專(zhuān)利名稱(chēng)：渦管壓縮機(jī)的制作方法
技術(shù)領(lǐng)域：
本發(fā)明涉及冷凍、空調(diào)機(jī)中所用的制冷劑壓縮機(jī)。
背景技術(shù)：
圖7是特開(kāi)2000-161254號(hào)公報(bào)中所示已有渦管壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)的縱剖面圖。
圖7中，1為固定渦管，外周部通過(guò)螺栓(未圖示)連接到導(dǎo)架15上。底板部1a的一個(gè)表面(圖7中的下側(cè))上形成有板狀螺旋齒1b，同時(shí)在外周部上形成了2個(gè)基本上沿一直線(xiàn)設(shè)置的歐氏導(dǎo)向溝1c。歐氏導(dǎo)向溝1c內(nèi)可自由往復(fù)滑動(dòng)地卡合有歐氏環(huán)9的爪9c。再?gòu)墓潭u管1的側(cè)面壓入貫通密閉容器10的吸入管10a。
2為擺動(dòng)渦管，在底板部2a上面設(shè)有與固定渦管1的板狀螺旋齒1b基本上同形狀的板狀螺旋齒2b，在幾何意義上形成壓縮室1d。底板2a的與板狀螺旋齒2b相對(duì)側(cè)表面的中心部上形成中空?qǐng)A筒形的凸緣部2f，在此凸緣部2f的內(nèi)側(cè)面上形成有擺動(dòng)軸承2c。而在與凸緣部2f同側(cè)表面的外側(cè)，形成了可與柔性架3的推力軸承3a接觸滑動(dòng)的推力面2d。擺動(dòng)渦管底板2a的外周部中大致沿直線(xiàn)形成了2個(gè)與前述固定渦管1的歐氏導(dǎo)向溝1c具有90°相位差的歐氏導(dǎo)向溝2e。在此歐氏導(dǎo)向溝2e內(nèi)可自由往復(fù)滑動(dòng)地配合著歐氏環(huán)9的爪9a。此外，底板部2a上設(shè)有貫通上述壓縮室1d與推力面2d的抽出孔2j。此抽出孔2j的推力面2d側(cè)的開(kāi)口部2k的圓形軌跡經(jīng)常平衡地位于柔性架3的推力軸承面3a的內(nèi)部。
柔性架3將設(shè)于其外周部上的上下2個(gè)圓筒面3d、3e通過(guò)導(dǎo)架15內(nèi)周部上所設(shè)的圓筒面15a、15b沿徑向支承。而在其中心部形成有沿徑向支承由馬達(dá)7回轉(zhuǎn)驅(qū)動(dòng)的主軸4的主軸承3c與副主軸承3h。此外，柔性架3的外側(cè)與導(dǎo)架15的內(nèi)側(cè)通過(guò)設(shè)于圓筒面15c、15d上的密封件16a、16b構(gòu)成架空間15f，通過(guò)由推力軸承3a的面所連接的聯(lián)絡(luò)通道3s與抽出孔2j連通壓縮室1d，成為將壓縮室1d供給的壓縮途中的制冷劑氣體封入的結(jié)構(gòu)。
柔性架3中也形成了調(diào)節(jié)閥收納空間3p，此調(diào)節(jié)閥收納空間3p的一端(圖7中的下端)與由柔性架3的內(nèi)周與擺動(dòng)渦管2的推力面2d構(gòu)成的凸緣部外側(cè)空間2h連通，而其另一端(圖7中的上端)則通向吸入壓力氣氛空間1g。此調(diào)節(jié)閥收納空間3p在其下部牢靠地收納著可自由往復(fù)運(yùn)動(dòng)的中間壓力調(diào)整閥3i，而在其上部，中間壓力調(diào)節(jié)彈簧壓板3t則牢靠地收納于柔性架3中。在中間壓力調(diào)節(jié)閥3i與中間壓力調(diào)節(jié)彈簧3t之間，則收納著較自然長(zhǎng)度壓縮了的中間壓力調(diào)節(jié)彈簧3m。
導(dǎo)架15的外周面15g通過(guò)熱壓配合或焊接等固定于密閉容器10之上，通過(guò)設(shè)于其外周部上的缺口部15c，能確保將從固定渦管1的排出口1f排出的高壓制冷劑氣體導(dǎo)引到設(shè)于電動(dòng)機(jī)側(cè)的排出管10b的流道。
4為主軸，它的上端形成能與擺動(dòng)渦管2的擺動(dòng)軸承2c自由回轉(zhuǎn)配合的擺動(dòng)軸4b，而于其下側(cè)則熱壓配合有主軸平衡器4e。再在其下方形成與柔性架3的主軸承3c與副主軸承3h自由回轉(zhuǎn)配合的主軸部4c。在主軸4的下側(cè)形成有與副架6的副軸承6a自由回轉(zhuǎn)配合的副軸部4d，在此副軸部4d與前述主軸部4c之間熱壓配合著轉(zhuǎn)子8。
在轉(zhuǎn)子8的上端面與下端面分別固定著平衡器8a與8b。與前述的主軸平衡器4e在一起合計(jì)共三個(gè)平衡器，保證了靜平衡與動(dòng)平衡。再于主軸4下端壓入油管4f，成為將密閉容器10底部貯留的冷凍機(jī)油10e上吸的結(jié)構(gòu)。
密閉容器10的側(cè)面設(shè)有玻璃端子10f，接合馬達(dá)7的引線(xiàn)。
下面說(shuō)明已有渦管壓縮機(jī)的基本操作。
低壓吸入的制冷劑從吸入管10a進(jìn)入由固定渦管1與擺動(dòng)渦管2的板狀螺旋齒形成的壓縮室1d。由馬達(dá)7驅(qū)動(dòng)的擺動(dòng)渦管2隨著偏心轉(zhuǎn)動(dòng)而減小壓縮室1d的容積。通過(guò)此壓縮行程，制冷劑成高壓，從固定渦管1的排出口1f排出到密閉容器10內(nèi)。
在上述壓縮行程中，在壓縮途中的中間壓力的制冷劑氣體從擺動(dòng)渦管2的抽出孔2j，經(jīng)柔性架3的聯(lián)絡(luò)通道3s導(dǎo)入架空間15f，保持此空間的中間壓力氣氛。
成為高壓的排出氣體以高壓氣氛充滿(mǎn)密閉容器10內(nèi)，很快就從排出管10b排放到壓縮機(jī)外。
密閉容器10底部的冷凍機(jī)油10e，在壓差下通過(guò)沿軸向貫通主軸4的中空空間4g，從擺動(dòng)軸承2c和設(shè)于主軸4上的橫孔導(dǎo)入主軸承3c。由于這2個(gè)軸承部的節(jié)流作用，取得中間壓力的冷凍機(jī)油10e(由于溶解于冷凍機(jī)油的制冷劑的起泡，一般會(huì)成為氣體制冷劑與冷凍機(jī)油的2相流)便到達(dá)擺動(dòng)渦管2與柔性架3包圍的凸緣部外側(cè)空間2h，克服調(diào)節(jié)閥收納空間3p中設(shè)置的中間壓調(diào)節(jié)彈簧3m加載的力，壓迫中間壓調(diào)節(jié)閥3i，導(dǎo)入吸入壓力氣氛空間，與低壓制冷劑氣體一起吸入壓縮室1d。
如上所述，凸緣部外側(cè)空間2h的中間壓力Pm1(MPa)基本上是由中間壓調(diào)節(jié)彈簧3m的彈簧力與中間壓調(diào)節(jié)閥3i的中間壓露出面積決定，由預(yù)定的值α控制，即由下式控制。
Pm1＝Ps+α(1)上式中，Ps吸入壓力即低壓(MPa)。
在此，密閉容器內(nèi)的壓力Pd(MPa)(即排出壓力)與凸緣部外側(cè)空間壓力Pm1之差，是用于給擺動(dòng)軸承2c供給冷凍機(jī)油10e所必需的給油壓差ΔP，通常需確保取正值。
ΔP＝Pd-Pm1＞0(2)通過(guò)壓縮行程，冷凍機(jī)油10e與高壓制冷劑氣體一起從排出口1f通入密閉容器10內(nèi)，在此與制冷劑氣體分離，再返回到密閉容器底部。
制冷劑氣體的壓縮室1d經(jīng)由擺動(dòng)渦管2的底板部2a中所設(shè)的抽出孔2j與柔性架3中所設(shè)的聯(lián)絡(luò)通道3s，同架空間15f作經(jīng)常的或間歇的連通。由于架空間15f是由兩個(gè)密封件16a、16b密閉的空間，響應(yīng)壓縮室1d的壓力變動(dòng)。架空間15f的壓力也同步地變動(dòng)，因而大致地成為抽出孔2j面對(duì)的壓縮室1d內(nèi)壓力變動(dòng)的累計(jì)平均值。
如上所述，架空間15f的中間壓力Pm2(MPa)由抽出孔2j面對(duì)的壓縮室1d的位置確定的預(yù)定值β按下式控制Pm2＝Ps×β (3)上式中的Ps為吸入壓力即低壓(MPa)。
對(duì)柔性架3而言，因凸緣部外側(cè)空間2h的中間壓力引起的使柔性架3與擺動(dòng)渦管2分開(kāi)的力Fpm1，它與由于壓縮作用使固定渦管1和擺動(dòng)渦管2沿軸向分離開(kāi)的氣體推力Fgth的合力，起到用來(lái)使柔性架3沿著與壓縮室相反方向移動(dòng)的力的作用。
另一方面，由于導(dǎo)入了壓縮途中的制冷劑氣體而成為中間壓Pm2的架空間15f使柔性架3與導(dǎo)架15拉開(kāi)的力Fpm2同作用于暴露在下部高壓氣氛部分的差壓力Fpd2兩者的合計(jì)力則用作使柔性架3沿壓縮室方向移動(dòng)的力。
在平穩(wěn)運(yùn)轉(zhuǎn)中沿上述壓縮室方向移動(dòng)的力作了超大的設(shè)定，因而柔性架3便為上下2個(gè)嵌合的圓筒面3d、3e導(dǎo)引而向壓縮室方向移動(dòng)。擺動(dòng)渦管2與柔性架3作緊密接合的滑動(dòng)沿相同方向移動(dòng)，使其板狀螺旋齒2b與固定渦管1接觸滑動(dòng)。
再有，在起動(dòng)時(shí)或在液壓壓縮時(shí)等情形下，前述的氣體推力Fgth增大，擺動(dòng)渦管2通過(guò)推力軸承3a將柔性架3強(qiáng)制壓向下方，于是擺動(dòng)渦管2與固定渦管1的齒頂與齒根間生成了較大的間隙，可以避開(kāi)壓縮室的壓力異常升高。稱(chēng)這種操作為減壓操作而稱(chēng)所產(chǎn)生的間隙管為減壓量。
此減壓量控制成柔性架3與導(dǎo)架15碰撞前的距離。
擺動(dòng)渦管2中產(chǎn)生的傾覆力矩的一部或全部通過(guò)推動(dòng)軸承3a傳遞給柔性架3，但主軸承3c接收到的軸承負(fù)荷與其反作用二者的合力，即從柔性架3與導(dǎo)架15的上下2個(gè)圓筒嵌合面3d、3e接收到的反作用力的合力產(chǎn)生的力偶能有效地抵消上述傾覆力矩，從而能具有非常良好的平衡運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)的從動(dòng)穩(wěn)定性以及減壓操作的穩(wěn)定性。
下面詳細(xì)說(shuō)明作用于已有渦管壓縮機(jī)的軸向力的關(guān)系。
圖8說(shuō)明在已有的渦管壓縮機(jī)中，作用于擺動(dòng)渦管2以及柔性架3上軸向力的關(guān)系。
擺動(dòng)渦管2上受到壓縮制冷劑氣體產(chǎn)生的反作用力Fgth和由于固定渦管1與齒頂?shù)慕佑|滑動(dòng)產(chǎn)生的齒頂接觸力Ftip沿圖中向下方向作用。前述凸緣部外側(cè)空間2h內(nèi)有壓力Pm1、使擺動(dòng)渦管2與柔性架3拉離開(kāi)的力Fpm1，在擺動(dòng)渦管的凸緣部?jī)?nèi)側(cè)暴露于高壓氣氛部分上因壓差作用的力Fpd1，以及由于推力面的接觸滑動(dòng)產(chǎn)生的止推接觸力Fth作為圖中向上的力起作用。在此，F(xiàn)pm1＝Spm1×(Pm1-Ps) (4)Fpd1＝Spd1×(Pd-Ps)(5)上式中，Spm1凸緣部外側(cè)空間的中間壓力Pm1的作用面積(m2)；Spd1凸緣部?jī)?nèi)側(cè)空間中排出壓力Pd的作用面積(m2)；Pd排出壓力(MPa)；Ps吸入壓力(MPa)。
于是，作用于擺動(dòng)渦管2的力如下式所示Fgth+Ftip＝Fth+Fpm1+Fpd1(6)另一方面，在柔性架3上，作用有因凸緣部外側(cè)空間15f的中間壓力Pm1而產(chǎn)生的使擺動(dòng)渦管2與柔性架3拉離開(kāi)的力Fpm2與由于同擺動(dòng)渦管2接觸滑動(dòng)面產(chǎn)生的止推接觸力Fth這兩者沿圖中向下的力，而緣于架空間15f的中間壓力Pm2的使柔性架3與導(dǎo)架15拉離的力Fpm2以及由作用于暴露在柔性架下端的高壓氣氛部分上的壓差所產(chǎn)生的力Fpd2沿圖中朝上方向所作用的力。
Fpm2＝Spm2×(Pm2-Ps)(7)Fpd2＝Spd2×(Pd-Ps) (8)上式中，Spm2架空間的中間壓力Pm2的作用面積(m2)；Spd2暴露于柔性架下端的排出壓力氣氛下的面積(m2)；Pd排出壓力(MPa)；Ps吸入壓力(MPa)。
于是作用于柔性架3的力如下式所示Fpm1+Fth＝Fpm2+Fpd2 (9)聯(lián)立(6)式與(9)式可求得齒頂接觸力Ftip與止推接觸力FthFtip＝Fpd1+Fpd2+Fpm2-Fgth (10)Fth＝Fpm1+Fpd2-Fpm1 (11)(10)式表明，將Fpm2(以架空間15f的壓力Pm2來(lái)拉離開(kāi)柔性架3與導(dǎo)向架5的力)設(shè)定得愈大，則齒頂接觸力Ftip也愈增大。這就是說(shuō)，架空間15f的中間壓力Pm2設(shè)定得愈大(增大β值)，則齒頂接觸力Ftip也愈大。
另一方面，式(11)表明，若將Fpm1(以凸緣部外周空間2h的壓力Pm1拉離開(kāi)柔性架3與擺動(dòng)渦管2的力)設(shè)定得很大時(shí)，則可減少止推接觸力Fth。這就是說(shuō)，凸緣部外側(cè)空間2h的中間壓力Pm1設(shè)定得越大(增大α值)，則止推接觸力Fth便越減小。也即成為可以減小推力滑動(dòng)損失，節(jié)省壓縮機(jī)的電氣輸入的結(jié)構(gòu)。
如上所述，通過(guò)調(diào)節(jié)凸緣部外側(cè)空間的壓力Pm1與架空間的壓力Pm2雖可自由地調(diào)節(jié)齒頂接觸力Ftip與止推接觸力Fth，但為了使壓縮機(jī)進(jìn)行正常的壓縮操作，通常必須將以上兩種力保持為正值Ftip＞0 (12)Fth＞0 (13)
下面用圖9說(shuō)明為了構(gòu)成架空間15f而在導(dǎo)架15與柔性架3的圓筒嵌合面中設(shè)置的密封件。
架空間15f中由于抽出了壓縮途中的制冷劑氣體并導(dǎo)入，通常運(yùn)動(dòng)時(shí)的壓力級(jí)一般成為下式Ps＜Pm2＜Pd(14)從而密封件的結(jié)構(gòu)通常是將防止架空間15f為排出壓力氣體侵入的U形環(huán)和防止從架空間15f向吸入壓力氣氛泄漏的U形環(huán)按圖9所示的方向設(shè)置。此外，這些個(gè)U形環(huán)的材料多采用特氟隆等。
現(xiàn)有的渦管壓縮機(jī)如前所述是將凸緣部處側(cè)空間2h的中間壓力Pm1設(shè)定得較大，以減少(11)式所示的止推接觸力Fth即降低滑動(dòng)損失，而能節(jié)約壓縮機(jī)的電功率輸入。但將Pm1設(shè)定得過(guò)大時(shí)，當(dāng)Fth＜0，擺動(dòng)渦管2與柔性架3就會(huì)背離而不能有正常的壓縮操作。此外，擺動(dòng)渦管2就會(huì)于軸向的離隙量的間隙內(nèi)晃動(dòng)導(dǎo)致軸承產(chǎn)生一端接觸等現(xiàn)象，而引起異常磨耗與損傷等問(wèn)題。
再有，當(dāng)Pm1設(shè)定得過(guò)大而有(2)式的ΔP＝Pd-Pm1＜0時(shí)，就不能確保對(duì)擺動(dòng)軸承2c與主軸承3c的給油壓差，而會(huì)產(chǎn)生損傷軸承等問(wèn)題。
本發(fā)明是為了解決上述種種問(wèn)題而提出的，本發(fā)明的目的在于通過(guò)給(1)式中的α值設(shè)定上限而設(shè)定凸緣部外側(cè)空間2h的壓力Pm1，以恰當(dāng)?shù)乇３种雇平佑|力Fth，由此還能降低推力滑動(dòng)損耗，不會(huì)引起擺動(dòng)渦管2與柔性架3的背離而可進(jìn)行正常的壓縮操作，此外不會(huì)發(fā)生擺動(dòng)軸承的異常磨耗與損傷，進(jìn)而能確保給油壓差而不損壞擺動(dòng)軸與主軸，也就是說(shuō)，能提供高性能與高可靠性的渦管壓縮機(jī)。
已有的渦管壓縮機(jī)是將架空間15f的中間壓力Pm2設(shè)定得較小而不會(huì)生使柔性架3向壓縮室側(cè)移動(dòng)的力，當(dāng)齒頂接觸力Ftip成為負(fù)值，于穩(wěn)定運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，固定渦管1與擺動(dòng)渦管2背離就不能進(jìn)行正常的壓縮操作。此外，擺動(dòng)渦管2會(huì)于軸向的離隙量的間隙內(nèi)晃動(dòng)，有可能損壞軸承。相反，當(dāng)把Pm2作過(guò)大的設(shè)定時(shí)，齒頂接觸力Ftip將增大而加動(dòng)滑動(dòng)損耗，也就加大了壓縮機(jī)的電動(dòng)率輸入。還會(huì)有齒頂異常磨耗而在最壞情形下燒結(jié)到一起的問(wèn)題。
為了解決上述諸問(wèn)題，本發(fā)明的目的還在于通過(guò)在(3)式中將β值設(shè)定于恰當(dāng)范圍。使柔性架3可靠地朝壓縮室方向移動(dòng)，沿軸向給固定渦管與擺動(dòng)渦管加適當(dāng)?shù)膲壕o力使之密合，通過(guò)恰當(dāng)?shù)乇３铸X頂接觸力Ftip，就能確保正常的壓縮操作，而且不使軸承損傷等進(jìn)而不增大滑動(dòng)損失，不發(fā)生齒頂?shù)漠惓Ｄp與燒結(jié)，從而提供高性能和可靠性高的渦管壓縮機(jī)。
已有的渦管壓縮機(jī)為構(gòu)成架空間15f而采用了2個(gè)密封件，于是就有密封件本身的費(fèi)用以及為設(shè)置這2個(gè)密封件而必需加工出2個(gè)溝槽的加工時(shí)間與費(fèi)用的問(wèn)題。
本發(fā)明是為了解決上述問(wèn)題而提出的，其目的在于提供能減少密封部件本身的個(gè)數(shù)和減少為設(shè)置密封件而加工的溝槽數(shù)，進(jìn)而可以省略抽氣孔2j與連絡(luò)通道3s等加工，能夠降低部件費(fèi)用與加工費(fèi)用的生產(chǎn)率優(yōu)越的渦管壓縮機(jī)。
現(xiàn)有的渦管壓縮機(jī)由于在密封件中采用特氟隆等構(gòu)成的U形環(huán)，材料本身的費(fèi)用較高。
還由于此種壓縮在起動(dòng)前等密閉容器內(nèi)成為平衡壓的情形，在緊接壓縮機(jī)起動(dòng)之后于壓縮室1d進(jìn)行的壓縮過(guò)程中抽出了中間壓力的制冷劑氣體的架空間15f中壓力上升得較快，而密閉容器內(nèi)由于容積便遠(yuǎn)大于架空間15f，從而壓力升高相對(duì)于架空間15f就較緩慢。
在上述情形下，架空間15f的壓力Pm2與密閉容器內(nèi)的壓力(即排出壓力)Pd的壓力級(jí)在某個(gè)時(shí)間成為以下式所示的狀態(tài)Pm2＞Pd(15)密封部件雖在假定為平穩(wěn)運(yùn)轉(zhuǎn)條件下取防止排出壓力氣體進(jìn)入架空間15f的結(jié)構(gòu)，但并不能防止其逆向流動(dòng)。
在(15)式所示狀態(tài)下，架空間15f的制冷劑氣體從密閉空間內(nèi)漏出，使架空間內(nèi)壓力Pm2不升高。導(dǎo)致使柔性架3向壓縮室一側(cè)移動(dòng)的力不充分。即要開(kāi)始正常的壓縮操作需要時(shí)間，而在此期間內(nèi)柔性架3和與之接觸而沿軸向移動(dòng)的渦管2將于軸向離隙量的間隙內(nèi)晃動(dòng)，而引起因軸承一端接觸所產(chǎn)生的損傷與燒結(jié)等問(wèn)題。
為了解決前述問(wèn)題，本發(fā)明用O型環(huán)取代特氟隆密封圈而可以降低與材料有關(guān)的費(fèi)用。
本發(fā)明的目的還在于，即令當(dāng)壓縮機(jī)起動(dòng)時(shí)，也能不使從壓縮室1d供給于架空間15f的中間壓力制冷劑氣體漏泄而能讓架空間15f的壓力Pm2快速升高，產(chǎn)生使柔性架3與擺動(dòng)渦管2向壓縮室一側(cè)方向移動(dòng)的力，可快速地開(kāi)始正常的壓縮操作，由此而提供廉價(jià)的，起動(dòng)性能優(yōu)越的且不損傷軸承的可靠性高的渦管壓縮機(jī)。
另外，當(dāng)把HFC系的制冷劑(R407C、R410A等)用作工作流體時(shí)，當(dāng)把現(xiàn)有的一般的CR(氯丁橡膠)制的O形環(huán)用作密封件時(shí)，會(huì)有O形環(huán)因與制冷劑的相溶性致O形環(huán)膨潤(rùn)變質(zhì)而喪失其密封特性的問(wèn)題。
本發(fā)明是為了解決上述問(wèn)題而提出的，其目的在于對(duì)HFC系的制冷劑提供采用HNBR(丙烯腈丁二烯橡膠分子的一部分中結(jié)合有氫原子的產(chǎn)物)制的O形環(huán)，從而能提供不變質(zhì)和不喪失密封特性的可靠性高的渦管壓縮機(jī)。
發(fā)明的公開(kāi)本發(fā)明的渦管壓縮機(jī)具有設(shè)于密閉容器內(nèi)，為使各個(gè)板狀螺旋齒相互間形成壓縮室而嚙合的固定渦管與擺動(dòng)渦管；沿軸向支持此擺動(dòng)渦管同時(shí)沿徑向支承驅(qū)動(dòng)該擺動(dòng)渦管的主軸，且可沿軸向位移的柔性架；以及沿徑向支承此柔性架的導(dǎo)架，通過(guò)上述柔性架相對(duì)于上述導(dǎo)架沿軸向的移動(dòng)，可使上述擺動(dòng)渦管沿軸向移動(dòng)，此壓縮機(jī)的特征在于，上述擺動(dòng)渦管在與板狀螺旋齒相反側(cè)的表面上具有推力面，而在將與其壓觸滑動(dòng)的上述柔性架的推力軸承內(nèi)側(cè)上形成的凸緣部外側(cè)空間設(shè)置于利用壓縮機(jī)的運(yùn)轉(zhuǎn)高低壓力差供給潤(rùn)滑油的壓差給油路徑的途中，同時(shí)將由設(shè)于上述給油路徑途中的節(jié)流門(mén)與調(diào)壓裝置決定的上述凸緣部外側(cè)空間的壓力Pm1(MPa)表示為Pm1＝Ps+α，在渦管壓縮機(jī)的工作壓力范圍中將其高低壓差成為最小的壓差值表作min(Pd-Ps)時(shí)，將此α設(shè)定為0＜α＜min(Pd-Ps)，式中Ps為壓縮機(jī)吸入壓力(MPa)，Pd為壓縮機(jī)排出壓力(MPa)。
由此，在壓縮機(jī)的整個(gè)工作壓力范圍中能確保對(duì)擺動(dòng)軸承與主軸承的給油壓差，而能制得不引起柔性架與擺動(dòng)渦管背離的可靠性高的渦管壓縮機(jī)。
一種渦管式壓縮機(jī)，具有設(shè)于密閉容器內(nèi)，為使各個(gè)板狀螺旋齒相互間形成壓縮室而嚙合的固定渦管與擺動(dòng)渦管；沿軸向支承此擺動(dòng)渦管同時(shí)沿徑向支承驅(qū)動(dòng)該擺動(dòng)渦管的主軸，且可沿軸向位移的柔性架；以及沿徑向支承此柔性架的導(dǎo)架，通過(guò)上述柔性架相對(duì)于上述導(dǎo)架沿軸向的移動(dòng)，可使上述擺動(dòng)渦管沿軸向移動(dòng)，在此渦管壓縮機(jī)中，由上述柔性架和導(dǎo)架形成的圓筒面或平齊面上設(shè)置兩個(gè)密封件而構(gòu)成的密閉的架空間中，在從上述壓縮室抽出并導(dǎo)引壓縮途中制冷劑氣體的同時(shí)，將此架空間內(nèi)的壓力Pm2(MPa)設(shè)定為壓縮機(jī)吸入壓力Ps(MPa)的1.2倍以上、2倍以下的范圍。
這樣，在壓縮機(jī)的整個(gè)運(yùn)轉(zhuǎn)壓力范圍內(nèi)，對(duì)固定渦管與擺動(dòng)渦管施加恰當(dāng)?shù)耐茐毫κ怪鹘佑|滑動(dòng)不會(huì)引起背離，也不會(huì)由于推壓力過(guò)大導(dǎo)致滑動(dòng)損失增大或燒結(jié)，從而可獲得高效率和可靠性高的渦管壓縮機(jī)。
一種渦管式壓縮機(jī)，具有設(shè)于密閉容器內(nèi)，為使各個(gè)板狀螺旋齒相互間形成壓縮室而嚙合的固定渦管與擺動(dòng)渦管；沿軸向支承此擺動(dòng)渦管同時(shí)沿徑向支持驅(qū)動(dòng)該擺動(dòng)渦管的主軸，且可沿軸向位移的柔性架；以及沿徑向支承此柔性架的導(dǎo)架，通過(guò)上述柔性架相對(duì)于上述導(dǎo)架沿軸向的移動(dòng)，可使上述擺動(dòng)渦管沿軸向移動(dòng)，在此渦管壓縮機(jī)中，由前述柔性架和導(dǎo)架形成的圓筒面或平齊面上設(shè)有1個(gè)截?cái)嗔黧w從高壓空間移向低壓空間的密封件。
由此可以減少部件數(shù)、加工時(shí)間與成本，以低成本獲得高生產(chǎn)率的渦管壓縮機(jī)。
通過(guò)將O形環(huán)用作上述密封件可以降低與密封件有關(guān)的用費(fèi)，而且在壓縮機(jī)起動(dòng)時(shí)也不會(huì)使架空間的壓力漏泄到密閉容器內(nèi)。同時(shí)能使柔性架與擺動(dòng)渦管快速地移向壓縮室側(cè)以開(kāi)始正常的壓縮操作。由此可以用低的成本制得可靠性高的渦管壓縮機(jī)。
此外，對(duì)于將HFC系的制冷劑(R407C、R410A等)用作工作流體時(shí)，通過(guò)將HNBR(丙烯腈丁二烯橡膠分子的一部分中結(jié)合有氫原子的產(chǎn)物)制的O形環(huán)用作前述密封件，就能求得O形環(huán)膨潤(rùn)與變質(zhì)小的密封特性。由此可以制成可靠性高的渦管壓縮機(jī)。
附圖簡(jiǎn)述

圖1為本發(fā)明實(shí)施形式1的縱剖面圖。
圖2是示明壓縮機(jī)運(yùn)行溫度范圍的曲線(xiàn)圖。
圖3是示明制冷劑為R407C時(shí)α值與額定性能比的相關(guān)性的曲線(xiàn)圖。
圖4是示明制冷劑為R410A時(shí)α值與額定性能比的相關(guān)性的曲線(xiàn)圖。
圖5為示明β值與額定性能比的相關(guān)性的曲線(xiàn)圖。
圖6為本發(fā)明實(shí)施形式2的縱剖面圖。
圖7為已有的渦管壓縮機(jī)的縱剖面圖。
圖8說(shuō)明作用于各個(gè)部件的軸向力。
圖9為密封件周?chē)姆糯笃拭鎴D。
圖10是本發(fā)明中各種制冷劑下的低壓縮比運(yùn)行壓力的表。
實(shí)施發(fā)明的優(yōu)選形式實(shí)施形式1圖1是示明實(shí)施形式1中渦管壓縮機(jī)的縱剖面圖。各部件的名稱(chēng)及其功能與已有例子中的相同，記以相同的標(biāo)號(hào)而略去其說(shuō)明。
形成架空間15f的2個(gè)密封件為O形環(huán)16c、16d，設(shè)置于導(dǎo)架15內(nèi)周和柔性架3外周處構(gòu)成的圓筒面15d、15d上。O形環(huán)采用HNBR材料制成，這樣，即使是在應(yīng)用HFC系的制冷劑時(shí)，此O形環(huán)也不會(huì)膨潤(rùn)變質(zhì)。一般，O形環(huán)可以根據(jù)充填壓縮機(jī)內(nèi)的冷凍劑種類(lèi)和氣氛溫度等選定適當(dāng)?shù)牟牧稀?br> 在壓縮機(jī)起動(dòng)時(shí)，抽出壓縮室1d的于壓縮途中的制冷劑氣體而導(dǎo)引的架空間15f內(nèi)的壓力Pm2會(huì)比密閉容器內(nèi)的壓力(即排出壓力)Pd更快地升高，由于通過(guò)構(gòu)成架空間15f的O形環(huán)而構(gòu)造成能防止從架空間15f有壓力漏泄到密閉容器內(nèi)，于是通過(guò)架空間內(nèi)壓力Pm2的快速上升，柔性架3被給予沿壓縮室1d方向移動(dòng)的力，而成為能快速地開(kāi)始正常壓縮工作的結(jié)構(gòu)。
凸緣部外側(cè)空間2h設(shè)置于密閉容器內(nèi)冷凍機(jī)油10e的給油路徑的中途。壓差給油路徑則是高壓的密閉容器底部的冷凍機(jī)油10e通過(guò)主軸中空部4g，經(jīng)主軸承3c與擺動(dòng)軸承2c到達(dá)凸緣部外側(cè)空間，通過(guò)設(shè)于柔性架3內(nèi)的中間壓力調(diào)節(jié)閥收納空間3p而導(dǎo)引到低壓空間1g中的通道。凸緣部外側(cè)空間2h的壓力Pm1通過(guò)調(diào)節(jié)主軸承3c與擺動(dòng)軸承2c的節(jié)流作用以及設(shè)于調(diào)節(jié)閥收納空間的中間壓力調(diào)節(jié)彈簧3m的彈簧常數(shù)，可以設(shè)定為(1)式所示α＝0.3。由此，在壓縮機(jī)的整個(gè)運(yùn)行壓力范圍內(nèi)，能夠減小止推接觸力Fth，同時(shí)也減小了推力滑動(dòng)損失，而不會(huì)引起擺動(dòng)渦管2與柔性架3的背離，可以確保正常的壓縮作業(yè)，確保冷凍機(jī)油的給油壓差ΔP，從而不會(huì)中斷對(duì)擺動(dòng)軸承2c與主軸承3c的給油。
架空間15f通過(guò)抽出孔2j與連絡(luò)通道3s封入連續(xù)地或間歇地供給的中間壓力的制冷劑氣體。此空間的壓力Pm2根據(jù)抽出孔2j面對(duì)壓縮室1d的位置，設(shè)定為(3)式所示的β＝1.6。這樣，在壓縮機(jī)的整個(gè)運(yùn)行壓力范圍內(nèi)，齒頂接觸力Ftip不成為負(fù)值，不會(huì)引起擺動(dòng)渦管2與固定渦管1的背離，可以確保正常的壓縮作業(yè)，同時(shí)也不會(huì)有由于齒頂推壓力過(guò)大而增大滑動(dòng)損失。
凸緣部外側(cè)空間或架空間的中間壓力作用面積或高壓作用面積兼顧上述α值與β值來(lái)確定，在這些面積的調(diào)節(jié)中，最優(yōu)的α值與β值也改變。一般地說(shuō)，凸緣部外側(cè)空間2h的中間壓力作用面積Spm1由歐氏環(huán)與推力軸承等的幾何形狀決定，設(shè)定的自由度不大。但另一方面，架空間15f的中間壓作用面積Spm2的調(diào)節(jié)則有較大的自由度。將中間壓力作用面積Spm2設(shè)定得盡可能地大而減小β值，即將架空間的中間壓力Pm2設(shè)定得很小時(shí)，則可在壓縮機(jī)的運(yùn)行壓力范圍內(nèi)求得穩(wěn)定的齒頂接觸力Ftip。還由于能用小的中間壓力Pm2使柔性架3與擺動(dòng)管2沿壓縮室方向移動(dòng)，可以求得改進(jìn)了壓縮機(jī)起動(dòng)特性等的計(jì)算與試驗(yàn)結(jié)果。
下面說(shuō)明確定凸緣部外側(cè)空間2h的壓力Pm1的α值的設(shè)定。
如同先有例子中所描述的，將α值設(shè)定得很大時(shí)，能減小止推接觸力Fth、即推力滑動(dòng)損失。但當(dāng)α值設(shè)定得過(guò)大時(shí)，即凸緣部外側(cè)空間2h的壓力Pm1設(shè)定得過(guò)大時(shí)，止推接觸力成為負(fù)值，會(huì)使擺動(dòng)渦管2與柔性管3發(fā)生背離而不能確保擺動(dòng)軸承2c與主軸承3c的給油壓差ΔP。
圖2示明保證壓縮機(jī)作一般運(yùn)轉(zhuǎn)的溫度范圍。在這樣寬的范圍中，必須確保給油?？疾齑藞D中給油困難的條件，可以說(shuō)是冷凝溫度CT與蒸發(fā)溫度ET的差最小、即排出壓力Pd與吸入壓力Ps之差成為最小的運(yùn)行點(diǎn)(低壓縮比)。圖2中運(yùn)行溫度范圍右下的點(diǎn)便是，成為CT/ET＝30/10deg。在這一點(diǎn)下，排出壓力Pd與吸入壓力Ps的差min(Pd-Ps)因所用的制冷劑而異。將此結(jié)果匯集于圖10中。
對(duì)擺動(dòng)軸承2c與主軸承3c施行給油的壓差如(2)式所示，成為密閉容器內(nèi)壓力(即排出壓力)Pd與凸緣部外側(cè)空間內(nèi)壓力Pm1的壓差ΔP，而例如在把R407C作為所用的制冷劑時(shí)，若α值達(dá)到0.6以上，在圖10所示的運(yùn)行點(diǎn)(Pd/Ps＝1.27/0.71MPa)處，成為
Pm1＝Ps+α＝0.71+0.6＝1.31(MPa)ΔP＝Pd-Pm1＝1.27-1.31＝-0.04(MPa)＜0在此運(yùn)行壓力條件下，表明不能給油。這就是說(shuō)，將R407C用為工作制冷劑時(shí)，需使α值在低壓縮比運(yùn)行壓力(Pd/Ps＝1.27/0.71MPa)的高低壓力差min(Pd-Ps)值以下，具體地說(shuō)，需設(shè)定到0.56以下。
同樣，在把R22用作工作制冷劑時(shí)，若不設(shè)定α＜0.51，或在把R410A用作制冷劑時(shí)不設(shè)定α＜0.8時(shí)，則在壓縮機(jī)的運(yùn)行壓力范圍中，會(huì)成為發(fā)生不給油區(qū)域的事件。因此，必須將α值設(shè)定為上述值以下。
當(dāng)壓縮機(jī)所用制冷劑與運(yùn)行壓力范圍與以上所述不同時(shí)，同樣需將α值設(shè)定到該壓縮機(jī)運(yùn)行壓力范圍內(nèi)高低壓的最小壓差值min(Pd-Ps)之下。
圖3所示為以R407C用為工作制冷劑時(shí)，改變?chǔ)林禃r(shí)的額定性能比。額定性能比表示的是以性能MAX值為100％時(shí)的性能比。α值在小的范圍內(nèi)時(shí)，不能充分獲得使止推接觸力Fth張弛的效應(yīng)，存在著推力滑動(dòng)損失增大，性能漸漸降低的傾向。當(dāng)使α值徐徐增大，推力滑動(dòng)損失的張弛效應(yīng)得以發(fā)揮而性能提高，當(dāng)α＝0.3，性能達(dá)到峰值(100％)。α再增大，推力滑動(dòng)損失雖然更小，但止推接觸力Fth則不充分，不能支持?jǐn)[動(dòng)渦管中發(fā)生的傾覆力矩而在齒頂中開(kāi)始產(chǎn)生細(xì)微的間隙，于是有容積效率惡化和內(nèi)部泄漏損失增大導(dǎo)致性能進(jìn)一步降低。當(dāng)α值超過(guò)0.7，止推接觸力Fth便完全不充分而發(fā)生柔性架3與擺動(dòng)渦管2的背離，使性能急劇下降，圖3中，對(duì)于性能MAX值，為了確保95％以上的性能，必要的α值在0～0.5的范圍。
下面說(shuō)明采用高壓工作制冷劑時(shí)本實(shí)施例的優(yōu)點(diǎn)。
高壓工作制冷劑(例如R401A或R32)與其他制冷劑(例如R22或R407C)相比，由于其工作運(yùn)行壓力高，擺動(dòng)軸承2c與主軸承3C等徑向負(fù)荷與推力軸承3a的負(fù)荷將增大。
一般地說(shuō)，高壓工作制冷劑由于其制冷劑本身的熱物性，會(huì)使壓縮機(jī)的行程容積Vst縮小，而渦管壓縮機(jī)由于松弛高壓冷凍機(jī)使螺旋齒發(fā)生的應(yīng)力的目的，一般將縮小螺旋齒的高度或加大齒厚來(lái)調(diào)節(jié)行程容積Vst。借助這種方法，擺動(dòng)軸承2c與主軸承3c的徑向負(fù)荷有可能小到先有的水平。但這種方法不能減輕推力軸承的負(fù)荷，而推力滑動(dòng)損失的增大將成為壓縮機(jī)性能下降的主要原因。
對(duì)應(yīng)于上述問(wèn)題，本發(fā)明的渦管壓縮機(jī)若將凸緣部外側(cè)空間2h的壓力Pm1增大(加大α值)，則成為可減輕推力軸負(fù)荷的結(jié)構(gòu)。再如圖10所示，在R410A的情形，確保給油壓的α值的上限約為0.8，而與其他制冷劑(R22或R407C)的各情形相比則增大了。由于加大設(shè)定α值的自由度增大，也能有效減輕推力軸負(fù)荷，這就是說(shuō)，越是高壓工作制冷劑，越能發(fā)揮本實(shí)施例所示渦管壓縮機(jī)的優(yōu)越性。
圖4表明采用高壓工作制冷劑R410A時(shí)的α值與額定性能比的關(guān)系。圖4中還一并記述有以前所述的R407C的情形。在α值小的區(qū)域，推力軸負(fù)荷增大，而且消除這種負(fù)荷的本實(shí)施例的效果不能充分發(fā)揮。與R407C的情形相比，性能比成為小的值。當(dāng)α的值漸增，出現(xiàn)了本實(shí)施例的消除推力軸負(fù)荷的效果，與R407C的情形相比，在α值的大級(jí)別處，成為性能最高點(diǎn)。本例中，α＝0.5成為性能最高點(diǎn)。如上所述，由于高壓工作制冷劑(R410A)比R407C或R22有更大的推力軸負(fù)荷，于是通過(guò)設(shè)定更高的凸緣部外側(cè)空間2h的中間壓力Pm1、即大的α值，就可取得良好的性能。當(dāng)進(jìn)一步加大α值，止推接觸力Fth便會(huì)不充分而使性能再次降低，其理如與結(jié)合圖3所述的相同。
圖4表明為將性能比保持在95％以上所必需的α值約為0.2＜α＜0.7。
根據(jù)以上所述，α值如圖10所示，在壓縮機(jī)的運(yùn)行壓力范圍內(nèi)，需要將高低壓力差為最小的壓差值min(Pd-Ps)設(shè)定為上限。最優(yōu)的α值在此min(Pd-Ps)之下，在不使止推接觸力Fth過(guò)小或過(guò)大范圍內(nèi)進(jìn)行性能測(cè)定等時(shí)可由試驗(yàn)確定。
α值根據(jù)其中間壓力的作用面積Spm1雖多少有變化，但在本實(shí)施例中，通過(guò)試驗(yàn)取得的最優(yōu)α值大致是在圖10中所示min(Pd-Ps)的一半附近，即α近似于{min(Pd-Ps)}/2。
下面說(shuō)明用于給(11)式中拉離導(dǎo)架15與柔性架3的力Fpm2設(shè)定恰當(dāng)值的，(3)式中β值的決定。
當(dāng)β值設(shè)定得過(guò)小，在某個(gè)運(yùn)行壓力下就難以確保齒頂?shù)耐茐毫tip為正常值，不能保持正常的壓縮動(dòng)作，另一方面，當(dāng)β值設(shè)定得過(guò)大，(10)式中的齒頂推壓力Ftip過(guò)大，而成為由于滑動(dòng)損失增大致壓縮機(jī)性能降低與齒頂燒結(jié)等不良情形發(fā)生的原因。
圖5示明在本實(shí)施例所示渦管壓縮機(jī)中，使β值變化時(shí)的額定性能比。此額定性能比與以前所述相同，以性能MAX值為100％時(shí)的性能比表示。
當(dāng)β值在小范圍內(nèi)時(shí)，齒頂接觸力Ftip完全不充分，柔性架3與擺動(dòng)渦管2不能沿壓縮室方向移動(dòng)，由于不能進(jìn)行正常的壓縮作業(yè)，性能便顯著降低。當(dāng)β值漸次增大，齒頂接觸力Ftip成為正值，不能支承擺動(dòng)渦管2中發(fā)生的傾覆力矩，于齒頂中產(chǎn)生細(xì)微間隙，由于容積效率惡化和內(nèi)部漏泄損失的增大，性能不能說(shuō)是充分的。但從β＝1.2開(kāi)始，這種漏泄現(xiàn)象逐漸減少，成為充分的齒頂接觸力Ftip而性能上升，在β＝1.6左右時(shí)達(dá)到峰值(100％)。之后由于齒頂接觸力Ftip的增大，齒頂滑動(dòng)損失也增大。性能有再次降低傾向。
本圖中確保性能比為95％以上所必需的β值的范圍為1.2＜β＜2.0。
實(shí)施形式2圖6為示明實(shí)施形式2的縱剖面圖。各部件的名稱(chēng)及其功能與實(shí)施形式1相同，記以相同標(biāo)號(hào)而略去其說(shuō)明。
在柔性架3與導(dǎo)架15形成的圓筒嵌合面15h上設(shè)置HNBR制的一個(gè)O形環(huán)16e，從O形環(huán)16e開(kāi)始，壓縮室側(cè)通向吸入壓力氣氛空間1g；從O形環(huán)16e開(kāi)始，電動(dòng)機(jī)側(cè)通向排出壓力氣氛。再與圖1所示實(shí)施例比較，架空間15f與抽出孔2j、連絡(luò)通道3s及具有兩個(gè)O形環(huán)與O形溝的裝置組中，其中任一組中是省略1個(gè)構(gòu)成的。
在圖1所示實(shí)施例中，由架空間15f的壓力Pm2產(chǎn)生的使導(dǎo)架15與柔性架3拉離開(kāi)的力Fpm2用作使柔性架3與擺動(dòng)渦管2向壓縮室一側(cè)移動(dòng)的力，與有關(guān)使齒頂接觸力Ftip為正值的情形相反，圖6中，由于架空間15f本身不存在，也就不產(chǎn)生使導(dǎo)架15與柔性架3拉離的力Fpm2。這種齒頂接觸力Ftip的不充分，通過(guò)將柔性架下端暴露于高壓氣氛下的面積(Spd2’)設(shè)定得很大，增大作用于該部分上的壓差產(chǎn)生的力(Fpd2’)，將具有與實(shí)施形式1相同的功能。這就是說(shuō)，在實(shí)施形式1中，齒頂接觸力Ftip與止推接觸力Fth成為(10)式與(11)式Ftip＝Fpd1+Fpd2+Fpm2-Fgth(10)Fth＝Fpm2+Fpd2-Fpm1 (11)與此相對(duì)應(yīng)，在實(shí)施形式2中則有Ftip＝Fpd1+Fpd2’-Fgth (16)Fth＝Fpd2’-Fpm1 (17)
于是，為了確保實(shí)施形式2中有與實(shí)施形式1相同的齒頂接觸力Ftip與止推接觸力Fth，需將上式聯(lián)立Fpd2’＝Fpd2+Pm2 (18)根據(jù)力＝壓力×面積而得出(Pd×Spd2’)＝(Pd×Spd2)+(Pm2×Spm2) (19)Spd2’＝Spd2+(Pm2/Pd)×Spm2(20)這就是說(shuō)，在實(shí)施形式2中將暴露于高壓氣氛下的面積(Spd2’)用實(shí)施形式1所示的值，按上述(20)式那樣設(shè)定時(shí)，可獲得與實(shí)施形式1相同的效果。這就是說(shuō)，能實(shí)現(xiàn)部件少、成本低和生產(chǎn)率高的渦管壓縮機(jī)。
權(quán)利要求
1.一種渦管壓縮機(jī)，具有設(shè)于密閉容器內(nèi)，為使各個(gè)板狀螺旋齒相互間形成壓縮室而嚙合的固定渦管與擺動(dòng)渦管；沿軸向支承此擺動(dòng)渦管同時(shí)沿徑向支承驅(qū)動(dòng)該擺動(dòng)渦管的主軸，且可沿軸向位移的柔性性架；以及沿徑向支承此柔性架的導(dǎo)架，通過(guò)上述柔性架相對(duì)于上述導(dǎo)架沿軸向的移動(dòng)，可使上述擺動(dòng)渦管沿軸向移動(dòng)，其特征在于，由上述柔性架和導(dǎo)架形成的圓筒面或平齊面上設(shè)置兩個(gè)密封件而構(gòu)成的密閉的架空間中，在從上述壓縮室抽出并導(dǎo)引壓縮途中制冷劑氣體的同時(shí)，將此架空間內(nèi)的壓力Pm2(MPa)設(shè)定為壓縮機(jī)吸入壓力Ps(MPa)的1.2倍以上、2倍以下的范圍。
2.如權(quán)利要求1所述的渦管壓縮機(jī)，其特征在于，所述密封件為O形環(huán)。
3.如權(quán)利要求2所述的渦管壓縮機(jī)，其特征在于，在采用HFC系制冷劑作為工作流體的情況下，所述密封件是采用HNBR(丙烯腈丁二烯橡膠分子的一部分中結(jié)合有氫原子的產(chǎn)物)制的O形環(huán)。
全文摘要
將給油路徑中途設(shè)置的節(jié)流閥或流量調(diào)節(jié)閥所確定的凸緣部外側(cè)空間的壓力Pm1(MPa)設(shè)定為Pm1＝Ps+α，由此將渦管壓縮機(jī)的運(yùn)行壓力范圍中高低壓力差的最小壓差值以min(Pd－Ps)表示時(shí)的上式的α值設(shè)定于0＜α＜min(Pd－Ps)的范圍內(nèi)。這里的Ps為壓縮機(jī)的吸入壓力(MPa)而Pd為壓縮機(jī)的排出壓力(MPa)。
文檔編號(hào)F04C18/02GK1657781SQ200510059210
公開(kāi)日2005年8月24日 申請(qǐng)日期2001年2月7日 優(yōu)先權(quán)日2001年2月7日
發(fā)明者池田清春, 小川喜英, 伏木毅, 西木照彥, 瀨畑崇史, 佐野文昭, 關(guān)屋慎 申請(qǐng)人:三菱電機(jī)株式會(huì)社