旋转式压缩机以及冷冻循环装置制造方法
【专利摘要】将气缸室(20a、20b)的内径面积设为A、将主轴承(16a)的喷出口(22a)的内径尺寸设为dm、将副轴承(16b)的喷出口(22b)的内径尺寸设为ds时，式(1)和式(2)中的至少一方成立，将气缸室(20a，20b)的容积设为V、将主轴承(16a)的喷出阀(23a)的弹簧常数设为Km、将副轴承(16b)的喷出阀(23b)的弹簧常数设为Ks时，式(3)、式(4)中的至少一方成立。其中，4.6×10－3≤dm/A≤6.5×10－3……(1)；4.6×10－3≤ds/A≤6.5×10－3……(2)；1.2×10－4≤Km/V≤3.5×10－4……(3)；1.2×10－4≤Ks/V≤3.5×10－4……(4)。
【专利说明】旋转式压缩机以及冷冻循环装置
【技术领域】
[0001]本发明的实施方式涉及旋转式压缩机以及使用了该旋转式压缩机的冷冻循环装置。
【背景技术】
[0002]作为在空调设备等冷冻循环装置中使用的旋转式压缩机，已知有具有特开2007 - 92534号公报中记载的发明所示那样的结构。即具有:气缸；贯穿气缸的旋转轴；设置于旋转轴且在气缸内进行偏心移动(偏心旋转)的辊；以及将旋转轴轴支撑成能够旋转、并且将气缸的端面封闭而在气缸内形成气缸室的两个轴承(主轴承、副轴承)。这样的旋转式压缩机中，在轴承的凸缘部设置有用于喷出在气缸室内被压缩的气体制冷剂的喷出口和用于对该喷出口进行开闭的喷出阀。
[0003]喷出阀在气缸室内被压缩的气体制冷剂达到了规定压力的情况下打开。然后，气体制冷剂从喷出口喷出之后关闭。
[0004]这样的旋转式压缩机除了起动时之外，多数情况下在中速旋转域(运转频率为30?60Hz)或者低速旋转域(运转频率为30Hz以下)进行运转。因此，各部分尺寸是重视提高中速旋转域或者低速旋转域的压缩效率而被设定的。
[0005]因此，喷出口的内径尺寸为了减小死容积、降低再膨胀损失而尽可能小地形成。相对于气缸室的内径面积A(mm2)而言的喷出口的内径尺寸d(mm)之比“d/A”被设定为“3X10 3 < d/A <4X10 3(mm/mm2)”。
[0006]此外，喷出阀为了在气缸室内的压力上升时顺滑地开阀而使用弹簧常数的小的喷出阀，喷出阀的弹簧常数K(N/mm)与气缸室的容积V(mm3)之比“Κ/V”被设定为“0.6X 10 一4 < K/V < 0.7 X 10 —4 (N/mm4) ”。
[0007]先行技术文献
[0008]专利文献
[0009]专利文献1:特开2007 - 92534号公报
【发明内容】
[0010]然而，在使这样的旋转式压缩机在商用电源频率的1.2倍以上、即70Hz以上的高速旋转域进行运转的情况下，喷出口的通路阻力变大。这是因为，与喷出口的内径尺寸很小相对，压缩速度很快。并且，由于喷出口的通路阻力变大，导致气缸室内的气体制冷剂被过度压缩，因此基于过压缩产生的损失增大而产生压缩效率降低的问题。而且，伴随着气体制冷剂的过度压缩，向旋转轴周围的气体制冷剂的载荷增加，滑动部容易劣化，产生滑动部的可靠性降低的问题。
[0011]此外，在喷出阀的弹簧常数较小的情况下，若旋转式压缩机在高速旋转域进行运转，则会产生喷出阀关闭的定时延迟的事态。然后，由于喷出阀关闭定时延迟，而导致被压缩后从喷出口喷出的气体制冷剂逆流到气缸室内。该逆流的气体制冷剂进而在气缸室内再膨胀，从而基于再膨胀产生损失，旋转式压缩机的压缩效率降低。
[0012]本发明的实施方式的目的在于提供一种在高速旋转域进行运转的情况下能够提高压缩效率的旋转式压缩机以及具备该旋转式压缩机的冷冻循环装置。
[0013]用于解决课题的手段
[0014]实施方式的旋转式压缩机中，在密闭壳体内收容有电动机部和经由具有偏心部的旋转轴与该电动机部连结的压缩机构部，压缩机构部具有:气缸，旋转轴贯穿该气缸；辊，与偏心部嵌合，一边使外周面的一部分与气缸的内周面接触一边进行偏心移动；以及主轴承及副轴承，支承旋转轴，并且将气缸的端面封闭来在气缸内形成气缸室；在主轴承以及副轴承设置有:喷出口，使通过辊进行偏心移动而在气缸室内被压缩的工作流体向密闭壳体内喷出；以及喷出阀，对该喷出口进行开闭。并且，将气缸室的内径面积设为A(Him2)Jf设置于主轴承的喷出口的内径尺寸设为dm (mm)、将设置于副轴承的喷出口的内径尺寸设为ds(mm)时，设定成使下述的式(I)和式(2)中的至少一方成立,将气缸室的容积设为V(mm3)、将设置于主轴承的喷出阀的弹簧常数设为Km(NAim)、将设置于副轴承的喷出阀的弹簧常数设为Ks (N/mm)时，设定成使下述的式(3)和式(4)中的至少一方成立。
[0015]式(I)、(2)、(3)、⑷为:
[0016]4.6 X 10 — 3 ≤ dm/A = 6.5 X 10 —3 (mm/mm2)............(I)
[0017]4.6 X 10 — 3 ≤ ds/A 兰 6.5 X 10 —3 (mm/mm2)............(2)
[0018]1.2X10 —4 ^ Km/V ≤ 3.5X 10 —4(N/mm4)..................(3)
[0019]1.2X10 —4 ^ Ks/V ≤ 3.5X 10 —4(N/mm4)..................(4)
[0020]其中，在气缸为多个的情况下，V为I个气缸室的容积。
【专利附图】
【附图说明】
[0021]图1是包含有第一实施方式中的以剖面表示的旋转式压缩机的冷冻循环装置的结构图。
[0022]图2是表示主轴承的俯视图。
[0023]图3是表示喷出阀的俯视图。
[0024]图4是表不第一气缸室的内径面积A (mm2)与第一喷出口的内径尺寸dm(mm)之比“dm/A”与旋转式压缩机的压缩效率之间的关系的实验结果的图表。
[0025]图5是表示气缸室的容积V (mm3)与喷出阀的弹簧常数K (N/mm)之比“K/V (N/mm4) ”与旋转式压缩机的压缩效率之间的关系的实验结果的图表。
[0026]图6是表示使满足式(I)~(4)的旋转式压缩机、式(I)~(4)全部都不满足的以往例的旋转式压缩机、满足式(I)、(2)但不满足式(3)、(4)的比较例的旋转式压缩机在高速旋转域进行了运转的情况下测定的PV线图。
[0027]图7是表示在满足式(I)~(4)的旋转式压缩机、式(I)~(4)全部都不满足的以往例的旋转式压缩机、满足式⑴~⑵但不满足式(3)、⑷的比较例的旋转式压缩机中的转速与旋转式压缩机的综合效率之间的关系的实验结果的图表。
[0028]图8是表示第二实施方式中的喷出口的形状的纵剖主视图。
[0029]图9是表示在喷出口的喷出侧设置的锥形部的最小径尺寸dml与最大径尺寸dm2之比“dm2/dml”与旋转式压缩的综合效率之间的关系的实验结果的图表。
[0030]图10是表示第三实施方式中的气缸的俯视图。
[0031]图11是表示图10中的Y — Y线剖面图。
[0032]图12是将图10的气缸的一部分以剖面来表示的立体图。
【具体实施方式】
[0033]以下，基于附图来说明本发明的实施方式。
[0034](第一实施方式)
[0035]基于图1至图7来说明第一实施方式。图1所示的冷冻循环装置I具有压缩机主体2和储液器(accumulator) 3,并具备将作为工作流体的低压的气体制冷剂压缩而制成高压的气体制冷剂的旋转式压缩机4。而且，冷冻循环装置I具有:冷凝器5，与压缩机主体2的喷出侧连接，用于使高压的气体制冷剂冷凝而制成液体制冷剂；膨胀装置6，与冷凝器5连接，用于将液体制冷剂减压；以及蒸发器，连接在膨胀装置6与储液器3之间，用于使液体制冷剂蒸发。
[0036]压缩机主体2具有形成为圆筒状的密闭壳体8。在密闭壳体8内的底部积存有润滑油9。而且，在密闭壳体8内，收容有位于上部侧的电动机部10和位于下部侧的压缩机构部11。该电动机部10和压缩机构部11经由旋转轴12而连结。旋转轴12以压缩机主体2的长边方向的中心为旋转轴进行旋转。
[0037]电动机部10为所谓的马达，用于使旋转轴12旋转。电动机部10具有转子13和定子14。转子13被固定于旋转轴12,设置有永磁铁(未图不)。定子14被固定于密闭壳体8，配置在将转子13包围的位置处，并且卷绕有线圈(未图示)。
[0038]压缩机构部11将低压的气体制冷剂压缩。压缩机构部11具有位于上部侧的第一气缸15a和位于下部侧的第二气缸15b。该第一气缸15a与第二气缸15b之间设置有分隔板17。此外，在第一气缸15a的上端面，固定有将旋转轴12支承成能够旋转的主轴承16a，在第二气缸15b的下端面，固定有将旋转轴12支承成能够旋转的副轴承16b。
[0039]旋转轴12贯穿第一气缸15a、第二气缸15b地配置。在该旋转轴12，以180°相位差设置有相同直径的第一偏心部18a和第二偏心部18b。在第一偏心部18a嵌合有第一棍19a，在第二偏心部18b嵌合有第二辊19b。
[0040]在第一气缸15a的内部，形成有将第一气缸15a的两端由主轴承16a和分隔板17来封闭的第一气缸室20a。在第二气缸15b的内部,形成有将第二气缸15b的两端由分隔板17和副轴承16b来封闭的第二气缸室20b。在第一气缸室20a内，收容有与第一偏心部18a嵌合的第一棍19a,在第二气缸室20b内，收容有与第二偏心部18b嵌合的第二棍19b。该第一棍19a、第二棍19b配置成当旋转轴12旋转时一边使其外周面与第一气缸15a、第二气缸15b的内周面线接触一边进行偏心移动(偏心旋转)。
[0041]此外，在第一气缸室20a、第二气缸室20b内，收容有伴随着第一辊19a、第二辊19b的旋转而将这2个气缸室内部分隔成容积和压力变化的两个空间的叶片(blade)(未图示)。该叶片的前端部与第一辊19a、第二辊19b的外周面抵接。在主轴承16a设置有第一喷出阀机构21a。该第一喷出阀机构21a具有形成于主轴承16a的第一喷出口 22a、第一簧片阀(reed valve) 23a、以及第一阀限位器24a。第一簧片阀23a是被螺纹固定于轴承16a、用于对第一喷出口 22a进行开闭的第一喷出阀。第一阀限位器24a与第一簧片阀23a—起螺纹固定于主轴承16a,用于限制第一簧片阀23a的最大开度。该第一喷出阀机构21a被安装于主轴承16a的第一消声器(muffler) 25a覆盖。第一消声器25a形成有使第一消声器25a的内外连通的喷出口 26。
[0042]在副轴承16b设置有第二喷出阀机构21b。该第二喷出阀机构21b具有与上述的第一喷出阀机构21b相同的结构，具有形成于副轴承16b的第二喷出口 22b、第二簧片阀23b以及第二阀限位器24b。第二簧片阀23b是被螺纹固定于副轴承16b、用于对第二喷出口 22b进行开闭的第二喷出阀。第二阀限位器24b与第二簧片阀23b—起螺纹固定于副轴承16b，用于限制第二簧片阀23b的最大开度。该第二喷出阀机构21b被安装于副轴承16b的第二消声器25b覆盖。第二消声器25b内与第一消声器25a内通过以贯穿副轴承16b、第二气缸15b、分隔板17、第一气缸15a和主轴承16a的方式形成的气体制冷剂引导通路(未图示)而被连结成使气体制冷剂能够移动。
[0043]储液器3具有圆筒状的密闭壳体27。储液器3与蒸发器7被连接成使得被蒸发器7气化的气体制冷剂、或者未被蒸发器7气化的液体制冷剂流入密闭壳体27内。在该密闭壳体27内，设置有以一端在密闭壳体27内的上部侧开口、仅供密闭壳体27内的气体制冷剂流入的方式配置的二根吸入管28。这些吸入管28的另一端从密闭壳体27的下端侧向密闭壳体27外延伸，与压缩机构部11的第一气缸室20a、第二气缸室20b连结。在这些吸入管28中的位于密闭壳体27内的下部侧的部分，形成有供密闭壳体27内的底部所积留的润滑油流入的油返回孔29。
[0044]图2是表示上述的主轴承16a的俯视图。如上述那样，在该主轴承16a形成有第一喷出口 22a。此外，在主轴承16 a形成有螺孔30，该螺孔30供螺钉(未图示)通过螺钉作用在该主轴承16a上固定上述的第一簧片阀23a和第一阀限位器24a。第一喷出口 22a的内径尺寸被设定为dm (mm)。
[0045]虽然省略了俯视图的图示，但是，上述的副轴承16b为与主轴承16a相同的构造。因此，在副轴承16b形成有上述的第二喷出口 22b，第二喷出口 22b的内径尺寸被设定为ds(mm)。
[0046]图3是表示在主轴承16a上的安装位置处配置的第一簧片阀23a的俯视图。第一簧片阀23a由板状的构件形成。第一簧片阀23a具有臂部32、阀主体部33。臂部32具有挠性，在一端形成有供固定用螺钉插通的安装孔31。阀主体部33设置在臂部32的另一端侦牝并且，以圆盘状形成为能够将第一喷出口 22a关闭的尺寸。阀主体部33的外形尺寸被设定为R(mm)，臂部32的宽度尺寸被设定为W(mm)，其比“R/W”被设定为“R/W≥2”，阀主体部33与臂部32的连接部分从阀主体部33朝向臂部32成为缩颈形状。
[0047]虽然省略了俯视图的图示，但是安装于副轴承16b的第二簧片阀23b也形成为与第一簧片阀23a相同的形状。
[0048]在此，在该旋转式压缩机4中，将第一气缸室20a、第二气缸室20b各自的内径面积设为A (mm2)，将第一喷出口 22a的内径尺寸设为dm (mm)，将第二喷出口 22b的内径尺寸设为ds(mm)。此时,第一气缸室20a的内径面积A (mm2)与第一喷出口 22a的内径尺寸dm (mm)之比“dm/A (mm/mm2) ”、第二气缸室20b的内径面积A(mm2)与第二喷出口 22b的内径尺寸ds (mm)之比“ds/A” (mm/mm2)分别被设定为使得下式成立:
[0049]4.6 X 10 — 3 = dm/A = 6.5 X 10 —3 (mm/mm2)............(I)
[0050]4.6 X 10 — 3 兰 ds/A 兰 6.5 X 10 —3 (mm/mm2)............(2)。
[0051 ] 此外，在该旋转式压缩机4中，将第一气缸室20a、第二气缸室20b各自的容积设为V(mm3)，将第一簧片阀23a的弹簧常数设为Km (N/mm)，将第二簧片阀23b的弹簧常数设为Ks (N/mm)。此时,第一气缸室20a的容积V (mm3)与第一簧片阀23a的弹簧常数Km (N/mm)之比“Km/V (N/mm4) ”、第二气缸室20b的容积V (mm3)与第二簧片阀23b的弹簧常数Ks (N/mm)之比“Ks/V (N/mm4) ”分别被设定为使得下式成立:
[0052]1.2 X 10 —4 刍 Km/V 刍 3.5 X 10 —4 (N/mm4)..................(3)
[0053]1.2X 10 — 4 刍 Ks/V 刍 3.5X10-4(N/mm4)..................(4)。
[0054]另外，在气缸室为多个的情况下，式(3)、式(4)所不的第一气缸室20a、第二气缸室20b的容积“V”是指I个气缸室的容积。
[0055]此外，如图3所示，在第一簧片阀23a、第二簧片阀23b中，将阀主体部33的外形尺寸设为R(mm)，将臂部32的宽度尺寸设为W(mm)时，阀主体部33的外形尺寸R(mm)与臂部32的宽度尺寸W(mm)之比“R/W”被设定为使得下式成立:
[0056]R/ff ^ 2..................(5)。
[0057]旋转式压缩机4的各结构部的尺寸例如以下那样设定。
[0058]第一气缸室20a、第二气缸室20b的内径尺寸分别为43mm，
[0059]第一气缸室20a、第二气缸室20b的高度尺寸分别为18mm,
[0060]第一辊19a、第二辊19b的外形尺寸分别为35mm，
[0061]旋转轴12的第一偏心部18a、第二偏心部18b的偏心量(从旋转轴12的旋转中心至第一 18a、第二偏心部18b的中心的距离)分别为4mm，
[0062]第一喷出口 22a的内径尺寸(dm)为8mm,
[0063]第二喷出口 22b的内径尺寸(ds)为8mm。
[0064]在此,关于上述的“dm/A(mm/mm2) ”、“ds/A(mm/mm2) ”的范围的设定,使用表示图4的实验结果的图表来进行说明。图4是表示第一气缸室的内径面积A (mm2)与第一喷出口的内径尺寸dm (mm)之比“dm/A”与旋转式压缩机的压缩效率之间的关系的实验结果的图表。
[0065]另外，该实验是将中速旋转域内的转速设为40Hz、将高速旋转域内的转速设为90Hz来进行的。此外，该实验中使用的簧片阀是以往的旋转式压缩机所使用的簧片阀，所谓弹簧常数小且柔软的簧片阀。
[0066]图4所示的图表中，将横轴作为“dm/A(mm/mm2) ”，将纵轴作为旋转式压缩机的压缩效率。
[0067]根据该图4所示的图表可知，旋转式压缩机在中速旋转域内进行了运转的情况下，随着“dm/A (mm/mm2) ”的值变大，即，随着喷出口的内径尺寸“dm”的比例变大,压缩效率降低。
[0068]另一方面，旋转式压缩机在高速旋转域进行了运转的情况下，“dm/A(mm/mm2) ”的值在“4.6X10 — 3 ^ dm/A ^ 6.5 X 10 —3”的范围内时压缩效率提高，在“dm/A (mm/mm2) ”的值为5.5X10 —3的情况下，获得了最大的压缩效率。因此，通过将“dm/A(mm/mm2) ”设定为“4.6X10 —3 ^ dm/A ^ 6.5X 10 —3”的范围，能够提高高速旋转域内的旋转式压缩机的压缩效率。
[0069]另外,在此以“dm/A(mm/mm2) ”的情况为例进行了说明，但是在“ds/A(mm/mm2) ”的情况下也同样。
[0070]接着，关于上述的“Km/V(N/mm4)”、“KS/V(N/mm4)”的范围的设定，使用表示图5的实验结果的图表来说明。图5是表示气缸室的容积V (mm3)与喷出阀的弹簧常数K(N/mm)之t匕“K/V (N/mm4)”与旋转式压缩机的压缩效率之间的关系的实验结果的图表。
[0071]图5所示的图表中，将横轴作为“Km/V (N/mm4) ”，将纵轴作为旋转式压缩机的压缩效率。另外，在该实验中，使“dm/A (mm/mm2) ”的值固定为5.5 X 10 — 3，使簧片阀的弹簧常数“Km”可变。此外，实验是针对高速旋转域内的运转而进行的。
[0072]根据该图5所示的图表可知，通过以使“Km/V(N/mm4) ”的值成为“1.2X 10 —4兰Km/V含3.5X10 —4(N/mm4)”的范围的方式设定簧片阀的弹簧常数“Km”，能够提高旋转式压缩机的压缩效率。之前以“Km/V(N/mm4) ”的情况为例进行了说明，但是在“Ks/V(N/mm4) ”的情况下也同样。
[0073]在这样的结构中，在该旋转式压缩机4中，通过对电动机部10通电，使第一辊19a和第二辊19b绕着旋转轴12的中心线进行偏心旋转，压缩机构部11被驱动。
[0074]在压缩机构部11被驱动了的情况下，伴随着第一辊19a、第二辊19b的偏心旋转，第一气缸室20a、第二气缸室20b内的两个空间的容积和压力发生变化。由于该容积和压力发生变化，从而低压的气体制冷剂从储液器3内经过吸入管28被吸入到第一气缸室20a、第二气缸室20b内。然后，吸入的低压的气体制冷剂在第一气缸室20a、第二气缸室20b内被压缩，成为高压的气体制冷剂。
[0075]在第一气缸15a中，在第一气缸室20a内的气体制冷剂的压力上升到规定值的定时，第一簧片阀23a打开。第一气缸室20a内的高压的气体制冷剂经过第一喷出口 22a被喷出到第一消声器25a内。被喷出到第一消声器25a内的气体制冷剂经过第一消声器25a的喷出口 26被喷出到密闭壳体8内。
[0076]此外，在第二气缸15b中，在第二气缸室20b内的气体制冷剂的压力上升到规定值的定时，第二簧片阀23b打开。第二气缸室20b内的高压的气体制冷剂经过第二喷出口 22b被喷出到第二消声器25b内。被喷出到第二消声器25b内的气体制冷剂经过上述的气体制冷剂引导通路流入第一消声器25a内后，进而从第一消声器25a内经过喷出口 26被喷出到密闭壳体8内。
[0077]在第一气缸室20a、第二气缸室20b内被压缩后被喷出到密闭壳体8内的高压的气体制冷剂流入冷凝器5内，在冷凝器5中散热而成为液体制冷剂。该液体制冷剂流入膨胀装置6而被减压，被减压后流入蒸发器7内通过吸热而蒸发，成为气体制冷剂。在蒸发器7内蒸发的气体制冷剂流入储液器3内而被进行气液分离(气体制冷剂所包含的液体成分的分离)。其中，仅气体制冷剂从储液器3的吸入管28内经过而被供给至压缩机构部11的第一气缸室20a、第二气缸室20b内，再次被压缩。
[0078]在此，图6是使上述的式(I)、式(2)、式(3)、式(4)全都满足的本实施方式的旋转式压缩机4、式(I)、式(2)、式(3)、式(4)全都不满足的以往例的旋转式压缩机、满足式
(I)和式⑵但不满足式(3)和式⑷的比较例的旋转式压缩机在高速旋转域内进行了运转的情况下测定的PV线图。
[0079]具体地说，在以往例的旋转式压缩机中，将dm/A设为3.5 X 10_3 (mm/mm2)，将ds/A设为 3.5 X I(T3 (mm/mm2)，将 Km/V 设为 0.8 X I(T4 (N/mm4)，将 Ks/V 设为 0.8 X I(T4 (N/mm4)。
[0080]在比较例的旋转式压缩机中，将dm/A设为5.5 X 10_3 (mm/mm2)，将ds/A设为5.5 X I(T3 (mm/mm2)，将 Km/V 设为 0.8 X I(T4 (N/mm4)，将 Ks/V 设为 0.8 X I(T4 (N/mm4)。
[0081 ] 在本实施方式的旋转式压缩机4中，将dm/A设为5.5 X 10_3 (mm/mm2)，将ds/A设为
5.5 X I(T3 (mm/mm2)，将 Km/V 设为 1.7 X I(T4 (N/mm4)，将 Ks/V 设为 1.7 X I(T4 (N/mm4)。
[0082]根据图6所示的PV线图，在以往例的旋转式压缩机中，由于喷出口的内径尺寸小，导致从该喷出口经过的气体制冷剂的通路阻力变大。因此，在簧片阀开阀之后也使气体制冷剂被压缩，从而由过压缩引起损失。此外，在以往例的旋转式压缩机中，使用弹簧常数小且柔软的簧片阀，因此，在高压的气体制冷剂喷出之后，簧片阀关闭的定时延迟。然后，由于该簧片阀关闭的定时延迟，导致暂时从喷出口喷出的高压的气体制冷剂从喷出口逆流到气缸室内。然后，该逆流的气体制冷剂在气缸室内再膨胀，从而由再膨胀引起损失。
[0083]与此相对，在比较例的旋转式压缩机中，喷出口的内径尺寸变大，因此，从该喷出口经过的气体制冷剂的通路阻力变小，由过压缩产生的损失变小。而且，伴随着由过压缩产生的损失变小，向阻止簧片阀关闭的方向作用的力变小，因此，簧片阀关闭定时的延迟被抑制，由再膨胀引起的损失变小。
[0084]在本实施方式的旋转式压缩机4中，喷出口(第一喷出口 22a、第二喷出口 22b)的内径尺寸进而变大。因此，从这些喷出口(第一喷出口 22a、第二喷出口 22b)经过的气体制冷剂的通路阻力变小，由过压缩引起的损失变小。而且，使用弹簧常数大且硬的簧片阀(第一簧片阀23a、第二簧片阀23b)，因此，高压的气体制冷剂喷出后的簧片阀(第一簧片阀23a、第二簧片阀23b)关闭的定时变早。因此，从喷出口(第一喷出口 22a、第二喷出口22b)向气缸室(第一气缸室20a、第二气缸室20b)内的气体制冷剂的逆流被抑制，由再膨胀引起的损失变小。
[0085]在气缸室内吸入了气体制冷剂的情况下，会产生由过膨胀引起的损失，但是，由该过膨胀引起的损失在以往例的旋转式压缩机、比较例的旋转式压缩机和本实施方式的旋转式压缩机4中同样地产生。
[0086]图7是表示在图6所说明的以往例的旋转式压缩机、比较例的旋转式压缩机、本实施方式的旋转式压缩机4中的转速与综合效率(旋转式压缩机的综合效率)之间的关系的图表。根据图7的图表可知，在以往例的旋转式压缩机中，在中速旋转域，综合效率高，在高速旋转域，综合效率低。与此相对，在比较例的旋转式压缩机中，在中速旋转域，综合效率低，在高速旋转域，综合效率高，而综合效率的最大值小。而且，在本实施方式的旋转式压缩机4中，在中速旋转域，综合效率低，在高速旋转域，综合效率与比较例的旋转式压缩机相比被提闻。
[0087]因此，满足式(I)?式(4)的旋转式压缩机4在高速旋转域的综合效率提高，能够实现消耗电力的减少。
[0088]另外，在第一喷出口 22a、第二喷出口 22b中的任意一方中式(I)或者式(2)成立的情况下，在式(I)或者式(2)成立的第一喷出口 22a、第二喷出口 22b侧能够减少由过压缩引起的损失。此外，在第一簧片阀23a、第二簧片阀23b中的任意一方中式(3)或者式(4)成立的情况下，在式(3)或者式(4)成立的第一簧片阀23a、第二簧片阀23b侧能够减少由再膨胀引起的损失。因此，在具有第一喷出口 22a、第二喷出口 22b这两个喷出口的旋转式压缩机4中，在第一喷出口 22a、第二喷出口 22b中的任意一方中满足式(I)或者式(2)、并且在第一簧片阀23a、第二簧片阀23b中的任意一方中满足式(3)或者式(4)的情况下，能够提高高速旋转域的综合效率。
[0089]接着，如图3所示，第一簧片阀23a中，阀主体部33的外形尺寸R(mm)与臂部32的宽度尺寸W(mm)之比被设定为“R/W ≥ 2”，阀主体部33与臂部32的连接部分成为缩颈形状。因此，在第一簧片阀23a打开时，从第一喷出口 22a喷出的气体制冷剂从图3中以阴影表示的阀主体部33的周边部和臂部32的周边部经过。因此，从第一喷出口 22a喷出的气体制冷剂的通路面积变大，喷出的气体制冷剂的流速降低。由此，能够减小从第一喷出口22a喷出的气体制冷剂相对于想要关闭的第一簧片阀23a向阻止其关闭的方向作用的力。因此，能够防止簧片阀关闭定时产生延迟而减小由再膨胀引起的损失。关于该点，在形成为与第一簧片阀23a相同形状的第二簧片阀23b中也同样。
[0090]此外，阀主体部33的外形尺寸R(mm)与臂部32的宽度尺寸W(mm)之比“R/W”被设定为“R/W≥2”，因此，第一簧片阀23a在臂部32之处容易扭曲。因此，能够防止阀主体部33单端抵接，并且提高阀主体部33向阀座部分的紧贴性。然后，通过提高阀主体部33相对于阀座部分的紧贴性，能够提高第一气缸室20a中的压缩性能。而且，能够防止由单端抵接引起的第一喷出口 22a的损伤，能够获得可靠性高的阀机构。关于该点，在形成为与第一簧片阀23a相同形状的第二簧片阀23b中也同样。
[0091]另外，在本实施方式中，对第一辊19a、第二辊19b与叶片分体地形成的旋转式压缩机进行了说明，但是本发明也能够应用在辊与叶片一体地形成的旋转式压缩机(摆转型压缩机)中。
[0092]此外，本实施方式中，以下述情况为例进行了说明:具有第一气缸室20a、第二气缸室20b这两个气缸室，在形成第一气缸室20a的主轴承16a上形成有第一喷出口 22a，在形成第二气缸室20b的副轴承16b上形成有第二喷出口 22b。但是，作为能够应用本发明的旋转式压缩机，也可以是，气缸室为一个，在形成该气缸室的主轴承和副轴承分别形成有喷出口。
[0093](第二实施方式)
[0094]基于图8及图9来说明第二实施方式。另外，在第二实施方式以及其他实施方式中，对与第一实施方式所说明的构成要素相同的构成要素赋予相同的附图标记，省略重复的说明。
[0095]第二实施方式的基本构造与第一实施方式相同，第二实施方式与第一实施方式不同点为，在第一喷出口 22a的出口侧即阀座侧，形成有朝向气体制冷剂的喷出方向依次外扩的锥形部34。另外，在第二喷出口 22b的出口侧，也形成有同样的锥形部。
[0096]在第一喷出口 22a中，在将锥形部34的最小径尺寸设为dml (mm)、并且将锥形部34的最大径尺寸设为dm2(mm)时,其比“dm2/dml”被设定为使得下式成立:
[0097]1.1 ^ dm2/dml≤ 1.35........................(6)。
[0098]此外，虽然省略了图示，但是将在第二喷出口 22b的出口侧形成的锥形部的最小径尺寸设为dsl (mm)、将最大径尺寸设为ds2(mm)时，其比“ds2/dsl被设定为使得下式成立:
[0099]1.1 刍 ds2/dsl ≤ 1.35........................(7)。
[0100]在此，关于上述的“dm2/dml”的范围的设定，使用表示图9的实验结果的图表来进行说明。图9所示的图表中，将横轴作为锥形部34的最小径尺寸即dml (mm)与锥形部34的最大径尺寸即dm2(mm)之比“dm2/dml”，将纵轴作为旋转式压缩机的压缩效率。
[0101]根据该图9所示的图表可知，在式(6)所示的“L I含dm2/dml含1.35”的范围内，旋转式压缩机的综合效率提高3%~5%。
[0102]在第二喷出口 22b形成的喷出口 22b的锥形部中也同样，在式(7)所示的“1.1兰ds2/dsl ^ 1.35”的范围内，旋转式压缩机的综合效率提高3%~5%。
[0103]在这样的结构中，在第一喷出口 22a的出口侧形成的锥形部34满足式(6)，从而在高速旋转域进行运转时，从第一喷出口 22a喷出的气体制冷剂如图8的箭头所示那样沿着锥形部34流动。由此，喷出的气体制冷剂的通路阻力进一步变小，能够进一步减小由过压缩引起的损失，结果，能够提高旋转式压缩机4的综合效率。在第二喷出口 22b侧满足式(7)的情况下也同样。
[0104]另外，在第一喷出口 22a、第二喷出口 22b中的任意一方中式(6)或者式(7)成立的情况下，在式(6)或者式(7)成立的第一喷出口 22a、第二喷出口 22b侧，能够减少由过压缩引起的损失。 因此，在具有第一喷出口 22a、第二喷出口 22b这两个喷出口的旋转式压缩机4中,在第一喷出口 22a、第二喷出口 22b中的任意一方满足式(6)或者式(7)的情况下也能够提高高速旋转域的综合效率。
[0105]另外，图8中以第一喷出口 22a的出口侧的阀座为平坦形状的情况为例来示出，但是该阀座的形状也可以是圆弧状。该情况下，锥形部34的最大径尺寸“dm2”为圆孤形状的顶点部之间的尺寸。
[0106](第三实施方式)
[0107]基于图10至图12来说明第三实施方式。
[0108]第三实施方式的基本构造与第一实施方式相同，第三实施方式与第一实施方式的不同点在于，在第一气缸15a的内周面形成有退避部35。退避部35形成为相对于第一气缸15a的内周面凹陷的形状。另外，虽然省略了图示，但是在第二气缸15b的内周面也形成有同样的退避部。
[0109]如图10所示，将连结第一气缸15a的中心点“O”和第一气缸15a上形成的叶片收容室36而成的基准线设为“X”。将从该基准线“X”起到在固定于第一气缸15a的主轴承16a(图1参照)上形成的第一喷出口 22a的中心为止的角度设为“ Θ I”。而且，将从该基准线“X”起到第一喷出口 22a与第一气缸15a的内周面交叉的点、且在比角度“ Θ I”大的角度侧交叉的点为止的角度设为“ Θ 2 ”，此时，退避部35被形成为从基准线“X”起的角度“ Θ3(Θ3> Θ 2)”的范围内。
[0110]图11是图10中的Y — Y线剖面图。如图11所示，将第一气缸15a的高度尺寸设为“H”时，退避部35的高度尺寸被形成为从固定有主轴承16a的一侧起的高度尺寸为“h”的范围内。这些第一气缸15a的高度尺寸“H”和退避部35的高度尺寸“h”被设定为“H/2 刍 h < H”。
[0111]图12是将第一气缸15a的一部分以剖面示出的立体图。在第一气缸15a的内周面，形成有退避部35、叶片收容室36、向第一气缸15a内吸入气体制冷剂的吸入孔37。
[0112]这样的结构中，压缩行程时，第一辊19a(参照图1)与第一气缸15a的内周面接触地进行偏心旋转。在偏心旋转的第一辊19a向第一喷出口 22a接近的压缩行程的结束时刻附近，气体制冷剂被压缩的空间变狭小，该空间内的压力上升。此外，通过第一辊19a与第一气缸15a的内周面接触地进行偏心旋转，第一气缸15a内的润滑油被带到变狭小的空间内。
[0113]被第一辊19a带来的润滑油在压缩行程的结束时刻附近进入到退避部35。因此，能够防止第一气缸15a内的气体制冷剂被压缩的狭窄空间内成为液压缩状态而导致压力过度上升。
[0114]在此，该实施方式中，退避部35被形成的角度为“ Θ3”，该“ Θ3”的范围为“ Θ3>Θ 2”，因此，润滑油进入到退避部35的定时变早。因此，通过使旋转式压缩机4在高速旋转域运转而使液压缩的开始变快的状况下，也能够通过润滑油进入退避部35的定时变早而防止液压缩的产生，能够防止由液压缩引起的旋转式压缩机4的破损。
[0115]以上说明了本发明的几个实施方式，但是这些实施方式只是作为例子而提示，并不意欲限定发明的范围。这些新的实施方式能够以其他各种方式来实施，在不脱离发明的宗旨的范围内能够进行各种省略、置换及变更。这些实施方式及其变形包含在发明的范围及宗旨内，并且包含在权利要求书所记载的发明及其等同的范围内。
[0116]工业的可利用性
[0117]本发明被用于旋转式压缩机。
【权利要求】
1.一种旋转式压缩机， 在密闭壳体内收容有电动机部和经由具有偏心部的旋转轴与该电动机部连结的压缩机构部， 所述压缩机构部具有: 气缸，所述旋转轴贯穿该气缸； 辊，与所述偏心部嵌合，一边使外周面的一部分与所述气缸的内周面接触一边进行偏心移动；以及 主轴承及副轴承，支承所述旋转轴，并且将所述气缸的端面封闭来在所述气缸内形成气缸室； 在所述主轴承以及所述副轴承设置有: 喷出口，使通过所述辊进行偏心移动而在所述气缸室内被压缩的工作流体向所述密闭壳体内喷出；以及 喷出阀，对该喷出口进行开闭； 其特征在于， 将所述气缸室的内径面积设为A (mm2)、将设置于所述主轴承的所述喷出口的内径尺寸设为dm (mm)、将设置于所述副轴承的所述喷出口的内径尺寸设为ds (mm)时，设定成使下述的式(I)和式(2)中的至少一方成立， 将所述气缸室的容积设为V(mm3)、将设置于所述主轴承的所述喷出阀的弹簧常数设为Km(NAim)、将设置于所述副轴承的所述喷出阀的弹簧常数设为Ks (N/mm)时，设定成使下述的式(3)和式(4)中的至少一方成立， 式⑴、(2)、(3)、⑷为:
4.6 X 10 3 = dm/A = 6.5 X 10 3 (mm/mm2)............(I)
4.6 X 10 3 = ds/A = 6.5 X 10 3 (mm/mm2)............(2) 1.2 X 10 —4 刍 Km/V 刍 3.5 X 10 —4 (N/mm4)..................(3) 1.2 X 10 —4 兰 Ks/V ^ 3.5 X 10 —4 (N/mm4)..................(4) 其中，在气缸为多个的情况下，V为I个气缸室的容积。
2.如权利要求1所述的旋转式压缩机，其特征在于， 所述喷出阀由簧片阀构成，该簧片阀具有: 臂部，一端固定于所述主轴承或者所述副轴承，具有挠性；以及 圆盘状的阀主体部，设置于所述臂部的另一端侧，用于将所述喷出口关闭； 将所述阀主体部的外形尺寸设为R(mm)、将所述臂部的宽度尺寸设为W(mm)时，设定成使下述的式(5)成立， R/ff ^ 2..................(5)。
3.如权利要求1所述的旋转式压缩机，其特征在于， 在所述喷出口的出口侧设置有朝向喷出方向逐渐外扩的锥形部， 将设置于所述主轴承的所述喷出口中的所述锥形部的最小径尺寸设为dml (mm)、将该锥形部的最大径尺寸设为dm2 (mm)、将设置于所述副轴承的所述喷出口中的所述锥形部的最小径尺寸设为dsl (mm)、将该锥形部的最大径尺寸设为ds2 (mm)时,设定成使下述的式(6)和式(7)中的至少一方成立，. 1.1 ^ dm2/dml ^ 1.35........................(6) . 1.1 刍 ds2/dsl 刍 1.35........................(7)。
4.如权利要求2所述的旋转式压缩机，其特征在于， 在所述喷出口的出口侧设置有朝向喷出方向而逐渐外扩的锥形部， 将设置于所述主轴承的所述喷出口中的所述锥形部的最小径尺寸设为dml (mm)、将该锥形部的最大径尺寸设为dm2 (mm)、将设置于所述副轴承的所述喷出口中的所述锥形部的最小径尺寸设为dsl (mm)、将该锥形部的最大径尺寸设为ds2 (mm)时,设定成使下述的式(6)和式(7)中的至少一方成立， . 1.1 ^ dm2/dml ^ 1.35........................(6) . 1.1 刍 ds2/dsl 刍 1.35........................(7)。
5.一种冷冻循环装置，其特征在于，具备: 权利要求1所述的旋转式压缩机； 冷凝器，与所述旋转式压缩机连接； 膨胀装置，与所述冷 凝器连接；以及 蒸发器，连接在所述膨胀装置与所述旋转式压缩机之间。
6.一种冷冻循环装置，其特征在于，具备: 权利要求2所述的旋转式压缩机； 冷凝器，与所述旋转式压缩机连接； 膨胀装置，与所述冷凝器连接；以及 蒸发器，连接在所述膨胀装置与所述旋转式压缩机之间。
7.—种冷冻循环装置，其特征在于，具备: 权利要求3所述的旋转式压缩机； 冷凝器，与所述旋转式压缩机连接； 膨胀装置，与所述冷凝器连接；以及 蒸发器，连接在所述膨胀装置与所述旋转式压缩机之间。
8.—种冷冻循环装置，其特征在于，具备: 权利要求4所述的旋转式压缩机； 冷凝器，与所述旋转式压缩机连接； 膨胀装置，与所述冷凝器连接；以及 蒸发器，连接在所述膨胀装置与所述旋转式压缩机之间。
【文档编号】F04C23/00GK104081055SQ201380006906
【公开日】2014年10月1日 申请日期:2013年2月18日 优先权日:2012年3月23日
【发明者】富永健, 森岛明, 加藤久尊, 长畑大志, 平山卓也 申请人:东芝开利株式会社