CN1091847C - 旋转压缩机 - Google Patents

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Abstract

所公开的旋转压缩机能够减少在滚动活塞和偏心轮之间的接触部以及在曲轴和主、副轴承之间的接触部的摩擦损失，办法是使接触部得到顺畅的润滑。在压缩机内，有一条润滑槽形成在偏心轮的外表面上。有一与曲轴的内油管连通的油孔形成在润滑槽内并可从油管将油供应到偏心轮的外表面上。润滑槽还形成在主、副轴承的内表面上以便使曲轴和轴承之间的接触部的供油容易进行。

Description

旋转压缩机
本发明一般地涉及旋转压缩机，比较具体地说涉及这种旋转压缩机的结构改进，改进是为了使在滚动活塞的内表面与曲轴上偏心轮的外表面之间的接触部及在曲轴与轴承之间的接触部能够得到顺畅的润滑并从而改善旋转压缩机的运转性能及延长旋转压缩机的寿命。
参阅图1，其中示出一台旋转压缩机。如图所示，典型的圆筒形旋转压缩机100具有一个垂直设置而在一个气筒13内旋转的曲轴1，该曲轴是由通过传动机构传递来的旋转力驱动的。
有一空心圆筒形转子2通过例如热套配合紧紧地配合在曲轴1上与它装配成为一个整体。压缩机100还具有一个内径比转子2的外径大的空心圆筒形定子3。该定子设在转子2的周围使在转子2和定子3之间留有间隙。
在定子3的内表面上设有多条具有预定深度的纵向狭缝(未画出)，缝与缝之间相互隔开一个匀等的距离。
在曲轴1的下部装着一个主轴承4和一个副轴承5，它们之间相互隔开一个距离。在这种情况下，典型的做法是将主轴承4放在副轴承5的上面。
曲轴1在轴承4和5之间的部分上设有一个偏心轮11如图2和3所示。另外，有一内径比偏心轮11的外径大的环状滚动活塞12设在偏心轮11的周围使偏心轮11的外表面与滚动活塞12的内表面部分接触。
滚动活塞12设在一个气筒13内。气筒13有一被设在其外侧的弹簧14a弹性复位而直线往复的叶片14。弹簧复位的叶片14的顶端总是在与活塞周边垂直的方向上与滚动活塞12的外表面保持接触，因此叶片14可在滚动活塞12偏心旋转时作直线往复运动。
在叶片的左、右侧用在气筒13的内壁上掏孔的方法分别形成一个吸气口13a和一个排气口13b。气筒13还具有一根伸出到压缩机100之外的弯头式吸气管6。吸气管6沿径向从气筒13伸出，然后垂直地向上延伸如图1所示。
旋转压缩机100被一壳体7整个地包装起来。壳体7的内下部充有油如图1所示。在曲轴1的底部中心设有一个吸油口21以便将壳体7内的油吸入到曲轴1内。而冷却介质的排放管8则垂直地装在压缩机100的顶部中心内。
在曲轴1内有一内油管22沿纵向从曲轴1的顶部中心延伸到底部中心如图3所示。在曲轴1的中部沿径向形成一个油口以便使油管22与曲轴1的外侧连通。
油管22并在约为偏心轮11的顶部和底部中心的部位通过径向油口24和25与曲轴1的外侧连通。采用油口24和25便可润滑在曲轴1及主轴承和副轴承4和5之间的接触部。
在偏心轮11的外表面上有一沿径向形成的外孔11a如图4所示，而在偏心轮11内则有一沿径向形成的连接孔11b延伸到外孔11a如图5所示。采用外孔11a和连接孔11b，曲轴1的内油管22便可与偏心轮11的外侧连通。
转到图7、8A和8B可见，配合在曲轴1上的主轴承和副轴承4和5的内表面都各设有一条润滑槽30。该槽30从一起始点30a延伸到一终止点30b。当然，应该理解这两个点30a和30b是可以互换的。
在附图中，标号18表示一个电力接线端。
上述旋转压缩机100在运转时，膨胀的气体通过吸气管6被吸入到圆筒13内，同时，偏心轮11随着曲轴1的旋转而旋转。由于偏心轮11的旋转，设在气筒13内并与偏心轮11的外表面接触的滚动活塞12也就按给定的方向旋转，从而压缩在气筒13内的膨胀气体以致产生具有高压力和高温度的气体。压缩气体再通过定子3的纵向狭缝并通过设在压缩机100顶部的排气管8从压缩机100排出。
压缩机压缩气体的原理将在下面结合图2给出。
当膨胀气体通过吸气管6被吸入到气筒13内时，外表面与弹簧复位的叶片14的顶端接触的滚动活塞12随着曲轴1的偏心轮11旋转，这样就在气筒13内偏心地旋转。
在这种情况下，滚动活塞12按照曲轴1的旋转方向旋转而与活塞12外表面接触的弹簧复位的叶片14则沿直线往复移动。
当活塞12在被弹簧复位的叶片14施加推力的条件下偏心地旋转时，通过吸气口13a被吸入气筒13内的气体就被活塞12在气筒13内的每一次旋转所压缩。压缩空气再在克服排气阀弹簧13c的弹力的前提下通过排气口13b从气筒13内排出。
图6A示出滚动活塞12的旋转周期的脉冲信号，图6B为一线图示出滚动活塞12的旋转速度为排气压的函数，而图6c则示出一个检测滚动活塞12的旋转速率的装置。
活塞的旋转速率随着在偏心轮11和活塞12的内表面之间产生的摩擦力而变，该摩擦力是由吸气压力、叶片弹簧14a的弹力和排气压力所合成的沿径向向内的复位力产生的。旋转速率还随着在叶片14的顶端和活塞12的外表面之间产生的摩擦力而变。
如图6C所示，每当在滚动活塞12的外表面上形成的一个绝缘部13d与旋转速率检测装置的一个电极19相会时便产生一个脉冲。
如图6A所示，当排气压Pd为1.57Mpa时，活塞12的旋转速率为132rpm，其时脉冲的产生速率为2.2脉冲/秒。而当排气压Pd为2.07Mpa时，活塞的旋转速率变为24rpm，其时脉冲的产生速率为1脉冲/约2.5少。
如图6B的线图所示，由于吸气压和排气压之间的压力差与排气压成比例地增加，因此当活塞12的旋转速率减少时作用在活塞12上的摩擦力增加。当排气压为0.61Mpa时活塞12的旋转速率为212rpm，而当排气压为2.06Mpa时旋转速率降为32rpm。
当滚动活塞12在气筒13内的旋转速率如上所述那样增加时，在叶片顶端和活塞12之间的相对滑动速率会显著减少，因此叶片顶端几乎不大会磨损。压缩机的运转效率便可提高，而压缩机的寿命便可延长。
当压缩气体通过排气口13b排出时，在壳体7内的油A由于旋转曲轴1的离心力的作用便被强制地向上泵压到曲轴1的油管22内。当油A被泵压到油管22内时，油A便从曲轴1的油口23、24和25及偏心轮11的径向孔向外流出。因此，油A能够润滑在活塞12的内表面和偏心轮11的外表面之间的接触部并减少在活塞12和偏心轮11之间产生的摩擦力。
在曲轴1及轴承4和5之间的接触部的润滑是由通过在轴承4和5的内表面上形成的如图7、8A和8B所示的润滑槽30而供应到那些接触部的油来完成的。
但上述压缩机有一个问题是润滑油并不能顺畅地供应到偏心轮11上与油孔11a相对的部分。
由于与油孔11a相对的部分供油不足，在滚动活塞12的内表面和偏心轮11的外表面之间的摩擦力便会增加以致使活塞12的旋转速率降低。从而在活塞12的外表面和叶片14之间的摩擦力便会增加，叶片顶端就会更多磨损，以致使压缩机的效率降低并使寿命缩短。
另外，由于润滑槽30只是部分地形成在主轴承和副轴承4和5的内表面上如图8A和8B所示，不可能将油充分地供给到在曲轴1及轴承4和5之间的接触部上。由于这个原因，曲轴1的外表面将严重地被刮伤。
在力图解决上述问题时，曾减少主轴承和副轴承的直径和长度以便减小在曲轴和轴承之间的接触面积并阻止在曲轴和轴承之间的摩擦接触。但减小轴承的直径和长度是有限度的。即使轴承的直径和长度能幸运地被减小，曲轴的刚度却被受到损害以致曲轴在压缩机运转时容易断裂。减小轴承的直径和长度不可避免地会使轴承内表面上润滑槽的尺寸减小因而使轴承的润滑槽不能提供足量的油并在曲轴上引成摩擦性的刮伤。
另外，冷却介质可用另一种冷却介质来代替力图解决上述问题。但这种方法会伴随一个问题即在吸气室和压缩室之间的压力差将会增加。作用在曲轴上的转矩就被增加，因此曲轴的半径也需增加以便保持曲轴运转的可靠性。但增加曲轴的半径不能不带来曲轴的机械损失。
因此，本发明的一个目标是要提供一种能够攻克上述问题的旋转压缩机，该机须能在滚动活塞的内表面与曲轴偏心轮的外表面之间的接触部以及在曲轴与主轴承和副轴承之间的接触部上做到顺畅的润滑，以便同时减少接触部的摩擦损失和机械损失，这样来提高其运转效率并延长其寿命。
为了完成上述目标，本发明提供的旋转压缩机包括有：一个具有吸气口和排气口的气筒；一个由通过传动机构传送来的旋转力驱动而在气筒内旋转的曲轴，该曲轴有一个偏心轮、一条纵向延伸的油管和多个从油管延伸到曲轴外侧的油口，油口是在曲轴的中部内及在偏心轮顶部和底部的曲轴内沿径向形成；一个被曲轴的旋转力驱动而在气筒内旋转和回转的环状滚动活塞，其内表面与偏心轮的外表面接触；一个可由一设在气筒外侧的弹簧弹性复位而在气筒内作直线往复运动的叶片，其顶端与滚动活塞的外表面接触；以及配装在曲轴下部的一个主轴承和副轴承，其中作出的改进有：在偏心轮的外表面上形成一条或多条第一润滑槽；在润滑槽上形成至少一个与曲轴的油管连通的油孔并可使润滑油从油管供应到偏心轮的外表面上；还有第二润滑槽形成在主轴承和副轴承的内表面上并可在曲轴旋转时使润滑油容易供应到曲轴和轴承之间的接触部上以便减小在曲轴和轴承之间的接触面积。
结合附图阅读下面的详细说明后对本发明的上述的和其他一些目的、特征和优点当可有更清楚的了解。在附图中：
图1为一台典型的旋转压缩机的剖视图；
图2为该典型旋转压缩机的气筒部的平面图；
图3为该典型旋转压缩机的曲轴的侧视图；
图4为该典型旋转压缩机的曲轴的偏心轮的剖视图；
图5为按图4中A-A剖面线的偏心轮的剖视图；
图6A示出该典型旋转压缩机的滚动活塞的旋转周期的脉冲信号；
图6B为示出该典型滚动活塞的旋转速率为排气压的函数的线图；
图6C示出一个检测典型滚动活塞的旋转速率的装置；
图7为配装在曲轴上的典型轴承的展开图，示出在轴承的内表面上形成的一条润滑槽；
图8A为配装在曲轴上的典型轴承的平面图，在其内表面上具有以90°节距形成的润滑槽；
图8B为图8A的轴承的侧剖视图；
图9A为按照本发明的一个实施例的旋转压缩机的曲轴的偏心轮的侧视图，其上具有一条螺旋形的润滑槽和一个在槽内形成的径向孔；
图9B为偏心轮的另一个实施例的侧视图，其上具有两条交叉的螺旋形润滑槽和一个在润滑槽交叉点上形成的径向孔；
图9C为偏心轮的还有一个实施例的侧视图，其上具有两圈左旋螺旋形润滑槽和两圈右旋螺旋形润滑槽，还有两个在润滑槽交叉点上形成的径向孔；
图9D为偏心轮的另外还有一个实施例的侧视图，其上具有一条丝杠式润滑槽和多个在槽内形成的径向孔；
图10A为本发明的压缩机的轴承的平面图，在其内表面上具有以90°节距形成的四条润滑槽；
图10B为图10A的轴承的侧剖视图；
图11A为轴承的另一个实施例的平面图，在其内表面上以180°节距形式两条润滑槽；
图11B为图11A的轴承的侧剖视图；
图12A为轴承的还有一个实施例的平面图，在其内表面上以180°节距形成四条润滑槽；
图12B为图12A的轴承的侧剖视图；
图13A为轴承的另外还有一个实施例的平面图，在其内表面上以360°节距形成两条润滑槽；
图13B为图13A的轴承的侧剖视图；
图14A为轴承的另外还有一个实施例的平面图，在其内表面上以360°节距形成四条润滑槽；
图14B为图14A的轴承的侧剖视图；
图15A为轴承的另外还有一个实施例的平面图，在其内表面上以720°节距形成一条润滑槽；
图15B为图15A的轴承的侧剖视图；
图16A为轴承的另外还有一个实施例的平面图，在其内表面上以720°节距形成两条润滑槽；
图16B为图16A的轴承的侧剖视图。
鉴于本压缩机的大多数零件可与现有技术压缩机公用，因此，没有必要再对那些本发明和现有技术都公用的零件进行说明。
在图9A的实施例中，有一螺旋形的润滑槽90形成在曲轴51的偏心轮61上并有一径向孔61a形成在槽内。另有一个连接孔(未画出)沿径向形成在偏心轮61内使能延伸到径向孔61a，该孔便可通过连接孔与曲轴51的中心内的一条沿纵向延伸的内油管72连通。
转到图9B，其中示出偏心轮61的另一个实施例，其上具有两条交叉的螺旋形润滑槽91和一个在润滑槽91的交叉点上形成的径向孔61b。与图9A的实施例中说明的方式相同，有一连接孔(未画出)沿径向形成在偏心轮61内使能延伸到径向孔61b。该孔便可通过连接孔与曲轴51的内油管72连通。
在图9c的实施例中，有一两圈左旋螺旋形润滑槽92和一两圈右旋螺旋形槽形成在偏心轮61上使该两槽92相互交叉。有两个径向孔61c形成在两条槽92的交叉点上。沿径向在偏心轮61内形成连接孔(未画出)使能延伸到径向孔61c，该孔便可通过连接孔与曲轴51的内油管72连通。
转到图9D，其中示出的偏心轮61具有一条丝杠式润滑槽93和在槽93内形成的径向孔61d。与图9c的实施例中所说的方式相同，沿径向在偏心轮61内形成连接孔(未画出)使能延伸到径向孔61d，该孔便能通过连接孔与曲轴51的内圆管72连通。
在上述旋转压缩机内，由于在偏心轮61上形成的润滑槽，在滚动活塞(示画出)和偏心轮61之间的接触部可以得到足够的润滑。因此，在滚动活塞的内表面和偏心轮61的外表面之间的摩擦接触面积可减小，由此可提高压缩机的机械效率。另外，滚动活塞接触气筒(未画出)的内表面而在气筒内旋转的旋转速率会增加，在滚动活塞和叶片(未画出)之间的相对滑动速率就可减小。因此可阻止叶片顶端的磨损从而延长压缩机的寿命。
如图10A和10B所示，与本发明的曲轴51配合在一起的主轴承和副轴承54和55各可有以90°节距在其内表面上形成的四条润滑槽。
或者，本发明的主轴承和副轴承54和55各可有以180°节距在其内表面上形成的两条润滑槽如图11A和11B所示。
另一替代方案，主轴承和副轴承54和55各可有以180°节距在其内表面上形成的四条润滑槽如图12A和12B所示。
另外，主轴承和副轴承54和55各可有以360°节距在其内表面上形成的两条润滑槽如图13A和13B。
转到图14A和14B，主轴承和副轴承54和55各可有以360°节距在其内表面上形成的四条润滑槽。
如图15A和15B，主轴承和副轴承54和55各可有以720°节距在其内表面上形成的一条润滑槽。
另外，本发明的主轴承和副轴承54和55各可有以720°节距在其内表面上形成的两条润滑槽如图16A和16B所示。
在本发明的压缩机中，在曲轴及轴承54和55之间的接触面积能够减小而供应的油量能够增多，这些都并不需要如上述那样改变曲轴51的半径或长度。为了完成上述目标，在每一轴承54、55的内表面上形成的润滑槽的节距可在90°、180°、360°和720°中改变，以便在曲轴旋转时容易使足够的油供应给压缩机的上部并使在曲轴51及轴承54和55之间的接触部得到更为顺畅的润滑。这种节距的改变也可减小在曲轴51及轴承54和55之间的接触面积人从而减少压缩机的摩擦损失。
下面将结合图7、13A和13B给出在曲轴51及轴承54和55之间设定接触面积的过程以及设定轴承润滑槽的节距和数目的过程。
压缩机中在曲轴51和轴承54、55之间的接触面积A1为一圆筒形面积可用下式(1)表示。
A1＝2πr·l……(1)
其中r是轴承的内直径，l是曲轴与轴承之间的接触长度。
令节距为360°，润滑槽83的面积A2可用下式(2)表示。
A2＝b·〔(2πr)2+e2〕1/2……(2)
其中b是轴承润滑槽的宽度。
内直径r每单位长度的变化所引起的在曲轴51和轴承之间接触面积的变化为2πl。
在这种情况下，如令内直径r每单位长度的变化所引起的润滑槽面积的变化在360°节距时为A2′并令A2′为1，那么2πl对A2′的比率从经验上获知可用下式表示，即2πl∶A2′＝1.8∶1。
2πl对A2′的比率不仅受到轴承长度的影响而且还受到轴承润滑槽宽度的影响。
当在轴承内有两条节距为360°的润滑槽时，2πl对A2′的比率就变为1.8/2，即2πl∶A2′＝1.8∶2。因此，当直径r增加一个单位长度时就有可能抵消产生的摩擦力。
如令内直径每单位长度的变化所引起的润滑槽面积的变化在720°节距时(如图15A和15B的实施例)为A2′并令A2′为1，那么2πl对A2′的比率从经验上获知可用下式表示，即2πl∶A2′＝1.05∶1。
因此当直径r增加一个单位长度而在轴承内只有一条节距为720°的润滑槽时也有可能抵消产生的摩擦力。
应当知道在图10至12和14至16的实施例中，在曲轴51及轴承54和55之间的接触面积以及轴承润滑槽的节距和数目都可用与上述同样的方式予以设定。
如上所述，本压缩机的主、副轴承的润滑槽的面积可用增加润滑槽的数目和节距的方法来使它增加。因此可使曲轴与轴承之间的接触部得到充分的供油。这样，本发明的压缩机便可收到半径变动的效果，而不会影响曲轴的强度。从而该压缩机不仅可提高机械效率和运转可靠性，而且可以减少接触部的磨损。
如上所述，本发明的旋转压缩机可使在曲轴的偏心轮的外表面与滚动活塞的内表面之间以及在曲轴及主、副轴承之间的接触部得到顺畅的润滑。因此该压缩机可减少接触部的摩擦损失和摩擦的机械损失、提高运转性能并延长寿命。
虽然本发明的较优实施例已予公开但只是为了示范的目的，那些本行业的行家将会知道各种修改、增添和替代都可能没有脱离本发明的范围和精神如同后面在权利要求书中提出的。

Claims (4)

1.一种旋转压缩机包括有：一个具有吸气口和排气口的气筒；一个由通过传动机构传送来的旋转力驱动而在气筒内旋转的曲轴，所说曲轴有一个偏心轮、一条纵向延伸的油管和多个从油管延伸到曲轴外侧的油口，所说油口是在曲轴的中部内以及在偏心轮顶部和底部的曲轴内沿径向形成；一个被曲轴的旋转力驱动而在气筒内旋转和回转的环状滚动活塞，其内表面与偏心轮的外表面接触，一个叶片有一顶端，叶片可由一设在气筒外侧的弹簧弹性复位而在气筒内作直线往复运动，其顶端与所说滚动活塞的外表面接触；以及配装在曲轴下部的一个主轴承和副轴承；其特征在于，具有如下的改进：
在所说偏心轮的外表面上形成至少两条第一润滑槽；
在润滑槽上形成至少一个与曲轴的油管连通的油孔，并可使润滑油从油管供应到偏心轮的外表面上；还有
第二润滑槽形成在主轴承和副轴承的内表面上，并可在曲轴旋转时使润滑油供应到曲轴和主轴承和副轴承之间的接触部上，以便恼小在曲轴和轴承之间的接触面积；
至少有两条第一润滑槽互相交叉地形成，而所说油孔形成在第一润滑槽的交叉点上。
2.按照权利要求1的旋转压缩机，其特征在于，所说第二润滑槽以90°至720°的节距形成在轴承的内表面上。
3.一种旋转压缩机包括有：一个具有吸气口和排气口的气筒；一个由通过传动机构传送来的旋转力驱动而在气筒内旋转的曲轴，所说曲轴有一个偏心轮、一条纵向延伸的油管和多个从油管延伸到曲轴外侧的油口，所说油口是在曲轴的中部内以及在偏心轮顶部和底部的曲轴内沿径向形成；一个被曲轴的旋转力驱动而在气筒内旋转和回转的环状滚动活塞，其内表面与偏心轮的外表面接触，一个叶片有一顶端，叶片可由一设在气筒外侧的弹簧弹性复位而在气筒内作直线往复运动，其顶端与所说滚动活塞的外表面接触；以及配装在曲轴下部的一个主轴承和副轴承；其特征在于，具有如下的改进：
在所说偏心轮的外表面上形成至少一条第一润滑槽；
在润滑槽上形成至少一个与曲轴的油管连通的油孔，并可使润滑油从油管供应到偏心轮的外表面上；还有
第二润滑槽形成在主轴承和副轴承的内表面上，并可在曲轴旋转时使润滑油供应到曲轴和主轴承和副轴承之间的接触部上，以便减小在曲轴和轴承之间的接触面积；
至少一条第一润滑槽为一丝杠式槽，并且至少两个油孔形成在第一润滑槽内。
4.按照权利要求3的旋转压缩机，其特征在于：所说第二润滑槽以90°至720°的节距形成在轴承的内表面上。
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