CN1356476A - 多气缸旋转压缩机 - Google Patents
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Abstract
一种多气缸旋转压缩机,在密闭容器内设有电动机部和压缩机部,电动机部和压缩机部被曲轴连接,曲轴具有相对于旋转轴偏心的第一曲柄销和第二曲柄销,压缩机部包括支持曲轴的主轴承及副轴承;设置在主轴承与副轴承之间的、由具有内径大于第一或第二曲柄销外径的贯通孔的隔板隔开的第一、第二气缸;以及在第一、第二气缸内随着曲轴的旋转作偏心运动的第一、第二活塞,在第一气缸及第二气缸内形成的两个压缩室之间的曲轴的直径大于嵌装在电动机部的转子上的曲轴的直径。
Description
技术领域
本发明涉及一种例如冰箱或空调器等的冷冻循环中所使用的多气缸旋转压缩机，特别是能减少曲轴的弯曲变形、提高效率的多气缸旋转压缩机。
背景技术
作为空调器或冰箱用的压缩机，使用往复式、旋转式、涡旋式及螺杆式等压缩机，以往的这类压缩机使用HCFC系制冷剂。但是，当今，人们已经明白，由于HCFC系制冷剂也会因太阳光紫外线照射而分解，产生的氯离子会破坏大气圈中的臭氧层，因此，在联合国环境计划署主导下，1987年缔结了“关于破坏臭氧层物质的蒙特利尔议定书”，从2004年开始，阶段性地限制HCFC系制冷剂。基于以上理由，各公司竞相开发使用作为HCFC系制冷剂的替代制冷剂的HFC系制冷剂或分子成分中不含氟里昂的自然系制冷剂的压缩机。
在压缩机中使用HFC制冷剂或二氧化碳等的自然制冷剂的场合，由于工作气体的压力高，从压缩室滑动部间隙的制冷剂气体的泄漏要多于以往的HCFC系制冷剂。因此，在使用替代制冷剂的压缩机方面有利用可以设定小的间隙泄漏的旋转压缩机的情况。
因工作气体压力高于以往的工作气体压力而带来的其它问题是，残留在压缩室排出口上所存在的闭死容积中的制冷气体无法被排出而再次膨胀，降低了容积效率，这种问题由于结构上受到限制而无法得以解决。在这种场合，对于输出功率在2～3马力以上的压缩机来说，上述泄漏或闭死容积的问题更为突出。所以，在使用替代制冷剂的压缩机中，使用成能缩小间隙的泄漏小且能较小地设定压缩室的闭死容积的结构的旋转压缩机的情况很多。
但是，在单气缸旋转压缩机中使用替代制冷剂的场合，由于工作气体的吸入压力和排出压力之差比较大，随着压缩扭矩变动幅度大，因此曲轴的偏心部分旋转振动会增大。特别是输出功率在2～3马力程度的压缩机的场合，更会带来振动变大的问题等。为了解决这种问题，采用了多气缸旋转压缩机。
一方面，在设计一般的(例如以往的使用R22制冷剂等的)旋转压缩机时，以减少在轴承部产生的曲轴(旋转轴)和轴承的摩擦引起的旋转动力的机械损失、即摩擦损失为目的，并且为了缩小曲轴和轴承的接触面积，进一步减小惯性力矩，期望将曲轴的轴径尽可能地设计成最小。另外，通过减小曲轴直径，可以减轻和曲轴一起构成的活塞旋转体的重量，减小驱动用马达所消耗的电力。并且，进一步减小曲轴直径，也会缩小压缩机整体的外径，对小空间化特别有利。
另一方面，在将作为替代制冷剂的高凝缩压力的HFC系制冷剂使用于压缩机的场合，与以往的HCFC制冷剂相比，由于蒸发潜热大、蒸发气体密度大，压缩机的平均排出容积(单位排出容积)的能力变大。例如，通过把制冷剂从R22变更为R410A，压缩压力大约变成1.5倍。
作为以采用上述替代制冷剂的压缩室尺寸为提案的双气缸旋转压缩机，记载在特开平8-144976号公报中，用曲轴的偏心量去除气缸的高度、气缸的内径所得到的值在0.07～0.13的范围。
如上述，使用以往的构成要素制作的多气缸旋转压缩机，在使用HFC系制冷剂或自然制冷剂等的替代制冷剂的场合，有以下几个注意点。
i)有工作气体的吸入压力和排出压力的压力差变大的制冷剂。
ii)由于采用多气缸，设置在气缸两侧的轴承彼此的间隔要比单气缸时的间隔大。即承受气体载荷的支点变长。
iii)以设计小的曲轴直径为意图。
在检讨上述各注意点时，配置在多个气缸两侧的轴承间的曲轴的弯曲变形很容易变大。一旦曲轴的弯曲变形变大，曲轴相对的轴承的倾斜就会变大，会产生不完全接触。由于该不完全接触，曲轴要承受来自轴承的挤压反力。基于该反力的摩擦引起的能量损失会变成驱动力损失。
进一步，在两个轴承之间，由于弯曲变形是由曲轴引起的，活塞也会倾斜。因此，密闭各气缸的部件的端面(密闭部件的气缸相对面)及隔板的端面(气缸的相对面)和各活塞端面之间产生不完全接触。各活塞端面承受来自相对端面的反力，产生摩擦损失，更进一步扩大了驱动力的损失。另外，活塞的外面和气缸的里面产生不完全接触，活塞承受来自气缸里面的反力而产生的摩擦损失也会发生。
如上述，在曲轴的弯曲变形量增大时，摩擦引起的能量损失(摩擦损失)对压缩机的性能至关重要。这种摩擦损失都是由不完全接触而产生的。尽管曲轴想要弯曲，但通过由2个轴承、或隔板及气缸的密闭部件的上下端面(气缸的相对面)约束，在曲轴上会产生反力。由于各自的接触部的接触面积小、接触面压力高，因此随着曲轴的旋转，就会引起压缩机的机械能量损失。
另外，由于轴承部产生的摩擦损失平均作用在曲轴和轴承上，因此上述的弯曲变形所产生的摩擦损失小。因而曲轴的直径小，降低了曲轴和轴承间的摩擦损失，对性能有一定的效果。但是，由于曲轴的变形变大而增加的摩擦损失对压缩机性能的影响变大，因此曲轴直径的缩小是有限的。
考虑到因曲轴的弯曲所带来的活塞倾斜的产生，有必要根据活塞的倾斜，将活塞端面和隔板及端板(密闭部件)之间的间隙设定的大一些。另外，也必须考虑活塞和与该活塞接触的区分压缩室与吸入室的叶片之间的间隙。因这些间隙的增大，压缩气体的泄漏量增加，压缩室的容积效率下降。
另一方面，作为替代制冷剂，在使用工作压力不高的HFC系混合制冷剂或含碳系自然制冷剂的场合，一旦轴承间的距离增大，就会产生上述的曲轴弯曲，由此使活塞倾斜，轴承与端板面上产生不完全接触由于替代制冷剂不象以往的HCFC系制冷剂那样地带有高压抑制作用的氯分子，因此在接触部分会增大摩擦损失，同时，也增加了能量损失或磨耗。
为解决上述问题，使用替代制冷剂的多气缸旋转压缩机成为人们设计上面临的课题。
特开平8-144976号公报中记载的技术，揭示了为获取最适当的制冷剂气体的排出效率的设计基准。但是，并没有记载因曲轴的弯曲变形所产生的摩擦损失或容积效率降低的相关问题。因此解决此问题也成为重要的课题。
发明内容
本发明的目的是提供一种能降低曲轴的弯曲变形、寿命长且压缩效率高的多气缸旋转压缩机。
本发明的另一目的是提供一种能维持组装性且降低曲轴弯曲变形的多气缸旋转压缩机。
为了完成上述目的，本发明的多气缸旋转压缩机，在密闭容器内设有电动机部和压缩机部，电动机部和压缩机部通过曲轴连接在一起，曲轴具有相对于旋转轴偏心的第一曲柄销和第二曲柄销，压缩机部包括支持曲轴的主轴承及副轴承；设置在主轴承与副轴承之间的、由具有内径大于第一或第二曲柄销外径的贯通孔的隔板隔开的第一、第二气缸；以及在第一、第二气缸内随着曲轴的旋转作偏心运动的第一、第二活塞，在第一气缸及第二气缸内形成的两个压缩室之间的曲轴的直径大于嵌装在电动机部的转子上的曲轴的直径。
另外，为了完成上述目的，本发明的多气缸旋转压缩机，在密闭容器内设有电动机部和压缩机部，电动机部和压缩机部通过曲轴连接在一起，曲轴具有相对于旋转轴偏心的第一曲柄销和第二曲柄销，在第一曲柄销和第二曲柄销之间设有中间轴，压缩机部包括：支持曲轴的主轴承及副轴承；设置在主轴承与副轴承之间的、由具有内径大于第一或第二曲栖销外径的贯通孔的隔板隔开的第一、第二气缸；以及在第一、第二气缸内随着曲轴的旋转作偏心运动的第一、第二活塞，在曲轴的中间轴上分别设置有向曲柄销的偏心方向伸出的突出部。各突出部最好与各曲柄销为一体。
设置在该曲轴中间部的突出部最外直径的旋转轨迹最好小于隔板贯通孔内径。
再者，为了完成上述目的，本发明的多气缸旋转压缩机，在密闭容器内设有电动机部和压缩机部，电动机部和压缩机部通过曲轴连接在一起，曲轴具有相对于旋转轴偏心的第一曲柄销和第二曲柄销，在第一曲柄销和第二曲柄销之间设有中间轴，压缩机部包括：支持曲轴的主轴承及副轴承；设置在主轴承与副轴承之间的、由具有内径大于第一或第二曲柄销外径的贯通孔的隔板隔开的第一、第二气缸；以及在第一、第二气缸内随着曲轴的旋转作偏心运动的第一、第二活塞，曲轴的中间轴直径方向的断面的结构为：大于第一曲柄销和第二曲柄销直径方向断面的重叠部分，并且在中间轴的第一曲柄销侧和第二曲柄销侧之间设有台阶。
即，中间轴的面积以轴向两段不同的方式形成，同时，各中间轴以朝偏心设置的气缸偏心方向面积扩大的方式而成。
因此，可以把曲柄销与曲柄销之间的中间轴直径设定为最大值，可缩小中间轴的弯曲变形，减少曲轴与轴承、第一气缸内的活塞上端与上部密闭板、第二气缸内的活塞下端与下部密闭板、活塞外表面与气缸内表面的不完全接触，从而，减少了摩擦损失，缩小了机械效率的损失。进一步，由于缩小了曲轴与轴承、活塞与叶片、活塞与密闭板的多余间隙，因此，可减少泄漏，抑制容积效率的降低。结果，可抑制曲轴变形引起的性能下降。
为了完成本发明的再一目的，本发明的多气缸旋转压缩机，在密闭容器内设有电动机部和压缩机部，电动机部和压缩机部通过曲轴连接在一起，曲轴具有相对于旋转轴偏心的第一曲柄销和第二曲柄销，压缩机部包括：支持曲轴的主轴承及副轴承；设置在主轴承与副轴承之间的、由具有内径大于第一或第二曲柄销外径的贯通孔的隔板隔开的第一、第二气缸；以及在第一、第二气缸内随着曲轴的旋转作偏心运动的第一、第二活塞，曲轴在连接第一及第二曲柄销之间的中间部设有分别向曲柄销的偏心方向伸出的突出部，隔板的厚度与一个曲柄销侧形成的突出部的该曲柄销相反的面和另一曲柄销的对峙于上述隔板的面的基准线之间的距离相比更薄一些。
对本技术领域的熟练技术人员来说，本发明的其它优点通过阅读下面详细描述的最佳及变形实施形式会更加清楚。
附图的简要说明
下面，参照附图描述本发明，这些附图只是为了说明本发明的最佳及变形实施形式，并不构成对本发明的限定。其中：
图1是表示本发明一实施形式的双气缸旋转压缩机的压缩机部和电动机部的纵断面图。
图2是从图1双气缸旋转压缩机中抽出曲轴3的一部分的示意图。
图3是将图2中曲轴3的中间轴30的连接部31投影到与旋转轴垂直的平面上的断面图。
图4是表示图2所示例子的变型例的从双气缸旋转压缩机中抽出曲轴3的一部分的示意图。
图5是将图4中的曲轴3的中间轴300的连接部310投影到与旋转轴垂直的平面上的断面图。
图6是表示是图2所示例子的变型例的从双气缸旋转压缩机中抽出曲轴3的一部分的示意图。
图7是将图6中的曲轴3的中间轴300的第一连接部311和第二连接部312的连接部投影到与旋转轴垂直的平面上的断面图。
图8是表示本发明一实施形式的双气缸旋转压缩机的压缩机部和电动机部的转子的示意图。
图9是表示从本发明一实施形式的双气缸旋转压缩机中抽出的曲轴的一部分的示意图。
图10是表示本发明一实施形式曲轴的俯视图。
图11是表示从本发明另一实施形式的双气缸旋转压缩机中抽出的曲轴的一部分的示意图。
图12是表示从本发明再一实施形式的双气缸旋转压缩机中抽出的曲轴的一部分的示意图。
图13是表示本发明再一实施形式曲轴的俯视图。
图14是表示本发明再一实施形式曲轴的一部分的示意图。
图15是表示本发明再一实施形式压缩机的一部分的示意图。
图16是表示本发明再一实施形式压缩机的一部分的示意图。
图17是表示本发明再一实施形式压缩机的一部分的示意图。
图18是表示本发明再一实施形式压缩机的一部分的示意图。
图19是表示计算机模拟结果一个例子的示意图。
图20是表示曲轴产生了弯曲变形的状态下的曲轴主轴承上端部的变位B和设定间隙的最小值C的关系图。
图21是归纳计算机模拟结果的示意图。
图22是表示采用本发明一实施形式的压缩机组装工序的示意图。
发明的实施形式
以下，根据附图说明本发明的实施形式。图1是表示本发明的多气缸旋转压缩机一实施形式的纵断面图，图2是多气缸旋转压缩机曲轴的形状的侧面图，图3是表示图2中曲轴断面形状的断面图。
在图1至图3中，示出了在密闭容器1的内部备有发动机部2和压缩机构部5的双气缸的双气缸旋转压缩机及其构成要素。
支持曲轴3的主轴承4通过焊接等固定在密闭容器1的内壁上。在该主轴承4的一方空间中容纳有电动机2，在另一方空间中容纳有压缩机构部5。电动机2具有镶嵌着曲轴3的转子2a和与之相对且同轴的定子2b。定子2b固定在密闭容器1上。
曲轴3穿过主轴承4，其尖端部通过副轴承8支持着。在主轴承4和副轴承8之间设置有2个气缸6a、6b和隔板50。借助于隔板50将2个气缸6a、6b隔开形成2组压缩室。即，隔板50处于夹在2个气缸6a、6b之间的位置。
在该气缸6a、6b内的位置，在曲轴3上设有曲柄销13、14。另外，在气缸6a、6b内分别容纳有各自的活塞10a、10b。活塞10a、10b中分别嵌入有曲柄销13、14。通过电动机部2旋转驱动曲轴3时，曲柄销13、14偏心地旋转，随之，活塞10a、10b以相互180°的相位差旋转。
这些叶片12a、12b始终用弹簧部件压接在该活塞10a、10b中。在气缸6a中，借助活塞10a和叶片12a形成压缩室；另外，在气缸6b中，借助活塞10b和叶片12b形成压缩室。基于曲轴3的旋转，活塞10a、10b偏心地旋转，由此，气缸6a、6b内的压缩室反复扩大或缩小。当气缸6a、6b的压缩室扩大时，从吸入管19a、19b供给的制冷剂气体吸入到压缩室。并且，在曲轴3旋转的同时通过压缩室的缩小，压缩制冷剂气体。当制冷剂气体的压力变成一定大小(排出压力)时，气缸6a内的压缩制冷剂气体排出到由主轴承4和其盖11形成的排出室17中。同样地，气缸6b内的压缩制冷剂气体排出到由副轴承8和其盖9形成的排出室15中。虽然图中未示，但是，通过冷冻循环返回到压缩机中的制冷剂气体借助气缸6a、6b的交互压缩，经过排出管18从密闭容器1排出到冷冻循环。
图2是从本发明一实施形式的双气缸旋转压缩机中抽出的曲轴3的一部分的示意图。中间轴30将相对旋转轴相互偏心的第一曲柄销13和第二曲柄销14连接。可以看到曲轴3的一部分。贯通孔51为设置在隔板50上的开口部。第一及第二连接部31、32为中间轴30的一部分，分别设置在容纳于隔板50的贯通孔51内的位置。包含第一曲柄销13、第二曲柄销14、中间轴30、第一连接部32及第二连接部31的曲轴30用铸造方法一体地形成。
通过第一活塞10a及第二活塞10b的旋转运动压缩制冷剂时，该压缩负载(图中未示)作用在第一曲柄销13和第二曲柄销14上这种压缩负载的方向是各自的曲柄销的偏心方向。即，在图2中作用有使曲轴3向左方向(逆时针方向)旋转的倾转力矩。其大小为作用在两曲柄销上的压缩压力之和，根据曲轴3的旋转位置不发生大的变化。并且，如后详述，由一个活塞10的外壁面和气缸6的内壁面形成的工作室的压力成为排出压力时，该倾转力矩的大小为最大值。
由于存在该曲柄销的压缩负载，因此，在中间轴30的偏心部侧施加有朝压缩中间轴30的方向上作用的应力，或者在中间轴30的反偏心部侧，施加有朝拔离中间轴30的方向作用的应力。因此，与曲轴3直径相同直径的以往的中间轴，因该应力作用使中间轴部变形，出现了主轴承4和副轴承8的不完全接触的问题。
为了解决上述问题，在图2所示的实施形式中，在与曲轴3直径大体相同的中间轴30上，设置有在各曲柄销的偏心方向上扩大的连接部(以偏心方向为中心增大中间轴30的直径的突出部)。即，在与第一曲柄销13连接的中间轴30上设置有沿曲柄销13的偏心方向扩大的第一连接部32，在与第二曲柄销14连接的中间轴30上设置有沿曲柄销14的偏心方向扩大的第二连接部31。
由此，设置在中间轴30上的第二连接部31向曲柄销14的偏心方向扩大。即，中间轴30上所形成的第二连接部31的相对于曲轴3的垂直断面(例如AA断面)，扩大到包含在第二曲柄销14的断面内、但不包含在第一曲柄销13的断面内的部分；同样地，设置在中间轴30上的第一连接部32在曲柄销13的偏心方向扩大。即，中间轴30上所形成的第一连接部32的相对于曲轴3的垂直断面，扩大到包含在第一曲柄销13的断面内、但不包含在第二曲柄销14的断面内的部分。
于是，通过在中间轴30设置从曲轴3的直径扩大的连接部31及32，在图2中，曲柄销可支撑施加到中间轴30上的载荷，缓和了中间轴30的变形，抑制了各轴承的不完全接触。
其次，简单地说明组装方法。在图1中，电动机部2和主轴承4已经组装在密闭容器1内。下面，说明在包括第一曲柄销13、第二曲柄销14、中间轴30、第一连接部32及第二连接部31的曲轴3上组装用于形成压缩机构部5的各部件的情况。
在第一曲柄销13上组装第一活塞10a，配置覆盖在其周围的第一气缸6a。配置隔板50。将曲轴3插入隔板50的贯通孔51中，并使第二曲柄销14通过。该贯通孔51的内径以稍大于第二曲柄销14的外径的形式形成。这样，在隔板50使第二曲柄销14通过时，使隔板50向与第二曲柄销14的偏心方向相反的方向移动。即，隔板50向隔板50的贯通孔51的中心与曲轴3的中心一致的方向移动。接着，在第二曲柄销14上嵌合第二活塞10b，在其周围配置第二气缸，用螺钉固定安装副轴承8，完成压缩机构部5的组装。
以下示出与该组装有关的注意点。首先是，第一，隔板50的贯通孔51要具有能使第二曲柄销14穿过的直径。第二，设置在中间轴30上的各连接部，即使在曲轴3旋转的情况下，也不与贯通孔51的内壁接触。由于中间轴30配置在贯通孔51的内径内，因此，设置在中间轴30上的各连接部和贯通孔51的内壁发生干涉时会成为负载。第三，第一连接部32及第二连接部31的中间轴30上的轴的尺寸和隔板50的厚度的关系是，在给定位置能组装隔板50的关系。即是，组装时，在可通过隔板50的第二曲柄销14通过了隔板50之后(中间轴30附近)，隔板50能以使贯通孔51的中心与曲轴3的中心一致的方式移动的关系。
关于第一点，通过使贯通孔51的内径大于第二曲柄销14的外径的措施来解决。在多气缸旋转压缩机中，活塞的端面(在轴方向上为环形平面)和隔板端面之间是隔开压缩室的密闭要素。偏心运动的活塞外径的轨迹与隔板贯通孔内径的距离越大，密闭性越高，因此，希望该贯通孔的内径小。另一方面，为了在曲柄销之间组装入隔板，隔板的贯通孔内径必须大于至少一个曲柄销的外径，但是，希望其差值为能使曲柄销通过的最小限度。
至于第二点，用图3说明。该图是表示图2中曲轴3的连接部31的断面形状的从断面图。图3中，RP2是以第二曲柄储14(实线)的中心线为中心的外半径，RH是隔板50的贯通孔51(虚线)的内半径。RJ是表示当曲轴3旋转时距离曲轴3的中心有最大距离的第二连接部31的轨迹的圆(双点划线在1个位置的圆)的外半径，小于RH。另外，双点划线部在2个位置的圆是曲柄销13。
即，两个连接部中的最远离中间轴30中心的部分的旋转轨迹与贯通孔51相比，如果处在内部则两者不接触。在实施形式中，如图3所示，由于连接部的最外部半径的旋转轨迹设定成小于贯通孔51的内径，所以，曲轴3能无障碍地旋转。
下面说明第三点。在这里，假设第一连接部32的厚度与第二连接部31的厚度(中间轴的轴向的大小)相同，各连接部的厚度是中间轴高度的一半，且隔板50的厚度比第一连接部32及第二连接部31各自的厚度大。这样，在组装时，穿过曲柄销14的隔板50与第二连接部31接触。这时，由于贯通孔51还没有穿过第二曲柄销14，所以，第二曲柄销14限制了其横向移动。因此，在上述假定条件下，在中间轴30的位置不能配置贯通孔51。
在本实施形式中，从隔板50的厚度和连接部的厚度的关系出发，对设置在两个曲柄销之间的连接部的形式作如下规定。在组装时，不通过隔板50贯通孔51的第一曲柄销13侧的第一连接部32的与第一曲柄销13相反的面(在本例中是第一连接部32的第二曲柄销14侧的面)和穿过贯通孔51的第二曲柄销14的与隔板50对峙的面(基准线)的距离比隔板50的厚度大。在该条件成立的范围，通过贯通孔51的第二曲柄销14侧的第二连接部31的厚度可自由地设定。根据这种结构，第二曲柄销14通过贯通孔51之后，可使隔板50移动到预定的位置。
根据本实施形式，第二连接部31的断面形状是这样的断面形状，在第二曲柄销14和处于固定位置的隔板50的贯通孔51重叠范围内有其一部分，并且这一部分备有与第一曲柄销13的断面不重叠的部分。因此，组装时，第二曲柄销14和第二连接部31可穿过贯通孔51，在运动中能非接触地旋转。
另外，在本实施形式中，由于占据中间轴30大部分的第二连接部31的断面形状扩大到组装时在轴方向上不与未通过贯通孔51的第一曲柄销13的断面重叠部分，因此增加了中间轴30的断面面积，减小了中间轴30的弯曲变形。
图4是另一变型例的示意图。图5是表示容纳在图4隔板50的贯通孔51中的状态下的中间轴300的第一连接部310断面形状的BB断面图。图5中，设置在曲轴3的中间轴300上的第一连接部310相对于旋转轴的垂直断面上的形状以这样的方式扩大：具有包含在2个曲柄销中的与电动机2接近的第一曲柄销13的断面内、但不包含在第二曲柄销14的断面内的部分。图5中，RP1是以第一曲柄销13(实线)的中心轴线为中心的外半径，RH是隔板50的贯通孔51(虚线)的内半径。RJ是第一连接部310的外半径，且小于RH。
与第一实施形式一样，第一连接部310的断面面积在可组装隔板50的范围扩大到最大的程度，因此可提高中间轴300的刚性，能得到轴弯曲变形较小的结构。
另外，第一连接部310具有相对于旋转轴偏心而不平衡的重量。在通过设置于电动机2的转子2a上下的平衡重40、41来平衡二个曲柄销和活塞引起的不平衡重量的结构中，通过在与电动机2接近的一方设置偏心重量，能缩小设置在转子2a下部的平衡重40。由此，减少了平衡重的材料，缩小了必要的空间，进一步，由于能降低平衡重量的离心力引起的轴弯曲变形，因此，降低了轴承的摩擦损失，也具有降低振动的效果。
另外，在这种场合的组装中，第一曲柄销13成为穿过贯通孔51的曲柄销。
图6示出了另一变型例。图7是表示图6的中间轴300的连接于第一曲柄销13的第一连接部311的断面形状和连接于第二曲柄销14的第二连接部312的断面形状的DD断面图。
第一曲柄销13和第二连接部312之间的最小距离LP1大于隔板50的厚度BS。第一连接部311、第二连接部312相对于旋转轴的垂直断面分别扩大到包含在与该第一接部311、第二连接部312各自连接的曲柄销相对于旋转轴的垂直断面内、但不包含在另一方的曲柄销相对于旋转轴的垂直断面部内的部分。
进一步，如果上述两个连接部的断面形状为同心的同外径的圆，则能使含有该部分的两者的连接部的断面形状为最大且易于加工。
根据该实施形式，与图2所示的实施形式相比，可使不通过贯通孔51的第二连接部312的厚度变大。中间轴300的连接部311、312的断面形状结构为：处在一个曲柄销和隔板50的贯通孔51重叠的范围，并且具有与另一曲柄销的断面不重叠的部分。因此，组装时，对于与曲柄销的距离大于隔板50厚度的一个连接部来说，另一个连接部和与该另一个连接部连接的曲柄销可以穿过贯通孔51，而且两个连接部在运转中与贯通孔51不接触地旋转。由于连接部的断面形状在能装组装隔板50的范围内扩张，因此，可提供增加了这部分断面形状、缩小了中间轴300的弯曲变形的结构。
图8示出了本发明双气缸旋转压缩机1的另一实施形式。其主要的构成标有与图1同样的符号。
下文描述图8中的压缩室。压缩机构部5由第一压缩室31和第二压缩室41构成。第一压缩室31由第一气缸6a、与支持曲轴3的主轴承4(径向轴承)一体加工而成的上部密闭板20、以及隔开第一压缩室31和第二压缩室41的隔板50构成。第二压缩室41由第二气缸6b、与支持曲轴3的副轴承8一体加工而成的下部密闭板60及隔板50构成。
另外，在图8中，本图虽然没有详细记载，但上部密闭板20的一部分为在推力方向上与曲轴的一部分接触的结构。而且，下部密闭板60成为用曲轴的一部分100支持推力方向的载荷的结构。
图9是表示从本发明另一实施形式的双气缸旋转压缩机1中抽出的曲轴3的一部分的示意图。图10是从图9轴方向的A侧观察的俯视图。
曲轴的内部如图10(a)及图10(b)所示，设置有中空部33。图10(a)和图10(b)不同的是，中间轴112a、112b在图10(a)中大致作成椭圆形状，在图10(b)中大致作成正圆形状。
如图10(a)所示，第一曲柄销13侧的中间轴112a在轴向的垂直方向上的面积(断面)为向第一曲柄销13的偏心方向扩大的结构。即，中间轴112a的重心Pu1从曲轴3的旋转中心O1向第一曲柄销的伸长方向错开地构成。
进一步，第二曲柄销14侧的中间轴112b是朝第二曲柄销14的偏心方向扩大的构造。即是说，中间轴112a的重心PS1从曲轴3的旋转中心O1向第二曲柄销的伸长方向错开地构成。由此，中间轴112a和中间轴112b之间为具有台阶的结构。
图10(b)中，中间轴112a、112b的断面形状作成圆形。由此，从曲轴3的重心Pu1、PS1旋转中心O1的错开量比图10(a)的错开量要小。另外，通过把形状作成圆状，相对图10(a)的异形来说，加工更容易一些。无论是在图10(a)和图10(b)中的任何一种情况下，由于能扩大中间轴的直径，所以可缩小中间轴的变形。
图11是表示从另一实施形式中抽出的曲轴的一部分的示意图。与图9不同的是，图9中中间轴112a和112b的轴方向长度略相等地形成，而本实施形式中的台阶部作成向第一曲柄销13侧错开的结构。即是说，中间轴112a的高度h1以小于中间轴112b的高度h2的方式形成。
在本实施形式的双气缸旋转压缩机中，如图8所示，推力轴承在2处设置。推力轴承是第一曲柄销13的上侧和第二曲柄销14的下侧。本实施形式的压缩机的设置以电动机部2为上侧，即，第一曲柄销13设置在上侧。因此，推力载荷在下侧推力轴承的一方大。从而，在因中间轴的变形引起曲柄销倾斜的场合，向推力轴承不均衡的接触是下侧一方大。因此，如图11所示，通过使下侧的中间轴112b变高，可缩小下侧曲柄销即第二曲柄销的倾倒变形，降低了向推力轴承的不均衡的接触。
接着，用图22说明本实施形式的压缩机的组装工序。在图22中，虽然以上部密闭板为下方进行组装，但也可以反向进行。还可以让曲轴为横朝向地进行组装。
图22(1)：从上部密闭板20下侧用螺栓把第一气缸6a和活塞10a组装在上部密闭板20与主轴承4为一体的部件上。
图22(2)：插入曲轴3，使活塞10a的孔部与主轴承4的孔部一致。然后，调整曲轴3。所谓曲轴3的调整是指，通过曲轴的定位，一边用空隙测量仪表测量活塞10a和第一气缸6a之间的间隙，一边定位，从上部密闭板20下侧用螺栓紧固。
图22(3)：插入隔板50。隔板50插入到与中间轴112a及112b的台阶即中间轴112a接触的位置。
图22(4)：把隔板50横向错位到中间轴112a插入的地方。
图22(5)：调整隔板50。
图22(6)：插入第二气缸6b，用图中未示的埋入螺栓调整。
图22(7)插入兼作副轴承的下部密闭板60并调整。
考虑组装时中间轴112和隔板50结构上的关系，在图22(4)的工序中，为了让隔板50错位，必要的条件是，让隔板50的厚度比中间轴112b薄。如果隔板50的厚度比中间轴112b厚，就会与第一曲柄销13抵触，而不能使隔板50横向错位。
在图11的曲轴3的构成中，由于中间轴112b十分的厚，所以易于组装。
图12是另一实施形式的曲轴3。图13是从上方的B方向所看到的图12中的曲轴3的俯视图。与图9不同点在于，在图9中，中间轴的外周具有与接近该中间轴方的曲柄销外周一致的部分。与之相对；在本实施形式中，第一曲柄销13侧的中间轴112a(虚线所示)具有与第一曲柄销13的中心X1X2同心的结构。进一步，第二曲柄销14侧的中间轴112b(虚线所示)具有和第二曲柄销14的中心Y1Y2同心的结构。各个中间轴具有比各自的曲柄销的外周更靠内侧的结构。由此，在可扩大中间轴直径并缩小弯曲变形的同时，由于与曲柄销同心，所以，更易于加工。
图14把图9～图13的中间轴112a和112b之间的台阶部作成光滑并除去角的结构。由此，可降低角部的应力集中。
图15是进一步表示再一实施形式的压缩机一部分的断面图。本实施形式与图9的实施形式的不同点是，在两个中间轴的中间设置有以给定高度使外周与朝中间轴的两偏差方向扩大的各外周一致的部分。换言之，是台阶部分的曲柄销偏心方向的伸长侧与缩短侧变换的结构。中间轴113的台阶部113a作成高到第二气缸的极限，台阶部113b高到第一气缸的极限。根据这种结构，中间轴113可最大限度地使用第一曲柄销、第二曲柄销及隔板形成的空间，降低中间轴弯曲引起的变形。
图16是进一步表示再一实施形式的压缩机一部分的断面图。本实施形式与图9的实施形式的不同点是，在图9的实施形式中，虽然中间轴设置有112a、112b，但在本实施形式中不设置中间轴。即，第一曲柄销13和第二曲柄销14延长到隔板50的内部方向，不再有中间轴。作为本结构，与设置中间轴的图9～图15所示实施形式的情况相比，其曲轴不发生弯曲。设置在隔板50上的孔必须大于第一曲柄销13和第二曲柄销14的旋转轨迹的最大圆直径，以防止接触。在这种场合，隔板50、第一活塞10a及第二活塞10b之间的接触面上的必要的密封面积因孔直径变大而缩小。
为了确保密封面积，可以在第一、第二活塞10a、10b的外径变大的方向上增加壁厚。这时，由于压缩室的容积缩小，所以第一、第二气缸6a、6b的内径也要变大，才能良好地维持容积。即是说，气缸的形状作成扁平形状。采用这种结构，由气缸6a、6b形成的两个压缩室之间的曲轴3的直径可以大于嵌装在电动机部2的转子2a上的曲轴3的直径。
另外，如图16所示的没有中间轴的情况，理所当然提高了轴的刚性，很难产生弯曲变形，但在有中间轴的场合，其长度也是越短越好。由此，在有中间轴的场合，隔板50薄一些的结构更好。另外，在隔板50薄到变形强度上的极限厚度的情况下，还是没有中间轴的情况最好。
图17是进一步表示再一实施形式压缩机一部分的示意图。在图16的压缩机中，第二曲柄销14是延长了隔板50厚度部分构成的。由此，提高了曲轴刚性，很难产生弯曲变形。另外，曲柄销的延长也可以是延长第一曲柄销。这种情况和图14一样，在有中间轴的场合，其长度也是越短越好。进一步，关于曲轴3上设置推力轴承机构的压缩机，也具有本实施形式的效果。另外，第一及第二活塞10a、10b和隔板50之间的密封面积也和上述图16说明的方法一样。
图18是表示图16所示实施形式中进一步缩小曲轴弯曲变形的构成的实施形式。是第一曲柄销13沿上部密闭板的方向延长、第二曲柄销14沿下部密闭板60的方向延长的结构。
以上说明的压缩机曲轴弯曲变形量的实际测量是非常困难的。因此，本发明者通过用有限要素法(FEM)的计算机模拟解析了曲轴的弯曲变形。在曲轴上作用有从气体载荷、叶片通过弹簧(图中未示)推压转子的力、曲轴与转子的离心力求出的力。结果，在第一曲柄销和第二曲柄销之间的中间轴部上产生弯曲变形。
图19示出了使用制冷剂R410A时的ASHRAE/T条件，即把吸入气体压力为0.996MPa、排出气体压力为3.374MPa的条件作为输入条件时的计算机模拟的结果510。另外，也重叠地示出了作为计算初始值的输入解析模型610。曲轴在中间轴部分产生弯曲变形。曲轴解析结果的评价方法是，与主轴承上端部位置对应部分的曲轴的变位来说，以相对设定间隙的最小值如何变化作为各自的比值进行计算。
图20是表示产生了曲轴弯曲变形的状态下的曲轴主轴承上端部的变位B和设定间隙的最小值C的关系的示意图。图20中示出了弯曲变形后的曲轴710和初始状态的曲轴3。
图21是归纳的计算机模拟结果的示意图。横轴是曲轴材料的弹性率和中间轴断面面积(即中间轴的垂直于旋转轴的断面面积，包含贯通曲轴全体的中空孔部的面积)之积，用X(kg)表示。纵轴是曲轴主轴承上部的变位B除以设定间隙的最小值C所得到的值，为轴承间隙比，用Y表示。
在该图中，轴承间隙比Y为1以上时轴和主轴承接触，该值增大到一定程度，接触反作用力增大从而增大了摩擦损失。在轴承间隙比Y小于1时，轴和主轴承不接触。
图21表示的实线是用指数函数取数据点近似的平均值的外插线，同时也表示出了该式子。另外，上述平均值的外插线的上下所表示的虚线分别是近似的指数函数为最大及最小时的外插线。在轴承间隙比Y小于1的场合，当参照最小外插线时，可以看出，弹性率和中间断面面积之积X在图21中F箭头所示的4.066×106kg以上时比较合适。另外，当考虑到平均设计的情况而参照平均外插线时，可以看出，X在图21中E所示的5.163×106kg以上时比较好。进一步，当考虑到安全因素而参照最大外插线时，可以看出，X在图21中G所示的7.454×106kg以上时比较好。另外，为了把间隙作为最小值，计算解析中变形为最大的结果数据，通常，最好满足图21中F表示的条件。通过设定满足此条件的弹性率和中间轴断面面积，可以缩小轴的弯曲变形，减少摩擦损失，进一步，可抑制密闭板、转子、隔板等间隙的增大，能减少压缩气体的泄漏。
虽然曲轴材料的弹性率高时难以产生弯曲变形，是合适的，但是，考虑到材料费用和加工性能，最好采用铸钢的FC系材料，例如相当于FC200～FC400(弹性率相当于11000kg/mm2～18000kg/mm2)的材料。进一步，即使是该范围的材料；由于弹性率低的材料价格会低一些，所以可以用与中间轴径的关系来确定。在使用弹性率更高的材料时，因成为特殊的规格等会增加成本。
根据以上的本发明，在带有多气缸的旋转压缩机中，旨在考虑设计小直径的曲轴，因此能减少曲柄销之间的弯曲变形，由于减少了曲轴和轴承、曲柄销和活塞里面或密闭各气缸的端板及隔板端面和活塞端面的不全面接触，因而，可减小摩擦损失，降低机械效率的损失。进一步，由于曲轴和轴承、活塞和端板或隔板端面的其余部分的间隙也变小，因此减少了泄漏，抑制了容积效率的降低。由于这种效果，可抑制曲轴变形引起的性能的降低。
Claims (10)
1.一种多气缸旋转压缩机，在密闭容器内设有电动机部和压缩机部，电动机部和压缩机部通过曲轴连接在一起，曲轴具有相对于旋转轴偏心的第一曲柄销和第二曲柄销，压缩机部包括支持曲轴的主轴承及副轴承；设置在主轴承与副轴承之间的、由具有内径大于第一或第二曲柄销外径的贯通孔的隔板隔开的第一、第二气缸；以及在第一、第二气缸内随着曲轴的旋转作偏心运动的第一、第二活塞，在第一气缸及第二气缸内形成的两个压缩室之间的曲轴的直径大于嵌装在电动机部的转子上的曲轴的直径。
2.一种多气缸旋转压缩机，在密闭容器内，通过曲轴将电动机部和压缩机部连接在一起，所述曲轴具有相对于旋转轴偏心的第一曲柄销和第二曲柄销，所述压缩机部包括：支持所述曲轴的主轴承及副轴承；设置在所述主轴承与副轴承之间的、由具有内径大于所述第一或第二曲柄销外径的贯通孔的隔板隔开的第一、第二气缸；在第一、第二气缸内随着所述曲轴的旋转作偏心运动的第一、第二活塞；以及所述的曲轴，其特征是，还包括设置在连接所述第一曲柄销和第二曲柄销之间的中间轴上的、朝各曲柄销的偏心方向伸出的、并与各曲柄销一体形成的连接部。
3.一种多气缸旋转压缩机，在密闭容器内，通过曲轴将电动机部和压缩机部连接在一起，所述曲轴具有相对于旋转轴偏心的第一曲柄销和第二曲柄销，所述压缩机部包括：支持所述曲轴的主轴承及副轴承；设置在所述主轴承与副轴承之间的、由具有内径大于所述第一或第二曲柄销外径的贯通孔的隔板隔开的第一、第二气缸；在第一、第二气缸内随着所述曲轴的旋转作偏心运动的第一、第二活塞；以及所述的曲轴，其特征是，还包括设置在连接所述第一曲柄销和第二曲柄销之间的中间轴上的、朝各曲柄销的偏心方向伸出的、并与各曲柄销一体形成的连接部，该连接部的最外直径的旋转轨迹设定成小于所述隔板贯通孔的内径。
4.一种多气缸旋转压缩机，在密闭容器内，通过曲轴将电动机部和压缩机部连接在一起，所述曲轴具有相对于旋转轴偏心的第一曲柄销和第二曲柄销，所述压缩机部包括：支持所述曲轴的主轴承及副轴承；设置在所述主轴承与副轴承之间的、由具有内径大于所述第一或第二曲柄销外径的贯通孔的隔板隔开的第一、第二气缸；在第一、第二气缸内随着所述曲轴的旋转作偏心运动的第一、第二活塞；以及所述的曲轴，其特征是，还包括设置在连接所述第一曲柄销和第二曲柄销之间的中间轴上的、朝各曲柄销的偏心方向伸出的、并与各曲柄销一体形成的连接部，所述隔板的厚度设定成比一个曲柄销侧形成的连接部的与该曲柄销相反的面和另一曲柄销的与所述隔板的相对面的基准线之间的距离更薄一些。
5.一种多气缸旋转压缩机，在密闭容器内，通过曲轴将电动机部和压缩机部连接在一起，所述曲轴具有相对于旋转轴偏心的第一曲柄销和第二曲柄销，所述压缩机部包括：支持所述曲轴的主轴承及副轴承；设置在所述主轴承与副轴承之间的、由具有内径大于所述第一或第二曲柄销外径的贯通孔的隔板隔开的第一、第二气缸；在第一、第二气缸内随着所述曲轴的旋转作偏心运动的第一、第二活塞；以及所述的曲轴，其特征是，还包括连接部，该连接部在所述第一曲柄销和第二曲柄销之间构成的中间轴中的、容纳于所述隔板贯通孔内的部分的相对于旋转轴的垂直断面，具有这样的部分，该部分是包含在所述第一曲柄销或所述第二曲柄销中的一个曲柄销相对于旋转轴的垂直断面内且不包含在另一曲柄销相对于旋转轴的垂直断面的部分内的部分，此外，该连接部的外形与旋转轴心的距离的最大值小于所述隔板贯通孔的内半径。
6.一种双气缸旋转压缩机，在密闭容器内，通过曲轴将电动机部和压缩机部连接在一起，所述曲轴具有相对于旋转轴偏心的第一曲柄销和第二曲柄销，所述第一曲柄销和第二曲柄销之间设有中间轴，所述压缩机部包括支持所述曲轴的主轴承及副轴承；设置在所述主轴承与副轴承之间的由隔板隔开的第一、第二气缸；在第一、第二气缸内随着所述曲轴的旋转偏心的第一、第二转子；以及所述的曲轴，其特征是，
所述中间轴在轴向设有台阶部，所述中间轴的由所述台阶部区分的径向断面构成得大于所述第一曲柄销和所述第二曲柄销径向断面的重叠部分。
7.一种多气缸旋转压缩机，在密闭容器内，通过曲轴将电动机部和压缩机部连接在一起，所述曲轴具有相对于旋转轴偏心的第一曲柄销和第二曲柄销，所述第一曲柄销和第二曲柄销之间设有中间轴，所述压缩机部包括：支持所述曲轴的主轴承及副轴承；设置在所述主轴承与副轴承之间的由隔板隔开的第一、第二气缸；在第一、第二气缸内随着所述曲轴的旋转偏心的第一、第二转子；以及所述的曲轴，其特征是，
所述中间轴的径向断面大于所述第一曲柄销和所述第二曲柄销径向断面的重叠部分，所述第一曲柄销侧和所述第二曲柄销侧的所述中间轴的重心分别偏心于各曲柄销的长度方向。
8.根据权利要求7所记载的多气缸旋转压缩机，其特征是，所述中间轴的所述第一曲柄销侧和所述第二曲柄销侧之间的台阶部接近所述主轴承侧所设置的第一曲柄销侧。
9.一种多气缸旋转压缩机，在密闭容器内，通过曲轴将电动机部和压缩机部连接在一起，所述曲轴具有相对于旋转轴偏心的第一曲柄销和第二曲柄销，所述第一曲柄销和第二曲柄销之间设有中间轴，所述压缩机部包括支持所述曲轴的主轴承及副轴承；设置在所述主轴承与副轴承之间的由隔板隔开的第一、第二气缸；在第一、第二气缸内随着所述曲轴的旋转偏心的第一、第二转子；以及所述的曲轴，其特征是，
所述中间轴的径向断面大于所述第一曲柄销和所述第二曲柄销径向断面的重叠部分，所述中间轴与所述第一曲柄销和/或第二曲柄销同心地被加工。
10.一种多气缸旋转压缩机，在密闭容器内，通过曲轴将电动机部和压缩机部连接在一起，所述曲轴具有相对于旋转轴偏心的第一曲柄销和第二曲柄销，所述第一曲柄销和第二曲柄销之间设有中间轴，所述压缩机部包括支持所述曲轴的主轴承及副轴承；设置在所述主轴承与副轴承之间的由隔板隔开的第一、第二气缸；在第一、第二气缸内随着所述曲轴的旋转偏心的第一、第二转子；以及所述的曲轴，其特征是，
所述中间轴的径向断面大于所述第一曲柄销和所述第二曲柄销径向断面的重叠部分，所述第一曲柄销和第二曲柄销连接在一起。
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