CN113227575B - 压缩机 - Google Patents

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Abstract

本发明提供一种压缩机。该压缩机的具有：在缸内进行往复运动的活塞；将缸的端部封闭的阀板；支承活塞的连杆；对连杆的端部施加旋转力的曲轴；和可旋转地支承曲轴的曲柄箱，活塞是与曲轴的旋转相应地一边在缸内摆动一边进行往复运动的摆动活塞，缸的内径的中心轴配置在相对于曲轴的旋转中心轴偏移了偏移量e的位置，活塞的上表面在活塞位于上止点的状态下，与阀板的曲柄箱侧的面大致平行。

Description

压缩机
技术领域
本发明涉及压缩机。
背景技术
现有技术中，已知在压缩流体的往复运动压缩机中、例如专利文献1和专利文献2所示、使缸的中心轴相对于曲轴的旋转中心偏移某一偏移量地配置的技术。
现有技术文献
专利文献
专利文献1：日本实用新型登录第3174674号
专利文献2：日本特开2004-92638
发明内容
发明要解决的课题
应用专利文献1和专利文献2的技术，进行缸的偏移配置的话，上止点处的摆动角不再是零，于是间隙容积增大，存在压缩机的容积效率恶化的致命问题。
专利文献1中，如其图13所示，构成为在将气体压缩作用面的平面中心(专利文献1的图6中的F0)与连杆大端部轴承的中心连结的线段、即连杆的长度方向轴与缸的内径中心轴平行的曲柄角度，活塞顶面与阀板的曲柄箱侧的面平行，由此进行间隙容积的减小。
但是，图13并非上止点。因此即使图13中活塞顶面与阀板的曲柄箱侧的面平行，从图13的状态转移至上止点的状态时，也存在活塞顶面与阀板的曲柄箱侧的面干涉的可能性，而且间隙容积减小的效果也不充分。
另外，专利文献2的图6示出了后述的曲柄角度是0度的情况，此时，活塞顶面与阀板的曲柄箱侧的面平行。这样的结构中，专利文献2与专利文献1同样，在转移至上止点的状态时，存在活塞顶面与阀板的曲柄箱侧的面干涉的可能性，而且间隙容积减小的效果也不充分。
本发明的目的在于防止活塞与阀板的干涉，抑制间隙容积的增大。
用于解决课题的手段
本发明优选的一例是一种压缩机，其具有：在缸内进行往复运动的活塞；将所述缸的端部封闭的阀板；支承所述活塞的连杆；对所述连杆的端部施加旋转力的曲轴；和可旋转地支承所述曲轴的曲柄箱，所述活塞是与所述曲轴的旋转相应地一边在所述缸内摆动一边进行往复运动的摆动活塞，所述缸的内径的中心轴配置在相对于所述曲轴的旋转中心轴偏移了偏移量e的位置，所述活塞的上表面在所述活塞位于上止点的状态下，与所述阀板的所述曲柄箱侧的面大致平行。
发明效果
根据本发明，能够防止活塞与阀板的干涉，抑制间隙容积的增大。
附图说明
图1是表示实施例1中的压缩机全体的结构例的图。
图2是表示实施例1中的压缩机主体的内部结构的图。
图3A是表示使用唇环的摆动活塞结构的图。
图3B是表示使用活塞环的摆动活塞结构的图。
图3C是表示实施例1中的使用活塞环的摆动活塞结构的图。
图3D是表示实施例1中的摆动活塞结构的图。
图4是表示实施例1中的摆动活塞的动作的图。
图5A是表示上止点处的活塞33的状态的压缩机主体的内部结构图。
图5B是表示使阀板的下表面倾斜的变形例的图。
图5C是表示以使缸内周面的中心轴倾斜的状态配置的压缩机主体的内部结构的图。
图6是表示一般的往复运动压缩机中的摆动角/缸内压与曲柄角度的关系的图。
图7是表示实施例1中的压缩机的缸偏移量与漏气量的关系的图。
图8A是表示实施例2中的活塞/连杆的结构的图。
图8B是表示用于比较的实施例1中的活塞/连杆的结构的图。
图9是表示实施例3中的活塞的结构的图。
图10A是表示实施例3中的活塞的上表面右端位于最高点的情况的图。
图10B是表示实施例3中的活塞位于上止点的情况的图。
图10C是表示实施例3中的活塞的上表面左端位于最高点的情况的图。
具体实施方式
以下，使用附图详细说明本发明的实施例。
实施例1
图1表示实施例1中的压缩机的概略图。另外，图2表示图1中的压缩机主体1的内部结构。
图1所示的压缩机包括：压缩机主体1、驱动它的电动机2、和用于贮存压缩机主体1排出的流体的容器3。压缩机主体1将流体压缩，其内部结构如图2所示，具有：可旋转地支承曲轴的曲柄箱21；从曲柄箱21在铅垂方向上突出的一个缸22；将该缸22的上部封闭的阀板26；缸盖23；和可旋转地支承于曲柄箱21的中央的曲轴24。
压缩机主体1通过曲柄箱21内的曲轴24的旋转，而对连杆32的端部施加旋转力，设置在缸22内的活塞33在铅垂方向上往复运动，结果从缸外部抽吸流体而将其压缩并排出。
另外，图1和图2中为了使说明简化，压缩机形状采用仅具有1对活塞-缸的单缸单级压缩机，但也可以是相对于曲轴串列或辐射状地具有多个活塞-缸的压缩机。
压缩机主体1以将曲轴24与电动机2的旋转轴平行地配置的状态配置并固定在容器3上，在曲轴24固定有压缩机带轮4，在电动机轴固定有电动机带轮5。设置于压缩机主体1的压缩机带轮4具有叶片，随着其旋转而向压缩机主体1产生冷却风，由此促进压缩机主体1的散热。
在压缩机带轮4和电动机带轮5卷绕有用于在压缩机带轮4与电动机带轮5之间传递动力的传动带6。由此，随着电动机2的旋转，压缩机主体1的曲轴24经由电动机带轮5、传动带6和压缩机带轮4被旋转驱动，压缩机主体1将流体压缩。
此时，曲轴24的旋转方向为逆时针，将曲轴24的旋转中心与连杆32的大端部轴承31的中心连结的线段、即曲柄臂朝向图中正上方的状态定义为0度。该曲柄角度也是曲柄臂与缸内径22a的中心轴平行的状态。
另外，图1中为了使说明简化，压缩机主体1是经由传动带6与电动机2连接的结构，但也有使用联轴器等连接单元使压缩机主体1的曲轴24与电动机2的旋转轴直接接合，从而使两者一体化的压缩机。
对于图2中的活塞周边结构进行说明。本图的活塞33是活塞与连杆32一体地构成的摆动活塞方式。该方式中，随着曲轴24的旋转，活塞33在缸22内摆动同时进行往复运动。
该摆动活塞方式中，作为主要的密封环结构，有图3A所示的、活塞33具有与缸的内周面(缸内径)22a接触的唇环36的情况，和图3B所示的、活塞33具有与缸的内周面(缸内径)22a接触的活塞环37的情况。此处，在图3B的上部的图中示出了图3B的下部的图的A-A截面。在活塞33与缸内径22a之间产生摆动方向缸间隙38和主轴方向的缸间隙39a、39b。
在各密封环方式中，随着摆动角增大，产生以下问题。
＜唇环＞
唇形部分36a与缸内径22a接触时的反复的弯曲应力增加，在圆角部根部附近发生疲劳破损。
＜活塞环＞
A.因为不存在唇环36这样进行活塞33的引导的部件，所以产生活塞33的上下端角部与缸内径(缸内周面)22a干涉的危险性。为了避免干涉而在下端角部设置避让部的话，支承承受气体负载的活塞环37的环槽底面的面积减少，因此摆动方向缸间隙38扩大，活塞环发生陷入该间隙的变形。
B.对于摆动方向缸间隙38，活塞环发生陷入变形。
C.因为与唇环相比较厚且刚性高，所以摆动时对于缸内径22a的追随性差，密封性能降低，漏气损失增加。
为了解决上述唇环的问题点以及活塞环的A至C的问题点，本实施例中，使用如图3C所示的摆动活塞。图3C中，活塞33与连杆32由分体的部件构成，活塞33与连杆32在往复运动方向上被螺纹件35紧固(固定)。另外，活塞33的外周面33a是球面。活塞33也可以与连杆32一体化。
使用活塞环34作为密封环，活塞环34对于在活塞33设置的环槽33b具有一定间隙地嵌合。另外，也可以不使用活塞环和环槽地如图3D所示地构成。
压缩机主体1是滑动部的润滑不使用油的无油式时，活塞33的材质由耐磨损性优秀的树脂构成。由此，活塞外周面33a能够相对于缸内周面22a直接滑动。
另外，图2中的缸内周面22a的中心轴22b的延长线相对于曲轴24的旋转中心24a向负载的相反侧(图中右方向)偏移距离e1。通过采用曲轴24的旋转轴与缸内径的中心轴不交叉的结构，而成为发生该偏移的压缩机主体的结构。
此时的偏移量e1的情况下，以下关系式成立。
[式1]
βTDC＝-βLmin (1)
此处β是摆动角。下标的TDC、Lmin分别表示上止点时的摆动角和压缩行程中的为极小值的摆动角。另外，相对于各摆动角，偏移量e1是如下式所示的关系。
[式2]
Figure BDA0003137648640000051
[式3]
Figure BDA0003137648640000052
[式4]
Figure BDA0003137648640000053
此处θ表示曲柄角度，下标的TDC、Lmin分别表示上止点时的曲柄角度和压缩行程中的为极小值的曲柄角度。r是曲柄半径，L是连杆的长度，是将连杆大端部轴承31的中心与活塞外周球面33a的中心连结的线段的长度。
即，式(1)～式(3)表示以上止点处的连杆的摆动角与压缩行程中的连杆的摆动角的极小值(图4(D))的绝对值大致相等的方式，决定偏移量e1。此处，大致相等也包括相等的情况。
在图4中示意性地示出本实施例中的压缩机主体1的曲轴24旋转1周的期间的状态图。
图4(A)是表示曲柄角度0度时的、将连杆大端部轴承31的中心与活塞外周球面33a的中心33d连结的线段27、活塞33的上表面33c、曲轴24的旋转中心24a的位置关系的图。此时，如后所述，活塞33的上表面33c相对于将连杆大端部轴承31的中心与活塞外周球面33a的中心33d连结的线段27并不正交。
图4(B)是表示曲柄角度90度时的、将连杆大端部轴承31的中心与活塞外周球面33a的中心33d连结的线段27、活塞33的上表面33c、曲轴24的旋转中心24a的位置关系的图。此时，摆动角成为极大。
图4(C)是表示下止点时的、将连杆大端部轴承31的中心与活塞外周球面33a的中心33d连结的线段27、活塞33的上表面33c、曲轴24的旋转中心24a的位置关系的图。
图4(D)是表示曲柄角度270度时的、将连杆大端部轴承31的中心与活塞外周球面33a的中心33d连结的线段27、活塞33的上表面33c、曲轴24的旋转中心24a的位置关系的图。此时，摆动角成为极小。
图4(E)是表示上止点时的、将连杆大端部轴承31的中心与活塞外周球面33a的中心33d连结的线段27、活塞33的上表面33c、曲轴24的旋转中心24a的位置关系的图。
在下止点，曲柄角度是比180度略小的角度。
在上止点，曲柄角度是比360度略小的、355度左右的角度。
摆动角指的是将连杆大端部轴承31的中心与活塞外周球面33a的中心33d连结的线段27与缸内径的中心轴之间的角度。
另外，在图5A中示出上止点处的活塞33的状态。如图所示，活塞33的上表面33c或阀板26的下表面，相对于将连杆大端部轴承31的中心与活塞外周球面33a的中心连结的线段27并不正交。
因此，活塞上表面33c在曲柄角度0度的状态下相对于阀板26的下表面也并非平行。
活塞33的上表面33c与阀板26的下表面，以在活塞外周球面33a的中心点距离曲轴的旋转中心24a最远的上止点的状态下彼此平行的方式进行设计。
根据本实施例，有以下优点。
能够防止活塞33与阀板26的干涉，抑制间隙容积的增大。
活塞外周球面33a能够直接相对于缸内周面22a滑动，由此能够允许活塞33对于缸22的干涉。另外，即使摆动角增大，活塞33的上下端角部也不会与缸内周面22a接触，因此能够防止角部碰撞引起的磨损或摩擦损耗。
进一步考虑图3D时，活塞外周球面33a能够与正交于缸22的中心轴的面上总是接触、或者微小地维持间隙。由此，具有活塞外周球面33a自身能够进行压缩室的密封、并且其密封性能不受摆动角影响这样的优异的优点。
但是，考虑组装作业性和后述的活塞33的热膨胀或压缩室内压力导致的挤压变形量时，优选在活塞外周球面33a与缸内周面22a之间在常温初始状态下设置微小的间隙。此时，如果如图3C所示地设置活塞环34，则能够将该间隙密封。
此时，本实施例中通过使缸内周面的中心轴22b相对于曲轴的旋转中心24a向负载的相反侧偏移最佳量e1地配置，能够抑制压缩行程中的活塞环34的倾斜，防止密封性能的恶化。以下详细说明该效果。
图6示出了一般的曲柄角度与摆动角的关系、和曲柄角度与缸内压的关系。摆动角的绝对值越增大，活塞环34的密封性能越恶化。为了减小压缩行程中的摆动角的极小值βLmin而使偏移量增加时，相反地，上止点处的摆动角βTDC有增加的倾向。
缸22的内压越高，从活塞环34泄漏的漏气损失的量越多，因此与摆动角极小的曲柄角度270度(3/2π)相比，上止点对于密封性能的影响更大。因此，偏移量的适合值需要根据这2个摆动角的平衡来决定。
图7表示对该偏移量e与漏气量Qloss的关系进行模拟得到的结果。根据图中可知，漏气量Qloss在偏移量e＝e1、即式(1)成立的条件的附近成为最小。对于该偏移量，通过组合本实施例的活塞结构而使漏气量最小化。即，能够最大限度地防止活塞环的密封性能恶化。
另外，如图5A所示，在上止点，活塞上表面33c与阀板26的下表面平行，所以能够使间隙容积最小化，也能够使压缩机主体1的理论容积效率提高。在图5A中，示出缸内径(缸内周面)22a的中心轴朝向铅垂方向的配置的压缩机的结构。
本实施例中，通过使活塞上表面33c倾斜而得到该状态，但通过如图5B所示地使阀板26的下表面(曲柄箱侧的面)倾斜也能够得到同样的状态。基于活塞33的制造方法，该图5B的形状具有能够减少加工费用的优点。
进而，本实施例中，为了使说明简单，总是以缸内周面22a的中心轴朝向图中的铅垂方向的方式描绘，但例如图5C是表示以使缸内径(缸内周面)22a的中心轴倾斜的状态配置的压缩机主体的内部结构的图。用图5C所示的结构也能够获得同样的效果。该状态与图5B相比，具有阀板26与缸盖23的倾角能够减小从而相应地在外观上平衡性也较好的优点。
另外，根据图7，偏移量e的最佳值是e1，但在布局上难以与这一点一致的情况下，通过使其处于由后述的e2和e3决定的式(5)的范围，能够将漏气量Qloss的增加抑制为最低限度。
[式5]
e2≤e≤e3 (5)
其中，e2是下式成立的偏移量。
[式6]
βBDC＝-βLmin (6)
[式7]
Figure BDA0003137648640000091
[式8]
Figure BDA0003137648640000092
[式9]
Figure BDA0003137648640000093
此处，下标的BDC表示下止点。即，e2是下止点的摆动角与压缩行程中的为极小值的摆动角(图4(D))的绝对值大致相等的偏移量。此处，大致相等也包括相等的情况。
通过设为该偏移量，在曲轴24旋转1周的期间中，能够抑制压缩行程的途中的摆动角。另外，e3是下式成立的偏移量。
[式10]
e3＝r (10)
即，e3与曲柄半径r(曲轴偏心量)相等。通过设为该偏移量，在曲轴24旋转1周的期间中，能够使缸22的内压达到压缩机的运转压力的瞬间的连杆32相对于缸内周面22a的中心轴大致平行，能够抑制压缩行程的途中的摆动角。
进而，压缩机主体1设想是滑动部的润滑不使用润滑油的无油式压缩机，将活塞由耐磨损性优秀的树脂构成。但是，本结构也能够应用于供油式。此时，通过飞溅供油等使缸22与活塞外周球面33a之间具有润滑油膜，进行滑动面的润滑即可。本结构中，也能够使活塞33例如与连杆32一体由铝构成，能够减少部件个数和组装工作量。
实施例2
实施例2中，说明即使不进行实施例1中示出的缸22的偏移、也能够达成类似的效果的结构。
图8A表示实施例2中的活塞-连杆的结构例。
另外，图8B为了比较而示出实施例1中的相同部件的结构例。
实施例1中示出的结构中，压缩机主体的部件配置和形状存在设计上的制约，在不能充分保证缸22的偏移量的情况下，其效果也必然降低。这样的制约特别在与其他产品共用部件等情况下容易发生。
实施例1中，将活塞环34相对于将活塞的中心33d与连杆大端部轴承31的中心连结的直线27正交地配置。
与此不同，本实施例中，使活塞环34相对于直线27不正交，而是以某一偏移角度ψ倾斜。
由此，能够使曲轴24旋转一周的期间的活塞环34的倾斜变化偏移ψ。从而，如果使其向与压缩机主体的旋转方向相反的方向(如果压缩机主体是逆时针旋转，则为顺时针)倾斜，则即使缸22的偏移量是零的状态下，也能够减小压缩行程中的活塞环34的倾斜，能够防止密封性能的恶化。
另外，缸22的偏移量e与活塞环34的偏移角度ψ能够组合地设定，能够采用在设计上的制约的允许范围内使缸22偏移、对于不足的部分使活塞环34偏移这样的使用方式。
但是，对各活塞环34的倾斜变化造成的影响有一定程度的不同，此外，具有以下所述的优点/缺点。
使缸22偏移了的情况下，在由活塞33和连杆32的活塞侧构成的往复运动部件的往复运动惯性力最大的上止点处，该惯性力的矢量与曲轴24的平衡配重的离心力的矢量产生偏差。于是，存在压缩机主体旋转时的振动在原理上恶化的问题。
使活塞环34偏移的情况下，不会产生上述问题。但是，另一方面，因为活塞环34相对于连杆32不正交，所以活塞环34承受的压缩气体负载的一部分以将活塞33推压在缸内周面22a上的方式作用。从而，导致摩擦损耗和活塞顶部磨损量的增加。
实施例3
实施例3中，说明相对于实施例1、能够进一步减少上止点处的活塞33与阀板26之间的间隙容积的结构。
图9表示实施例3中的活塞33的结构例。
实施例1中示出的结构中，活塞33的上表面在上止点处与阀板26平行，看起来间隙容积最小。但是，着眼于该上止点的前后的动作的话，活塞33相对于阀板26倾斜时，其左右角部的最高点到达稍微超过上止点时的位置的高度。
从而，为了避免活塞33与阀板26的干涉，需要与该差值相应地在往复运动方向上预先设置间隙。缸22的内径尺寸越增大，则该差值越大，结果导致间隙容积增大。
于是，本实施例中，如图9所示，采用在上止点处活塞33的上表面向左右倾斜成山形状的结构，即，在位于上止点的状态下，活塞33的上表面是向阀板26的曲柄箱(省略图示)侧的面凸出的凸形状。另外，为了比较，将实施例1中的活塞33的上表面外形线用虚线表示为33e。
图10A是表示实施例3中的活塞33的上表面右端位于最高点的情况的图。图10B是表示实施例3中的活塞33位于上止点的情况的图。图10C是表示实施例3中的活塞33的上表面左端位于最高点的情况的图。
通过采用这样的形状，能够如图10A和图10C所示，避免在上止点前后，活塞33的上表面左右角部到达最高点的时刻的干涉，并且能够如图10B所示，进一步减小上止点处的间隙容积。
附图标记说明
1 压缩机主体
21 曲柄箱
22 缸
24 曲轴
32 连杆
33 活塞。

Claims (13)

1.一种压缩机，其特征在于，具有：
在缸内进行往复运动的活塞；
将所述缸的端部封闭的阀板；
支承所述活塞的连杆；
对所述连杆的端部施加旋转力的曲轴；和
可旋转地支承所述曲轴的曲柄箱，
所述活塞是与所述曲轴的旋转相应地一边在所述缸内摆动一边进行往复运动的摆动活塞，
所述缸的内径的中心轴配置在相对于所述曲轴的旋转中心轴偏移了偏移量e的位置，
所述活塞的上表面在所述活塞位于上止点的状态下，与所述阀板的所述曲柄箱侧的面大致平行，
所述偏移量e为使得所述活塞位于下止点的状态下的所述连杆的摆动角与压缩行程中的所述连杆的摆动角的极值的绝对值大致一致的偏移量e2以上，且为所述曲轴的偏心量以下。
2.如权利要求1所述的压缩机，其特征在于：
在将所述曲轴的旋转中心与连杆大端部的中心连结的线段与所述缸的内径的中心轴平行的曲柄角度，所述活塞的上表面、或者所述阀板的所述曲柄箱侧的面不与所述缸的内径的中心轴正交。
3.如权利要求1所述的压缩机，其特征在于：
所述曲轴的旋转轴与所述缸的内径中心轴不交叉。
4.如权利要求1所述的压缩机，其特征在于：
所述活塞相对于所述连杆固定或一体化。
5.如权利要求1所述的压缩机，其特征在于：
所述缸的内径的中心轴配置成朝向铅垂方向。
6.如权利要求1所述的压缩机，其特征在于：
所述阀板的所述曲柄箱侧的面倾斜。
7.如权利要求1所述的压缩机，其特征在于：
所述缸的内径的中心轴倾斜地配置。
8.如权利要求1所述的压缩机，其特征在于：
所述偏移量e设定成使得所述活塞位于上止点的状态下的所述连杆的摆动角与压缩行程中的所述连杆的摆动角的极值的绝对值大致一致的偏移量e1。
9.如权利要求1所述的压缩机，其特征在于：
所述活塞具有与所述缸的内周面接触的唇环。
10.如权利要求1所述的压缩机，其特征在于：
所述活塞具有与所述缸的内周面接触的活塞环。
11.如权利要求10所述的压缩机，其特征在于：
所述活塞与所述连杆由螺纹件连结。
12.如权利要求1所述的压缩机，其特征在于，具有：
固定于所述曲轴的压缩机带轮；
固定于电动机的电动机带轮；和
在所述压缩机带轮与所述电动机带轮之间传递动力的传动带。
13.如权利要求1所述的压缩机，其特征在于：
所述活塞的上表面是在所述活塞位于上止点的状态下，向所述阀板的所述曲柄箱侧的面凸出的凸形状。
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