容积式流体机械的制作方法

xiaoxiao2020-7-22  1

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专利名称:容积式流体机械的制作方法
本申请是申请号为97103149.5、申请日为1997年1月31日、发明名称为“容积式流体机械”之申请的分案申请。
本发明涉及例如泵、压缩机、膨胀机等,特别是与容积式流体机械有关。
作为现有的容积式流体机械,例如通过活塞在圆筒状气缸内反复作往复运动使工作流体流动的往复式流体机械、通过圆筒状的活塞在圆筒状的气缸内作偏心回转运动而使工作流体流动的旋转式(旋转活塞式)流体机械、通过使具有直立在端板上的涡旋状涡卷的一对固定涡旋件和公转涡旋件啮合使公转涡旋件作轨道运动而驱动工作流体流动的涡旋式流体机械已是公知技术。
往复式流体机械的优点是,由于其结构简单,因此制造容易、廉价,缺点是从吸入结束到排出结束的冲程短,轴旋转角为180°,因此排出过程的流速快,会出现因压力损失增加而降低性能的问题,另外,由于活塞往复运动是必须的,因此旋转轴系不能完全平衡,还会出现振动及噪音大的问题。
此外,作为旋转式流体机械,由于吸入结束到排出结束的冲程是轴旋转角为360°,因此,排出过程压力损失增加的问题会比往复式流体机械少一些,由于是轴转一圈排出一次,所以,气体压缩扭矩的变动比较大,因此,会出现与往复式流体机械同样的振动和噪音问题。
进一步,关于涡旋式流体机械的优点是,由于吸入结束到排出结束的冲程比较长,轴旋转角为360°以上,通常作为空调用的实用化的轴旋转角为900°,因此排出过程的压力损失小,并且,一般来说,可以形成数个工作室,气体压缩扭矩变动小,振动及噪音小。但是,由于在涡旋状涡卷啮合状态下,涡卷之间的间隙以及端板与涡卷顶端之间的间隙需要控制,为此必须进行高精度的加工,出现了加工费用高的问题。另外,因吸入结束到排出结束的冲程长,轴旋转角在360°以上,所以,压缩过程的时间长,会出现内部泄漏增加的问题。
但是,有一种通过使驱动工作流体流动的排出器(旋转活塞)相对于吸入工作流体的气缸作不自转的沿一定半径的相对公转运动即、通过回转运动来输送工作流体的容积式流体机械已经在日本特开昭55-23353号公报(文献1)、美国专利2112890号公报(文献2)、日本特开平5-202869号公报(文献3)及日本特开平6-280758号公报(文献4)中有所记载。这些文献中所揭示的流体机械,由具有从中心呈放射状延伸的花瓣状活塞和具有形状与该活塞相似的中空部的气缸组成,通过活塞在气缸内的旋转运动而驱动工作流体流动。
文献1至文献4所公开的容积式流体机械,所具有的优点是由于不具有往复式的往复运动部分,所以可以完全平衡旋转轴系,振动小;由于活塞与气缸之间的相对滑动速度小,因此摩擦损失比较小。
但是,由于由构成活塞的数个叶片和气缸形成的各工作室的吸入结束到排出结束的冲程(约为旋转式的一半,与往复式相同)短,轴旋转角θc约为180°(210°),所以出现了在排出过程中流体的流速快、压力损失增加、性能降低的问题。此外,这些文献所揭示的流体机械,由于每一个工作室的吸入结束到排出结束的轴旋转角短,存在着从工作流体排出结束到下一(压缩)冲程开始(吸入结束)的时间滞后,又因为从吸入结束到排出结束的工作室是由围绕驱动轴偏置所形成的,这会引起力学上的平衡恶化,作为来自被压缩的工作流体的反力会引起活塞自身转动,将过大的自转力矩的作用在活塞上,因此出现了因叶片摩擦及磨耗而影响的可靠性的问题。
鉴于此,本发明的第一目的是,提供一种排出过程的流体损失比涡旋式流体机械小而且比涡旋式流体机械更容易制造的流体机械。
本发明的第二目的是,提供一种能够降低作用在旋转活塞上的自转力矩、解决摩擦与磨耗问题、提高可靠性的容积式流体机械。
本发明的第三目的是,提供一种能低费用地制造旋转活塞的装置。
为了实现上述第一目的,根据本发明提供一种容积式流体机械,在端板之间设置有排出器和气缸,当前述排出器的中心与旋转轴的回转中心重合时,由前述气缸内壁面及前述排出器外壁面形成一个空间,在前述排出器及气缸的位置关系处于旋转位置时形成数个空间,在前述容积式流体机械中形成的前述气缸内壁面及前述排出器外壁面的曲线,使前述数个空间内成为吸气结束到排出结束的冲程的轴旋转角θc满足{[(N-1)/N]·360°}<θc≤360°(N表示向前述气缸内部方向伸出的突出部的数目)。
为了实现上述第二目的,根据本发明提供一种容积式流体机械,在端板之间设置有排出器和气缸,当前述排出器的中心与旋转轴的回转中心重合时,由前述气缸内壁面及前述排出器外壁面形成一个空间,在前述排出器及气缸的位置关系处于旋转位置时形成数个空间,在前述容积式流体机械中形成的前述气缸内壁面及前述排出器外壁面的曲线满足,使前述数个空间内成为吸气结束到排出结束的冲程的空间数目的最大值,在朝前述气缸内部方向伸出的突出部的数目以上。
为了实现上述第三目的,根据本发明提供一种容积式流体机械,包括具有断面形状由连续曲线构成的内壁的气缸,具有面对该气缸内壁设置的外壁且在旋转运动时使前述内壁与该外壁形成数个空间的排出器,以及用于驱动该排出器的驱动轴,在前述容积式流体机械中,设置有除了用于插入前述驱动轴的孔之外的穿过与前述排出器的外壁面不同的各个面的通孔。


图1A、1B是将本发明的旋转式流体机械用作压缩机的密闭型压缩机的压缩机构的纵断面图及平面图。
图2是本发明旋转式流体机械的工作原理说明图。
图3是本发明旋转式流体机械的纵断面图。
图4A、4B是本发明旋转式流体机械的旋转活塞轮廓构成法的示意图。
图5A、5B是本发明旋转式流体机械的气缸轮廓构成法的示意图。
图6是图5及图4所示旋转活塞和气缸配合的示意图。
图7是本发明工作室的容积变化特性图。
图8是本发明的气体压缩扭矩变化图。
图9A、9B是4条卷的轴旋转角与工作室的关系示意图。
图10A、10B是8条卷的轴旋转角与工作室的关系示意图。
图11是压缩机构的卷曲角大于360°时的动作说明图。
图12A、12B是压缩机构的卷曲角放大说明图。
图13A、13B是图1所示容积式流体机械的变形例。
图14是用于说明作用在本发明旋转活塞上的载荷及力矩的说明图。
图15是表示压缩机构轴旋转角与自转力矩比的关系图。
图16是本发明另一实施例的密闭型压缩机主要部分的纵断面图。
图17是本发明旋转活塞外周轮廓加工的说明图。
图18是表示本发明旋转活塞加工夹具的安装状态的断面图。
图19是本发明再一实施例的旋转式流体机械的压缩机构的示意图,示出了工作室为2个的情况。
图20是本发明再一实施例的旋转式流体机械的压缩机构的示意图,示出了工作室为4个的情况。
图21是本发明再一实施例的旋转式流体机械的压缩机构的示意图,示出了工作室为5个的情况。
图22是将本发明旋转式压缩机用于空调系统的示意图。
图23是将本发明旋转式压缩机用于冷冻系统的示意图。
图24是本发明再一实施例的旋转式流体机械用作泵的主要部分的断面图。
图25是图19的B-B横断面图。
图26是本发明再一实施例的旋转式流体机械横断面图,示出了工作室为2个的情况。
上述的本发明的特征,通过下文的实施例会更加清楚。下文用附图叙述本发明的一实施例。首先,利用图1至图3,说明本发明旋转式流体机械的结构。图1(A)是将本发明容积式流体机械用作压缩机时的密闭型压缩机的纵断面图((B)的A-A断面图),(B)是(A)的B-B断面图,图2是容积式压缩机构的工作原理图,图3是将本发明容积式流体机械用作压缩机时的密闭型压缩机的纵断面图。
如图1所示,在密闭容器3内安装着本发明的容积式压缩机构1及驱动该压缩机构的电动机构2(图中未示)。这里对容积式压缩机构1详细说明。在图1(B)中,示出了同一轮廓形状的3组组合的3条卷。气缸4的内周形状做成由银杏叶状构成的中空结构,并且该中空部每隔120°(以O′为中心)为同一形状。在构成中空部的每个银杏叶状的端部形成向内伸出的数个(在该实施例中由于有3条卷,所以为3个)略为圆弧状的叶片4b。旋转活塞5做成能与叶片4b以及设置在气缸4内侧的气缸4的内周壁4a(比叶片4b的曲率大的部分)啮合的结构。另外,气缸4的中心O′与旋转活塞5的中心O重合时,两者的轮廓形状之间形成作为基本形状的一定宽度的间隙。
下文参照图1及图2叙述容积式压缩机构1的工作原理。符号O是作为排出器的旋转活塞5的中心,符号O′为气缸4(或驱动轴6)的中心。符号a、b、c、d、e、f表示气缸4的内周壁4a及叶片4b与旋转活塞5的啮合接触点。在此,观察气缸4的内周轮廓形状时,是将3条相同的曲线光滑连接所构成的3处组合的连续曲线。着眼观察其中1处曲线时,形成内周壁4a、叶片4b的曲线可以看作有厚度的1条涡旋曲线(考虑叶片4b的尖端为涡卷的始点),其内壁曲线(g-a)是卷曲角大约为360°(这意味着设计上为360°,但由于制造公差不可能正好达到该值。下文同样。另外,有关卷曲角将在下文详述)的涡旋曲线,外壁曲线(g-b)是卷曲角大约为360°的涡旋曲线。并且,上述1处的内周轮廓形状由内壁曲线及外壁曲线构成。2条曲线之间圆周上基本等间距(3条卷时为120°)地设置着,相邻涡卷体的外壁曲线与内壁曲线用圆弧等光滑的连接曲线(b-b′)连接,这样便构成了气缸4的内周轮廓形状。旋转活塞5的外周轮廓形状也是用与上述气缸4相同的原理构成。
另外,虽然3条曲线构成的涡卷体在圆周上是基本等间隔(120°)地设置着,但是,为了达到均等地分布下文叙述的随着压缩运动而产生的载荷,并考虑到制造上的容易程度,特别是在不存在这些问题的场合,也可以采用不等间距。
下文参照图2叙述由这样构成的气缸4与旋转活塞5进行压缩的过程。7a是吸入口,8a是排出口,并被分别设置在3个位置上。驱动轴6转动时,旋转活塞5围绕固定侧气缸4的中心O′作不自转的旋转半径为ε(=OO′)的公转运动,在旋转活塞5的中心O的周围,形成数个(在本实施例例中通常为3个工作室)工作室15〔该工作室15是指,由气缸内周轮廓(内壁)与活塞外周轮廓(侧壁)围成的密闭的数个空间,亦称之为吸入结束时变为压缩冲程的空间。即是说,成为从吸入结束到排出结束期间的空间。在限制为前述的卷曲角为360°的场合,压缩结束时没有这种空间,但是在这一瞬间由于吸入结束,勘定为一个这样的空间。不过在作为泵使用的场合,称之为通过喷出口与外部连通的空间〕。下文着重叙述接触点a和b围成的用阴影表示的一个工作室(吸入结束时分成2个工作室,压缩开始时立刻变为一个工作室,而这2个工作室不存在了)。图2中(1)表示了从吸入口7a向该工作室吸入工作气体的结束状态。驱动轴6从该状态转过90°后的状态为图2中的(2)表示的状态,继续旋转从最初转过180°的状态用图2中的(3)表示,再旋转从最初转过270°的状态在图2中的(4)表示。从图2中的(4)再转过90°时便返回到图2(1)所表示的最初状态。由此,随着转动的继续工作室15的容积逐渐缩小,由于排出口8a由排出阀9(如图1所示)关闭,因此对工作流体进行压缩。随后,当工作室15内的压力高于外部排出压力时,借助于该压差将排出阀9自动打开,压缩的工作气体通过排出口8a排出。从吸入结束(压缩开始)到排出结束的轴旋转角为360°,在实施压缩、排出的各冲程期间,便准备下一个吸入冲程,排出结束时下一个压缩开始。例如,着眼观察由接触点a和d形成的空间时,在图2的(1)阶段从吸入口7a开始吸入,继续转动时容积增加,成为图2(4)的状态时将该空间隔断。相当于该隔断量的流体从由接触点b和e所形成的空间中补充。
接着详细叙述。着眼观察图2中(1)状态的接触点a和b所形成的工作室,当相邻接触点a和d所形成的空间开始吸入时,其中的流体理应由轴旋转角为360°后的接触点a和b所形成的空间压缩,一旦该空间扩大为图2(3)所示的状态后,由于变为图2(4)时的要被隔断的状态,因此,接触点a和d所形成的空间的全部流体就不是由接触点a和b所形成的空间压缩。而数量与没吸入到隔断后的接触点a和d所形成的空间中的流体体积相等的流体,在图2(4)吸入过程的接触点b和e所形成的空间象图2(1)所示那样被隔断后,由流入排出口附近的接触点e和b所形成的空间中的流体来填补。这是因为采用了如前述的均匀间距配置而非不均匀间距配置的结果。即是说,由于旋转活塞及气缸的形状是用同一轮廓形状反复形成的,因此,任何一个工作室也能压缩来自不相同的空间的数量基本相同的流体。此外,若间距不均等,在进行加工时使形成各个空间的容积相等,这可能会导致制作性能恶化。而本实施例的特征之一是,对于前述任何现有技术的吸气过程中的空间闭合并进行压缩排出的空间来说,通过将这种邻接于工作室的吸气过程中的空间隔断进行压缩动作。
通过以上说明可以看出,进行连续压缩动作的工作室,围绕着位于旋转活塞5中心部位的驱动轴承5a基本等间隔地分布设置着,各工作室相互错开各自的相位进行压缩。换句话说,着眼观察一个空间时,虽然从吸入到排出的轴旋转角为360°,但在本实施例形成3个工作室的场合,由于这些工作室是错开120°的相位进行排出的,因此,在作为压缩机的轴旋转角为360°之间排出3次制冷剂。这样,得到的制冷剂排出脉动小的优点,是往复式、旋转式及涡旋式都不具有的特点。
进一步,如果将压缩动作结束瞬间的空间(接触点a和b围成的空间)看作一个空间,在本实施例的例如卷曲角为360°的场合,即使进行任何一种压缩机的动作,由于成为吸入冲程的空间与成为压缩冲程的空间是相互交错地设计,因此,压缩冲程结束的瞬间,可以立即转换到下一个压缩冲程,这样,就能平滑连续地压缩流体。
下文参照图1及图3叙述将做成这种形状的旋转式压缩机构1组装成的压缩机。在图3中,旋转式压缩机构1除了上文详述的气缸4及旋转活塞5之外,还具有通过将其曲柄部6a嵌合在旋转活塞5中心部位的轴承中来驱动旋转活塞5的驱动轴6、兼作封闭前述气缸4的两端开口部的端板和枢轴地支撑驱动轴6的轴承的主轴承7及副轴承8、形成于前述主轴承7的端板上的吸入口7a、形成于前述副轴承8的端板上的排出口8a以及开闭该排出口8a的簧片阀式(用压差开闭)排出阀9。5b是在旋转活塞5上形成的通孔。另外,10是安装在主轴承7上的吸入盖。11是与副轴承8一体形成的排出室8b的排出盖。
电动机构2由定子2a和转子2b组成,转子2b采用热压配合等方法固定在驱动轴6的一端。为了提高电动机的效率,该电动机构2由无刷电机组成,并由三相变压器驱动控制。但是也不妨采用其它形式的电机例如直流电机或诱导电机。
12是储存在密闭容器3底部的润滑油,驱动轴6的下端浸在该润滑油中。13是吸入管,14是排出管,15是气缸4内周壁4a及叶片4b与旋转活塞5啮合所形成的前述工作室。此外,排出室8b由O形环等密封部件将其与密闭容器3内的压力分开。
下文参照图1叙述工作气体(制冷剂)的流动。如图中箭头所示,通过吸入管13吸入到密闭容器3内的工作气体,再被吸入到安装在主轴承7上的吸入盖10内,然后经过吸入口7a进入旋转式压缩机构1,随着旋转轴6的转动,带动旋转活塞5作回转运动,使工作室的容积减少,由此对该气体进行压缩。被压缩的工作气体,通过形成于副轴承8端板上的排出口8a顶起排出阀9而进入排出室8b内,最后通过排出管14流到外部。另外,在吸入管13与吸入盖10之间形成间隙的理由是,为了让工作气体流过电动机构2内,冷却该电动机构。
下文参照图4至图6说明用作构成本发明旋转式压缩机构1的主要部件的旋转活塞5及气缸4的轮廓形状的形成方法(以3条卷的情况为例子)。图4(A)、(B)是作为一个例子的平面形状由圆弧组合而构成的旋转活塞形状的一个例子,(A)是平面图,(B)是侧面图。图5(A)、(B)是与图4所示旋转活塞啮合的气缸形状的一个例子,(A)是平面图,(B)是侧面图。另外,图6是图4所示旋转活塞的中心O与图5所示气缸中心O′重合后描绘出的示意图(一组成部分)。
如图4(A)所示,旋转活塞的平面形状由将围绕中心O(正三角形IJK的中心)的同一轮廓形状的3处曲线连续连接构成。该轮廓形状由都为圆弧状的从半径R1到半径R7的7个圆弧组成,点p、q、r、s、t、u、v、w分别表示不同半径的圆弧接点。曲线pq是中心在正三角形一边IJ上的半径为R1的半圆,在此,点p到顶点I的距离为R7。曲线qr是中心在边IJ上的半径为R2的半圆,曲线rs是中心在边IJ上半径为R3的半圆,曲线st是中心在相同的边IJ上半径为R4(=2·R3+R2)的圆弧。曲线tu是中心在连接接点t与半径R2的中心的直线的延长线上半径为R5的圆弧,曲线uv是以中心O为圆心半径为R6的圆弧,曲线vw是以顶点J为圆心半径为R7的圆弧。另外,半径R4、R5、R6各圆弧的角度可以根据在接点处能光滑连接(在接点处连线的斜率相同)的条件来确定。将点p到点w的轮廓形状以O为中心反时针旋转,转过120°使点p与点w重合时,再转过120°便构成了全周轮廓形状。由此,便得到了旋转活塞的平面形状(厚度为h)。
一旦确定了旋转活塞的平面形状,与该旋转活塞以旋转半径ε旋转运动时啮合的气缸轮廓形状如图6所示的那样,是从构成旋转活塞轮廓形状的曲线外侧偏移法线距离为ε的曲线。
气缸轮廓形状可以通过图5来说明,三角形IJK是与图4相同的正三角形。该轮廓形状由与旋转活塞相同的都为圆弧状的7个圆弧组成,点p′、q′、r′、s′、t′、u′、v′、w′分别表示不同半径的圆弧接点。曲线p′q′是中心在三角形一边IJ上的半径为(R1-ε)的半圆,在此,点p′到顶点I的距离为(R7+ε)。曲线q′r′是中心在边IJ上的半径为(R2-ε)的半圆,曲线r′s′是中心在边IJ上半径为(R3+ε)的半圆,曲线s′t′是中心在相同的边IJ上半径为(R4+ε)的圆弧。曲线t′u′是中心在连接接点t′与半径(R2-ε)的中心的直线的延长线上半径为(R5+ε)的圆弧,曲线u′v′是以中心O′为圆心半径为(R6+ε)的圆弧,曲线v′w′是以顶点J为圆心半径为(R7+ε)的圆弧。另外,半径(R4+ε)、(R5+ε)、(R6+ε)各圆弧的角度可以根据在接点处能光滑连接(在接点处连线的斜率相同)的条件来确定。将点p′到点w′的轮廓形状以O′为中心反时针旋转,转过120°使点p′与点w′重合时,再转过120°便构成了全周轮廓形状。由此,便得到了气缸的的平面形状。气缸的厚度H比旋转活塞的厚度h稍后一些。
图6是旋转活塞的中心O与气缸的中心O′重合时的示意图。从图中可以看出,旋转活塞与气缸之间形成的间隙为与旋转半径相等的ε。另外,也可以在全周上都设置该间隙ε,但是,在旋转活塞的外周轮廓与气缸的内周轮廓形成的工作室能正常工作的范围内,即使因某种理由出现了破坏这种关系的位置,也不妨碍。
此外,上述旋转活塞及气缸的轮廓形状的构成方法是以多圆弧组合的方法来说明的,但是,本发明并不限于此,可以采用任意(高次)曲线组合构成同样轮廓的形状。
图7示出了以轴旋转角θ为横轴的从吸入结束时本发明工作室的容积变化特性(用工作室容积V与吸入容积Vs之比表示)与其它形式的压缩机进行比较的示意图。与在排出开始的容积比为0.37的空调机的条件(例如工作气体为甲基睾丸酮HCFC22,吸入压力Ps=0.64MPa,排出压力Pd=2.07MPa)相比较,可以看出,本实施例的旋转式压缩机构1的容积变化特性,在压缩过程中与往复式基本相同,由于是在短时间内结束压缩过程的,因此降低了工作气体的泄漏,提高了压缩机能力及效率。另一方面,由于排出过程比旋转式(滚动活塞式)长约50%,排出流速慢,因此,降低了压力损失,大幅度地减少了排出过程的流体损失(过压缩损失),提高了性能。
图8示出了本实施例轴旋转一圈做功量的变化,即压缩扭矩T的变化与其它形式的压缩机相比较的结果(在此Tm为平均扭矩)。本发明的旋转式压缩机构1的扭矩变动非常小,大约为旋转式压缩机的1/10,与涡旋式压缩机基本相同,这时因为涡旋式是用欧氏连轴环防止旋转涡旋自转的非往复滑动的机构,因此,可以使旋转轴系完全平衡,减小压缩机的振动及噪音。此外,由于不需要涡旋式的长涡卷形状,因此,缩短了加工时间,降低了费用,又因为没有保持涡卷形状的端板(平板),因此与不能使用工具穿过而进行加工的涡旋式相比较,除了能够象旋转式加工制作那样之外,也没有推力载荷作用,有关对压缩机性能有重要影响的轴向间隙也可以很容易地进行控制,提高了性能。进一步使压缩机小型化、轻量化。
下文详细叙述前述卷曲角θ与吸入结束到排出结束的轴旋转角θc之间的关系。通过卷曲角θ的变化,可以使轴旋转角θc改变。例如在通过使卷曲角小于360°而让吸入结束到排出结束的轴旋转角变小的场合,当排出口和吸入口发生连通时,出现的问题是,一旦排出口的流体膨胀便会引起吸入的流体逆流。另外,在吸入结束到排出结束的轴旋转角大于卷曲角360°引起该轴旋转角变大的场合,在从吸入结束到与排出口的空间连通期间形成大小不同的两个工作室,并作为压缩机使用时,由于这两个工作室的压力上升各不相同,会产生两者合体时不可逆的混合损失,引起压缩动力增加同时降低旋转活塞的刚性。再者,在作为液体泵使用时,由于形成了不与排出口连通的工作室,因此,不能构成泵。综上所述,希望卷曲角θ在允许的精度范围内尽量选取360°。
前述特开昭55-23353号公报(文献1)所记载的流体机械压缩冲程的轴旋转角θc=180°,特开平5-202869号公报(文献3)及特开平6-280758号公报(文献4)所记载的流体机械压缩冲程的轴旋转角θc=210°。在工作流体排出结束到下一个压缩冲程开始(吸入结束)期间,文献1的轴旋转角θc为180°,文献3及文献4的轴旋转角θc为150°。
图9(A)是在压缩冲程的轴旋转角θc为210°的场合,轴转一圈的各个工作室(用符号Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ表示)的压缩冲程曲线图。但条数N=4。当轴旋转角θc在360°之内时,形成四个工作室,但是在某个角度的同时形成的工作室数目n是n-2或3个。并且同时形成的工作室数目的最大值少于条数,而为3个。
同样,图10(A)示出了在条数N=3,压缩冲程的轴旋转角θc为210°的情况。在这种场合同时形成的工作室数目n为n=1或2,同时形成的工作室数目的最大值少于条数,而为2个。
在这种状态下,由于工作室围绕旋转轴而偏置地形成,产生了力学上的不平衡,作用在旋转活塞上的自转力矩变得过大,出现了因旋转活塞与气缸的接触载荷变大、机械摩擦损失增加而引起性能下降及叶片磨耗而引起可靠性降低的问题。
为了解决这一问题,本实施例在压缩冲程的轴旋转角θc满足下述关系的条件下{[(N-1)/N]·360°}∠θc≤360°………………………(1)形成旋转活塞的外周轮廓形状及气缸的内周轮廓形状。换言之前述的卷曲角θ在公式(1)的范围。参照图9(B),压缩冲程的轴旋转角θc变成大于270°时,同时形成的工作室数目n为n=3或4,工作室数目的最大值为4。该值与条数N(=4)一致。此外如图10(B)所示,在压缩冲程的轴旋转角θc大于240°时,同时形成的工作室数目n为n=2或3,工作室数目的最大值为3。该值与条数N(=3)一致。
通过将这种压缩冲程的轴旋转角θc的下限值选为大于公式(1)左边的值,工作室数目的最大值便在条数N以上,这样,由于工作室围绕驱动轴分散地配置着,力学上平衡好,因此,降低了作用在旋转活塞上的自转力矩,减少了旋转活塞与气缸的接触载荷,使机械摩擦损失减少,由此提高了性能及接触部分的可靠性。
另一方面,压缩冲程的轴旋转角θc的上限通过公式(1)得出为360°。该压缩冲程的轴旋转角θc的上限360°是理想值。如前述那样,可以使从工作流体的排出结束到下一压缩冲程开始(吸入结束)的时间滞后变为零时,从而避免了在θc<360°的场合引起的由间隙容积内的气体再膨胀所产生的吸入效率的降低,并且也可以防止θc>360°的场合引起的由两个工作室压力上升不同而产生的两者合体时出现的不可逆的混合损失。关于后一种情况用图11进行说明。
图11所示的容积式流体机械的压缩冲程的轴旋转角度θc为375°。图11(a)示出了用图中阴影所表示的两个工作室15a及15b吸入结束时的状态。这时,两个工作室15a及15b的压力相等,为吸入压力Ps。排出口8a位于工作室15a及15b之间,与两个工作室不连通。从这种状态继续转动,使轴旋转角度θc转过15°的状态用图11(b)表示。这时,排出口8a处于与两个工作室15a及15b连通之前的状态。这时,工作室15a的容积较图11(a)吸入结束时的容积小,继续进行压缩,压力变成高于吸入压力Ps。与此相反,工作室15b的工作容积大于吸入结束时的容积,由膨胀作用引起压力小于吸入压力Ps。在接下来的一瞬间,当工作室15a及15b合体(连通)时,引起图11(c)箭头所表示的不可逆混合,使压缩动力增加,由此引起性能降低。综上所述的结论是,压缩冲程轴旋转角θc的上限为360°是理想的值。
进一步,图11所示的容积式流体机械与图1所示的流体机械形状有些不同。图1说明的容积式流体机械存在着夹持叶片的空间中一方变为吸入空间而另一方变为工作室的情况,在压缩过程中,会发生使这样细的叶片形状产生叶片变形、引起内部泄漏、降低压缩效率的问题,为了解决这一问题,将容积式流体机械做成图11所示的形状。如图11所示,如果容积式流体机械压缩冲程的轴旋转角θc为360°,就会得到与图1所示容积式流体机械基本相同的特性。另外,两者的共同之点是,旋转活塞的形状做成使各个活塞从中心部伸出并且中间变细的结构。
图12是文献3或4所记载的旋转式流体机械的压缩机构,(A)是平面图,(B)是侧面图。条数N=3,压缩冲程的轴旋转角θc(卷曲角θ)为210°。在该图中,工作室数目n为图10(A)所示的n=1或2。该图示出的轴旋转角θc为零的状态时,工作室数目n为2。从图中可以看出,旋转活塞的外周轮廓形状与气缸内周轮廓形状所形成的空间内的右侧空间没有变成工作室,吸入口7a和排出口8a连通。因此,排出口8a的间隙容积内气体一旦再膨胀便会引起从吸入口7a流入气缸4内的气体逆流,出现了降低吸入效率的问题。
因此,采用本实施例的方案,打算扩大该图所示的容积式流体机械压缩冲程的轴旋转角θc。为了扩大压缩冲程的轴旋转角θc,必须象图中用双点划线所表示的那样,扩大气缸4轮廓曲线的卷曲角,但是,如图所示,这会使叶片4b的厚度在顶端变薄,因此,想让工作室数目n的最大值变成在条数N(N=3)以上,使压缩冲程的轴旋转角θc大于240°是困难的。
图13示出了与图12所示的容积式流体机械冲程容积(吸入容积)相同、外径尺寸相同、旋转半径相同的容积式流体机械压缩机构的实施例。图13所示的压缩机构压缩冲程的轴旋转角θc达到了大于240°而为360°。这是因为,在图12所示压缩机构中,由于形成工作室的密封点之间用光滑的曲线构成,例如,即使根据本实施例的方案扩大压缩冲程的轴旋转角θc,其最大限度也只能扩大为240°,但是,根据图13所示的本实施例的压缩机构,密封点之间(点a到点b)做成不光滑的(不采用同一曲线),从旋转活塞一侧观察,接近连接点b的形状是朝外伸出的,各个旋转活塞具有从中心部向尖端部延伸中间变细的部分。根据这种形状,可以使从接点a到接点b卷曲角θ大于240°,而变成360°,也可以使从接点b到接点c卷由角θ大于240°,而变成360°。结果,压缩冲程的轴旋转角θc大于240°,而变成360°,工作室数目n的最大值在条数N以上。因此,工作室可以分散地配置,从而减少了自转扭矩。
进一步,通过增加这种有效功能的工作室数目,当图12所记载的压缩机构的气缸高度(厚度)为H时,图13记载的压缩机构的气缸高度变为0.7H,使该高度降低了30%,因此可以使压缩机构小型化。
图14是本实施例的作用在旋转活塞5上的载荷与力矩的说明图。符号θ表示驱动轴6的旋转角,ε表示回转半径。随着工作气体的压缩,由各工作室15内的压力产生的垂直于图示偏心方向的切线方向力Ft与在偏心方向上的半径方向力Fr作用在旋转活塞5上。Ft与Fr的合力为F。该合力F与旋转活塞5的中心O错开(力臂长度L),便产生了使旋转活塞转动的自转力矩M(=F·L)。而旋转活塞5与气缸4的接触点g和b的反作用力R1和R2阻碍该自转力矩M。在本发明中,吸入口7a附近的2个或3个位置的接触点始终受该力矩的作用,其它接触点不受反作用力的作用。由于本发明的旋转式压缩机构1的从吸入结束到排出结束的轴旋转角大致为360°,工作室基本等间距地分散配置在嵌合于旋转活塞5中心部的驱动轴6的曲柄部6a周围,因此,合力F的作用点在旋转活塞5的中心O附近,从而缩短了力矩的力臂长度L,降低了自转力矩M。这样,减少了反作用力R1及R2。此外,从接触点g和接触点b的位置可以看出,受自转力矩M作用的旋转活塞5与气缸4的滑动部位处于温度比较低、油粘度比较高的工作气体吸入口7a附近,因此,可提供一种能确保滑动部位的油膜、可解决摩擦与磨损问题、可靠性高的旋转式压缩机。
图15示出了由工作流体内部压力产生的作用在旋转活塞上的轴1回转中的自转力矩M与图12及图13所示压缩机构进行比较的结果,计算条件为工作流体HFC134a的冷冻条件(吸入压力Ps=0.095Mpa、排出压力Pd=1.043Mpa)。由此得出,根据工作室数目的最大值在条数以上的本实施例的压缩机构,吸入结束到排出结束的工作室基本等间距地围绕驱动轴分散配置,因此,结构上达到了力学平衡,由压缩引起的载荷向量基本向着中心。结果,降低了作用在旋转活塞上的自转力矩,并且,减少了旋转活塞与气缸的接触负载,提高了机械效率及压缩机的可靠性。
下文叙述吸入口7a及排出口8a连通期间与压缩冲程轴旋转角的关系。吸入口及排出口连通期间,即工作流体排出结束到压缩冲程开始(吸入结束)期间的用轴旋转角表示的时间滞后Δθ,当压缩冲程的轴旋转角为θc时,Δθ=360°-θc。
Δθ≤0°时,由于不存在吸入口与排出口连通的期间,因此,不会因排出口的间隙容积内气体再膨胀而引起吸入效率降低。
Δθ>0°时,由于存在吸入口与排出口连通的期间,因此,排出口的间隙容积内气体再膨胀会引起吸入效率降低,使压缩机的(冷冻)能力降低。此外,吸入效率(容积效率)的降低,会引起作为压缩机能效率的绝热效率或制冷系数的降低。
压缩冲程的轴旋转角θc根据旋转活塞或气缸的轮廓曲线卷曲角θ与吸入口及排出口的位置来确定。当旋转活塞或气缸的轮廓曲线卷曲角θ为360°时,压缩冲程的轴旋转角θc可以变为360°,同时,通过吸入口或排出口的密封点的移动,也可以使θc<360°。但是,θc不能是θc>360°。例如,前述图11所示的压缩机构的压缩冲程轴旋转角θc=375°。通过改变排出口的位置及大小,可以使θc变为θc=360°。这也可以通过将排出口变大、在图11吸入结束状态之后使工作室15a与工作室15b连通来实现。由于通过进行这种变更使θc=375°时产生的2个工作室的压力上升不同,可以降低不可逆混合。因此,轮廓曲线卷曲角θ是确定压缩冲程的轴旋转角θc的必要条件,但不是充分的条件。
进一步,在上述实施例中,是根据低压(吸入压力)式密闭型压缩机对密闭容器3内的压力进行说明的,做成低压式有下述优点。
(1)由于压缩的高温工作气体很少使电动机构2受热,因此可以降低定子2a、转子2b的温度,提高了电机效率及性能。
(2)与甲基睾丸酮等润滑油12相容的工作流体压力低,溶解于润滑油12的工作气体的比例变少,很难引起轴承等的油发泡现象,从而提高了可靠性。
(3)可以降低密闭容器3的耐压,使其薄壁轻量化。
下文对密闭容器3内的压力为高压(排出压力)式压缩机构进行说明。图16是本发明一实施例的旋转式流体机械作为压缩机使用的高压式密闭型压缩机的主要部分的放大断面图。在图16中,与前述图1至图3相同的部件标注着相同符号,其作用相同。图中7b是由吸入盖10与主轴承7一起形成的吸入室,由密封部件16等将该吸入室与密闭容器3内的压力(排出压力)隔开。17是将排出室8b与密闭容器3内连通的排出通路。旋转式压缩机构1的工作原理与前述低压(吸入压力)式相同。
工作气体的流动如图中箭头所示,通过吸入管13吸进吸入室7b的工作气体,通过主轴承7上所形成的吸入口7a进入旋转式压缩机构1中,在该压缩机构1中,驱动轴6回转带动旋转活塞5作旋转运动,使工作室15的容积缩小,由此对气体压缩。被压缩的工作气体经过副轴承8的端板上所形成的排出口8a向上顶起排出阀9并进入排出室8b内,之后再经过排出通路17进入密闭容器3内,从与该密闭容器3连接的排出管(图中未示)排到外部。
该高压式的优点是,由于润滑油12变成高压,通过驱动轴6的回转所产生的离心泵作用等使供给各轴承滑动部的润滑油12很容易地经过旋转活塞5的端面间隙供到气缸4内部,因此,可以提高工作室15的密封性及滑动部的润滑性。
如上文所述,在利用本发明的旋转式流体机械的压缩机中,可以根据机器的式样、用途或生产设备等选择低压室或高压室,大幅度地扩大了设计自由度。
下文对本发明实施例的旋转活塞的制造方法,特别是对构成其独特形状的外周轮廓的加工方法进行说明。图17是该方法的说明图,图18是旋转活塞外周加工状态的断面图。18是加工夹具,由基座18a、固定在基座18a上的数个支柱部18b及固定加工对象的夹子18c构成。19是加工工具,由磨削用工具19a及切削用工具19b等组成。首先,对用铸造或锻造等制作的旋转活塞5坯料的两端进行加工,再对定位用通孔5b及轴承5a进行精密定位并加工。其次,以图17所示的前述通孔5b为基准,使该通孔5b沿着加工夹具18的支柱部18b嵌合,并由夹子18c用螺栓或机械力紧固在基座18a上。在这种安装状态(图18)下,利用加工机床等并借助于磨削工具19a、切削工具19b进行外周轮廓的精加工。这样,在旋转活塞5中心部的轴承5a周围形成数个通孔5b,该通孔5b作为向加工夹具18上安装的定位基准,因此可正确地定位,同时能防止切削、磨削加工时的变形等,提高了轮廓形状的尺寸精度。此外,通过该通孔组装及与检查用夹具的定位通用化,可有效地进行组装及检查作业。并且也有助于减轻旋转活塞5的重量。另一方面,气缸4内周轮廓的加工,是通过将气缸4的外周固定在安装夹具上、用加工机床等进行加工的。另外,为了提高气缸4的叶片4b部的刚性,也可以将气缸4固定在主轴承7的端板面上,使气缸4与主轴承7一体形成。
上文,根据气缸4的内周带有3个叶片4b的旋转式流体机械进行了说明,但本发明并不限于此,也可以是叶片4b的数目扩大到2个以上的N个的旋转式流体机械(实际上N值为8~10以下)。
图19~图12示出了本发明再一实施例的旋转式流体机械的压缩机构,图19示出了N=2(2条卷)的情况,图20示出了N=4(4条卷)的情况,图21示出了N=5(5条卷)的情况。这些旋转式压缩机构1的基本工作原理与图2所示结构相同,其说明省略。
采用增加这种叶片数目N的使用范围具有以下优点(1)扭矩变动小,可以降低振动及噪声。
(2)与外径相同的气缸相比,在保证吸入容积相同的前提下,可以使压缩机构尺寸小型化。
(3)由于能使作用在旋转活塞上的自转力矩小,可降低旋转活塞与气缸滑动部的机械摩擦损失,提高可靠性。
(4)可使吸入、排出管内的压力脉动变小,进一步达到低振动、低噪声化。由此可实现达到医疗用及产业用等要求的无脉动流流体机械(压缩机、泵等)。
图22示出了利用本发明旋转活塞式压缩机的空调系统。该循环是适用于冷气设备、暖气设备的热泵循环,由前述图3描绘的本发明的旋转活塞式压缩机30、室外热交换器31及其风扇31a、膨胀阀32、室内热交换器33及其风扇33a、四通阀34组成。点划线35表示室外装置,点划线36表示室内装置。
旋转式压缩机30根据图30所示的工作原理动作,通过压缩机的起动,使旋转活塞5与气缸4之间的工作流体(例如甲基睾丸酮HCFC22及R407C、R410A等)受到压缩作用。
在用作冷气设备运转的场合,被压缩的高温、高压气体沿虚线箭头所示方向从排出管14经四通阀34流入室外热交换器31中,借助于风扇31a的送风作用散热、液化,由膨胀阀32节流、绝热膨胀变成低温、低压,通过室内热交换器33吸收室内热量之后,从吸入管13吸入旋转式压缩机30中。另一方面,在作为暖气设备运转的场合,流动如实线箭头所示的那样,与作为冷气设备运转的流动相反,经压缩的高温高压气体从排出管14经四通阀32流入室内热交换器33,借助风扇33a的送风作用对室内放热、液化,再经膨胀阀32节流、绝热膨胀变成低温、低压,通过室外热交换器33吸收外界气体的热量气化后,从吸入管13吸入旋转式压缩机30中。
图23是装载有本发明旋转式压缩机的制冷系统。该循环是制冷(制冷设备)专用循环。图中,37是冷凝器,37a是冷凝器风扇,38是膨胀阀,39是蒸发器,39a是蒸发器风扇。
通过旋转式压缩机30的起动,对旋转活塞5与气缸4之间的工作流体进行压缩,经压缩的高温、高压工作气体沿图中实线箭头所示的方向从排出管14流入冷凝器37,借助于风扇37a的逆风作用放热、液化,再经膨胀阀38节流、绝热膨胀变成低温、低压,通过蒸发器39吸热气化后从吸入管13吸入旋转式压缩机30中。在这种系统中,由于装载的是图22、图23描绘的本发明的旋转式压缩机,因此可得到能效率优良、振动及噪声小、可靠性高的制冷、空调系统。另,在此仅以低压式压缩机作为旋转式压缩机为例进行了说明,但采用高压式也可以达到同样的机能和同样的效果。
下文叙述本发明的再一实施例。图24是本发明再一实施例的旋转式流体机械作为泵使用的主要部分的纵断面图(图25的c-c断面图),图25是图24的B-B横断面图。并且,与前述图1~图3相同的部件标有相同符号,并具有相同作用。图中,40是固定侧部件,由固定涡卷体40a、端板40b、主轴承40c组成的各部分一体形成。41是旋转侧部件,由旋转涡卷体41a、在该涡卷体轴向中央附近的外周与该涡卷体41a联结的加强板41b、以及设置于旋转涡卷体41a中心部位的轴承41c构成。42是围绕固定侧涡卷体40a的外周安装的环部,在内部形成吸入室42a,该吸入室42a通过吸入口42b与外部连通。43是止回阀,44是轴封装置。此外,45是固定涡卷体40a与旋转涡卷体41a啮合而形成的工作室。符号Om是作为排出器的旋转侧部件41的中心,符号Of是固定侧部件40(或驱动轴6)的中心。在这种结构中,固定侧部件40在端板部40b上的3个位置(至少2个位置以上)处围绕中心Of基本等间距地设置卷曲角大致为360°的固定涡卷体40a。旋转侧部件41的旋转涡卷体41a的形状确定成能满足与前述固定涡卷体40a啮合的关系。
工作流体(在该例中为不可压缩性液体)的流动如图24箭头所示的那样,借助于电动机构(图中未示)带动驱动轴6回转而使旋转侧部件41作旋转运动,经环部42中形成的吸入口42b吸进吸入室42a中的工作流体被吸入工作室45中,并随着工作室45容积的缩小移动,经过副轴承8端板上形成的排出口8a进入排出室,再经过止回阀43,排出管14输送到外部。本实施例的基本工作原理与图2所示旋转式压缩机相同。两者的差别是,由于工作流体是不可压缩的,在吸入结束的同时下一个排出冲程开始。另外,工作室45的容积变化特性及压缩气体时轴1旋转中的气体压缩扭矩T的变化也与图7及图8相同。因此,可大幅度地降低排出过程中的流体损失(过压缩损失),提高了性能,同时,减少了振动及噪声,可达到与前述实施例相同的效果。
上文对于固定侧部件40的端板40b的3处位置带有卷曲角大体为360°的固定涡卷体40a的旋转式流体机械进行了说明,但本发明并不限于此,与前述实施例一样,也可以扩大成目定涡卷体40a的数目为2个以上的N个(多条)的旋转式流体机械(N值与前述实施例一样,实际上取8~10以下)。图26是本发明再一实施例的旋转式流体机械的横断面图,示出了N=2的例子。图中,与图24、图25中相同的部件标有同样的符号,并且其作用相同。其基本工作原理等也与图24、图25相同。在扭矩变动为允许程度的前提下,本实施例减少了固定涡卷40a,因此,结构简单,降低了费用。
到目前为止所述的实施例中,以作为旋转式流体机械的压缩机及泵为例进行了说明,但本发明还可以用于除此之外的膨胀机及动力机。此外,作为本发明的运动形式,是一方(气缸侧)固定、另一方(旋转活塞)基本以一定公转半径作不自转的公转运动的形式,但是,也适用于与上述相对运动等效的运动形式的两个回转式公转型流体机械。
如上文所述,根据本发明,通过采用在驱动轴的周围2个位置以上处设置数个工作室、使每个工作室吸入结束到排出结束的轴旋转角基本为360°的结构,可大幅度地降低排出过程的过压缩损失,减少了作用在旋转活塞上的自转力矩,降低旋转活塞与气缸间的摩擦损失,从而能得到一种性能高、可靠性高的容积式流体机械。此外,通过将这样的旋转式流体机械装载到制冷循环中,可得到能效率优良、可靠性高的制冷、空调系统。
权利要求
1.一种容积式流体机械,包括具有断面形状由连续曲线构成的内壁的气缸和面对该气缸内壁设置的外壁,并具有在旋转运动时使前述内壁与该外壁形成数个空间的排出器,以及用于驱动该排出器的驱动轴;其特征在于,除了用于插入前述驱动轴的孔之外,还设有穿过与前述排出器的外壁面不同的面之间的孔。
2.一种排出器的制造方法,在位于排出器中心的轴承周围形成多个通孔,以该通孔作为向加工夹具上的安装定位的基准,对外周轮廓进行切削、磨削加工等。
全文摘要
本发明提供一种排出过程的流体损失与涡旋式液体机械一样小并且比涡旋式流体机械更容易制造的容积式流体机械,在断面形状由连续曲线构成的中空气缸内,通过旋转将工作流体从数个排出口排出。各个工作室的压缩冲程的轴旋转角θc为:{[(N-1)/N]·360°}<θc<360°(N为条数)。
文档编号F01C1/06GK1313470SQ01104688
公开日2001年9月19日 申请日期2001年2月20日 优先权日1996年1月31日
发明者香兽我部弘胜, 竹林昌宽, 畠裕章, 稻场恒一, 早濑功, 东条健司 申请人:株式会社日立制作所

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