CN1278042C - 压缩机 - Google Patents

Abstract

一种旋转式双级压缩机，在密闭容器内，包括：具有旋转轴的电动机、从电动机侧依次将低压用压缩元件、中间隔板、及高压用压缩元件重叠为层状而一体化的旋转压缩元件；通过设在旋转轴上的2个偏心部来驱动低压用压缩元件和高压用压缩元件进行偏心旋转，在中间隔板上具有穿过旋转轴的贯通孔，且使贯通孔呈略圆台状。这种旋转式双级压缩机，可减少制冷剂的泄漏损失及机械损失，并提高中间轴的设计自由度。

Description

压缩机

技术领域

本发明涉及一种空调器或冷冻机等所使用的旋转式双级压缩机，尤其涉及一种旋转轴周围的设计自由度高的、高效率的旋转式双级压缩机。

背景技术

图14出示了一种现行的旋转式双级压缩机的结构。该压缩机101，在由底盖21、箱体22及上盖12所组成的密闭容器13内，具有由定子7和转子8组成的电动机14。具有与电动机14相连接的旋转轴2的曲轴被轴支在主轴承9和副轴承19中。相对旋转轴2，自电动机14侧依次将低压用压缩元件20、中间隔板15及高压用压缩元件23重叠为层状而形成一体化。

该旋转式双级压缩机，在低压用压缩元件20和高压用压缩元件23上，设在曲轴2上的2个偏心部5a、5b驱动滚轮(roller)11a、11b进行偏心转动。在曲轴上具有相互连接偏心部的中间轴4。低压用压缩元件20，具有被设在缸10a上的、由偏心部5a和滚轮11a进行压缩的压缩空间，该压缩空间由构成主轴承9的一部分的端板和中间隔板15所封闭。另外，高压用压缩元件23，具有被设在缸10b上、由偏心部5b和滚轮11b进行压缩的压缩空间，该压缩空间被中间隔板15和构成副轴承19的一部分的端板所封闭。

低压的制冷剂，从吸气管25a被吸入低压用压缩元件20内，并通过与偏心部5a相嵌合的滚轮11a进行偏心转动，而被压缩到中间压力，再穿过排出口26a、和板18及主轴承9所形成的空间，从排出管27a排出。

其次，中间压力的制冷剂，从吸气口25b被吸入到高压用压缩元件23内，并通过与偏心部5b相嵌合的滚轮11b进行偏心转动而被压缩到高压，再穿过由排出口26b、板18及副轴承19所形成的空间、内部流道30、和密闭空间29，从排出管27b排出。

图15所示的曲轴，依次设有：与转子8外接的旋转轴2、驱动低压用压缩元件20的偏心部5a、驱动高压用压缩元件23的偏心部5b、和处在与旋转轴2相反一侧的偏心部5b的前端的前端轴3。进一步，设有相互连接各偏心部5a、5b的中间轴4。

在此，旋转轴2的轴径d1，与前端轴3的轴径d2相同。偏心部5a的偏心量e1比偏心部5b的偏心量e2大。这是因为：由于低压用压缩元件20与高压用压缩元件23相比制冷剂的密度低，故有必要增大排出量Vcc。排出量Vcc及偏心量e，与缸10的内径D、高度H、及滚轮11的外径dr，具有下式(1)、(2)所示的关系。其中，δ是微小的距离。

$\mathrm{Vcc}=\frac{\mathrm{\Π}}{4}(D^2-{\mathrm{dr}}^2)\·H---\left(1\right)$

$e=\frac{D}{2}-\frac{\mathrm{dr}}{2}+\mathrm{\δ}\≥\frac{D}{2}-\frac{\mathrm{dr}}{2}---\left(2\right)$

如图14所示，若缸10a和缸10b的内径D的高度H分别大致相等，则为了增大低压用压缩元件20的Vcc而要减小dr1，偏心量e1也随之变大。偏心部5a和偏心部5b也具有相同的外径dc。

起着隔开低压用压缩元件20和高压用压缩元件23的作用的中间隔板15，具有连通前端轴3等用的内径D0的贯通孔16。图16表示将从主轴承9到中间隔板15的各部件组装在曲轴上的示意图。如图16所示，相对主轴承9将缸10a沿箭头A方向移动进行组装，再将滚轮11a沿箭头B方向移动进行组装，将旋转轴2沿箭头C方向移动进行组装。中间隔板15，从前端轴3的方向沿箭头D，首先使偏心部5b通过贯通孔16后，再如图14所示，以贯通孔16的轴芯与旋转轴2的轴芯大体上相一致的状态来进行组装。

作为现行的压缩机，为了提高总绝热效率和可靠性，而仅将中间轴的轴径尽量增大，来抑制其弹性变形。(例如，参照专利文献1。)根据表示本发明所附的图15的A-A截面的图17所示的专利文献1所述的技术，为了抑制由中间轴4的弹性变形产生的性能劣化，而以增大中间轴4的截面积的方式，使之呈略椭圆形的截面形状。

【专利文献1】

特开2001-140783号公报(第3页，图4、图6)

因为组装上的制约，偏心部5b必须通过贯通孔16，所以不能任意地设定中间轴的截面积。从而，如图17所示，必须形成为略椭圆状，具有加工变得复杂的问题。另外，如图18所示，中间轴4的截面为圆形时，因为组装形状的制约，所以具有不能增大轴径的问题。即，因组装上的制约，而具有中间轴4的形状的设计自由度少的问题。

如上所述，为了使偏心量e1比偏心量e2大，如图14所示，要使低压用压缩元件20的最小密封长度L1比高压用压缩元件23的最小密封长度L2小。由于密闭容器内和压缩元件内存在压力差，故因制冷剂泄漏而产生性能下降。又由于最小密封长度小、且压力差大，故在低压用压缩元件20处的泄漏损失将成为进一步导致性能下降的一个原因。即，防止在低压用压缩元件20处由制冷剂泄漏而产生的性能劣化的是要解决的问题。

发明内容

本发明目的在于实现一种增大中间轴的设计自由度，并防止性能劣化的旋转式双级压缩机。

本发明另一目的在于实现一种提高减少向压缩机输入的COP(制冷系数)的空调器。

为了实现本发明的目的，被设在旋转式双级压缩机的2个压缩元件之间的中间隔板，具有贯穿曲轴用的贯通孔，且将该贯通孔形成为略圆台状。

另外，曲轴在与2个压缩元件相对应的位置具有偏心部。为了抑制在被设于这些偏心部之间的曲轴的中间轴上产生弹性变形，最好使作为相互连接曲轴的偏心部的部分的中间轴的轴径、比作为曲轴的与电动机相反方向的前端部的前端轴的轴径大。

进而，最好是，上述贯通孔截面形状的锥角α的范围为10度≤α≤30度。

为了实现本发明的另一目的，在将旋转式双级压缩机作为制冷剂循环的一构成元件的空调器中，被设在旋转式双级压缩机的2个压缩元件之间的中间隔板，具有穿过曲轴用的贯通孔，且该贯通孔呈略圆台状。

附图说明

图1是本发明实施例的压缩机的纵剖视图。

图2是本发明一实施例的中间隔板的纵剖视图。

图3是本发明实施例的曲轴的俯视图。

图4是图3的A-A剖视图。

图5是表示本实施例的压缩机的第1步组装次序的局部放大图。

图6是表示本实施例的压缩机的第2步组装次序的局部放大图。

图7是表示本实施例的压缩机的第3步组装次序的局部放大图。

图8是表示本实施例压缩机的锥角α与总绝热效率的关系示意图。

图9是本发明的应用例1的压缩机的局部放大图。

图10是本发明的应用例2的中间隔板的纵剖视图。

图11是本实施例的空调器的循环结构图。

图12是现行空调器的循环结构图。

图13是本实施例的空调器的莫里尔图。

图14是现行压缩机的纵剖视图。

图15是现行压缩机的曲轴的俯视图。

图16是现行压缩机的部分组装图。

图17是现行压缩机的图15的A-A剖视图。

图18是现行压缩机的应用例的图15的A-A剖视图。

图中：1-压缩机，2-旋转轴，3-前端轴，4-中间轴，5-偏心部，9-主轴承，10-缸，11-滚轮，14-电动机，15-中间隔板，16-贯通孔，17-锥面，20-低压用压缩元件，23-高压用压缩元件，25-吸气管，26-排出口，27-排出管。

具体实施方式

以下，参照附图对本发明的实施例进行说明。其中，对于与图14中相同的构成元件所使用的符号，为了容易理解本发明的实施例，而在图1中也使用相同的符号。

在图1中，高压用压缩元件23的偏心部5b的外径dc2，比低压用压缩元件20的偏心部5a的外径dc1设定得小。但是，偏心量e1、e2、缸内径D、高度H、和滚轮外径dr，即排出量Vcc与现行相同。

图2是表示中间隔板15的截面形状。中间隔板15，具有前端轴3、偏心部5b、和贯穿中间轴4用的贯通孔16。贯通孔16的低压用压缩元件20侧的孔径D1，比高压用压缩元件23侧的孔径D2小，且被形成为圆台形状。在本实施例中，贯通孔16的锥面17与轴中心所形成的锥角α为15度。

图3是适用于本实施例的曲轴的俯视图，图4是图3的A-A剖视图。中间隔板15通过的前端轴3侧的偏心部5b的外径dc2，比偏心部5a的外径dc1小。中间轴4的截面为圆柱状，其外径d3比前端轴3的轴径d2大。在本实施例中，因为将轴径d2与旋转轴2的轴径d1设定得相同，所以中间轴4的外径d3最大。根据本实施例，可将中间轴4的截面设成为圆形，加工性好。另外，因为比起与转子8相连接的旋转轴2、和轴支在副轴承19上的前端轴3，可增大中间轴4的轴径，所以即使施加在各压缩元件上的力过大，也能减小中间轴4的变形量。

其次，参照图5至图7，对本实施例的压缩机1的组装次序进行说明。主轴承9、滚轮11a、缸10a、和旋转轴2的组装次序，与现行相同。首先，沿箭头B1方向，将中间隔板15从贯通孔16的小的孔径D1侧，通过前端轴3、偏心部5b移动到虚线位置。其次，以中间轴4和偏心部5b相错开阶梯部的点a为支点，将中间隔板15沿箭头B2方向进行旋转。(图5)

接着，将中间隔板15沿箭头B3的方向从虚线到实线，水平移动到使锥面17与支点b相接触(图6)。

进一步，以点b为支点，将中间隔板15沿箭头B4的方向进行旋转，并将中间轴4通过孔径D1，使中间隔板15移动到图1所示的位置(图7)。

滚轮11b、缸10b、和副轴承19，从前端轴3的方向向轴承9移动，如图1进行组装。

另外，缸10、中间隔板15、和副轴承19，在长方向上通过沿旋转轴2的长方向的螺栓，而被固定在主轴承9上。

其中，贯通孔16的小的孔径D1，只要满足dc2≤D1即可，能比现行的贯通孔16的孔径D0大幅度地减小。从而，如图1所示，可增大低压用压缩元件20的最小密封长度L1，来减少制冷剂的泄漏损失。而另一方面，由于可缩短高压用压缩元件23的最小密封长度12，故能减少多余的摩擦损失。即，通过本实施例的中间隔板15，可提高压缩机1的效率。

进一步，通过本实施例的中间隔板15，由于能保持将中间轴4的截面设成为加工性好的圆柱，又能扩大轴径d3的设计范围，故可提高设计自由度。

进一步，因为中间轴4的形状是圆柱，所以与图17所示的现行的实施例相比加工容易。基于本实施例，通过磨床，在一道工序中对中间轴进行了加工。

从而，如图4所示，中间轴4的截面，大于等于偏心部5a与偏心部5b所共同包括区域，与现行的压缩机相比，中间轴的弯曲刚度变高。从而可抑制由中间轴4处的弹性变形产生的制冷剂泄漏及机械损失的增大，来提高性能。

下面进一步对锥角α进行说明。若锥角α小则本实施例的效果小，若锥角α大则高压用压缩元件的泄漏增大。图8中表示了锥角α与压缩机的总绝热效率的关系。其中，总绝热效率，用(压缩机的压缩功)/(压缩机的输入电量)来定义。如图8所示，存在着使总绝热效率成为最大的α，其范围是10度≤α≤30度。从而，若在该范围内设定锥角α，则可进一步提高适用本发明实施例的压缩机1的效率。

图9表示了本发明的另一实施例。在该实施例中，在中间隔板15的贯通孔16上设有平行部18。进一步在中间轴4上设置曲面6。此时，由于可以增大允许公差，并且在小的孔径D1上的中间隔板15的形状变形小，故具有提高可靠性的优点。平行部18与曲面6最好设在相对的位置。

图10表示本发明的又一实施例。在前面的实施例中，将中间隔板15的贯通孔16设成为具有平行部的、直径不同的孔。在该实施例中，平行部成为小的孔径D1，从大的孔径D2到平行部不成为斜面，而将贯通孔16的内径形成为阶梯形状。该形状是重视了组装的容易性和中间隔板15的加工性而形成的。

其次，参照图11对将本发明的压缩机用在空调器上的实例进行说明。在循环内的构成上，首先用制冷剂配管36连通驱动制冷剂的压缩机1、和在暖气设备运转与冷气设备运转过程中进行切换制冷剂循环方向的四通阀28。室外热交换器31被设置在室外机上，对室外空气与制冷剂进行热交换。室内热交换器34被设置在室内机上，对室内空气与制冷剂进行热交换。对制冷剂进行减压的膨胀机32被设有为把制冷剂的液态与气态进行分离的气液分离器33夹在中间，制冷剂经抑制液态制冷剂吸入用的罐35，返回至压缩机1。而各自的结构，依次用制冷配管36来进行连通。

下面，对在冷气设备运转过程，即，对沿图11所示的箭头A方向循环制冷剂情况下的空调器的动作进行说明。从压缩机1排出的高压Pd的气态制冷剂(点C’)，在室外热交换器31一边对室外空气进行加热一边进行凝缩(点D)。凝缩的制冷剂，在膨胀机32内进行绝热膨胀到中间压力Pm(点E)，再在气液分离器33内分离成为气态和液态(点E’)，气态被导入至注入流道37。液态在气液分离器33下游的膨胀机(减压阀)32内进一步被减压到低压Ps后(点F’)，在室内热交换器34内一边对室内空气进行冷却一边进行蒸发汽化(点G)。

汽化的低压Ps制冷剂，在通过罐35后、自吸气管25a被吸入低压用压缩元件20内，通过与偏心部5a相嵌合的滚轮11a进行偏心旋转而被压缩到中间压力Pm，再自排出管27a排出(点H1’)。此后，与从注入流道37导出的中间压力Pm的气态制冷剂相混合(点H2’)，并自吸气口25b被吸入高压用压缩元件23内，通过与偏心部5b相嵌合的滚轮11b进行的偏心旋转而被压缩到高压，再自排出管27b排出(点C’)。此外，在压缩元件内被嵌板38所隔开。在暖气设备运转时，制冷剂通过四通阀28在沿虚线的箭头B所示的路线内进行循环。

图12是现行的制冷剂循环的结构图。虚线所示的压缩机101，表示不适用本发明的双级压缩机。现行的循环与本发明相比，因压缩机不同而循环动作点不同。特别是，低压用压缩元件20的排出点(点H1与点H1’)、和高压用压缩元件23的吸入点(点H2与点H2’)、和排出点(点C与点C’)不同。

图13是表示冷冻循环的工作状态的莫里尔图。将现行的空调器的循环用虚线表示，将本发明的空调器用实线表示。图13的点C、C’等，与图11、图12所示的状态点相对应。

以下，对冷气设备运转时进行说明。在图11、图12所示的气体注入循环的空调器中，通过气液分离器33仅液态通过作为蒸发器的室外热交换器34(点F’至点G)，而气态制冷剂，沿注入流道37流下。

现行的空调器的气态制冷剂，通过低压用压缩元件20被从点G压缩至点H1。之后，与沿注入流道37流下的点E的温度的气态制冷剂相混合，并被冷却到点H2。进一步，通过高压用压缩元件23，被从点H2压缩至点C而排出。压缩机101，如图14所述那样增大了制冷剂的泄漏损失，即，低压用压缩元件20的输入W1和高压缩元件23的输入W2大。

在本实施例的循环过程中，由于使用本发明的压缩机1，可减少制冷剂的泄漏损失，分别将W1、W2大幅度地减少至W1’、W2’。特别是，在低压用压缩元件中，因为密闭容器内与压缩元件内的制冷剂压力差(Pd-Ps)大，所以由本发明产生的泄漏损失的减少效果，即(W1-W1’)大。

从而，若以相同冷气设备能力来进行比较，本实施例的空调器与现行的相比，可减少压缩机的输入，并大幅度地提高空调器的COP(制冷系数)。即使以相同暖气设备能力来进行比较，因为压缩机的输入减少的效果大，所以可大幅度地提高COP(制冷系数)。

(发明效果)

根据本发明，在压缩机中，可一面改善制冷剂的泄漏损失及机械损失，一面抑制由中间轴的弹性变形产生的性能劣化，提高效率和可靠性。另外，在空调器中，可大幅度地提高COP(制冷系数)。

Claims (10)

1.一种旋转式双级压缩机，其特征在于，包括：密闭容器、被设在密闭容器内并可驱动地与具有2个偏心部的旋转轴相配合的电动机、通过所述旋转轴的偏心部的旋转而被驱动的2个旋转压缩元件、和被设在所述旋转压缩元件之间并具有使所述旋转轴穿过的、截面为略圆台形状的贯通孔的隔板。

2.如权利要求1所述的旋转式双级压缩机，其特征在于：所述旋转压缩元件从所述电动机侧依次将低压用压缩元件、中间隔板、及高压用压缩元件重叠为层状而一体化。

3.如权利要求1所述的旋转式双级压缩机，其特征在于：所述旋转轴，在与所述电动机相反的方向的前端具有前端轴，在相互连接所述偏心部的部分上具有中间轴，所述中间轴的轴径比所述前端轴的轴径大。

4.如权利要求1所述的旋转式双级压缩机，其特征在于：所述贯通孔的锥角α的范围为10度≤α≤30度。

5.如权利要求1所述的旋转式双级压缩机，其特征在于：所述隔板的贯通孔半径小的一侧面、面对低压用压缩元件。

6.一种空调器，具有：

对来自压缩机的被压缩的制冷剂的流动方向进行切换的阀、

对自该阀流出的制冷剂进行热交换的热交换器、

对经该热交换器进行了热交换的制冷剂的压力进行减压的膨胀机、

对经该膨胀机进行了减压的制冷器中的气态制冷剂和液态制冷剂进行分离的气液分离器、

将经该气液分离器进行了分离的液态制冷剂进行热交换而成为用所述压缩机进行压缩的低压的气态制冷剂的另一热交换器，其特征在于，

所述压缩机具有：密闭容器、

被设在密闭容器内、并可驱动地与具有2个偏心部的旋转轴配合的电动机、

通过所述旋转轴的偏心部的旋转而被驱动的2个旋转压缩元件、和

被设在所述旋转压缩元件之间并具有使所述旋转轴的贯穿的、截面为略圆台形状的贯通孔的隔板。

7.如权利要求6所述的空调器，其特征在于：所述旋转轴，在与所述电动机相反的方向的前端具有前端轴，在相互连接所述偏心部的部分上具有中间轴，所述中间轴的轴径比所述前端轴的轴径大。

8.如权利要求6所述的空调器，其特征在于：所述压缩机的隔板上的贯通孔半径小的一侧面、面对低压用压缩元件。

9.如权利要求6所述的空调器，其特征在于：所述旋转压缩元件由低压用压缩元件及高压用压缩元件组成。

10.如权利要求9所述的空调器，其特征在于：将经所述气液分离器分离的气态制冷剂和经所述低压用压缩元件压缩的制冷剂、用所述高压用压缩元件进行压缩。

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