CN108603500A - 涡旋压缩机 - Google Patents

Abstract

涡旋压缩机具备套筒，该套筒具有：配置在支承摆动涡旋盘的摆动轴承与曲轴的偏心销之间的轴部；以及热套固定于轴部的外周的平衡配重部。轴部具备：嵌入于摆动轴承，且供曲轴的偏心销插入的圆筒形状的主体部；以及从主体部的轴向的端部向外方延伸出，并接合平衡配重部的圆筒形状的连结部。并且，套筒满足以下的(a)、(b)的条件。(a)1.2≤D2/D1≤1.6，(b)1.0≤(D2‑D3)/(D4‑D2)×E1/E2≤3.5。在此，D1：主体部的外径，D2：连结部的外径，D3：主体部的内径，D4：平衡配重部的外径，E1：轴部的杨氏模量，E2：平衡配重部的杨氏模量。

Description

涡旋压缩机

技术领域

本发明主要涉及在制冷机、空气调节机、供热水机等上搭载的涡旋压缩机。

背景技术

以往，存在使固定涡旋盘的涡卷体与摆动涡旋盘的涡卷体啮合来形成多个压缩室的涡旋压缩机。在这种涡旋压缩机中，存在有如下的涡旋压缩机：在摆动涡旋盘的底板中的与涡卷体相反的一侧形成有圆筒状的凸台部，在该凸台部与在使摆动涡旋盘旋转的曲轴的上端部设置的偏心销部之间经由摆动轴承嵌合有套筒的轴部，在轴部热套固定有平衡配重部(例如，参照专利文献1)。

平衡配重部是为了消除摆动涡旋盘的离心力并抑制压缩元件的振动而设置的。而且，轴部被设置成在摆动涡旋盘公转时使固定涡旋盘的涡卷体与摆动涡旋盘的涡卷体成为始终彼此相接的状态，该轴部相对于偏心销部而嵌合成滑动自如，自动地调节摆动涡旋盘的公转半径(例如，参照专利文献1)。

在先技术文献

专利文献

专利文献1：日本专利第3026672号公报

发明内容

发明要解决的课题

在专利文献1的涡旋压缩机中，轴部与平衡配重部通过热套或压入进行接合，在接合时产生相互按压的压力，由于该压力，有时轴部会向径向内侧缩小地变形。当这样的变形发生时，在轴部的外周面与位于轴部的外侧的摆动轴承之间产生超出必要的间隙，润滑油从该间隙泄漏而使油膜厚度变薄，从而存在发生磨损、烧结等而使可靠性下降的问题。

本发明为了解决上述那样的课题而作出，其目的在于得到一种能够抑制轴部的径向的变形量，提高可靠性的涡旋压缩机。

用于解决课题的方案

本发明的涡旋压缩机具备：压缩部，所述压缩部使固定涡旋盘与摆动涡旋盘相互组合而形成压缩室，驱动摆动涡旋盘而对压缩室内的流体进行压缩；曲轴，所述曲轴具有向摆动涡旋盘传递旋转力的偏心销部，并驱动摆动涡旋盘；摆动轴承，所述摆动轴承支承摆动涡旋盘；及套筒，所述套筒具有配置在摆动轴承与曲轴的偏心销之间的轴部和热套固定于轴部的外周的平衡配重部，轴部具备圆筒形状的主体部和圆筒形状的连结部，所述主体部嵌入于摆动轴承，且供曲轴的偏心销插入，所述连结部从主体部的轴向的端部向外方延伸出，并接合平衡配重部，套筒满足以下的(a)、(b)的条件，

(a)1.2≤D2/D1≤1.6

(b)1.0≤(D2-D3)/(D4-D2)×E1/E2≤3.5

在此，

D1：主体部的外径

D2：连结部的外径

D3：主体部的内径

D4：平衡配重部的外径

E1：轴部的杨氏模量

E2：平衡配重部的杨氏模量。

发明效果

根据本发明，能够得到一种可抑制轴部的径向的变形量并提高了可靠性的涡旋压缩机。

附图说明

图1是本发明的实施方式1的涡旋压缩机的纵向概略剖视图。

图2是表示本发明的实施方式1的涡旋压缩机的套筒的结构的剖视图。

图3是表示本发明的实施方式1的涡旋压缩机的套筒的结构的俯视图。

图4是用于说明在套筒的轴部热套固定有平衡配重部时产生的轴部的变形的示意图。

图5是表示本发明的实施方式1的涡旋压缩机的轴部的径向的变形量的坐标图。

图6是表示“(D2-D3)/(D4-D2)×E1/E2”与轴部的径向的最大变形量的关系的图。

图7是表示“D2/D1”与“(D2-D3)/(D4-D2)×E1/E2”的关系的图。

图8是本发明的实施方式2的涡旋压缩机的套筒70的剖视图。

图9是图8的套筒的俯视图。

图10是表示本发明的实施方式2的涡旋压缩机的轴部的径向的变形量的坐标图。

图11是表示柔性结构的变形例1的俯视图。

图12是表示柔性结构的变形例2的剖视图。

图13是图12的柔性结构的俯视图。

图14是表示柔性结构的变形例3的俯视图。

具体实施方式

以下，参照附图，说明本发明的实施方式。需要说明的是，在各图中，对相同或相当的部分标注同一符号，适当省略或简化其说明。而且，关于各图记载的结构，其形状、大小及配置等在本发明的范围内可以适当变更。

实施方式1.

以下，说明实施方式1。图1是本发明的实施方式1的涡旋压缩机的纵向概略剖视图。

该涡旋压缩机具有吸入并压缩制冷剂等流体从而使其以高温高压的状态排出的功能。涡旋压缩机具有压缩机构部10、驱动机构部20、将该压缩机构部10与驱动机构部20连结并将驱动机构部20产生的旋转力向压缩机构部10传递的曲轴30、以及其他结构部件，并具有将上述部件收纳于构成外廓的壳体40的内部的结构。并且，在壳体40的下部设有积存润滑油的积油处41。在曲轴30的下端部固定的油泵42浸渍在积油处41内，伴随着曲轴30的旋转，润滑油在曲轴30内的油流路31内通过，向压缩机构部10的各滑动部供给。

另外，在壳体40的侧面设有用于吸入制冷剂的吸入管43，在壳体40的上表面设有用于将压缩后的制冷剂排出的排出管44。

压缩机构部10具备固定涡旋盘11和摆动涡旋盘12。固定涡旋盘11由第一底板11a和在第一底板11a的一方的面上竖立设置的第一涡卷体11b构成。摆动涡旋盘12由第二底板12a和在第二底板12a的一方的面上竖立设置的第二涡卷体12b构成。固定涡旋盘11及摆动涡旋盘12以第一涡卷体11b与第二涡卷体12b相互啮合的状态配置在壳体40内。并且，在第一涡卷体11b及第二涡卷体12b之间，形成有伴随着曲轴30的旋转而容积从半径方向外侧朝向内侧缩小的压缩室13。

固定涡旋盘11经由框架50而固定在壳体40内。在固定涡旋盘11的中央部形成有将被压缩成高压的流体排出的排出口14。在排出口14的出口开口部配设有将该出口开口部覆盖并防止流体逆流的板簧制的阀15。在阀15的一端侧设有对阀15的升程量进行限制的阀按压件16。即，当流体在压缩室13内被压缩至规定压力时，阀15克服其弹性力而被抬起，被压缩后的流体从排出口14向高压空间17内排出，并通过排出管44向涡旋压缩机的外部排出。

摆动涡旋盘12通过欧氏环60而相对于固定涡旋盘11不自转地进行偏心公转运动。该欧氏环60配设在摆动涡旋盘12与框架50之间。而且，在摆动涡旋盘12的第二底板12a中的与第二涡卷体12b形成面相反的一侧的面的大致中心部形成有中空圆筒形状的凸台部12c。在凸台部12c的内侧嵌合有由滑动轴承构成的摆动轴承18，在曲轴30的上端部形成的后述的偏心销部30a经由后述的套筒70的轴部71而连结于摆动轴承18。

驱动机构部20具备定子21和能够旋转地配设在定子21的内周面侧且固定于曲轴30的转子22。定子21具有通过被通电而驱动转子22旋转的功能。而且，定子21的外周面通过热套等而固定支承于壳体40。转子22具有通过定子21被通电而进行旋转驱动，使曲轴30旋转的功能。

在壳体40上，还以隔着驱动机构部20而相向的方式配置有框架50和副框架51。框架50配置在驱动机构部20的上侧并位于驱动机构部20与压缩机构部10之间，副框架51位于驱动机构部20的下侧。框架50及副框架51通过热套、焊接等固定于壳体40的内周面。在框架50的中央部设有主轴承50a，而且，在副框架51的中央部设有副轴承51a，曲轴30旋转自如地支承于该主轴承50a及副轴承51a。

曲轴30在上端部具有从曲轴30的轴心偏心的偏心销部30a。偏心销部30a如上所述经由套筒70的轴部71而连结于凸台部12c，通过曲轴30的旋转而使摆动涡旋盘12偏心旋转。

图2是表示本发明的实施方式1的涡旋压缩机的套筒的结构的剖视图。图3是表示本发明的实施方式1的涡旋压缩机的套筒的结构的俯视图。关于图2及图3中的D1～D4，通过后述的图4进行说明。套筒70具有大致圆筒形状的轴部71和平衡配重部72。轴部71具有一体地形成有大致圆筒形状的主体部71a和在主体部71a的轴向的一端侧(在图2中为下端侧)向外方延伸出的大致圆筒形状的连结部71b的结构。平衡配重部72具有贯通孔72a，在贯通孔72a内插入有轴部71的连结部71b的状态下，通过连结部71b部分将轴部71与平衡配重部72热套接合。

轴部71的主体部71a能够旋转地嵌入于对摆动涡旋盘12进行支承的摆动轴承18，而且，偏心销部30a沿曲轴30的径向滑动自如地插入到在轴部71的中央部形成的滑动孔73内。由此，当曲轴30旋转时，其旋转力经由轴部71向摆动涡旋盘12传递，从而摆动涡旋盘12公转。此时，通过对于平衡配重部72的离心力的作用，套筒70沿着滑动孔73的平面部73a在径向上移动，伴随该移动，摆动涡旋盘12也移动，从而摆动涡旋盘12的第二涡卷体12b被压紧于固定涡旋盘11的第一涡卷体11b。由此，构成使压缩室13的密封性提高的从动曲柄机构。

在此，简单地说明涡旋压缩机的动作。

当对设置于壳体40的图示省略的电源端子通电时，在定子21和转子22产生转矩，曲轴30旋转。曲轴30的旋转力经由套筒70向摆动涡旋盘12传递，摆动涡旋盘12被欧氏环60限制自转而进行偏心公转运动。

从吸入管43吸入到壳体40内的气体制冷剂被取入到压缩室13内。并且，取入了气体的压缩室13伴随着摆动涡旋盘12的偏心公转运动，一边从外周部向中心方向移动一边减小容积，对制冷剂进行压缩。并且，被压缩的制冷剂气体从设置于固定涡旋盘11的排出口14克服阀15及阀按压件16而排出，从排出管44向壳体40外排出。

在摆动涡旋盘12的偏心公转运转时，摆动涡旋盘12通过自身的离心力而与套筒70一起沿径向移动，第一涡卷体11b与第二涡卷体12b紧贴。因此，在压缩室13中防止从高压侧向低压侧的制冷剂泄漏，能进行高效率的压缩。

在第一涡卷体11b与第二涡卷体12b紧贴时，由于摆动涡旋盘12的重量、公转半径及曲轴30的转速，第二涡卷体12b对于第一涡卷体11b的压紧力变得过大。这种情况下，与第一涡卷体11b和第二涡卷体12b的滑动相伴的滑动损失增加，涡旋压缩机的效率下降。然而，通过摆动涡旋盘12的离心力方向的180°相反方向的离心力作用于套筒70的平衡配重部72，由此使套筒70相对于曲轴30的偏心销部30a向所述180°相反方向的径向滑动而调节压紧力，防止滑动损失的增加。

在曲轴30旋转时，由于轴部71的主体部71a经由摆动轴承18而抵靠摆动涡旋盘12的凸台部12c滑动，因此要求主体部71a的外周面71aa尽可能起伏小，设为平坦的平面。然而，当在轴部71热套固定平衡配重部72时，由于热套产生的相互压力，轴部71向缩小外径的方向变形。关于该变形，使用如下的图4进行说明。

图4是用于说明在套筒的轴部热套固定平衡配重部时产生的轴部的变形的示意图。在图4中，实线表示变形前，虚线表示变形后。

如图4所示，主体部71a以与连结部71b交界的交界部分向径向内侧缩小的方式变形。而且，连结部71b也以外径向径向内侧缩小的方式发生变形。即，轴部71在主体部71a及连结部71b这两方以外径向径向内侧缩小的方式发生变形。另一方面，平衡配重部72在热套产生的相互压力下，向内径扩大的方向发生变形。关于图4中的位置P0、P1、距离L及变形量ξ，在后文叙述。

因此，以实现该轴部71的径向的变形量的抑制为目的，在该实施方式1中，将套筒70设计成满足以下(a)、(b)的条件。该条件下的D1～D4请参照图2及图3。

(a)1.2≤D2/D1≤1.6

(b)1.0≤(D2-D3)/(D4-D2)×E1/E2≤3.5

在此，

D1：主体部71a的外径

D2：连结部71b的外径

D3：主体部71a的内径

D4：平衡配重部72的外径

E1：轴部71的杨氏模量

E2：平衡配重部72的杨氏模量

以下，说明设定(a)、(b)条件的理由。

在热套时，如上所述，套筒70的轴部71向径向内侧缩小是因为在轴部71与平衡配重部72之间产生相互按压的压力的缘故。因此，在主体部71a设置外径比主体部71a大的连结部71b，增加向平衡配重部72热套的部分的壁厚来提高刚性，由此，与在主体部71a未设置连结部71b而直接接合平衡配重部72的情况相比，能够抑制轴部71的径向的变形量。

主体部71a的外径D1越小于连结部71b的外径D2，即“D2/D1”的值越大，则轴部71的刚性越上升。与主体部71a的外径D1相比将连结部71b的外径D2增大何种程度的条件是上述(a)的条件。并且，轴部71的刚性越高，则越能够减小平衡配重部72被热套时的变形量ξ。然而，如果“D2/D1”的值过大，则从收纳性的观点出发框架50也需要对应地扩大，不得不改变涡旋压缩机本身的大小而造成成本增加。

另外，关于连结部71b的外径D2、主体部71a的内径D3、平衡配重部72的外径D4的关系，“D2-D3”越大于“D4-D2”，即“(D2-D3)/(D4-D2)”的值越大，则轴部71的刚性越高。由此，“(D2-D3)/(D4-D2)”的值越大，则热套产生的相互压力越小，因此越能抑制变形量ξ。然而，如果“(D2-D3)/(D4-D2)”的值过大，则从收纳性的观点出发框架50也需要对应地扩大而造成成本增加。

此外，轴部71的杨氏模量E1越高于平衡配重部72的杨氏模量E2，即E1/E2的值越大，则轴部71的刚性越上升，越能够抑制平衡配重部72被热套时的变形量ξ。然而，杨氏模量根据原料而变化，因此作为压缩机能够使用的选择项而存在限度。

另外，虽受制于加工精度，但为了确保可靠性，将套筒70的主体部71a与摆动轴承18的相互的接触面的表面的凹凸分别设为1.5μm以内。通常，从防止基于金属接触的可靠性下降的观点出发，轴承被设计成其最小油膜厚度为3～5μm左右。因此，轴部71的变形量ξ优选在小于最小油膜厚度的3μm的范围内。

因此，在该实施方式1中，以能够将变形量ξ抑制成3μm以下且从收纳性的观点出发不需要进行框架50的扩大为设计条件，设定了上述(a)、(b)的各自的条件。由此，能够构成防止超出必要地增大连结部71b的外径D2或超出必要地提高轴部71的杨氏模量E1而引起的制造性恶化、成本增加，能够抑制变形量ξ且高可靠性的套筒70。

在满足上述(a)的条件的涡旋压缩机中，通过模拟等计测了涡旋压缩机的轴部71的径向的变形量的结果如下面的图5所示。

图5是表示本发明的实施方式1的涡旋压缩机的轴部的径向的变形量的坐标图。在图5中，横轴如图4所示为从热套上端的高度位置P0至外周面71aa的计测位置P1的距离(以下，称为“距热套上端的距离”)L[mm]，纵轴为计测位置P1处的轴部71的径向的变形量ξ[μm]。在图5中，(1)表示满足上述(b)的条件的实施方式1的坐标图，特别是表示“(D2-D3)/(D4-D2)×E1/E2＝1.5”的坐标图。(2)是作为比较例而表示上述(b)的条件范围外的“(D2-D3)/(D4-D2)×E1/E2＝0.4”的坐标图。

无论是实施方式1还是比较例，都是距热套上端的距离L越短，则变形量ξ越大。具体而言，在P0处，在比较例时变形量ξ为-7μm左右，相对于此，在实施方式1时变形量ξ被抑制至-2μm左右，可知在小于3μm的变形量容许范围内。变形量ξ越小，则摆动轴承18的油膜也越容易确保，因此能够抑制润滑不足。由此，能够确认到与比较例相比实施方式1提高了摆动轴承18的可靠性。

然而，在平衡配重部72与连结部71b的热套固定部，被要求有避免在曲轴30旋转时平衡配重部72从连结部71b分离的保持力。虽然热套余量越大，则该保持力越大，但是如果热套余量过大，则相应地变形量ξ也增大。由此，热套余量的下限值以确保必要保持力为条件进行设定，热套余量的上限值以如上所述将变形量ξ抑制成小于3μm为条件进行设定。考虑到加工精度，热套余量的下限值为例如30μm左右。

接下来，说明上述(a)、(b)的各自条件下的数值范围的根据。

图6是表示“(D2-D3)/(D4-D2)×E1/E2”与轴部的径向的最大变形量的关系的图。在图6中，横轴为“(D2-D3)/(D4-D2)×E1/E2”的算出值，纵轴为轴部71的径向的最大变形量[μm]。图6通过下述方式进行标绘：遍及轴向地通过模拟等来计测利用改变了“(D2-D3)/(D4-D2)×E1/E2”的值的套筒70进行了热套时的轴部71的径向的变形量，并将计测得到的各变形量中的最大变形量根据与3μm的大小关系而代之以记号进行标绘。“○”表示最大变形量小于3μm的验证点，“△”表示最大变形量为3μm的验证点，“×”表示最大变形量超过3μm的验证点。

根据图6可知，能够将轴部71的径向的最大变形量抑制成小于3μm，为了确保轴承的可靠性，需要满足“(D2-D3)/(D4-D2)×E1/E2≥1.0”。

作为轴部71的材质，为了确保高强度和滑动性，可使用铬钼钢或高强度的烧结材料等，杨氏模量E1为140～220GPa左右。另一方面，平衡配重部72考虑到基于离心力的强度和制造性而使用灰铸铁或石墨铸铁等，杨氏模量E2为110～170GPa左右。

另外，本申请发明者们考虑到压缩机能够使用的杨氏模量E1、E2的材质的制约和向压缩机的收纳性，确认只要为“(D2-D3)/(D4-D2)×E1/E2≤3.5”就能够构成。

通过以上所述，决定了上述(b)的条件的数值范围。

图7是表示“D2/D1”与“(D2-D3)/(D4-D2)×E1/E2”的关系的图。在图7中，横轴为“D2/D1”的算出值，纵轴为“(D2-D3)/(D4-D2)×E1/E2”的算出值。图7通过下述方式进行标绘：遍及轴向地通过模拟等来计测利用改变了“D2/D1”与“(D2-D3)/(D4-D2)×E1/E2”的组合的套筒70进行了热套时的轴部71的径向的变形量，将计测得到的各变形量中的最大变形量根据与3μm的大小关系而代之以记号进行标绘。“○”表示最大变形量小于3μm的验证点，“△”表示最大变形量为3μm的验证点，“×”表示最大变形量超过3μm的验证点。

在图7中，由粗框包围的区域表示能够使轴部71的径向的最大变形量小于3μm的能够使用范围。根据图7，为了提高轴部71的刚性并使轴部71的径向的最大变形量小于3μm，只要设为“D2/D1≥1.2”即可。而且，从向壳体40内的收纳性的观点出发而设为“D2/D1≤1.6”。

通过以上所述，决定了上述(a)的条件的数值范围。

需要说明的是，对于轴部71可以进行用于提高强度的淬火、回火、用于提高滑动性的氮化处理、磷酸锰处理、类金刚石碳(DLC)处理等表面处理。

轴部71和平衡配重部72都使用铁系的材质，但在不是完全相同的材质的情况下，线膨胀系数不同。在套筒70的气氛温度成为高温的情况下，由于线膨胀系数的差异而在轴部71与平衡配重部72之间产生间隙，存在热套脱落而压缩机破损的可能性。因此，该实施方式1的套筒70优选搭载于低压壳体类型的压缩机，该低压壳体类型的压缩机为在温度未升高的低压空间配置套筒70的结构。

需要搭载套筒70的压缩机是摆动涡旋盘12的离心力变得过大的压缩机。摆动涡旋盘12的离心力变得过大是运转至压缩机的转速高的条件为止的情况或摆动涡旋盘12的重量重的情况的任一种。任一种情况都是用于确保制冷能力或制热、供热水能力的应对措施。

当前，为了防止全球气候变暖，要求从以往的HFC制冷剂向全球气候变暖系数(GWP)低的制冷剂转换，作为低GWP的制冷剂，存在以由C₃H₂F₄表示的2,3,3,3-四氟-1-丙烯为代表的HFO制冷剂。该制冷剂每单位体积的制冷能力低。因此，在HFO制冷剂单体或包含HFO制冷剂的混合制冷剂中，为了确保与以往的HFC制冷剂同等的制冷能力、制热、供热水能力，需要使压缩机以高转速运转以增加每单位时间的排出流量，或者增大压缩机构部10以增加每旋转一圈的排出流量。无论怎样，使用HFO制冷剂时的摆动涡旋盘12的离心力与使用HFC制冷剂的情况相比都成为过大，因此要求搭载套筒70以降低将摆动涡旋盘12向固定涡旋盘11压紧的力。

如果使用本发明的套筒70，则能够抑制轴部71的变形量而确保摆动轴承18的可靠性，因此在使用HFO制冷剂单体或混合制冷剂作为制冷剂时有效。需要说明的是，本发明使用的制冷剂并不局限于上述情况，可以是分子式由C₃H_mF_n(其中，m及n为1以上且5以下的整数，m+n＝6的关系成立。)表示且在分子结构中具有一个双键的制冷剂、或者包含该制冷剂的混合制冷剂。

如以上说明所述，根据实施方式1，套筒70的轴部71具有一体地形成有大致圆筒形状的主体部71a和在主体部71a的轴向的一端侧向外方延伸出的大致圆筒形状的连结部71b的结构，成为与未设置连结部71b的结构相比提高了轴部71的刚性的结构。并且，通过满足“1.2≤D2/D1≤1.6”和“1.0≤(D2-D3)/(D4-D2)×E1/E2≤3.5”这两方的条件，能够使热套时的轴部71的径向的变形量小于3μm。

另外，套筒70配置于壳体40内的低压空间，套筒70的气氛温度未成为高温，因此能够防止由于线膨胀系数的差异而在轴部71与平衡配重部72之间产生间隙，导致接合脱落这样的不良情况。

实施方式2.

实施方式2是套筒70的形状与实施方式1不同的方式，除此以外与实施方式1相同。以下，以实施方式2与实施方式1不同的部分为中心进行说明。

图8是本发明的实施方式2的涡旋压缩机的套筒的剖视图。图9是图8的套筒的俯视图。

实施方式2的涡旋压缩机的套筒70A是在图2所示的实施方式1的套筒70的连结部71b设有对热套时的轴部71的变形进行吸收的柔性结构80的结构。柔性结构80由在连结部71b的轴向两端面中的主体部71a侧的表面设置的凹部构成。凹部形成为以主体部71a的中心轴为中心的环状。

通过这样设有柔性结构80，能吸收热套时的套筒70A的轴部71的变形，与图1所示的实施方式1相比能够减小变形量ξ。具体而言，能够将轴部71的径向的变形量从3μm进一步抑制。

图10是表示本发明的实施方式2的涡旋压缩机的轴部的径向的变形量的坐标图。在图10中，横轴是从热套上端的高度位置P0至外周面71aa的计测位置P1为止的距离L[mm]，纵轴是计测位置P1处的径向的变形量ξ[μm]。需要说明的是，P0、P1、ξ请参照图4。在图10中，(1)示出实施方式1的坐标图，(2)示出实施方式2的坐标图。

如图10所示，实施方式2与实施方式1相比能够减小变形量ξ。

如以上说明所述，根据该实施方式2，能得到与实施方式1同样的效果，并且通过设有柔性结构80能够进一步减小变形量ξ。而且，通过改变柔性结构80的槽的深度、宽度能够调节轴部71的径向的变形量。

然而，根据涡旋压缩机的使用方式，有时会产生液态制冷剂返回积油处41的被称为回液的现象。当产生回液时，润滑油的粘度下降而使摆动轴承18的油膜厚度短暂地小于3μm，摆动轴承18可能会发生烧结。然而，在该实施方式2中，通过设有柔性结构80而能够进一步减小变形量ξ，因此即使在回液时等摆动轴承18的油膜厚度短暂性变薄的情况下，也能够将油膜厚度保持为3μm以上，能够确保高可靠性。

需要说明的是，在上述实施方式1、2中，说明了通过热套进行套筒70的轴部71的连结部71b与平衡配重部72的接合的情况，但是也可以通过压入进行接合，即使在这种情况下，通过采用上述结构，也能够抑制变形量ξ。

另外，本发明的套筒没有限定为上述的各图的结构，在不脱离本发明的主旨的范围内例如可以如下进行各种变形实施。

在图8中，图示说明了柔性结构80由整体连续的一个环状的凹部形成的结构，但是也可以将凹部分割成多个而形成为圆弧状，并整体形成为环状。

图11是表示柔性结构的变形例1的俯视图。

在该变形例中，将俯视观察为圆形形状的多个凹部80a配置成环状来构成柔性结构80。

图12是表示柔性结构的变形例2的剖视图。图13是图12的柔性结构的俯视图。

在上述图8、图9及图11中，遍及360°地设置了柔性结构80。相对于此，在图12及图13所示的变形例2中，由于平衡配重部72的存在而刚性高，仅在热套产生的变形大的范围设置柔性结构80。在此，如图13所示，在连结部71b中的接合平衡配重部72的一侧的例如180°的范围设置了由凹部构成的柔性结构80。需要说明的是，设置柔性结构80的角度范围并不局限于180°，可以更大，也可以更小。而且，图13示出了柔性结构80由俯视观察为圆弧状的凹部构成的例子，但也可以设为如图11所示将俯视观察为圆形形状的多个凹部配置成圆弧状的结构。

图14是表示柔性结构的变形例3的俯视图。

变形例3的柔性结构80设为将图13所示的变形例2的柔性结构80分割成多个(在此为2个)的结构。

在使用了以上的图11～图14所示的变形例的柔性结构80的情况下，也能够得到与上述同样的作用效果。

符号说明

10压缩机构部，11固定涡旋盘，11a第一底板，11b第一涡卷体，12摆动涡旋盘，12a第二底板，12b第二涡卷体，12c凸台部，13压缩室，14排出口，15阀，16阀按压件，17高压空间，18摆动轴承，20驱动机构部，21定子，22转子，30曲轴，30a偏心销部，31油流路，40壳体，41积油处，42油泵，43吸入管，44排出管，50框架，50a主轴承，51副框架，51a副轴承，60欧氏环，70套筒，70A套筒，71轴部，71a主体部，71aa外周面，71b连结部，72平衡配重部，72a贯通孔，73滑动孔，73a平面部，80柔性结构，80a凹部，D1主体部的外径，D2连结部的外径，D3主体部的内径，D4平衡配重部的外径，L距离，P0高度位置，P1计测位置。

Claims (8)

1.一种涡旋压缩机，其中，具备：

压缩部，所述压缩部使固定涡旋盘与摆动涡旋盘相互组合而形成压缩室，驱动所述摆动涡旋盘而对所述压缩室内的流体进行压缩；

曲轴，所述曲轴具有向所述摆动涡旋盘传递旋转力的偏心销部，并驱动所述摆动涡旋盘；

摆动轴承，所述摆动轴承支承所述摆动涡旋盘；及

套筒，所述套筒具有配置在所述摆动轴承与所述曲轴的偏心销之间的轴部和热套固定于所述轴部的外周的平衡配重部，

所述轴部具备圆筒形状的主体部和圆筒形状的连结部，所述主体部嵌入于所述摆动轴承，且供所述曲轴的偏心销插入，所述连结部从所述主体部的轴向的端部向外方延伸出，并接合所述平衡配重部，

所述套筒满足以下的(a)、(b)的条件，

(a)1.2≤D2/D1≤1.6

(b)1.0≤(D2-D3)/(D4-D2)×E1/E2≤3.5

在此，

D1：主体部的外径

D2：连结部的外径

D3：主体部的内径

D4：平衡配重部的外径

E1：轴部的杨氏模量

E2：平衡配重部的杨氏模量。

2.根据权利要求1所述的涡旋压缩机，其中，

所述连结部具备对与所述平衡配重部接合时的所述轴部的变形进行吸收的柔性结构。

3.根据权利要求2所述的涡旋压缩机，其中，

所述柔性结构是在所述连结部的所述轴向两端面中的所述主体部侧的端面形成的一个或多个凹部。

4.根据权利要求3所述的涡旋压缩机，其中，

所述凹部为俯视观察下以所述主体部的中心轴为中心的环状或圆弧状、或者为俯视观察下的圆形形状。

5.根据权利要求1～4中任一项所述的涡旋压缩机，其中，

所述套筒为铁系材料且杨氏模量为140[GPa]≤E1≤220[GPa]，

所述平衡配重部为铁系材料且杨氏模量为110[GPa]≤E2≤170[GPa]。

6.根据权利要求1～5中任一项所述的涡旋压缩机，其中，

所述套筒及所述平衡配重部配置于收纳所述压缩部、所述曲轴的壳体内的低压空间。

7.根据权利要求1～6中任一项所述的涡旋压缩机，其中，

所述流体是分子式由C₃H_mF_n表示且在分子结构中具有一个双键的制冷剂、或者包含所述制冷剂的混合制冷剂，其中，m及n为1以上且5以下的整数，m+n＝6的关系成立。

8.根据权利要求1～7中任一项所述的涡旋压缩机，其中，

所述流体是2,3,3,3-四氟-1-丙烯。