CN1207462A - 容积式流体机械 - Google Patents

Abstract

一种容积式流体机械,在端板之间配置排出器和筒体,在使筒体中心和排出器中心重合时,由上述筒体内壁面和排出器外壁面形成1个空间,在使排出器和筒体的位置关系处于旋转位置时,形成若干空间,抑制这种容积式流体机械的效率降低。通过将一个端板和从筒体内面向内侧突出的翼板固定,抑制翼板的变形,减少由于变形而引起的工作流体的泄漏。

Description

容积式流体机械

本发明涉及泵、压缩机、膨胀机等，尤其是涉及一种容积式流体机械。

众所周知，自古以来，作为容积式流体机械，有通过活塞在圆筒状的筒体内反复做往复运动来使工作流体移动的往复式流体机械；通过圆筒状的活塞在圆筒状的筒体内做偏心旋转运动来使工作流体移动的转子式(转动活塞型)流体机械；使在端板上具有直立的螺旋状的卷体的、一对固定涡旋和旋转涡旋相啮合，通过使旋转涡旋做旋转运动来使工作流体移动的涡旋式流体机械。

往复式流体机械由于其结构简单，具有制造容易且价格便宜的优点，相反，其存在的问题是：从吸气结束到排气结束的行程短旋转轴的旋转角为180度，由于排气过程的流速高，所以由于压力损失而引起性能降低，以及，由于需要使活塞做往复运动，所以不能使旋转轴系的不均衡的惯性力完全平衡，振动和噪音大。

另外，转子式流体机械，从吸气结束到排气结束的行程为旋转轴的旋转角在360度，所以排气过程中压力损失增加这一问题比往复式流体机械少，由于轴转1圈就排气1次，所以气体压缩扭矩的变化比较大，与往复式流体机械同样，存在振动和噪音问题。

再有，涡旋式流体机械，从吸气结束到排气结束的行程是旋转轴的旋转角长达360度以上(作为空调用实际使用的通常是900度左右)，所以排气过程中的压力损失小，且由于一般情况下形成若干个作用腔，在转1圈过程中气体压缩扭矩的变化也小，具有振动和噪音小的优点。但，必须调整卷体互相啮合状态下的螺旋状的卷体之间的间隙、以及端板和卷体顶端之间的间隙。因此，必须进行高精度加工、存在加工费用高的问题。另外，从吸气结束到排气结束的行程是旋转轴的旋转角长达360度以上，存在压缩过程的期间越长越会增加内部泄漏的问题。

日本专利特开昭55-23353号公报(文献1)、美国专利2112890号公报(文献2)、日本专利特开平5-202869号公报(文献3)以及日本专利特开平6-280758号公报(文献4提出了一种容积式流体机械，该容积式流体机械使工作流体移动的排出器并不相对吸入工作流体的筒体做自转运动，而是以大致一定的半径公转，即通过旋转运动输送工作流体。这里提出的容积式流体机械由若干部件具有从中心沿放射状延伸的花瓣形状的活塞、和具有与活塞大致相似的中空部的筒体所构成，通过该活塞在该筒体内旋转运动来使工作流体移动。

上述文献1至文献4所示的容积式流体机械，因为没有象往复式的那样做往复运动的部分，所以能使旋转轴系的不均衡达到平衡。因此振动小，且由于活塞和筒体之间的相对滑动速度小，所以具备能使摩擦损失比较小这一特长。

但是，由构成活塞的若干翼板和筒体所形成的每个作用腔，由于从吸气结束到排气结束的行程是旋转轴的旋转角θc小到约为180度(210度)(大约是转子式的一半、与往复式相同的程度)，所以存在排气过程中的流体流速大、压力损失增加、性能降低的问题。另外，这些文献所示的流体机械，其每个作用腔的从吸气结束到排气结束的旋转轴旋转角小，从工作流体排气结束以后到下一个(压缩)行程开始(吸气结束)之前，存在时间上的偏差(时间滞后)，由于从吸气结束到排气结束的作用腔偏置形成在旋转轴周围，所以力学平衡性不好，作为来自被压缩的工作流体的反力，在活塞上过大地作用有要使活塞本身旋转的自转力矩，存在容易产生翼板的摩擦和摩损这一可靠性方面的问题的缺点。

为解决这一问题，开发了一种容积式流体机械，该容积式流体机械，在端板之间配置排出器和筒体，在使上述筒体中心和上述排出器中心重合时，由上述筒体内壁面和上述排出器外壁面形成1个空间，在使与上述排出器和上述筒体的位置关系处于旋转位置时，形成若干空间，该容积式流体机械，在上述若干空间内形成上述筒体内壁面和上述排出器外壁面，以使吸气结束到排气结束的行程，其空间数最大值在朝向上述筒体内侧突出的突出部数目以上(一种容积式流体机械，在端板之间配置排出器和筒体，在使上述筒体中心和上述排出器中心重合时，由上述筒体内壁面和上述排出器外壁面形成1个空间，在使与上述排出器和上述筒体的位置关系处于旋转位置时，形成若干空间，该容积式流体机械在上述若干空间内形成上述筒体内壁面和上述排出器外壁面，以使吸气结束到排气结束的行程的旋转轴的旋转角θc满足下式：

(((N-1)/N·360)＜θc≤375(度)

但N是朝向上述筒体内侧突出的突出部数目。)。该容积式流体机械具备能使排气过程的流体损失比涡旋式流体机械小、且比涡旋式流体机械容易制造这一特征。

但是，在含有上述开发的技术的上述文献中所记载的容积式流体机械，在端板之间配置排出器和筒体，在使上述筒体中心和上述排出器中心重合时，由上述筒体内壁面和上述排出器外壁面形成1个空间，在使与上述排出器和上述筒体的位置关系处于旋转位置时，形成若干空间，若将这种容积式流体机械当作压缩机运转，尤其在高速区域会出现总绝热效率降低这一问题。

本发明的目的在于提供一种在实际运转时能抑制性能降低的容积式流体机械。

上述目的可通过以下装置达到：容积式流体机械，在端板之间配置排出器和具有朝向内侧突出的突出部的筒体，在使上述筒体中心和上述排出器中心重合时，由上述筒体内壁面和上述排出器外壁面形成1个空间，在使与上述排出器和上述筒体的位置关系处于旋转位置时，形成若干空间，该容积式流体机械将上述至少一个端板和上述突出部固定。

图1是将本发明的容积式流体机械应用于压缩机的、密闭式压缩机的压缩部件的纵向剖视图和俯视图。

图2是说明本发明的容积式流体机械的工作原理的图。

图3是本发明的容积式流体机械的纵向剖视图。

图4是表示本发明的容积式流体机械的排出器的轮廓构成方法的图。

图5是表示本发明的容积式流体机械的筒体的轮廓构成方法的图。

图6是使图4和图5所示的排出器和筒体重合的图。

图7是本发明的作用腔的容积变化特性图。

图8是本发明的气体压缩扭矩变化图。

图9是表示在4条卷体的情况下，旋转轴旋转角和作用腔的关系的图。

图10是表示在3条卷体的情况下，旋转轴旋转角和作用腔的关系的图。

图11是压缩部件的涡卷角大于360度情况下的动作说明图。

图12是说明扩大压缩部件的涡卷角的图。

图13是图1所示的容积式流体机械的变形例子。

图14是说明作用在本发明的排出器上的载荷和力矩的图。

图15是表示压缩部件的旋转轴旋转角和自转力矩比的关系的图。

图16是本发明的其它实施形式的密闭式压缩机主要部位纵向剖视图。

图17是说明将本发明的翼板固定在端板上的一种实施形式的图。

图18是说明将本发明的翼板固定在端板上的一种实施形式的图。

图19是说明将本发明的翼板固定在端板上的一种实施形式的图。

图20是说明将本发明的翼板固定在端板上的一种实施形式的图。

图21是本发明的其它实施形式的容积式流体机械的压缩部件的图，是表示作用腔为4个的场合的图。

图22是表示应用本发明的容积式压缩机的空调系统的图。

图23是表示应用本发明的容积式压缩机的冷冻系统的图。

以上说明的本发明的特征通过以下实施形式更加明确。以下用图对本发明的一实施形式进行说明。首先，用图1至图3对本发明的一实施形式-容积式流体机械的结构进行说明。图1(a)是表示在将本发明的一实施形式-容积式流体机械当作压缩机使用情况下的密闭型压缩机的主要部位的纵向剖视图((b)的A-A剖视图)，(b)是表示沿(a)的B-B箭头方向看的、形成压缩腔的状态的俯视图，图2是容积式压缩部件的工作原理图，图3是在将本发明的一实施形式-容积式流体机械当作压缩机使用的情况下的密闭型压缩机的纵向剖视图。

在图1，在密闭容器3内，收纳有容积式压缩部件1和驱动该部件的电动部件(图3所示的部件2)。对容积式压缩部件1做详细说明。图1(b)所示是3组同样的轮廓组合成的3条卷体，筒体4的内周制成这样的形状，使中空部每隔120度(中心O′)呈现相同的形状。在这每个中空部的端部具有向内侧突出的若干(在这种场合因是3条卷体所以有3个)翼板4b。排出器5配设在该筒体4的内侧，其中心相互仅错开ε，使其与筒体4的内周壁4a(曲率比翼板4b大的部分)和翼板4b相啮合。而且当使筒体4的中心O′和排出器5的中心O重合时，在两者的轮廓之间形成一定宽度的间隙。

以下，通过图1和图2对容积式压缩部件1的工作原理进行说明。符号O是排出器5的中心，符号O′是筒体4(或旋转轴6)的中心。符号a、b、c、d、e、f表示筒体4的内周壁4a和翼板4b与排出器5啮合的接点。因此若观察筒体4的内周轮廓形状，则是相同的曲线组合在3处连续且光滑地连接着。若着眼于其中之一条曲线，则可以将形成内周壁4a、翼板4b的曲线看作具有一定厚度的一条螺旋曲线(将翼板4b的前端看作螺旋曲线的起点)，其内壁曲线(g-a)，是构成曲线的各圆弧角的总和-涡卷角大致为360度(意味着想设计成360度，但由于制造误差不会正好是该值。以下也同样。另外，对其涡卷角以后再做详细的描述)的螺旋曲线，外壁曲线(g-b)也是涡卷角大致为360度的螺旋曲线。这样一来，上述1处内周轮廓形状由内壁曲线和外壁曲线所构成。大致等间距(因是3条卷体所以是120度)地配设在这2个曲线圆周上、且相邻的螺旋体的外壁曲线和内壁曲线用圆弧等光滑的连接曲线(b-b′)连接，由此构成筒体4的整个内周轮廓形状。排出器5的外周轮廓形状也以与上述筒体4相同的原理构成。

另外，要把3条曲线构成的螺旋体以大致相等的间距(120度)配设在圆周上，这是出于要使伴随后述的压缩动作而产生的负荷均匀地分散的目的和易于制造的考虑，因此，在这些问题都不存在的情况下，不等间距也行。

以下用图2对由这样构成的筒体4和排出器5所做的压缩动作进行说明。7a是吸气孔，8a是排气孔，且分别在3处设置在对应的端板上。通过使旋转轴6旋转，排出器5并不绕固定侧-筒体4的中心O′自转，而是以旋转半径ε(=OO′)公转，在排出器5的中心O周围形成若干个压缩作用腔。该压缩作用腔，在由筒体内周轮廓(内壁)和排出器5的外周轮廓(侧壁)所围成且密闭的若干空间中，是指吸气结束、已为压缩(排气)行程的空间。即，是从吸气结束到排气结束期间的空间。若上述涡卷角限于360度的场合，则在压缩结束时该空间就不存在了，由于在那瞬间吸气也要结束，所以将该空间算做1个。但是，在当作泵用的情况下，是指通过排气孔与外部连通的空间。另外，本实施例的形式始终形成有3个压缩作用腔。

着眼并说明由接点a和接点b所围成的、打上剖面线的1个压缩作用腔15。该压缩作用腔15在吸气结束时分为2个，但当压缩行程开始时，这2个作用腔立即连成1个。图2(1)是从吸气孔7a向该作用腔吸入作用气体结束的状态。旋转轴6从该状态旋转90度的状态是图2(2)，继续旋转、从最初状态旋转180度的状态是图2(3)，再继续旋转、从最初状态旋转270度的状态是图2(4)。若从图2(4)再旋转90度就返回到最初的图2(1)的状态。因此，随着旋转的继续，作用腔15其容积缩小，排气孔8a被排气阀9(图1所示)关闭，因此工作流体能进行压缩。而且当作用腔15内的压力比外部的排气压力高时，排气阀9靠压差自动打开，被压缩了的工作气体通过排气孔8a排出。从吸气结束(压缩开始)、到排气结束的旋转轴的旋转角是360度，在压缩、排气行程进行期间，同时在准备下一个吸气行程，排气结束时下一个压缩开始。例如，着眼于由接点a和d所形成的空间，在图2(1)阶段，已经开始从吸气孔7a吸气，当随着继续旋转、其容积增大，为图2(4)的状态时，该空间被截断。该相当于被截断了的量的流体从由接点b和e所形成的空间补充。

对其补充方法做详细描述。由图2(1)状态的接点a和b形成作用腔，由与该作用腔相邻的接点a和d所形成的空间开始吸气。该空间在一度如图2(3)所示的那样扩大后，当为图2(4)的状态时，被接点d截断。因此，由接点a和d所形成的空间的全部流体不会在由接点a和b所形成的空间中被压缩。与被截断且未进入到由接点a和d所形成的空间的流体体积等量的流体，由流入到下述空间的流体填补，该空间是指在图2(4)由处于吸气过程的接点b和e所形成，并如图2(1)所示，被接点b截断，由排气孔附近的接点e和接点b所形成的空间。这是由于如前所述以均等的间距配置各卷体的缘故。即，由于排出器和筒体的形状是通过同一轮廓形状的重复而形成的，所以，即使任何一个作用腔从不同的空间获得流体也能压缩大致等量的流体。而且，虽然可以加工成即使是非等间距、其所形成的各空间的容积也是相等的，但可制作性不好。在此之前的任何一项现有技术都是处于吸气过程的空间被封闭，其内部的流体原封不动地被压缩、然后排出，与此相反，象这样截断与工作腔相邻的、处于吸气过程的空间然后进行压缩，这是本实施形式的特征之一。

如以上说明的那样，连续做压缩动作的工作腔以大致相等的间距分散配设在位于排出器5中心的旋转轴6的曲轴部6a的周围、各作用腔各自相位错开、进行压缩。即，当着眼于一个空间时，从吸气到排气的旋转轴的旋转角是360度，但在本实施形式的情况下形成有3个作用腔，它们以错开120度的相位进行排气，所以，在当作为压缩流体也就是压缩气体的压缩机使其工作的情况下，旋转轴的旋转角在360度范围内3次排出压缩气体。

且说当将压缩动作结束瞬间的空间(由接点a和b围成的空间)看做一个空间时，如本实施形式，在涡卷角是360度的情况下，设计成即使在任何压缩机动作状态下，为吸气行程的空间和为压缩行程的空间能交替变换，因此，在压缩行程结束的瞬间能立即转移到下一个压缩行程，能平滑且连续地压缩流体。

下面采用图1和图3对安装有为这种形状的容积式压缩部件的压缩机进行说明。在图3中，容积式压缩部件1除以上详细描述过的筒体4和排出器5之外，还有：曲轴部6a嵌合在排出器5中心部的轴承上、用于驱动排出器5的旋转轴6；兼做支承封闭上述筒体4的两端开口部的端板和旋转轴6的轴承的主轴承部件7和副轴承部件8；形成在上述主轴承部件7的端板上的吸气孔7a；形成在上述副轴承部件8的端板上的排气孔8a；靠压差开、关该排气孔8a的排气阀9。但，排气阀9也可以是先导阀形式。另一方面，旋转轴6或者可旋转地支承旋转轴6的轴承部件的表面进行表面处理，以便降低因滑动而引起的摩擦损失。另外，在旋转轴6和各轴承部件7、8之间也可以插入材质与其不同的轴承部件。而且，旋转轴6和排出器5的嵌合部使其结构也与上述相同。5b是形成在排出器5上的贯通孔。另外，10是安装在主轴承部件7上的吸气罩，11是用于使排气腔8b与副轴承部件8形成一体的排气罩。

电动部件2由定子2a和转子2b所构成，转子2b用热配合等固定在旋转轴6上。该电动部件2为了提高电动机效率采用无刷电机，由3相变频器驱动控制。但2即使是其它形式的电动机、例如直流电动机或感应电动机也没关系。

12是贮留在密闭容器3内底部的润滑油，旋转轴6的下端部浸在其中。13是吸气管、14是排气管，15是通过筒体4的内周壁4a和翼板4b与排出器5的啮合而形成的上述作用腔。另外，排气腔8b用“O”形圈等密封件16与密闭容器3内的压力区分开。

通过图1，对在将本实施形式的容积式流体机械作为空调压缩机使用时、其工作气体(制冷剂气体)的流动进行说明。如图中箭头所示，通过吸气管13进入到密闭容器3的工作气体，进入到安装在主轴承部件7上的吸气罩10内，再通过吸气孔7a进入到容积式压缩部件1，通过旋转轴6的旋转、排出器5做旋转运动、作用腔的容积缩小，工作气体在这里被压缩。被压缩过的工作气体通过形成于副轴承部件8的端板上的排气孔8a，推开排气阀9进入到排气腔8b，通过排气管14流到外部。而且在吸气管13和吸气罩10之间留有间隙是为了使密闭容器3内保持较低的压力、以及通过使工作气体也流过电动机部件2内，从而冷却电动机部件。

贮留在内部的润滑油12通过压差或离心泵供油从底部穿过设置在旋转轴6内部的孔，送至各滑动部进行润滑。其中一部分也能通过排出器和端板之间的间隙供给到作用腔内部。

在此利用图4至图6对本发明的构成容积式压缩部件1的主要部件-排出器5和筒体4的轮廓形状的构成方法的一个例子进行说明(以3条卷体的情况为例)。图4(a)、(b)是平面形状通过圆弧组合而构成的、排出器形状的一个例子，(a)是俯视图，(b)是侧视图。图5(a)、(b)是与图4所示的排出器配对且相啮合的筒体形状的一个例子，(a)是俯视图，(b)是侧视图。另外，图6是使图4所示的排出器中心O和图5所示的筒体中心O′重合。画出了排出器和筒体的壁面的一部分的图。

在图4(a)，排出器的平面形状是同一轮廓形状环绕中心O(等边三角形IJK的图心)在3处连续且相连。其轮廓形状从半径R1到半径R7全部由7个圆弧构成，点p、q、r、s、t、u、v、w是各个不同半径圆弧的连接点。曲线Pq是中心在等边三角形的一条边IK上的半径R1的圆弧，因此，点p从顶点I算起有R7的距离。曲线qr是中心在连接连接点q和半径R1的中心的直线延长线上的半径R2的圆弧，曲线rs是中心在连接连接点r和半径R2的中心的直线上的半径R3的圆弧，曲线st同样是中心在连接连接点s和半径R3的中心的直线延长线上的半径R4的圆弧。曲线tu是中心在连接连接点t和半径R4的中心的直线延长线上的半径R5的圆弧，曲线uv是以连接连接点u和半径R5的中心的直线延长线上的图心O为中心的半径R6的圆弧，曲线vw是以连接连接点v和半径R6的中心(图心O)的直线上的顶点J为中心的半径R7的圆弧。而且半径R1、R2、R3、R4、R5、R6的各自的圆弧的角度由在连接点能平滑地连接(在连接点切线的斜率相同)这一条件所决定。若使从点p到点w的轮廓形状以图心O为中心反时针周向旋转120度，则点P与W重合，若再使其旋转120度，则形成全周的轮廓形状。由此得到排出器的平面形状，通过赋予厚度h就能构成排出器。

若确定了排出器的平面形状，在该排出器以旋转半径ε做旋转运动时与其相啮合的筒体的轮廓形状，如图6所示，是在构成排出器的轮廓形状的曲线的外侧、沿法线方向偏移ε距离的曲线。

依据图5对筒体的轮廓形状进行说明。三角形IJK是与图4相同的等边三角形。轮廓形状与排出器同样，全部由7个圆弧形成，点p′、q′、r′、s′、t′、u′、v′、w′是各个不同半径圆弧的连接点。曲线p′q′是中心在等边三角形的一条边IK上的半径(R1-ε)的圆弧，因此，点p′从顶点I算起有(R7+ε)的距离。曲线q′r′是中心在连接连接点q′和半径(R1-ε)的中心的直线延长线上的半径为(R2-ε)的圆弧，曲线r′s′是中心在连接连接点r′和半径(R2-ε)的中心的直线上的、半径为(R3-ε)的圆弧，曲线s′t′同样是中心在连接s′和半径(R3-ε)的中心的直线上的、半径为(R4+ε)的圆弧。曲线t′u′是中心在连接连接点t′和半径(R4+ε)的中心的直线延长线上的、半径为(R5+ε)的圆弧，曲线u′v′是以连接连接点u′和半径(R5+ε)的中心的直线延长线上的图心O′为中心的、半径为(R6+ε)的圆弧，曲线v′w′是以连接连接点v′和半径(R6+ε)的中心(图心O′)的直线上的顶点J为中心的、半径为(R7+ε)的圆弧。而且半径(R1-ε)、(R2-ε)、(R3-ε)、(R4+ε)、(R5+ε)、(R6+ε)的各自的圆弧的角度与排出器一样，由在各自的连接点能平滑地连接(在连接点切线的斜率相同)这一条件所决定。若使从点p′到点w′的轮廓形状以图心O′为中心反时针周向旋转120度，则点p′与点w′一致，若再使其旋转120度，则形成全周的轮廓形状。由此得到筒体的平面形状。筒体的厚度H比排出器的厚度h厚一点。

图6是使排出器的中心O和筒体的中心O′重合、仅表示其一部分的图。使形成于排出器和筒体之间的间隙为与旋转半径相等的ε。而且该间隙最好是在全周都是ε，但只要在由排出器的外周轮廓和筒体的内周轮廓所形成的作用腔能正常工作的范围内，即使是由于什么原因、有该关系不完全成立的地方也没关系。

另外，作为一种排出器外壁和筒体内壁的轮廓形状的构成方法，虽然在此对由若干圆弧组合形成的方法作了说明，但本发明并不限于这种方法，即使通过任意的(用n次式表示的曲线等)曲线的组合也能构成同样的轮廓形状。

以下对在图1至图6已说明过的1实施形式的作用效果进行说明。图7以从吸气结束时的旋转轴的旋转角θ为横轴，将本发明的作用腔的容积变化特性(用吸气容积Vs与作用腔容积V的比表示)与其它形式的压缩机相比较而示于图上。据此，本实施形式的容积式压缩部件1的容积变化特性，在开始排气时的容积比为0.37的空调机的一种运转条件(例如在工作气体为卤化碳HCFC22的情况下，吸气压力Ps=0.64MPa，排气压力Pd=2.07MPa)下相比较，可见，压缩过程与往复式的压缩机大致相等，由于压缩过程在很短的时间内就结束了，所以能减少工作气体的泄漏、能提高压缩机的效能和效率。另一方面，排气过程比转子式(旋转活塞式)长出大约50％，由于排气流速低所以能降低压力损失，可大幅度地降低排气过程中的流体损失(过压缩损失)，从而能提高性能。

图8将本实施形式的旋转轴旋转1圈所作功的量的变化，即气体压缩扭矩T的变化与其它形式的压缩机进行比较而示于图上(在此，Tm是平均扭矩)。由此可见，本发明的容积式压缩部件1的扭矩变化量非常小，大约是转子式的1/10，与涡旋式的相当，但由于没有象涡旋式的欧氏环(オルダムリング)那样的为了防止旋转涡旋自转而做往复滑动的机构，所以旋转轴系能取得惯性平衡，能降低压缩机的振动和噪音。

另外，如图4所示，轮廓线不是象涡旋式那样的长螺旋形状，所以便于缩短加工时间、降低成本，而且由于没有用于保持螺旋形状的端板(镜板)，所以与不能贯通冶具进行加工的涡旋式相比，能用与转子式同样的加工方法制造。

另外，由于因气压而引起的轴向负荷不作用在排出器上，所以象在涡旋式压缩机所常见的、给压缩机的性能带来重大影响的轴向间隙的调整也简单了，因此便于提高性能。另外，计算结果表明，与同一容积、同一外径的涡旋式压缩机相比较，本发明的容积式压缩部件能使厚度较薄，也有助于压缩机的小型化和轻量化。

以下，对上述涡卷角和从吸气结束到排气结束的旋转轴旋转角θc的关系进行说明。在上述1实施形式以涡卷角为360度做了说明，但通过改变涡卷角也能改变旋转轴的旋转角θc。例如，在图2，由于涡卷角是360度，所以从吸气结束到排气结束的旋转轴的旋转角θc在360度时返回到原来的状态。在通过使该涡卷角小于360度从而缩小从吸气结束到排气结束的旋转轴的旋转角θc的情况下，引出的问题是：出现排气孔和吸气孔连通的状态，排气孔内的流体因膨胀作用，一度被吸入的流体要反向流动。若使涡卷角大于360度，则旋转轴的旋转角也大于360度，在从吸气结束到与排气孔的某个空间连通期间，会形成大小不同的2个作用腔。在将其作为压缩机应用时，由于这2个作用腔的压力上升的各不相同，所以在两者合流时，会产生不可逆的混合损失，增加压缩动力。另外，即使想要将其当作液体泵使用，由于形成不能与排气孔连通的作用腔，所以不适于当作泵使用。所以可以说涡卷角在允许的精度范围内最好尽量是360度。

上述日本专利特开昭55-23353号公报(文献1)所记载的流体机械，其压缩行程的旋转轴旋转角θc是θc=180度，日本专利特开平5-202869号公报(文献3)和日本专利特开平6-280758号公报(文献4)所记载的流体机械，其压缩行程的旋转轴旋转角θc是θc=210度。工作流体的排出结束以后到下一个压缩行程开始(吸入结束)之前的期间，在文献1旋转轴旋转角θc是180度，在文献3和文献4是150度。

在压缩行程的旋转轴旋转角θc是210度的情况下，轴在旋转1圈时各作用腔(用符号Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ表示)的压缩行程线图示于图9(a)。但是，是条数N=4。旋转轴旋转角θc在360度内形成4个工作腔，但在某个角度同时形成的工作腔数n为n=2或3。同时形成的作用腔数的最大值是比条数少的3。

同样，条数N=3、压缩行程的旋转轴旋转角θc是210度的情况示于图10(a)。这种情况下也同样，同时形成的作用腔数n是n=1或2，同时形成的作用腔数的最大值是比条数少的2。

在这种状态下，由于作用腔偏置形成在旋转轴的周围，所以存在的问题是：出现力学不平衡、作用在排出器上的自转力矩过大、排出器和筒体的接触载荷增大、由于机械摩擦损失的增加而引起的性能降低以及由于翼板的磨损而引起的可靠性降低。

为了解决这一问题，本实施例使从吸气结束到排气结束的(有时称作压缩行程)旋转轴旋转角θc满足：

(((N-1)/N)·360)＜θc≤360(度)(式1)

以此形成排出器的外周轮廓形状和筒体的内周轮廓形状。换言之，上述涡卷角要在式1的范围之内。参照图9(b)，压缩行程的旋转轴旋转角θc大于270度，同时形成的作用腔数n为n=3或4，作用腔数的最大值是4。该值与条数N(=4)相一致。另外，在图10(b)，压缩行程的旋转轴旋转角θc大于240度，同时形成的作用腔数n为n=2或3，作用腔数的最大值是3。该值与条数N(=3)相一致。

这样一来，通过使压缩行程的旋转轴旋转角θc的下限值大于式1左边的值，而使作用腔数的最大值在条数N以上，且作用腔分散配置在旋转轴的周围，因此力学平衡性好，能降低作用在排出器上的自转力矩，也能降低排出器和筒体的接触载荷，由于机械摩擦损失的减少而提高其性能，而且能提高接触部的可靠性。

另一方面，根据式1，压缩行程的旋转轴旋转角θc的上限为360度。该压缩行程的旋转轴旋转角θc的上限是360度。如前所述，可以使工作流体的排气结束以后下一个压缩行程开始(吸入结束)之前的延时为0，能防止在θc＜360度的情况下产生的、由于间隙容积内的气体的再次膨胀而引起的吸气效率降低，而且能防止在θc＞360度的情况下产生的、由于作用腔的压力上升不相同在两者合流时所发生的不可逆的混合损失。用图11对后者进行说明。

图11所示是压缩行程的旋转轴的旋转角θc为375度的容积式流体机械。图11(a)是图中的2个作用腔15a和15b吸气结束的状态。此时2个作用腔15a和15b的压力是吸气压力Ps，两者相等。排气口8a位于作用腔15a和15b之间，且不与两作用腔连通。图11(b)所示是从该状态下旋转轴旋转角θc再转15度的状态。是排气口8a与两作用腔15a和15b就要连通的状态。此时作用腔15a的容积比图11(a)的吸气结束时的小，且在进行压缩，压力也比吸气压力Ps高。与其相对应，作用腔15b的容积相反比吸气结束时的大，由于膨胀作用压力也比吸气压力Ps低。在紧接着的瞬间，当作用腔15a和15b合为一体(连通)时，产生如图11(c)箭头所示那样的不可逆的混合，出现由于压缩动力增加而引起的性能降低的现象。因此，压缩行程的旋转轴旋转角θc的上限最好是360度。

图12是文献3或文献4所记载的容积式流体机械的压缩部件，(a)是俯视图，(b)是侧视图。条数N是3，压缩行程的旋转轴旋转角θc是210度。在该图中，作用腔数n如图10(a)所示，为n=1或2。该图表示旋转轴旋转角θc处于0度的状态，作用腔数n是2。本图表明，由排出器的外周轮廓形状和筒体的内周轮廓形状所形成的空间的内右侧空间并不是作用腔，吸气口7a和排气口8a连通着。因此，存在的问题是：由于排气口8a的间隙容积内的气体的再次膨胀，一度从吸气口7a流入到筒体4内的气体倒流，降低吸气效率。

那么现在考虑运用本实施形式的方法、扩大图12所示的容积式流体机械的压缩行程的旋转轴旋转角θc的情况。为了扩大压缩行程的旋转轴旋转角θc，如图中用双点划线所示的那样，必须扩大筒体4的轮廓曲线的涡卷角，但如图所示，翼板4b的厚度变得极薄，使压缩行程的旋转轴旋转角θc大于240度、以便作用腔数n的最大值在条数N(N=3)以上，这是非常困难的。

图13所示是容积式流体机械的压缩部件实施形式的一个例子，该例子与图12所示的容积式流体机械具有相同的行程容积(吸气容积)、相同的外径尺寸、和相同的旋转半径。图13所示的压缩部件其压缩行程的旋转轴旋转角θc实现了比240度大的360度。这是由于图12所示的压缩部件，其形成作用腔的密封点之间是由光滑的曲线构成的原故，例如，依据本实施形式的观点，即使想扩大压缩行程的旋转轴旋转角θc，最大界限也是240度，但图13所示的本实施形式的压缩部件，其密封点之间(a-c)不是光滑的(不是一样的曲线)，从排出器这边看接点b附近的形状象是突出来一样，排出器的各条曲线在从中心部向前端部延伸的途中存在颈缩部。这些即使是对于图1所示的实施形式也可以这么说。由于有这样的形状，可以使从接点a到接点b的涡卷角为比240度大的360度，而且可以使接点b到接点c的涡卷角为比240度大的360度。其结果是，可以使压缩行程的旋转轴旋转角θc为比240度大的360度，可以使作用腔数n的最大值比条数N大。因此，作用腔分散配置，可以使自转力矩比较小。

这样一来，由于能有效地发挥作用的作用腔数增加了，所以当假设图12所记载的压缩部件的筒体高度(厚度)为H时，图13所记载的压缩部件的筒体高度为0.7H，因为降低了30％，所以能实现压缩部件的小型化。

图14是说明作用在本实施形式的排出器5上的载荷和力矩的图。符号θ是旋转轴6的旋转角，ε是旋转半径。随着工作气体被压缩，如图所示，由于各作用腔15的内压，在排出器5上有与偏心方向成直角的切向力Ft和在偏心方向上的径向力Fr。Ft和Fr的合力是F。由于该合力F的、距排出器5的中心O的错开(臂的长度l)而作用有要使排出器旋转的自转力矩M(=F·l)。与该自转力短M相抗衡的是在排出器5和筒体4的接点e和接点b上的反力R1和反力R2。在本发明，总是由靠近吸气孔7a的2至3个接点承受力矩的反力，在其它接点上并不作用反力。本发明的容积式压缩部件1，由于将从吸气结果到排气结束的旋转轴旋转角大致为360度的作用腔、以大致相等的间距分散配设在与排出器5的中心部相配合的旋转轴6的曲轴部6a的周围，所以能使合力F的作用点靠近排出器5的中心O，能缩小力矩的臂的长度l，能降低自转力矩M。因此，能减小反力R1和反力R2。另外，接点g和接点b的位置表明，由于使承受自转力矩M的排出器5和筒体4的滑动部位位于温度低、油粘度大的工作气体的吸气口7a附近，所以能提供可确保滑动部油膜、且解决了摩擦、磨损问题的、可靠性高的容积式流体机械。

图15是用图12所示的压缩部件和图13所示的压缩部件、把由工作流体的内压作用在排出器上的、轴在1圈中的自转力矩M进行比较的图。计算条件是HFC134a的冷冻条件(吸气压力Ps=0.095MPa，排气压力Pd=1.043MPa)。因此，作用腔数n的最大值大于条数的本实施形式的压缩部件，由于从吸气结束到排气结束的作用腔以大致相等的间距分散配置在旋转轴的周围，所以力学平衡性好，可以使由于压缩而引起的载荷的方向大致朝向中心。因此，能降低作用在排出器上的自转力矩M。其结果是还能减轻排出器和筒体的接触载荷、能提高机械效率，而且还能提高当做压缩机的可靠性。

在此对吸气口7a和排气口8a连通的期间与压缩行程的旋转轴旋转角的关系进行说明。吸气口和排气口连通的期间、即工作流体排出结束以后到下一个压缩行程开始(吸气结束)之间的、用旋转轴的旋转角表示的间隔Δθ，当压缩行程的旋转轴旋转角为θc，则用Δθ=360度-θc表示。

在Δθ≤0度的情况下，由于不存在吸气口和排气口连通的期间，所以不存在由于排气口间隙容积内的气体的再次膨胀而引起的吸气效率降低的现象。

在Δθ＞0度的情况下，由于存在吸气口和排气口连通的期间，所以会发生由于排气口的间隙容积内的气体的再次膨胀而引起的吸气效率降低的现象。并且，吸气效率(体积效率)的降低会导致作为压缩机的能量效率的绝热效率或效率系数降低。

压缩行程的旋转轴旋转角θc由排出器或筒体的轮廓曲线的涡卷角和吸气口、排气口的位置所决定。在排出器或筒体的轮廓曲线的涡卷角为360度的情况下，压缩行程的旋转轴旋转角θc可以是360度，而且通过移动吸气口或排气口的密封点也可以使其为θc＜360度。但是，对于θc＞360度的却不能。例如，不能通过改变排气口的位置或大小、将上述图11所示的压缩部件的压缩行程的旋转轴旋转角θc=375度变更为θc=360度。这通过扩大排气口可以实现在图11的吸气刚刚结束的状态下使使用腔15a和作用腔15b连通。通过进行这样的变更，可以降低在θc=375度时发生的、由于2个作用腔的压力上升的不同而引起的不可逆的混合损失。因此，可以说，轮廓曲线的涡卷角是决定压缩行程的旋转轴旋转角θc的必要条件但不是充分条件。

以下用上述说明过的本实施形式、即图3所示的实施形式，对密闭容器3内的压力保持为低压(吸气压力)类型的密闭型压缩机进行说明，制成低压型有以下优点：

(1)由被压缩的高温的工作气体传给电动部件2的热量少，由于被吸入气体冷却了，所以定子2a、转子2b的温度降低，马达效率提高，能提高性能。

(2)用氟隆等与润滑油12相溶的工作流体，由于压力低，溶解在润滑油12中的工作气体的比例小，不易产生因轴承等引起的油发泡现象，能提高可靠性。

(3)密闭容器3的耐压要求可以较低，便于实现薄壁和轻量化。

以下对密闭容器3内的压力保持为高压(排气压力)类型的压缩机进行说明。图16是将本发明其它实施形式的容积式流体机械当作压缩机使用的、高压型的密闭型压缩机的主要部位放大剖视图。在图16中，标号与上述图1～图3相同符号的物体是同一部件，且起相同的作用。在图中，7b是由吸气罩10与主轴承部件制成一体的吸气腔，且用密封件16与密闭容器3内的压力(排气压力)区分开。17是将排气腔8b内部和密闭容器3内部连通的排气通路。容积式压缩部件1的工作原理等与上述低压(吸气压力)型的相同。

工作气体的流向如图中箭头方向所示。通过吸气管13进入到吸气腔7b的工作气体，通过形成在主轴承部件7上的吸气孔7a进入到容积式压缩部件1，由于旋转轴6的旋转，排出器5作旋转运动、作用腔15的容积缩小，由此工作气体在此被压缩。被压缩了的工作气体通过形成在副轴承部件8的端板上的排气孔8a，推开排气阀9进入到排气腔8b，通过排气通路17进入到密闭容器3内部，从与该密闭容器3连接的排气管(图未示)流向外部。

这种高压型的优点在于：由于润滑油12为高压，由于因旋转轴6的旋转而产生的离心泵作用等供给到各轴承滑动部的润滑油12，易于通过排出器5的端面间隙等供给到筒体4内，所以能提高作用腔15的密封性和滑动部的润滑性。

对采用本发明的容积式流体机械的压缩机，可以根据机器的规格、用途或生产设备等情况，选择低压型、高压型任意一种，大幅度地扩大了设计的自由度。

容积式流体机械在将排出器和筒体配置在以上说明过的端板之间、使上述筒体中心和上述排出器中心重合时，由上述筒体内壁面和上述排出器外壁面形成1个空间，使与上述排出器和上述筒体的位置关系处于旋转位置时形成若干空间，在把这样的容积式流体机械当作压缩机并使其动作时，表明在比较高的转速区域总绝热效率降低了。

向筒体4的内侧突出的翼板4b的壁面，在作为压缩机且使其动作的情况下，是构成作用腔的主要组成部分。例如，如图2(2)作用腔15所示，该作用腔15将制冷剂压缩在其中，夹着该作用腔15的翼板4b，与吸气孔7a连着的空间的压力为吸入压。此时，端板7、8由于作用腔的压力而产生膨胀变形，翼板4b没有了两端面的支撑，成为自由状态。即，该翼板4b一端被固定，而另一端为自由梁的状态，压力变低，此时，在密封点即使是出现一点点间隙，制冷剂也会从该间隙向压力低的一侧移动，所以总绝热效率就降低了。

而且还存在这样的问题：由于翼板4b一端被固定，而另一端是自由梁的状态，所以当承受压差等外力时，在翼板4b的根部附近产生应力集中现象，在强度方面安全系数降低了。

用图17对用于解决这样的问题的一实施形式进行说明。图17是图11(b)的AA剖面。为了解决上述问题，本实施形式是使其至少将翼板4b的前端与一个端板7固定。即，在图17，在翼板4b的前端加工不贯通的螺纹孔4c，在对应的端板7的部分，开设贯通孔(还含有收纳螺钉头的比贯通孔直径还要大的孔)7c，用前端加工有螺纹槽的螺钉20将两部件固定。

这样做的效果是：翼板4b从一端固定变成至少两面固定的状态，在与做压缩动作时所产生的气体相抗衡时，能有足够的强度，即使是大约能达到2Ma的排气压力，也能将变形量控制在最小限，所以能抑制由于变形而引起的总绝热效率的降低。

在上述文献4有在两端板和排出器上开设贯通孔用螺钉固定的记载。用螺钉固定的理由是为了将两端板尽量控制在中心附近。即，两端板在其端部用螺钉固定，但中央有轴，由于其附近是排出器的运动范围，所以用贯通的螺钉固定是不可能的。于是，是静止部件、且尽量靠近中央的部分是翼板的前端部，在此开设贯通孔用螺钉固定。

但，若照这样实践该观点，则存在两个问题：第1，可装配性问题；第2，两端板之间和排出器之间的间隙的调整问题。在组装旋转式流体机械时，必须使排出器和筒体之间的密封点处于随着排出器作旋转运动、能够圆滑地移动的位置。该组装作业通过使筒体作微小的转动来确定两者的相对位置。若象文献4所记载的那样，当使端板间夹紧时，则不能进行这种作业。在本实施形式，因为至少将一个端板和翼板固定，所以一个端板打开着，能很容易地进行定位。即使在定位后，再用粘接等方法将剩下的端板和翼板固定也可以。而且，若用螺钉固定，使其由两端板挟持翼板前端，由于翼板与端板充分接触，所以强度增加，但存在的问题是：若夹得过紧，在排出器与端板过度接触的状态下，进行旋转运动，会引发烧结或增加电动机输入、降低效率。相反，若拧得较松，由于开设于翼板上的螺丝孔要插入螺钉(螺栓)，所以内径比螺钉大，结果是增加了这一部分的翼板的移动自由度。在这种情况下存在的问题是：在翼板变形时，出现制冷剂移动现象，招致总绝热效率的降低。本实施形式具有能一举解决上述两个问题的效果。

上述实施形式存在的问题是：必须在翼板4b的前端加工螺纹孔、增加了工作量，需要其它零件-螺钉。用图18(a)对解决了这一问题的实施形式进行说明。在端板7的与翼板4b前端对置的位置上，形成比翼板4b的前端窄、且顺着前端形状的槽7d，在该槽7d中插入耐热树脂等具有弹性的压紧部件21，在筒体周围用螺钉固定。如图18(b)所示，在装配前，压紧部件21的大小选择成使其相对端面从槽7a中仅突出一点。

即使是该实施形式也有不破坏装配性能也能很容易地进行间隙调整且能抑制翼板变形的效果。

在上述图18所示的实施形式，需要其它零件-压紧部件，用图19对不需要其它零件的实施形式进行说明。在翼板4b前端端面上形成沿轴向延伸的凸部4d，在端板7的与该凸部4d对置的位置上形成该凸部4d嵌合的凹部7e。该凹部4d的形状可以是矩形，也可以是圆筒形，可以选择与可加工性相吻合的形状。而且，当然是在端板7上加工的凹部7e必须使其与凸部4d的形状相吻合。另外，也可以将该凹凸反过来进行组合。根据本实施形式，除了用上述实施形式说明过的效果之外，还有不用其它零件就能将翼板前端固定的效果。

在上述实施形式，必须在翼板4b上进行加工，用图20对省掉这项工作的实施形式进行说明。在端板7的与翼板4b前端对置的位置上，在靠近翼板4b一侧开设小直径的贯通孔7f，用点焊或粘接剂等将端板7和翼板4b固定。22是焊痕，是耐热金属用粘接剂。因此，本实施形式具有仅进行简单的开孔作业和焊接、或粘接剂等粘接作业就能将翼板4b固定在一个端板上的效果。

但是，为了增加翼板4b的强度，也可以将筒体4和一个端板(7或8)与蜗旋式流体机械一样、用端铣等方法制成一体。但是由于可采用下列容积式流体机械为了降低加工费，将排出器和筒体配置在端板间，在使上述筒体中心和排出器中心重合时由上述筒体内壁面和上述排出器外壁面形成1个空间，由于在使上述排出器和筒体的位置关系处于旋转位置时，形成若干空间；所以难以采用这一解决问题的方法。

而且，本实施形式不限制条数，例如，虽然形状稍有不同，但也可以采用图12所示那样的4条卷体。

图22所示是应用本发明的容积式压缩机的空调系统。该系统是可制冷、制热的热泵系统，由以下部分构成：在上述图3说明过的本发明的容积式压缩机30；室外热交换器31及其风扇31a；膨胀阀32；室内热交换器33及其风扇33a；4路阀34。点划线35是室外装置，36是室内装置。

容积式压缩机30根据图2所示的工作原理图进行动作，通过起动压缩机，在筒体4和排出器5之间进行工作流体(例如氟隆HCFC22、R047C或R410A等)的压缩作用。

在制冷运转的情况下，被压缩的高温、高压工作气体，如虚线箭头方向所示，从排气管14、通过4路阀34流入到室外热交换器31，靠风扇31a的鼓风作用而放热、液化，被膨胀阀32节流、绝热膨胀，变成低温、低压，在用室内热交换器33将室内的热吸收并气化后，经过吸气管13，被吸入到容积式压缩机30。另一方面，在采暖运转的情况下，如实线箭头方向所示，与制冷运转相反地流动，被压缩的高温、高压工作气体通过4路阀34、从管子14流入到室内热交换器33，靠风扇33a的鼓风作用在室内放热、液化、被膨胀阀32节流、且绝热膨胀，变成低温、低压，在靠室外热交换器33从外部大气吸收热并气化后，经吸气泵13，吸入到容积式压缩机30。

图23所示是安装有本发明的容积式压缩机的冷冻系统。该系统是冷冻(制冷)专用的循环系统。图中37是冷凝器，37a是冷凝器风扇，38是膨胀阀，39是蒸发器，39a是蒸发器风扇。

通过起动容积式压缩机30，在筒体4和排出器5之间将工作流体压缩，被压缩了的高温、高压工作气体如实线箭头所示，从排气管14流入到冷凝器37，靠风扇37a的鼓风作用放热、液化，被膨胀阀38节流、绝热膨胀，变成低温、低压，在蒸发器39吸热气化之后，经吸气管13吸入到容积式压缩机30。在此由于图22、图23都安装了本发明的容积式压缩机，所以能获得能源效率高、低振动、低噪音的可靠性高的冷冻、空调系统。在这里，作为容积式压缩机30，虽然以低压型为例进行了说明，但即使是高压型也能起到同样的作用，具有同样的效果。

在此之前描述过的实施形式，作为容积式流体机械以压缩机和泵为例进行了说明，但本发明除此之外还可以应用于膨胀机或动力机械。另外，作为一种运动形式，本发明采用了一侧(筒体侧)固定、而另一侧(排出器)不是自转而是大致以一定的旋转半径做公转运动的形式，但相对来说，也能适用于为与上述运动等价的运动形式的、双旋转式的容积式流体机械。

就象以上详细说明的那样，本发明在实际运转时能抑制性能的降低。

Claims (6)

1．一种容积式流体机械，在端板之间配置排出器和具有向内侧突出的突出部的筒体，在使上述筒体中心和上述排出器中心重合时，由上述筒体内壁面和上述排出器外壁面形成1个空间，在使上述排出器和上述筒体的位置关系处于旋转位置时，形成若干空间，其中将上述至少一个端板和上述突出部固定。

2．一种容积式流体机械，在端板之间配置排出器和具有向内侧突出的突出部的筒体，在使上述筒体中心和上述排出器中心重合时，由上述筒体内壁面和上述排出器外壁面形成1个空间，在使上述排出器和上述筒体的位置关系处于旋转位置时，形成若干空间，其中在上述筒体突出部上形成盲孔。

3．一种容积式流体机械，在端板之间配置排出器和具有向内侧突出的突出部的筒体，在使上述筒体中心和上述排出器中心重合时，由上述筒体内壁面和上述排出器外壁面形成1个空间，在使上述排出器和上述筒体的位置关系处于旋转位置时，形成若干空间，其中该压缩机还包括：形成于上述筒体突出部上的螺纹孔；形成于与该螺纹孔对置的上述端板上的贯通孔；插入到该贯通孔和螺纹孔中的螺钉。

4．一种容积式流体机械，在端板之间配置排出器和具有向内侧突出的突出部的筒体，在使上述筒体中心和上述排出器中心重合时，由上述筒体内壁面和上述排出器外壁面形成1个空间，在使上述排出器和上述筒体的位置关系处于旋转位置时，形成若干空间，其中该压缩机还包括：形成于上述筒体突出部上的凹部或凸部；形成于端板的与该凹部或凸部对置的位置上的凸部或凹部。

5．一种容积式流体机械，在端板之间配置排出器和具有向内侧突出的突出部的筒体，在使上述筒体中心和上述排出器中心重合时，由上述筒体内壁面和上述排出器外壁面形成1个空间，在使上述排出器和上述筒体的位置关系处于旋转位置时，形成若干空间，其中该压缩机还包括：形成于与上述筒体突出部对置的、至少一个端板上的槽；插入到该槽中的压紧部件。

6．一种容积式流体机械，在端板之间配置排出器和具有向内侧突出的突出部的筒体，在使上述筒体中心和上述排出器中心重合时，由上述筒体内壁面和上述排出器外壁面形成1个空间，在使上述排出器和上述筒体的位置关系处于旋转位置时，形成若干空间，其中该压缩机还包括形成于与上述筒体突出部对置的端板上的贯通孔；从该贯通孔将上述突出部和该端板焊接或粘结。

Images