明实施例3的结构示意图。

图14为本发明实施例4的结构示意图。

图15为为图14的仰视局部剖视结构示意图。

图16为本发明实施例6的结构示意图。

图17为本发明实施例7的结构示意图。

图18为本发明实施例7、双气缸的旋转式压缩机的局部剖视的结构示意图。

图中：1为旋转式压缩机，2为壳体，5为冷凝器，6为蒸发器，7为膨胀阀，13为储液器，14为吸气管，15为吐气孔，16为偏心曲轴，16a为主轴，16b为副轴，17为偏心轴，18为偏心环，19a为第一限位器，19b为第二限位器，20为转矩杆，20a为线圈部，20b为固定端，20c为可动端，21为压缩机构部，22为电机部，23为气缸，24为气缸压缩腔，24a为低压室，24b为高压室，25为主轴承，26为副轴承，27为内径槽，28为活塞，28a为延长部，28b为分割线，29为滑片，30为滑片弹簧，31为外径限位器，32为旋转套筒，33为润滑油，37为线圈弹簧，38为中隔板，39为空间腔，θ为偏心轴的旋转角度，α为偏心环的旋转角度，E为活塞的偏心量，Rp为活塞外径最小间隙的位置，β为θ和Rp点的度，Rc为活塞外径最小间隙，Tc为活塞的压缩转矩，Ts为偏心曲轴的旋转转矩，Tb为转矩杆的转矩，Δp为高低压力差，r1为偏心轴的偏心量，r2为偏心环的偏心量。

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。

实施例1

参见图1，旋转式压缩机1包括安装在密封的壳体2内的压缩机构部21和配置在压缩机构部21上部的电机部22构成。密封的壳体2的底部存储着润滑油33。

旋转式压缩机1通过安装在壳体2上部的排气管(无图)与冷凝器5、膨胀阀7、蒸发器6、储液器13和吸气管14的顺序连接构成空调机。

参见图2，从吸气管14吸入到气缸压缩腔24内的冷媒气体是先经由排气孔15再被排入壳体2中后，然后从排气管出来后在上述空调机内循环。

空调机会根据室外、室内的温度等的环境条件不同，使得冷凝器5和蒸发器6的温度发生变化，压缩机构部21的动作压力也会发生变化。

压缩机构部21包括带有气缸压缩腔24的气缸23、带有偏心轴17的偏心曲轴16、滑动配合在偏心轴17外周上的偏心环18、滑动配合在偏心环18的外周且在气缸压缩腔24中作旋转的活塞28、以及先端抵接在活塞28外周的滑片29、滑动支撑偏心曲轴16且固定在气缸23上的主轴承25和副轴承26等零部件。

在偏心轴17的上、下处分别配置了由弹性材料等弹性体构成的转矩杆20。转矩杆，torque bar，是指通过转矩进行变形的杆。

图2为图1的Y-Y截面图。转矩杆20包括卷绕在偏心曲轴16的外周上的线圈部20a和位于两端的固定端20b和可动端20C。

线圈部20a的内径和偏心曲轴16的外周之间留有间隙，转矩杆20可以在偏心曲轴16的外侧进行旋转方向和反旋转方向的伸缩。

偏心环18相对于其内径，外径偏心。转矩杆20的固定端20b是固定在偏心曲轴16上，可动端20c安装在偏心环18的内壁上。

在实施例1中，可动端20c的安装位置和偏心环18的外径的最大偏心位置是一致的。

活塞压缩转矩作用在偏心环18外壁上后，偏心环18在偏心轴17的外周旋转。但是，因为在偏心轴17的外周附近设计有第一限位器19a和第二限位器19b，所以转矩杆20的动作范围被限制了，相对于偏心轴17，偏心环18的最大旋转角度是根据上述两个限位器来决定的。偏心环18的外壁和活塞28的内壁滑合，活塞28可以围绕着偏心环18的外周旋转。

位于图2中的活塞28是沿着气缸压缩腔24的内壁作反时针方向的偏心旋转，但还有同时和偏心旋转按相同方向进行自转的特性。

活塞的偏心转速和电动机转速相等，活塞自转的速度一般大约是活塞偏心旋转的速度的百分之十。但是，活塞的自转的速度也会根据运转条件的不同而发生增减。

偏心环18的内径的中心和偏心轴17的轴心是一致的，偏心环18的外径的中心和活塞28的轴心是一致的。如图2所示的偏心轴的旋转角度θ是从滑片29的中心开始到偏心轴17外周的最大偏心部为止的旋转角。

为了方便说明，将气缸压缩室24的内周和作偏心旋转的活塞28的外周之间的间隙作为活塞外径最小间隙Rc，该最小间隙的位置为Rp点。抵接在活塞28外周上的滑片29的先端和Rp点将气缸压缩腔24区分为低压腔24a和高压腔24b。

参见图3，为表示偏心轴17和偏心环18的动作的相对关系的原理图。以r1作为偏心轴17的偏心量，以r2作为偏心环18的内壁和外壁的偏心量，M点是偏心曲轴16的轴心，圆L是偏心轴17的轴心旋转轨迹。

N点是偏心环18的内径的中心，圆S是偏心环18的外径中心的旋转轨迹。因此，活塞28的轴心经常在圆S上，作用在活塞28外壁上的压缩转矩Tc的作用点也经常在圆S上。

偏心曲轴16的旋转转矩Ts的作用点在圆L上，活塞28的压缩转矩Tc的作用点和偏心曲轴16的旋转转矩Ts的作用点的位置是错开的。该这两个转矩时常是作用力与反作用力的关系。

以α表示偏心环18外周围绕偏心轴17的外周旋转时的旋转角度，也就是偏心环18的旋转角度。在α＝0时的位置，也就是在Ba点的位置，配置第一限位器19a，在α最大时的位置，也就是在Bb点的位置，配置第二限位器19b。

当压缩机停止时，或者是当压缩转矩Tc为零时，转矩杆20停在第二限位器19b上，此时的α是最大的。但是，运转后如果压缩转矩Tc增加，偏心环18会旋转，所以转矩杆20向第一限位器19a移动，α会随之变小。像这样，根据压缩转矩Tc的增减，转矩杆20在两个限位器之间来回移动。

转矩杆20在第一限位器19a停止时的Ba点，因为偏心轴17和偏心环18的各个最大偏心方向一致，活塞28的偏心量E达到最大，此时，E＝r1+r2。这个时候，活塞外径最小间隙Rc达到最小值。当α＞0时，活塞28的偏心量E会减少，E＜r1+r2，此时，活塞外径最小间隙Rc会增大。

活塞28的偏心量E是r1、r2和旋转角度α的函数，可以用公式一表示。

$E=f\left(\mathrm{\α}\right)=\sqrt{r_1^2+r_2^2+2r_1{r}_2\cos \mathrm{\α}}$ ---------------------公式一，

根据公式一就知道，决定偏心量E的最小值和最大值的主要因素是取决于α或r2，或者调整这两个值。但是，在这种场合下，r1是已经决定的定数，并且，当r2被确定了之后，那么，偏心量E或者活塞外径最小间隙Rc就仅是α的函数。

两个限位器之间的角度β就是连结偏心曲轴16的轴心M点和活塞外周最小间隙的位置Rp点之间的连线与连结M点与Ba点之间的连线形成的夹角。因此，活塞外径最小间隙Rc的角度是偏心轴17的旋转角度θ开始提前β的位置，也就是说，活塞外径最小间隙Rc存在(θ+β)的范围内。

在实施例1中，转矩杆20的可动端20c和偏心环18的外周的最大偏心部是一致的，上述的Rp点与连结转矩杆20可动端20c和偏心曲轴16的轴心M点的延长线一致。故可以根据公式二来求得这个β。

$\mathrm{Tan}\left(\mathrm{\β}\right)=\frac{r_2\sin \mathrm{\α}}{r_1+r_2\cos \mathrm{\α}}$ ---------------------公式二，

当压缩机启动后，如果产生压缩转矩Tc，偏心曲轴16就会对着作用于活塞28的轴心的压缩转矩，使活塞28偏心旋转。这时，因为偏心曲轴16和活塞28的转矩作用点是不同的，就会生成作用于偏心环18的力矩，旋转于偏心轴17的外周。

以转矩杆20在第一限位器19a上停止时的活塞旋转角度θ为例，在160°设置转矩杆20的弹力的条件下，θ大约达到160°时，活塞外径最小间隙Rc也达到最小值，在此之后，就算θ再增加，压缩转矩Tc达到最大，活塞外径最小间隙Rc也不会再变化。

随着压缩转矩Tc开始下降，当θ为160°时，变成相同的压缩转矩Tc，转矩杆20与第一限位器19a脱离。因为α的增加，活塞28的偏心量E会减少，活塞外径最小间隙Rc会增加。如果压缩转矩Tc降低，α达到最大时，转矩杆20会在第二限位器19b处停止。

以上是活塞28从0°到360°的旋转一圈的行程，活塞28每次进行偏心旋转时，转矩杆20在两个限位器之间往复运动。这个时候，转矩杆20和各个限位器产生碰撞，但是，转矩杆20为带有缓冲性的弹性体，而且，压缩转矩Tc达到最大前，转矩杆20会停止在限位器上，由于碰撞，转矩杆20和限位器上的冲击力不会变得很大。

此外，图3中的Ba点为-α，也就是设定第一限位器19a位置以使α＜0的方法。这个时候，压缩转矩Tc较低，只要使转矩杆20停止在第一限位器19a处，α＜0的负数范围的设定只要不是特别大，转矩杆20不会动作，所以当α＝0时，和设定第一限位器19a的方法进行比较，在作用和效果上都没有变化。但是，α＜0的范围内，活塞外径最小间隙Rc会增加，因此这个问题也是必须要考虑的。

接下来，是关于转矩杆20的作用和效果的，根据图4进行说明。

图4上横轴的θ是偏心轴17的旋转角度，纵轴是活塞28的压缩转矩Tc。曲线Tc是在空调机在标准运转条件下时旋转式压缩机的压缩转矩曲线，表示θ和Tc的关系。

Δp是气缸压缩腔24的高压腔24b和低压腔24a之间的压力差，曲线Δp表示的是θ与Δp的关系。

纵轴Tb概念地表示了是转矩杆20的弹力或者是转矩的大小。

根据压缩转矩曲线，当θ＝0的时候，Tc＝0。但随着θ的变大，Tc急剧地增加。当θ＝约180°时，Tc达到最高值。此后，Tc缓慢减少，在即将达到θ＝360°之前变成Tc＝0。

Δp和Tc一样地增加，在θ＝约180°时达到最高。这个时候排气孔15打开排出高压气体，所以，这之后Δp达到一定，即维持不变，但在θ＝360°之前，突然变成Δp＝0。本实施例1的设计事例在图4中以「设计1」表示。

图4中的「设计1」中，设定转矩杆20的弹力和转矩时，使压缩机停止时停在第二限位器19b处的转矩杆20的初期转矩为Tb(1)的值；压缩机运转时的偏心环18旋转，停在第一限位器19a时的转矩为Tb(2)的值，

以下根据图5-图8具体讲「设计1」中的转矩杆20的动作和活塞外径最小间隙Rc的变化。

参见图5，为压缩机启动前的状态。与活塞28的停止位置，也就是说与θ的大小无关，气缸压缩腔24的全部压力与密封壳体2的压力相同，且处于平衡状态。所以，压缩转矩Tc为零，转矩杆20停止在第二限位器19b的上面。

如果从该平衡状态启动，直到偏心曲轴16完成加速的1～2秒内，作为对偏心曲轴16的反作用力产生的转矩是活塞28和偏心曲轴16的滑动摩擦引起的转矩，以及气体通过排气孔15时很小的阻力。这些转矩和在运转中压缩转矩Tc相比大幅度地变小，不可能超过如图4中所示的Tb(1)的值。

所以，转矩杆20保持在第二限位器19b上的停止状态，此时的α为最大值，活塞28作偏心旋转。在这个期间，与θ无关、活塞28的偏心量E是最小的，活塞外径最小间隙Rc是最大的。

参见图6，为启动之后，一分钟之内的状态，排气压力渐渐上升的过程。在这期间，因为根据Δp产生的压缩转矩Tc变化增加，所以转矩杆20与第二限位器19脱离。

但是，转矩杆20在压缩转矩Tc为0时，回到第二限位器19b的位置并停止。在活塞28的每一转中，都会反复与第二限位器19b脱离并停止。所以，在这期间，活塞外径最小间隙Rc变大，在脱离并停止的范围内进行变动。

图7和图8表示了压缩机启动后，经过数分钟～大约15分钟后的状态，此时压缩机的排气压力达到最高值，像图4那样的曲线Tc和曲线Δp稳定时的状态。

像图4所示的那样，由于θ＝约160°时，压缩转矩Tc超过了Tb(2)，转矩杆20在第一限位器19a停止，见图7；这个状态一直维持到当θ＝约300°，见图8。因此，在160°～300°的范围内，偏心量E达到最大，这期间，活塞外径最小间隙Rc维持这最小值。

但是，当超过θ＝约300°时，压缩转矩Tc就会变得比Tb(2)小，由于转矩杆20与第一限位器19a脱离，活塞外径最小间隙Rc逐渐变大。而且，在360°之前的转矩杆20如果在第二限位器19b处停止时，压缩转矩Tc会在再次超过Tb(1)之前的范围内，也就是，在θ＝约80°前，活塞外径最小间隙Rc会维持最大值。

在θ＝360°的之前，压缩转矩Tc和Δp会变成零的理由是：因为如图9所示那样，高压腔的气体从排气孔15的一端泄到低压腔造成的，称为余隙容积损失现象。

并且，实施例1中从θ＝360°的之前开始到θ＝约80°为止，由于转矩杆20的Tb(1)的作用，活塞外径最小间隙Rc变到最大，从图9中可以理解是为了使活塞外径最小间隙Rc(当α＝0时)的最小值达到零而设计的，避免活塞28的外径和滑片槽，也就是图中的H点，之间发生碰撞。

以上是活塞28旋转一周的行程，在这个期间，活塞外径最小间隙Rc与压缩转矩Tc成正比地减少，由于当Δp大时，活塞外径最小间隙Rc变小，所以可以取得从高压室24b到低压室24a泄漏气体减少的效果。另外，如图4所示，如果有必要变大活塞外径最小间隙Rc的最小范围，可以通过减小Tb(2)的值来实现。

另外，由弹性体构成的转矩杆20，如上所述不止是缓和了与两个限位器的冲撞力，还可以使活塞28的转矩变动更平稳，取得降低起因于压缩转矩变动的旋转压缩机的旋转振动的效果。

转矩变动变平稳的原因是：如图3所示，由于转矩杆20的效果产生β的变动，扮演了与互为作用力与反作用力关系的活塞压缩转矩Tc和偏心曲轴旋转转矩Ts之间的缓冲装置的角色。

对关于上述的实施例1中的转矩杆20的效果进行以下总结：可以使活塞外径最小间隙Rc和运转中的压缩转矩Tc成正比地减小，可以减少Δp较大的范围内发生的高压腔24b泄露到低压腔24a的气体，从而提高压缩效率。

活塞外径最小间隙Rc达到最小或最大时的活塞28旋转角度范围，可以根据两个限位器和转矩杆20的转矩设计，很容易地定下来。

像Tb(1)说明的那样，压缩机启动时，在压缩转矩Tc变大之前，和活塞28的旋转角度无关的活塞外径最小间隙Rc可以达到最大，所以压缩机的启动就很容易了。

在压缩转矩Tc达到最大值之前的那段时间内，由于转矩杆20留有余量地停在限位器处，以及转矩杆20弹力的共同效果，缓和了转矩杆20和限位器的碰撞。

由于对于转矩杆20发生的β的缓冲效果，减低了压缩机的旋转振动。

当具有以上的特征之后，对于以前的技术是很难实现的设计方案：当活塞外径最小间隙Rc极小或者为零时，使活塞28的外周与气缸压缩腔24的内周抵接，现在成为了可能，可进一步改善气体泄漏。

如上所述，活塞外径最小间隙Rc达到极小的设计，不仅仅是以壳体内压作为高压侧的高压式旋转式压缩机，也有可能在以从活塞外径间隙出来的气体泄漏为课题的壳体低压式旋转式压缩机上应用。

偏心环18是在偏心轴17和活塞28之间追加的部件，由于偏心环18的追加，活塞28的厚度变薄了。因为这个问题，就可能会有从活塞28的上、下滑动面的气体泄漏率增加，压缩机的效率会降低。为了解决这个课题，设计出最适合的偏心环18是很有必要的。

如果过度地减薄偏心环18的最小厚度，就很难确保偏心环18的内外径的精度了，所以最小厚度在2mm以上是必要的。另一方面，为了确保活塞28的厚度，有限制偏心环18的外径尺寸的必要。

但是，如果过度缩小偏心环18的偏心量r2，使偏心环18旋转的力矩会变小，在压缩转矩Tc的小范围内，偏心环18就不能旋转。如果偏心环18的旋转角α变大，偏心量r2会变小，就会有转矩杆20碰到限位器时的冲击力增大的问题。

为了解决这些问题，要考虑偏心量r2的优化。

对于安装在具有代表性的家用空调机中的旋转式压缩机中，其气缸压缩腔24的内径为60mm，偏心轴17的偏心量r1为5mm，另外，活塞外径最小间隙的可变量在θ＝0～360°的范围内，最小值达到0.000mm，最大值达到0.050mm。

为了实现上述条件的具体化，偏心环18的旋转角定为α＝0～30°，根据上述条件，将活塞外径最小间隙Rc的可变量定为0.050mm。根据上述公式一求得r2，r2＝约0.5mm。因此，偏心环18的最大厚度和最小厚度之间的差为1mm。如果偏心环18的单边厚度为1mm，可以明白没有必要牺牲仍是课题的活塞28的厚度。并且，相对于r1，r2的比率，也就是r2/r1，约为10％。

但是，像最小值为0.020mm，最大值为0.040mm这样的设计，因为可变量有0.020mm，所以r2/r1的值可以大幅度的减小。但是，有可能会产生像上述那样的力矩，变得困难。综合这些分析的结果，得出了r2/r1如果在3～20％的范围内的话，设计有可能确保偏心环18的最小厚度和活塞28的最小厚度的结论。

因为有必要将转矩杆20收藏在偏心环18的内部，所以这项发明要求小型的高功能的转矩杆设计。在实施例1中的代表转矩杆20在偏心曲轴16外周卷绕了有弹力的线圈，其特点是线圈的种类和线圈长度的选择自由度较大，并且，可以减少弹簧定数的波动。

在实施例1中将转矩杆20的可动端20c安装在偏心环18的内径孔上，偏心环18的旋转角度α变大，在与偏心环18的固定部分，应力会集中在可动端部位，需要采取对策。

例如，像图9所示的那样，为了可动端20c安装，可根据偏心环18的旋转角度摇动头部，可追加旋转套管32，或者是采用将设计在转矩杆20可动端20c上设置环，偏心环18上设置有销，将环套在销上的结构。

另外，作为实施例1中介绍的第一限位器19a和第二限位器19b的代替技术，如图10中所示，可以在偏心轴17的外周上设置的外径限位器31和设计在偏心环18的内周上的内径槽27，外径限位器31位于内径槽27的两端壁之间。

此外，像图11那样作为转矩杆20的代替手段，也可以在内径槽27中配备线圈弹簧37。

像这样，对于实施例1中的偏心轴17，控制偏心环18的旋转角度的方式就是弹性结合包含偏心轴17的偏心曲轴16和偏心环18，利用压缩转矩Tc的关系，控制偏心环18的旋转角度。因此，在这个发明的要旨的范围内可能实施各种各样的变形。

另外，像以前一般的旋转式压缩机中实施的技术那样，为了偏心轴17的旋转角度θ的小范围内较大，偏心轴17的旋转角度θ的大范围内较小，预先偏置气缸压缩室24和偏心曲轴16的各个中心，改变活塞外径间隙的初期设定值的方法，对和这项发明实施例1的组合采用方面，丝毫没有障碍。

另外，通过调整弹簧，包括前述的线圈部20a，的弹性系数可以改变某一气压下的偏心环的转角，也即改变总偏心量的大小，从而改变活塞外周与气缸内壁之间的间隙，可以实现在某一气压下的间隙为最小。当然，也可以实现在某一气压下的间隙为最大。

实施例2

参见图12，所示是废除了实施例1中使用的两个限位器的设计。因为没有第二限位器19b，所以转矩杆20的初期转矩为零，但要设定转矩杆20的位置，使压缩机停止时，活塞外径最小间隙Rc足够大。

压缩机运行时，压缩转矩变大后，偏心环18开始旋转，要对转矩杆20的弹力进行设定，使转矩杆20停在如实施例1中的第一限位器19a的位置。

为了使转矩杆20正确地停在该位置，将转矩杆20的弹簧系数随着偏心环18的旋转角度α的增加呈非线性增大，就可以正确地停在如实施例1中的第一限位器19a的位置。即该位置中的弹簧常数较大时，起因于压缩转矩Tc增减时的停止位置的波动会变小。

根据以上说明，对于转矩杆20的设计，本实施例2中的转矩杆20的转矩Tb的设定相当于图4中的「设计2」的Tb(0)和Tb(2)。

在实施例2中，设定转矩杆20的位置使活塞外径最小间隙Rc会变大，因此，在压缩机启动后的加速时间1～2秒内的活塞外径最小间隙Rc会足够大，与实施例1相同容易启动。

随后产生了压缩转矩Tc，与压缩转矩(Tc)的大小成正比的偏心环18的旋转角度α会减小，因此活塞外径最小间隙Rc开始减少。而且，压缩转矩Tc即使变大，Tb(2)的大小也几乎与实施例1相当。因此，当θ在大约80°～300°的范围内时，活塞外径最小间隙Rc为最小。即压缩中的行程变化与实施例1相同。

在实施例2中，可以废除实施例1中使用的两个第一限位器19a和第二限位器19b中的任一个或者两个。当废除了限位器时，转矩杆20和限位器就不会碰撞，也就不用担心压缩机的可靠性和产生噪音等等。

将转矩杆20的弹簧常数作为非线性的结构，比如将转矩杆20的线圈部20a的内径和偏心曲轴16外径之间的间隙减小，将转矩杆20的旋转角度增加，线圈部20a的自由长减小就可以了。其结果是随着旋转角度的增大，弹簧常数也会增大。

实施例3

参见图13，显示了本发明揭示的技术也可以用到活塞和滑片一体结构的摇动式旋转式压缩机中。其构造、作用和效果与实施例1相当。

实施例4

参见图14，将转矩杆20收纳在偏心轴17中，可以提高转矩杆20设计的自由度。

由于偏心轴17的外周不再是活塞28的运动面，故可以按图示在内部构成空间腔39。

在空间腔39中收纳的转矩杆20由弯曲成大约3/4的圆的板簧构成。转矩杆20可以弹性扩张，所以可以从空间部39的侧面插入、固定在偏心曲轴16中。其后，转矩杆20的固定端20b可固定在偏心曲轴16的侧面。而且，可动端20c可插入对偏心环18内部开口的槽内。

转矩杆20从可动端20c向固定端20b呈锥形地减少板的宽度。偏心环18旋转的话从固定端20b侧向偏心轴内部的轴压紧，所以转矩杆20的弹簧系数是非线性变大。因此，如实施例2所述也可以应用在废除两个限位器的设计中。

实施例5

参见图15，本实施例是通过追加偏心环解决活塞壁厚变薄时的解决方案。如图15所示，相对于偏心曲轴16的主轴16a设计较细的副轴16b的直径，可以使偏心轴17实现小径化。因此，即使追加偏心环18也可以改善活塞28壁厚变小的课题。

实施例6

参见图16，本实施例是在活塞28的上、下平面部追加延长部28a加大活塞壁厚的解决方案。

但是，由于延长部28a的内径比偏心环18的外径小，所以会发生活塞28不能组装在偏心环18中的问题。作为其解决方案，在本实施例中，可以沿分割线28b所示将活塞28上、下分割，活塞28的组装可以完成。

如果仅在上、下平面部中的任一方追加延长部28a，虽然效果将减半，但是可以不用将活塞28分成两部分就可以完成组装。

实施例7

参见图17，本实施例7为将本发明的揭示技术应用在双气缸的旋转式压缩机中的事例。在两个偏心轴17和中隔板38的中心孔之间的空间部配置了转矩杆20，通过这样的设计方案，一个转矩杆20就可以控制两个偏心环18的动作。

Claims (15)

1.一种旋转式压缩机，密封的壳体(2)内设置电机部(22)和压缩机构部(21)，压缩机构部(21)包括带有气缸压缩腔(24)的气缸(23)、在气缸压缩腔(24)内作偏心转动的活塞(28)以及因活塞(28)的偏心转动而作往复运动的滑片(29)，用于支撑偏心曲轴(16)的主轴承(25)和副轴承(26)安装在气缸(23)上，偏心曲轴(16)包括偏心轴(17)、主轴(16a)和副轴(16b)，其特征是偏心轴(17)的外周上设置有作自由转动的偏心环(18)，该偏心环(18)的内径的中心和外径的中心均为偏心，活塞(28)的内周与偏心环(18)的外周相接，偏心曲轴(16)和偏心环(18)之间设置有弹性体，该弹性体根据作用于活塞(28)上的压缩转矩(Tc)的大小产生变形进而控制偏心环(18)的旋转角度(α)。

2.根据权利要求1所述的旋转式压缩机，其特征是所述弹性体为随着压缩转矩(Tc)的增加，其弹簧常数也会增加的非线性弹簧。

3.根据权利要求1所述的旋转式压缩机，其特征是所述弹性体由沿上述偏心轴(17)的外周卷绕的弹簧组成。

4.根据权利要求1所述的旋转式压缩机，其特征是所述弹性体由配置在上述偏心曲轴(16)的偏心轴(17)内部的弹簧组成。

5.根据权利要求1所述的旋转式压缩机，其特征是所述偏心环(18)的偏心量(r2)和偏心轴(17)的偏心量(r1)的比(r2/r1)为3％～20％。

6.根据权利要求1所述的旋转式压缩机，其特征是所述主轴(16a)的外径＞副轴(16b)的外径。

7.根据权利要求1所述的旋转式压缩机，其特征是所述压缩机构部(21)还包括用于控制偏心环(18)的旋转角度(α)的控制装置。

8.根据权利要求7所述的旋转式压缩机，其特征是所述控制装置包括转矩杆(20)，转矩杆(20)包括卷绕在偏心曲轴(16)轴上的线圈部(20a)和位于两端的固定端(20b)和可动端(20C)，固定端(20b)固定在偏心曲轴(16)上，可动端(20c)安装在偏心环(18)的内壁上。

9.根据权利要求8所述的旋转式压缩机，其特征是所述偏心轴(17)的外周上设置第一限位器(19a)和第二限位器(19b)，可动端(20c)位于第一限位器(19a)和第二限位器(19b)之间；

或者，所述偏心轴(17)的外周上设置第一限位器(19a)或第二限位器(19b)，随着偏心环(18)的转动，可动端(20c)与第一限位器(19a)或第二限位器(19b)相接。

10.根据权利要求9所述的旋转式压缩机，其特征是所述可动端(20c)设置有旋转套管(32)，该旋转套管(32)转动的安装在偏心环(18)上。(实施例1)

11.根据权利要求8所述的旋转式压缩机，其特征是所述偏心轴(17)的外周上设置有外径限位器(31)，偏心环(18)的内周上设置有内径槽(27)，外径限位器(31)位于内径槽(27)内。

12.根据权利要求7所述的旋转式压缩机，其特征是所述控制装置包括设置在偏心轴(17)的外周上的外径限位器(31)，偏心环(18)的内周上设置有内径槽(27)，内径槽(27)内设置有线圈弹簧(37)，外径限位器(31)与线圈弹簧(37)相接。

13.根据权利要求7所述的旋转式压缩机，其特征是所述控制装置包括设置在偏心轴(17)内的空间腔(39)，转矩杆(20)位于空间腔(39)内，转矩杆(20)的固定端(20b)设置在偏心曲轴(16)上，转矩杆(20)的可动端(20c)设置在偏心环(18)内壁的开口槽内。

14.根据权利要求8所述的旋转式压缩机，其特征是所述偏心曲轴(16)的主轴(16a)的外径＞副轴(16b)的外径。

15.根据权利要求8所述的旋转式压缩机，其特征是所述活塞(28)的上平面部和/或下平面部设置有延长部(28a)，该延长部(28a)的内径＜偏心环(18)的外径。

Images