專利名稱：渦管壓縮機的制作方法
技術領域：
本發明涉及冷凍、空調機中所用的制冷劑壓縮機。
背景技術：
圖7是特開號公報中所示已有渦管壓縮機結構的縱剖面圖。
圖7中，1為固定渦管，外周部通過螺栓(未圖示)連接到導架15上。底板部1a的一個表面(圖7中的下側)上形成有板狀螺旋齒1b，同時在外周部上形成了2個基本上沿一直線設置的歐氏導向溝1c。歐氏導向溝1c內可自由往復滑動地卡合有歐氏環9的爪9c。再從固定渦管1的側面壓入貫通密閉容器10的吸入管10a。
2為擺動渦管，在底板部2a上面設有與固定渦管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相對側表面的中心部上形成中空圓筒形的凸緣部2f，在此凸緣部2f的內側面上形成有擺動軸承2c。而在與凸緣部2f同側表面的外側，形成了可與柔性架3的推力軸承3a接觸滑動的推力面2d。擺動渦管底板2a的外周部中大致沿直線形成了2個與前述固定渦管1的歐氏導向溝1c具有90°相位差的歐氏導向溝2e。在此歐氏導向溝2e內可自由往復滑動地配合著歐氏環9的爪9a。此外，底板部2a上設有貫通上述壓縮室1d與推力面2d的抽出孔2j。此抽出孔2j的推力面2d側的開口部2k的圓形軌跡經常平衡地位于柔性架3的推力軸承面3a的內部。
柔性架3將設于其外周部上的上下2個圓筒面3d、3e通過導架15內周部上所設的圓筒面15a、15b沿徑向支承。而在其中心部形成有沿徑向支承由馬達7回轉驅動的主軸4的主軸承3c與副主軸承3h。此外，柔性架3的外側與導架15的內側通過設于圓筒面15c、15d上的密封件16a、16b構成架空間15f，通過由推力軸承3a的面所連接的聯絡通道3s與抽出孔2i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構。
柔性架3中也形成了調節閥收納空間3p，此調節閥收納空間3p的一端(圖7中的下端)與由柔性架3的內周與擺動渦管2的推力面2d構成的凸緣部外側空間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。此調節閥收納空間3p在其下部牢靠地收納著可自由往復運動的中間壓力調整閥3i，而在其上部，中間壓力調節彈簧壓板3t則牢靠地收納于柔性架3中。在中間壓力調節閥3i與中間壓力調節彈簧3t之間，則收納著較自然長度壓縮了的中間壓力調節彈簧3m。
導架15的外周面15g通過熱壓配合或焊接等固定于密閉容器10之上，通過設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引到設于電動機側的排出管10b的流道。
4為主軸，它的上端形成能與擺動渦管2的擺動軸承2c自由回轉配合的擺動軸4b，而于其下側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自由回轉配合的主軸部4c。在主軸4的下側形成有與副架6的副軸承6a自由回轉配合的副軸部4d，在此副軸部4d與前述主軸部4c之間熱壓配合著轉子8。
在轉子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在一起合計共三個平衡器，保證了靜平衡與動平衡。再于主軸4下端壓入油管4f，成為將密閉容器10底部貯留的冷凍機油10e上吸的結構。
密閉容器10的側面設有玻璃端子10f，接合馬達7的引線。
下面說明已有渦管壓縮機的基本操作。
低壓吸入的制冷劑從吸入管10a進入由固定渦管1與擺動渦管2的板狀螺旋齒形成的壓縮室1d。由馬達7驅動的擺動渦管2隨著偏心轉動而減小壓縮室1d的容積。通過此壓縮行程，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。
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渦管2的抽出孔2j，經柔性架3的聯絡通道3s導入架空間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密閉容器10內，很快就從排出管10b排放到壓縮機外。
密閉容器10底部的冷凍機油10e，在壓差下通過沿軸向貫通主軸4的中空空間4g，從擺動軸承部2g和設于主軸4上的橫孔導入主軸承3c。由于這2個軸承部的節流作用，取得中間壓力的冷凍機油10e(由于溶解于冷凍機油的制冷劑的起泡，一般會成為氣體制冷劑與冷凍機油的2相流)便到達擺動渦管2與柔性架3包圍的凸緣部外側空間2h，克服調節閥收納空間3p中設置的中間壓調節彈簧3m加載的力，壓迫中間壓調節閥3i，導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，凸緣部外側空間2h的中間壓力Pm1(MPa)基本上是由中間壓調節彈簧3m的彈簧力與中間壓調節閥3i的中間壓露出面積決定，由預定的值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，密閉容器內的壓力Pd(MPa)(即排出壓力)與凸緣部外側空間壓力Pm1之差，是用于給擺動軸承2g供給冷凍機油10e所必需的給油壓差ΔP，通常需確保取正值。
ΔP＝Pd-Pm1＞0(2)通過壓縮行程，冷凍機油10e與高壓制冷劑氣體一起從排出口1f通入密閉容器10內，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經由擺動渦管2的底板部2a中所設的抽出孔2j與柔性架3中所設的聯絡通道3s，同架空間15f作經常的或間歇的連通。由于架空間15f是由兩個密封件16a、16b密閉的空間，響應壓縮室1d的壓力變動。架空間15f的壓力也同步地變動，因而大致地成為抽出孔2j面對的壓縮室1d內壓力變動的累計平均值。
如上所述，架空間15f的中間壓力Pm2(MPa)由抽出孔2j面對的壓縮室1d的位置確定的預定值β按下式控制Pm2＝Ps×β(3)上式中的Ps為吸入壓力即低壓(MPa)。
對柔性架3而言，因凸緣部外側空間2h的中間壓力引起的使柔性架3與擺動渦管2分開的力Fpm1，它與由于壓縮作用使固定渦管1和擺動渦管2沿軸向分離開的氣體推力Fgth的合力，起到用來使柔性架3沿著與壓縮室相反方向移動的力的作用。
另一方面，由于導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與導架15拉開的力Fpm2同作用于暴露在下部高壓氣氛部分的差壓力Fpd2兩者的合計力則用作使柔性架3沿壓縮室方向移動的力。
在平穩運轉中沿上述壓縮室方向移動的力作了超大的設定，因而柔性架3便為上下2個嵌合的圓筒面3d、3e導引而向壓縮室方向移動。擺動渦管2與柔性架3作緊密接合的滑動沿相同方向移動，使其板狀螺旋齒2b與固定渦管1接觸滑動。
再有，在起動時或在液壓壓縮時等情形下，前述的氣體推力Fgth增大，擺動渦管2通過推力軸承3a將柔性架3強制壓向下方，于是擺動渦管2與固定渦管1的齒頂與齒根間生成了較大的間隙，可以避開壓縮室的壓力異常升高。稱這種操作為減壓操作而稱所產生的間隙管為減壓量。
此減壓量控制成柔性架3與導架15碰撞前的距離。
擺動渦管2中產生的傾覆力矩的一部或全部通過推動軸承3a傳遞給柔性架3，但主軸承3c接收到的軸承負荷與其反作用二者的合力，即從柔性架3與導架15的上下2個圓筒嵌合面3d、3e接收到的反作用力的合力產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轉時的從動穩定性以及減壓操作的穩定性。
下面詳細說明作用于已有渦管壓縮機的軸向力的關系。
圖8說明在已有的渦管壓縮機中，作用于擺動渦管2以及柔性架3上軸向力的關系。
擺動渦管2上受到壓縮制冷劑氣體產生的反作用力Fgth和由于固定渦管1與齒頂的接觸滑動產生的齒頂接觸力Ftip沿圖中向下方向作用。前述凸緣部外側空間2h內有壓力Pm1、使擺動渦管2與柔性架3拉離開的力Fpm1，在擺動渦管的凸緣部內側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產生的止推接觸力Fth作為圖中向上的力起作用。在此，Fpm1＝Spm1×(Pm1-Ps)(4)Fpd1＝Spd1×(Pd-Ps) (5)上式中，Spm1凸緣部外側空間的中間壓力Pm1的作用面積(m2)；Spd1凸緣部內側空間中排出壓力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空間15f的中間壓力Pm1而產生的使擺動渦管2與柔性架3拉離開的力Fpm2與由于同擺動渦管2接觸滑動面產生的止推接觸力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來拉離開柔性架3與導向架5的力)設定得愈大，則齒頂接觸力Ftip也愈增大。這就是說，架空間15f的中間壓力Pm2設定得愈大(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拉離開柔性架3與擺動渦管2的力)設定得很大時，則可減少止推接觸力Fth。這就是說，凸緣部外側空間2h的中間壓力Pm1設定得越大(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損失，節省壓縮機的電氣輸入的結構。
如上所述，通過調節凸緣部外側空間的壓力Pm1與架空間的壓力Pm2雖可自由地調節齒頂接觸力Ftip與止推接觸力Fth，但為了使壓縮機進行正常的壓縮操作，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說明為了構成架空間15f而在導架15與柔性架3的圓筒嵌合面中設置的密封件。
架空間15f中由于抽出了壓縮途中的制冷劑氣體并導入，通常運動時的壓力級一般成為下式Ps＜Pm2＜Pd(14)從而密封件的結構通常是將防止架空間15f為排出壓力氣體侵入的U形環和防止從架空間15f向吸入壓力氣氛泄漏的U形環按圖9所示的方向設置。此外，這些個U形環的材料多采用特氟隆等。
現有的渦管壓縮機如前所述是將凸緣部處側空間2h的中間壓力Pm1設定得較大，以減少(11)式所示的止推接觸力Fth即降低滑動損失，而能節約壓縮機的電功率輸入。但將Pm1設定得過大時，當Fth＜0，擺動渦管2與柔性架3就會背離而不能有正常的壓縮操作。此外，擺動渦管2就會于軸向的離隙量的間隙內晃動導致軸承產生一端接觸等現象，而引起異常磨耗與損傷等問題。
再有，當Pm1設定得過大而有(2)式的 P＝Pd-Pm1＜0時，就不能確保對擺動軸承2c與主軸承3c的給油壓差，而會產生損傷軸承等問題。
本發明是為了解決上述種種問題而提出的，本發明的目的在于通過給(1)式中的α值設定上限而設定凸緣部外側空間2h的壓力Pm1，以恰當地保持止推接觸力Fth，由此還能降低推力滑動損耗，不會引起擺動渦管2與柔性架3的背離而可進行正常的壓縮操作，此外不會發生擺動軸承的異常磨耗與損傷，進而能確保給油壓差而不損壞擺動軸與主軸，也就是說，能提供高性能與高可靠性的渦管壓縮機。
已有的渦管壓縮機是將架空間15f的中間壓力Pm2設定得較小而不會生使柔性架3向壓縮室側移動的力，當齒頂接觸力Ftip成為負值，于穩定運轉時，固定渦管1與擺動渦管2背離就不能進行正常的壓縮操作。此外，擺動渦管2會于軸向的離隙量的間隙內晃動，有可能損壞軸承。相反，當把Pm2作過大的設定時，齒頂接觸力Ftip將增大而加動滑動損耗，也就加大了壓縮機的電動率輸入。還會有齒頂異常磨耗而在最壞情形下燒結到一起的問題。
為了解決上述諸問題，本發明的目的還在于通過在(3)式中將β值設定于恰當范圍。使柔性架3可靠地朝壓縮室方向移動，沿軸向給固定渦管與擺動渦管加適當的壓緊力使之密合，通過恰當地保持齒頂接觸力Ftip，就能確保正常的壓縮操作，而且不使軸承損傷等進而不增大滑動損失，不發生齒頂的異常磨損與燒結，從而提供高性能和可靠性高的渦管壓縮機。
已有的渦管壓縮機為構成架空間15f而采用了2個密封件，于是就有密封件本身的費用以及為設置這2個密封件而必需加工出2個溝槽的加工時間與費用的問題。
本發明是為了解決上述問題而提出的，其目的在于提供能減少密封部件本身的個數和減少為設置密封件而加工的溝槽數，進而可以省略抽氣孔2j與連絡通道3s等加工，能夠降低部件費用與加工費用的生產率優越的渦管壓縮機。
現有的渦管壓縮機由于在密封件中采用特氟隆等構成的U形環，材料本身的費用較高。
還由于此種壓縮在起動前等密閉容器內成為平衡壓的情形，在緊接壓縮機起動之后于壓縮室1d進行的壓縮過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，而密閉容器內由于容積便遠大于架空間15f，從而壓力升高相對于架空間15f就較緩慢。
在上述情形下，架空間15f的壓力Pm2與密閉容器內的壓力(即排出壓力)Pd的壓力級在某個時間成為以下式所示的狀態Pm2＞Pd(15)密封部件雖在假定為平穩運轉條件下取防止排出壓力氣體進入架空間15f的結構，但并不能防止其逆向流動。
在(15)式所示狀態下，架空間15f的制冷劑氣體從密閉空間內漏出，使架空間內壓力Pm2不升高。導致使柔性架3向壓縮室一側移動的力不充分。即要開始正常的壓縮操作需要時間，而在此期間內柔性架3和與之接觸而沿軸向移動的渦管2將于軸向離隙量的間隙內晃動，而引起因軸承一端接觸所產生的損傷與燒結等問題。
為了解決前述問題，本發明用O型環取代特氟隆密封圈而可以降低與材料有關的費用。
本發明的目的還在于，即令當壓縮機起動時，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，產生使柔性架3與擺動渦管2向壓縮室一側方向移動的力，可快速地開始正常的壓縮操作，由此而提供廉價的，起動性能優越的且不損傷軸承的可靠性高的渦管壓縮機。
另外，當把HFC系的制冷劑(R407C、R410A等)用作工作流體時，當把現有的一般的CR(氯丁橡膠)制的O形環用作密封件時，會有O形環因與制冷劑的相溶性致O形環膨潤變質而喪失其密封特性的問題。
本發明是為了解決上述問題而提出的，其目的在于對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合有氫原子的產物)制的O形環，從而能提供不變質和不喪失密封特性的可靠性高的渦管壓縮機。
發明的公開本發明的渦管壓縮機具有設于密閉容器內，為使各個板狀螺旋齒相互間形成壓縮室而嚙合的固定渦管與擺動渦管；沿軸向支持此擺動渦管同時沿徑向支承驅動該擺動渦管的主軸，且可沿軸向位移的柔性架；以及沿徑向支承此柔性架的導架，通過上述柔性架相對于上述導架沿軸向的移動，可使上述擺動渦管沿軸向移動，此壓縮機的特征在于，上述擺動渦管在與板狀螺旋齒相反側的表面上具有推力面，而在將與其壓觸滑動的上述柔性架的推力軸承內側上形成的凸緣部外側空間設置于利用壓縮機的運轉高低壓力差供給潤滑油的壓差給油路徑的途中，同時將由設于上述給油路徑途中的節流門與調壓裝置決定的上述凸緣部外側空間的壓力Pm1(MPa)表示為Pm1＝Ps+α，在渦管壓縮機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，將此α設定為0＜α＜min(Pd-Ps)，式中Ps為壓縮機吸入壓力(MPa)，Pd為壓縮機排出壓力(MPa)。
由此，在壓縮機的整個工作壓力范圍中能確保對擺動軸承與主軸承的給油壓差，而能制得不引起柔性架與擺動渦管背離的可靠性高的渦管壓縮機。
一種渦管式壓縮機，具有設于密閉容器內，為使各個板狀螺旋齒相互間形成壓縮室而嚙合的固定渦管與擺動渦管；沿軸向支承此擺動渦管同時沿徑向支承驅動該擺動渦管的主軸，且可沿軸向位移的柔性架；以及沿徑向支承此柔性架的導架，通過上述柔性架相對于上述導架沿軸向的移動，可使上述擺動渦管沿軸向移動，在此渦管壓縮機中，由上述柔性架和導架形成的圓筒面或平齊面上設置兩個密封件而構成的密閉的架空間中，在從上述壓縮室抽出并導引壓縮途中制冷劑氣體的同時，將此架空間內的壓力Pm2(MPa)設定為壓縮機吸入壓力Ps(MPa)的1.2倍以上、2倍以下的范圍。
這樣，在壓縮機的整個運轉壓力范圍內，對固定渦管與擺動渦管施加恰當的推壓力使之作接觸滑動不會引起背離，也不會由于推壓力過大導致滑動損失增大或燒結，從而可獲得高效率和可靠性高的渦管壓縮機。
一種渦管式壓縮機，具有設于密閉容器內，為使各個板狀螺旋齒相互間形成壓縮室而嚙合的固定渦管與擺動渦管；沿軸向支承此擺動渦管同時沿徑向支持驅動該擺動渦管的主軸，且可沿軸向位移的柔性架；以及沿徑向支承此柔性架的導架，通過上述柔性架相對于上述導架沿軸向的移動，可使上述擺動渦管沿軸向移動，在此渦管壓縮機中，由前述柔性架和導架形成的圓筒面或平齊面上設有1個截斷流體從高壓空間移向低壓空間的密封件。
由此可以減少部件數、加工時間與成本，以低成本獲得高生產率的渦管壓縮機。
通過將O形環用作上述密封件可以降低與密封件有關的用費，而且在壓縮機起動時也不會使架空間的壓力漏泄到密閉容器內。同時能使柔性架與擺動渦管快速地移向壓縮室側以開始正常的壓縮操作。由此可以用低的成本制得可靠性高的渦管壓縮機。
此外，對于將HFC系的制冷劑(R407C、R410A等)用作工作流體時，通過將HNBR(丙烯腈丁二烯橡膠分子的一部分中結合有氫原子的產物)制的O形環用作前述密封件，就能求得O形環膨潤與變質小的密封特性。由此可以制成可靠性高的渦管壓縮機。
附圖簡述

圖1為本發明實施形式1的縱剖面圖。
圖2是示明壓縮機運行溫度范圍的曲線圖。
圖3是示明制冷劑為R407C時α值與額定性能比的相關性的曲線圖。
圖4是示明制冷劑為R410A時α值與額定性能比的相關性的曲線圖。
圖5為示明β值與額定性能比的相關性的曲線圖。
圖6為本發明實施形式2的縱剖面圖。
圖7為已有的渦管壓縮機的縱剖面圖。
圖8說明作用于各個部件的軸向力。
圖9為密封件周圍的放大剖面圖。
圖10是本發明中各種制冷劑下的低壓縮比運行壓力的表。
實施發明的優選形式實施形式1圖1是示明實施形式1中渦管壓縮機的縱剖面圖。各部件的名稱及其功能與已有例子中的相同，記以相同的標號而略去其說明。
形成架空間15f的2個密封件為O形環16c、16d，設置于導架15內周和柔性架3外周處構成的圓筒面15d、15d上。O形環采用HNBR材料制成，這樣，即使是在應用HFC系的制冷劑時，此O形環也不會膨潤變質。一般，O形環可以根據充填壓縮機內的冷凍制種類和氣氛溫度等選定適當的材料。
在壓縮機起動時，抽出壓縮室1d的于壓縮途中的制冷劑氣體而導引的架空間15f內的壓力Pm2會比密閉容器內的壓力(即排出壓力)Pd更快地升高，由于通過構成架空間15f的O形環而構造成能防止從架空間15f有壓力漏泄到密閉容器內，于是通過架空間內壓力Pm2的快速上升，柔性架3被給予沿壓縮室1d方向移動的力，而成為能快速地開始正常壓縮工作的結構。
凸緣部外側空間2h設置于密閉容器內冷凍機油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油10e通過主軸中空部4g，經主軸承3c與擺動軸承2c到達凸緣部外側空間，通過設于柔性架3內的中間壓力調節閥收納空間3p而導引到低壓空間1g中的通道。凸緣部外側空間2h的壓力Pm1通過調節主軸承3c與擺動軸承2c的節流作用以及設于調節閥收納空間的中間壓力調節彈簧3m的彈簧常數，可以設定為(1)式所示α＝0.3。由此，在壓縮機的整個運行壓力范圍內，能夠減小止推接觸力Fth，同時也減小了推力滑動損失，而不會引起擺動渦管2與柔性架3的背離，可以確保正常的壓縮作業，確保冷凍機油的給油壓差 P，從而不會中斷對擺動軸承2c與主軸承3c的給油。
架空間15f通過抽出孔2j與連絡通道3s封入連續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根據抽出孔2j面對壓縮室1d的位置，設定為(3)式所示的β＝1.6。這樣，在壓縮機的整個運行壓力范圍內，齒頂接觸力Ftip不成為負值，不會引起擺動渦管2與固定渦管1的背離，可以確保正常的壓縮作業，同時也不會有由于齒頂推壓力過大而增大滑動損失。
凸緣部外側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值來確定，在這些面積的調節中，最優的α值與β值也改變。一般地說，凸緣部外側空間2h的中間壓力作用面積Spm1由歐氏環與推力軸承等的幾何形狀決定，設定的自由度不大。但另一方面，架空間15f的中間壓作用面積Spm2的調節則有較大的自由度。將中間壓力作用面積Spm2設定得盡可能地大而減小β值，即將架空間的中間壓力Pm2設定得很小時，則可在壓縮機的運行壓力范圍內求得穩定的齒頂接觸力Ftip。還由于能用小的中間壓力Pm2使柔性架3與擺動管2沿壓縮室方向移動，可以求得改進了壓縮機起動特性等的計算與試驗結果。
下面說明確定凸緣部外側空間2h的壓力Pm1的α值的設定。
如同先有例子中所描述的，將α值設定得很大時，能減小止推接觸力Fth、即推力滑動損失。但當α值設定得過大時，即凸緣部外側空間2h的壓力Pm1設定得過大時，止推接觸力成為負值，會使擺動渦管2與柔性管3發生背離而不能確保擺動軸承2c與主軸承3c的給油壓差 P。
圖2示明保證壓縮機作一般運轉的溫度范圍。在這樣寬的范圍中，必須確保給油。考察此圖中給油困難的條件，可以說是冷凝溫度CT與蒸發溫度ET的差最小、即排出壓力Pd與吸入壓力Ps之差成為最小的運行點(低壓縮比)。圖2中運行溫度范圍右下的點便是，成為CT/ET＝30/10℃。在這一點下，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。將此結果匯集于圖10中。
對擺動軸承2c與主軸承3c施行給油的壓差如(2)式所示，成為密閉容器內壓力(即排出壓力)Pd與凸緣部外側空間內壓力Pm1的壓差 P，而例如在把R407C作為所用的制冷劑時，若α值達到0.6以上，在圖10所示的運行點(Pd/Ps＝1.27/0.71MPa)處，成為
Pm1＝Ps+α＝0.71+0.6＝1.31(MPa) P＝Pd-Pm1＝1.27-1.31＝-0.04(MPa)＜0在此運行壓力條件下，表明不能給油。這就是說，將R407C用為工作制冷劑時，需使α值在低壓縮比運行壓力(Pd/Ps＝1.27/0.71MPa)的高低壓力差min(Pd-Ps)值以下，具體地說，需設定到0.56以下。
同樣，在把R22用作工作制冷劑時，若不設定α＜0.51，或在把R410A用作制冷劑時不設定α＜0.8時，則在壓縮機的運行壓力范圍中，會成為發生不給油區域的事件。因此，必須將α值設定為上述值以下。
當壓縮機所用制冷劑與運行壓力范圍與以上所述不同時，同樣需將α值設定到該壓縮機運行壓力范圍內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，改變α值時的額定性能比。額定性能比表示的是以性能MAX值為100％時的性能比。α值在小的范圍內時，不能充分獲得使止推接觸力Fth張弛的效應，存在著推力滑動損失增大，性能漸漸降低的傾向。當使α值徐徐增大，推力滑動損失的張弛效應得以發揮而性能提高，當α＝0.3，性能達到峰值(100％)。α再增大，推力滑動損失雖然更小，但止推接觸力Fth則不充分，不能支持擺動渦管中發生的傾覆力矩而在齒頂中開始產生細微的間隙，于是有容積效率惡化和內部泄漏損失增大導致性能進一步降低。當α值超過0.7，止推接觸力Fth便完全不充分而發生柔性架3與擺動渦管2的背離，使性能急劇下降，圖3中，對于性能MAX值，為了確保95％以上的性能，必要的α值在0～0.5的范圍。
下面說明采用高壓工作制冷劑時本實施例的優點。
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，由于其工作運行壓力高，擺動軸承2c與主軸承3C等徑向負荷與推力軸承3a的負荷將增大。
一般地說，高壓工作制冷劑由于其制冷劑本身的熱物性，會使壓縮機的行程容積Vst縮小，而渦管壓縮機由于松弛高壓冷凍機使螺旋齒發生的應力的目的，一般將縮小螺旋齒的高度或加大齒厚來調節行程容積Vst。借助這種方法，擺動軸承2c與主軸承3c的徑向負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荷，而推力滑動損失的增大將成為壓縮機性能下降的主要原因。
對應于上述問題，本發明的渦管壓縮機若將凸緣部外側空間2h的壓力Pm1增大(加大α值)，則成為可減輕推力軸負荷的結構。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。由于加大設定α值的自由度增大，也能有效減輕推力軸負荷，這就是說，越是高壓工作制冷劑，越能發揮本實施例所示渦管壓縮機的優越性。
圖4表明采用高壓工作制冷劑R410A時的α值與額定性能比的關系。圖4中還一并記述有以前所述的R407C的情形。在α值小的區域，推力軸負荷增大，而且消除這種負荷的本實施例的效果不能充分發揮。與R407C的情形相比，性能比成為小的值。當α的值漸增，出現了本實施例的消除推力軸負荷的效果，與R407C的情形相比，在α值的大級別處，成為性能最高點。本例中，α＝0.5成為性能最高點。如上所述，由于高壓工作制冷劑(R410A)比R407C或R22有更大的推力軸負荷，于是通過設定更高的凸緣部外側空間2h的中間壓力Pm1、即大的α值，就可取得良好的性能。當進一步加大α值，止推接觸力Fth便會不充分而使性能再次降低，其理如與結合圖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。
根據以上所述，α值如圖10所示，在壓縮機的運行壓力范圍內，需要將高低壓力差為最小的壓差值min(Pd-Ps)設定為上限。最優的α值在此min(Pd-Ps)之下，在不使止推接觸力Fth過小或過大范圍內進行性能測定等時可由試驗確定。
α值根據其中間壓力的作用面積Spm1雖多少有變化，但在本實施例中，通過試驗取得的最優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。
下面說明用于給(11)式中拉離導架15與柔性架3的力Fpm2設定恰當值的，(3)式中β值的決定。
當β值設定得過小，在某個運行壓力下就難以確保齒頂的推壓力Ftip為正常值，不能保持正常的壓縮動作，另一方面，當β值設定得過大，(10)式中的齒頂推壓力Ftip過大，而成為由于滑動損失增大致壓縮機性能降低與齒頂燒結等不良情形發生的原因。
圖5示明在本實施例所示渦管壓縮機中，使β值變化時的額定性能比。此額定性能比與以前所述相同，以性能MAX值為100％時的性能比表示。
當β值在小范圍內時，齒頂接觸力Ftip完全不充分，柔性架3與擺動渦管2不能沿壓縮室方向移動，由于不能進行正常的壓縮作業，性能便顯著降低。當β值漸次增大，齒頂接觸力Ftip成為正值，不能支承擺動渦管2中發生的傾覆力矩，于齒頂中產生細微間隙，由于容積效率惡化和內部漏泄損失的增大，性能不能說是充分的。但從β＝1.2開始，這種漏泄現象逐漸減少，成為充分的齒頂接觸力Ftip而性能上升，在β＝1.6左右時達到峰值(100％)。之后由于齒頂接觸力Ftip的增大，齒頂滑動損失也增大。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。
實施形式2圖6為示明實施形式2的縱剖面圖。各部件的名稱及其功能與實施形式1相同，記以相同標號而略去其說明。
在柔性架3與導架15形成的圓筒嵌合面15h上設置HNBR制的一個O形環16e，從O形環16e開始，壓縮室側通向吸入壓力氣氛空間1g；從O形環16e開始，電動機側通向排出壓力氣氛。再與圖1所示實施例比較，架空間15f與抽出孔2j、連絡通道3s及具有兩個O形環與O形溝的裝置組中，其中任一組中是省略1個構成的。
在圖1所示實施例中，由架空間15f的壓力Pm2產生的使導架15與柔性架3拉離開的力Fpm2用作使柔性架3與擺動渦管2向壓縮室一側移動的力，與有關使齒頂接觸力Ftip為正值的情形相反，圖6中，由于架空間15f本身不存在，也就不產生使導架15與柔性架3拉離的力Fpm2。這種齒頂接觸力Ftip的不充分，通過將柔性架下端暴露于高壓氣氛下的面積(Spd2’)設定得很大，增大作用于該部分上的壓差產生的力(Fpd2’)，將具有與實施形式1相同的功能。這就是說，在實施形式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)與此相對應，在實施形式2中則有Ftip＝Fpd1+Fpd2’-Fgth(16)Fth＝Fpd2’-Fpm1 (17)于是，為了確保實施形式2中有與實施形式1相同的齒頂接觸力Ftip與止推接觸力Fth，需將上式聯立Fpd2’＝Fpd2+Pm2(18)根據力＝壓力×面積而得出(Pd×Spd2’)＝(Pd×Spd2)+(Pm2×Spm2)(19)Spd2’＝Spd2+(Pm2/Pd)×Spm2 (20)這就是說，在實施形式2中將暴露于高壓氣氛下的面積(Spd2’)用實施形式1所示的值，按上述(20)式那樣設定時，可獲得與實施形式1相同的效果。這就是說，能實現部件少、成本低和生產率高的渦管壓縮機。
權利要求
1.一種渦管壓縮機，具有設于密閉容器內，為使各個板狀螺旋齒相互間形成壓縮室而嚙合的固定渦管與擺動渦管；沿軸向支持此擺動渦管同時沿徑向支承驅動該擺動渦管的主軸，且可沿軸向位移的柔性架；以及沿徑向支承此柔性架的導架，通過上述柔性架相對于上述導架沿軸向的移動，可使上述擺動渦管沿軸向移動，其特征在于，上述擺動渦管在與板狀螺旋齒相反側的表面上具有推力面，而將在與其壓觸滑動的上述柔性架的推力軸承內側上形成的凸緣部外側空間設置于利用壓縮機的運轉高低壓力差供給潤滑油的壓差給油路徑的途中，同時將由設于上述給油路徑途中的節流門與調壓裝置決定的上述凸緣部外側空間的壓力Pm1(MPa)表示為Pm1＝Ps+α，在渦管壓縮機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，將上式中的α值設定為0＜α＜min(Pd-Ps)，式中Ps為壓縮機吸入壓力(MPa)，Pd為壓縮機排出壓力(MPa)。
2.如權利要求1所述的渦管壓縮機，其特征在于，在上述柔性架與導架形成的圓筒面或平坦面上通過設置2個密封件所構成的密閉的架空間中，在由前述壓縮室抽出并導引壓縮途中的制冷劑氣體的同時，將此架空間內的壓力Pm2(MPa)設定為壓縮機的吸入壓力Ps(MPa)的1.2倍以上、2倍以下的范圍。
3.如權利要求1所述的渦管壓縮機，其特征在于，在上述柔性架與導架形成的圓筒面或平坦面上設置1個截斷流體從高壓空間流向低壓空間的密封件。
4.一種渦管式壓縮機，具有設于密閉容器內，為使各個板狀螺旋齒相互間形成壓縮室而嚙合的固定渦管與擺動渦管；沿軸向支承此擺動渦管同時沿徑向支承驅動該擺動渦管的主軸，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架，通過上述柔性架相對于上述導架沿軸向的移動，可使上述擺動渦管沿軸向移動，其特征在于，由上述柔性架和導架形成的圓筒面或平齊面上設置兩個密封件而構成的密閉的架空間中，在從上述壓縮室抽出并導引壓縮途中制冷劑氣體的同時，將此架空間內的壓力Pm2(MPa)設定為壓縮機吸入壓力Ps(MPa)的1.2倍以上、2倍以下的范圍。
5.一種渦管式壓縮機，具有設于密閉容器內，為使各個板狀螺旋齒相互間形成壓縮室而嚙合的固定渦管與擺動渦管；沿軸向支承此擺動渦管同時沿徑向支持驅動該擺動渦管的主軸，且可沿軸向位移的柔性架；以及沿徑向支承此柔性架的導架，通過上述柔性架相對于上述導架沿軸向的移動，可使上述擺動渦管沿軸向移動，其特征在于，由前述柔性架和導架形成的圓筒面或平坦面上設有1個截斷流體從高壓空間移向低壓空間的密封件。
6.如權利要求2～5中任一項所述的渦管壓縮機，其特征在于，所述密封件為O形環。
7.如權利要求2～5中任一項所述的渦管壓縮機，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合有氫原子的產物)制的O形環。
全文摘要
將給油路徑中途設置的節流閥或流量調節閥所確定的凸緣部外側空間的壓力Pm1(MPa)設定為Pm1＝Ps+α，由此將渦管壓縮機的運行壓力范圍中高低壓力差的最小壓差值以min(Pd－Ps)表示時的上式的α值設定于0＜α＜min(Pd－Ps)的范圍內。這里的Ps為壓縮機的吸入壓力(MPa)而Pd為壓縮機的排出壓力(MPa)。
文檔編號F04C27/00GK1420965SQ01807511
公開日2003年5月28日 申請日期2001年2月7日 優先權日2001年2月7日
發明者池田清春, 小川喜英, 伏木毅, 西木照彥, 瀨畑崇史, 佐野文昭, 關屋慎 申請人:三菱電機株式會社