CN1609451B - 压缩机 - Google Patents

Abstract

提供一种随着双级压缩机的压缩单元的压力差变化，可降低制冷剂泄漏量，并且可提高容积效率和压缩机效率的旋转式双级压缩机。该压缩机将电动机(14)收纳于密闭容器(13)内，具有将低压用压缩单元(20a)与高压用压缩单元(20b)成层叠状重合的回转压缩单元、和支承转轴2的副轴承(19)，其中，低压用压缩单元(20a)和高压用压缩单元(20b)分别具有圆筒状的缸体(10)，沿着缸体(10)的内壁偏心回转的圆筒形滚轮(11)，和将滚轮(11)的外周与缸体(10)内壁形成的空间隔开的平板状翼片(18)，从低压用压缩单元(20a)的翼片(18)到缸体(10)的内壁与滚轮(11)外周的间隙成为最小的位置为止的角度(θ1)为150°～210°。

Description

压缩机

技术领域

本发明涉及一种空调机和冷冻机等使用的旋转式双级压缩机，特别是适用于容积效率和压缩机效率高的旋转式双级压缩机。

背景技术

以往，作为旋转式双级压缩机，已知相对于使用单级压缩机的冷冻循环，各压缩单元的压力比(＝排出压力/吸气压力)较小，以可提高冷冻循环的效率的技术例如由日本专利文献1(特开昭60-128990号公报)所记载。

在以往的双级压缩机中，正如图8所示，转轴2的轴心与缸体10的内径的轴心相一致。即，转子11的外周与缸体10内壁的间隙δ设定成不取决于曲柄角度θ(曲柄角度θ为从沿着转轴2的回转方向的翼片18到偏心部5的偏心方向的角度)的一定值。间隙δ成为容许各部件的加工精度或装配精度以及负载变形的数值。为此，在各压缩单元中，随着曲柄角度θ的增大，压缩室23排出侧的压力增大，排出侧与吸气侧的压力差也增大，但由于间隙δ与压力差的大小无关、为一定值，随着压力差的增大，制冷剂泄漏量也会增大，随之，容积效率和压缩机效率降低。

另外，由于低压侧压缩单元与高压侧压缩单元的压缩工序的相位差为180°，如图9所示，低压侧压缩单元20a的排出阀28a关闭时，通过高压侧压缩单元20b的吸气，制冷剂气体不足，中间压力Pm下降。

此外，如图10所示，排出阀28a开启时，通过低压侧压缩单元的排出，制冷剂气体过剩，中间压力Pm上升，根据曲柄角度θ，各压缩单元20的排出侧与吸气侧的压力差变动，随着压力差，制冷剂泄漏量也变动，对其控制困难。

发明内容

本发明的目的是降低旋转式双级压缩机的制冷剂泄漏量，以提高容积效率和压缩机效率。

为了实现上述目的，本发明的旋转式双级压缩机，在密闭容器内将电动机收纳于上部，具有被电动机驱动且有二个偏心部的转轴、在电动机下部支承转轴的主轴承、通过中间隔板将低压用压缩单元与高压用压缩单元成层叠状重合的回转压缩单元，以及在该回转压缩单元的下部支承转轴的副轴承，其特征在于：所述低压用压缩单元和所述高压用压缩单元分别具有圆筒状的缸体、沿着所述缸体的内壁偏心回转的圆筒形滚轮、和把由所述滚轮的外周与所述缸体的内壁形成的空间隔开的平板状翼片；所述低压用压缩单元与所述高压用压缩单元的压缩工序的相位差为180°；从所述低压用压缩单元的所述翼片到所述缸体的内壁与所述滚轮外周的间隙成为最小的位置为止的曲柄角度θ1为150°～210°；将由所述低压用压缩单元吸气的低压力作为Ps、将由所述高压用压缩单元排出的高压力作为Pd、将由所述低压用压缩单元排出的中间压作为Pm，Pm/(Pd+Ps)^0.5为0.75～1.0。

在上述的压缩机中，希望从所述高压用压缩单元的所述翼片到所述缸体的内壁与所述滚轮外周的间隙成为最小的位置为止的曲柄角度θ2为(θ1+20°)～(θ1+60°)。

此外，在上述的压缩机中，希望所述低压用压缩单元的所述缸体的内壁与所述滚轮的外周的间隙为5～20μm。

另外，在上述的压缩机中，希望所述高压用压缩单元的所述缸体的内壁与所述滚轮的外周的间隙为5～20μm。

再有，在上述的压缩机中，希望将由所述低压用压缩单元吸气的低压力作为Ps、将由所述高压用压缩单元排出的高压力作为Pd、将由所述低压用压缩单元排出的中间压作为Pm时，Pm/(Pd+Ps)^0.5为0.75～1.0。

正如上述，本发明的压缩机由于在高效率的双级压缩机的低压力比条件下，中间压力的变动影响所致的制冷剂泄漏量可降低，可确定与双级压缩机的压缩工序相适应的转轴和缸体的位置关系，可提高容积效率和压缩机效率。此外，由于只设定缸体与转轴的位置关系，可抑制部件的添加或加工精度提高所致的成本增加。

附图说明

图1为本发明一实施例的低压侧压缩单元的俯视图。

图2为本发明一实施例的高压侧压缩单元的俯视图。

图3为示出一实施例的压缩机的Pm/(Pd×Ps)^0.5与冷暖平均COP的关系的视图。

图4为示出一实施例的低压侧压缩单元的曲柄角度θ与压力的关系的视图。

图5为示出一实施例的高压侧压缩单元的曲柄角度θ与压力的关系的视图。

图6为一实施例的双级压缩机的纵剖视图。

图7为使用一实施例的双级压缩机的冷冻循环的构成图。

图8为现有的双级压缩机的压缩单元的俯视图。

图9为示出一实施例的双级压缩机的低压侧压缩单元的排出阀关闭时的制冷剂气体流动的视图。

图10为示出一实施例的双级压缩机的低压侧压缩单元的排出阀开启时的制冷剂气体流动的视图。

具体实施方式

以下，使用附图说明本发明的实施例。

本压缩机1涉及一种动作流体为制冷剂R410A的室内空调装置用的冷冻循环，压缩机101在由底部21、盖部12和中部22构成的密闭容器13的上部，具有由定子7和转子8构成的电动机14。与电动机14连接的转轴2具有二个偏心部5，由主轴承9和副轴承19支承着。相对于转轴2，从电动机14侧顺序地将高压用压缩单元20b、中间隔板15和低压用压缩单元20a以层叠状重合成一体。

各压缩单元20具有主轴承9或副轴承19、圆筒状缸体10、与偏心部5的外周嵌合的圆筒状的滚轮11、以及与螺旋弹簧24(未图示)连接并将压缩室23隔开的平板状翼片18(未图示)。在各压缩单元20中，使设置在转轴2上的偏心部5偏心回转的同时，驱动滚轮11。正如图6所示，偏心部5a与偏心部5b的相位相差180°，各压缩单元20的压缩工序的相位差也为180°。

作为动作流体的制冷剂气体的流动如图6箭头所示，制冷剂气体在低压力Ps下，由吸气管25a吸入低压用压缩单元20a内，滚轮11a偏心回转，从而一直压缩到中间压力Pm。在规定的中间压力Pm下，排出阀28a开口，制冷剂气体从排出口26a和排出管27a排出。

接着，中间压力Pm的制冷剂气体从吸气口25b吸入高压用压缩单元20b内，滚轮11b偏心回转，一直压缩到高压力Pd。在规定的高压力Pd下，排出阀28b开口，通过排出口26b和密闭容器13内的密闭空间29，从排出管27b排出。

使用旋转式双级压缩机的冷冻循环的一例如图7所示。从压缩机101排出的高压力Pd的制冷剂气体由冷凝器3冷凝后，在第一膨胀阀4中一直膨胀到中间压力Pm，并且在气液分离器6中进行气相(态)和液相(态)分离。气态导入喷射通路17中。液态制冷剂由处于气液分离器6下游的第2膨胀阀4进一步减压到低压力Ps后，在蒸发器16中蒸发汽化。低压力Ps的制冷剂气体从吸气管25a吸入低压用压缩单元20a内，通过与偏心部5a嵌合的滚轮11a的偏心回转，直到压缩到中间压力Pm，再从排出管27a排出。再次与从喷射通路17导入的中间压力Pm的制冷剂气体混合，从吸气口25b吸入高压用压缩单元20b内，通过与偏心部5b嵌合的滚轮11b的偏心回转，一直压缩到高压力Pd，再从排出管27b排出。

图1示出低压用压缩单元20a的构造，在缸体10a的内壁与滚轮11a的外周的间隙δ1成为最小时的曲柄角度θ1可以为150°～210°。具体为，相对于粗点划线所示的转轴2的转轴，以较细点划线所示的缸体10a的轴心偏心于曲柄角度θ为330°～30°的方向地方式设置缸体10a，θ1为180°，而间隙δ1为5～20μm。

图2示出高压用压缩单元20b的构造，缸体10b的内周与滚轮11b的外周的间隙δ2成为最小时的曲柄角度θ2可以为(θ1+20°)～(θ1+60°)。具体为，相对于粗点划线所示的转轴2的转轴，以较细点划线所示的缸体10b的轴心偏心于曲柄角度θ为(θ1+200°)～(θ1+240°)的方向的方式设置缸体10b，θ1为180°，而θ2为(θ1+45°)，δ2为5～20μm。

本冷冻循环是以制冷剂R410A为动作流体的室内空调装置，如图7所示。图3示出中间压力Pm与冷冻循环效率(在此为冷暖平均COP(-))的关系，冷暖平均COP是将冷冻循环的冷却能力和取暖能力用各自的电气输入除后的算术平均值。

图中的冷暖平均COP是以使用单级压缩机的单级循环的数值为1，在如图所示的R410A中，高段侧压力比(Pd/Pm)大于低压侧压力比(Pm/Ps)的区域中，冷暖平均COP成为最大值。即，中间压力Pm较低，以比高压力Pd与低压力Ps的几何平均(Pd×Ps)^0.5小的值0.88为中心，在0.75～1.0处，冷暖平均COP成为最大。以下，在本实施例中，Pm/(Pd×Ps)^0.5为0.75～1.0。

在双级压缩机的场合，与单级压缩机相比，由于各压缩单元20的压力比小，排出开始即排出阀28a开启的曲柄角度θ要早。此外，如图9所示，因通过高压侧压缩单元20b的吸气，中间压力Pm降低，排出阀28a开启的曲柄角度θ要早于平均压力比(Pm/Ps)的设计点以上。此外，在压缩室23a的排出侧与吸气侧的压力差(Pm-Ps)变化时，制冷剂泄漏量会受到缸体10与滚轮11的间隙δ变化的影响。因此，考虑到高效率的双级压缩机的压力比条件和中间压力所致的早排出开始的影响，在规定的曲柄角度θ1处间隙δ为最小，可降低制冷剂泄漏量。

为了获取双级压缩机的高效率化，要如图3所示，使高压侧压力比(Pd/Pm)大于低压侧压力比(Pm/Ps)。为此，高压侧压缩单元20b的排出开始角度从原理上讲，要迟于低压侧压缩单元20a的排出开始角度。

此外，正如图4所示，由于低压侧压缩单元20a的排出、吸气的影响，中间压力Pm根据曲柄角度θ变化。因此，对中间压力Pm下的制冷剂气体吸气的高压侧压缩单元20b受到低压侧压缩单元20a的影响，由于各压缩单元20的压缩工序相差180°，因此，高压侧压缩单元20b的吸气侧压力(＝中间压力Pm)、排出侧压力Pd的变化如图5所示。由于图示的中间压力Pm的膨胀，排出侧与吸气侧的压力差(Pd-Pm)在高压侧曲柄角度θ的后半增大。从而制冷剂泄漏量也随着曲柄角度θ的增大而增大。为此，即使是高压侧压缩单元20b中间隙δ也不是一定的，在规定的曲柄角度θ2处为最小，可降低制冷剂泄漏量。制冷剂泄漏量为最小的曲柄角度θ2要大于低压侧压缩单元20a的数值θ1，为(θ1+20°)～(θ1+60°)。制冷剂泄漏量依赖于最小间隙δ2的大小，但最小的曲柄角度θ1并不依赖于最小间隙δ2的大小。

Claims (1)

1.一种旋转式双级压缩机，在密闭容器内将电动机收纳于上部，具有被电动机驱动且有二个偏心部的转轴、在电动机下部支承转轴的主轴承、通过中间隔板将低压用压缩单元与高压用压缩单元成层叠状重合的回转压缩单元，以及在该回转压缩单元的下部支承转轴的副轴承，其特征在于：

所述低压用压缩单元和所述高压用压缩单元分别具有圆筒状的缸体、沿着所述缸体的内壁偏心回转的圆筒形滚轮、和把由所述滚轮的外周与所述缸体的内壁形成的空间隔开的平板状翼片；

所述低压用压缩单元与所述高压用压缩单元的压缩工序的相位差为180°；

从所述低压用压缩单元的所述翼片到所述缸体的内壁与所述滚轮外周的间隙成为最小的位置为止的曲柄角度θ1为150°～210°；

将由所述低压用压缩单元吸气的低压力作为Ps、将由所述高压用压缩单元排出的高压力作为Pd、将由所述低压用压缩单元排出的中间压作为Pm，Pm/(Pd+Ps)^0.5为0.75～1.0。

Images