專利名稱：旋轉壓縮機的制作方法
技術領域：
本發明涉及密封型旋轉壓縮機，這種壓縮機的用途并沒有特別的限定，但宜用于冰箱、空調等冷凍、冷氣設備系統。更詳細地說，本發明涉及一種壓縮機，它具有特別潤滑轉子(roller)和葉片(vane)的機構。
密型旋轉壓縮機在其密封容器內設有由電機(motor)驅動的旋轉壓縮裝置。在密封容器中也貯有潤滑油以潤滑壓縮裝置。壓縮裝置具有形成工作室的缸體(cylinder)、安裝于缸體內的圓筒狀轉子、驅動轉子用曲柄軸(crank)、向缸體內突出的葉片。曲柄軸穿過缸體連接到電機上。轉子安裝在曲柄軸的偏心軸部。葉片與轉子相接觸，將缸體內分隔成吸入室和壓縮室。曲柄軸回轉時，轉子沿缸體內壁面偏心回轉，將工作流體吸入到吸入室，并壓縮。此后，被壓縮的工作流體通過排出管(pipe)被導至外部。
旋轉壓縮機用于冷凍、冷氣設備系統時，工作流體是致冷氣體。
在旋轉壓縮機中，從壓縮機可靠性的觀點看，最重要的是對滑動接觸的葉片和轉子的潤滑。葉片和轉子是線接觸，其接觸壓力非常高。而且，由于缸體內處于高溫、高壓狀態，潤滑油粘度降低，因此，難于保證葉片和轉子接觸部流體潤滑(在接觸部形成油膜)，使潤滑狀態處于邊界潤滑(固體和固體的直接接觸)或混合潤滑狀態(流體潤滑和邊界潤滑混在一起)，易產生磨損。
過去，葉片和轉子的接觸部主要是通過由葉片和缸體間的間隙、轉子和缸體間的間隙滲入到缸體的潤滑油來潤滑。為使葉片和轉子接觸部進行充分潤滑，可擴大上述間隙，增加流入缸體內的潤滑油量。但這時，由較大間隙會導致壓縮效率下降。而且，大量潤滑油一直被導入缸體內，會增大由潤滑油引起的加熱損失，降低壓縮機性能。
此外，過去冷凍、冷氣系統中的工作流體主要使用氟里昂(fron)CFC12、HCF22等。這些氟里昂的分子中含有氯元素，由此氯元素引起的大氣層臭氧層(Ozone)的破壞，已成為社會問題。因此有必要使用不對臭氧層產生破壞的氟里昂代用品。氟里昂代用品以不含有氯元素的HFC(hydro-fluoro-carbon)系的致冷劑最為理想。但是，此氟里昂沒有氯元素的高壓潤滑油添加劑作用。故，在使用氟里昂替代品的壓縮機中，潤滑狀態更惡化，可能會導致葉片和轉子之間的磨損，降低其性能。
與上述問題相關連的現有技術已為若干個公知文獻所揭示。這就是通過向旋轉壓縮機的缸體內特別供給潤滑油，以潤滑缸體內滑動部分的技術。這些公知文獻有日本實用新型申請公開公報昭53-46612號，昭53-64315號，專利申請公開公報昭61-155681號，平4-159489號、以及平5-240179號。
上述的昭53-46612號公報揭示的壓縮機中，在葉片的側面形成槽。在缸體內和外部具有壓力差時，此槽連通缸體內和外部，將外部的潤滑油供給到缸體中。昭61-155681號公報揭示的壓縮機中，也在葉片側面形成槽。但是，此槽不同時連通缸體和外部，此槽作為貯油槽來進行作用，在轉子的下死點(轉子最靠近葉片的設置位置時)，它與缸體外部連通，補給潤滑油，在轉子的上死點時(轉子離葉片的設置位置最遠時)，它與缸體內部連通，將潤滑油排出。在平5-240179號公報揭示的旋轉壓縮機中，在葉片的端面上形成槽，此槽和昭61-155681號公報的槽一樣，并不同時連通缸體內和外兩方，在葉片向缸體外方向移動時，此槽補給缸體外部的潤滑油，在葉片向缸體內方向移動時，此槽向缸體內排放潤滑油。
此外，上述昭53-64315號公報揭示的旋轉壓縮機中，槽形成于密封缸體端部的端板上，此槽連通轉子內側和缸體內側，將轉子內的潤滑油供給到缸體內。平4-159489號公報揭示的壓縮機中，形成了同樣的槽。此槽在轉子和葉片的接觸部附近開口，將潤滑油供給到缸體內的壓縮室一側。
如前所述，從旋轉式壓縮機的可靠性上看，充分潤滑轉子和葉片的接觸部最重要，但另一方面，向缸體內供給大量潤滑油會導致壓縮機性能降低。
本發明的目的是提供一種密封型旋轉壓縮機，它可提高其可靠性并確保其性能。
為達到上述目的，本發明的發明者研究了旋轉壓縮機中轉子和葉片的接觸狀態，發現了潤滑轉子和葉片接觸部的最佳時期。本發明根據此發現，采用僅在最佳時期向缸體內供給潤滑油的結構。
作為本發明改進對象的密封型旋轉壓縮機包括貯有潤滑油的密封容器、在此密封容器中設置的壓縮裝置、驅動該壓縮裝置的電機、潤滑壓縮裝置及電機的給油裝置。壓縮裝置具有缸體、安裝于缸體內的圓筒狀的轉子、使此轉子沿工作室的內圓周表面偏心回轉的曲柄軸、以及葉片。所說的缸體形成具有吸入口及排出口的圓柱狀工作室;所說的葉片呈彈性地向缸體內突出，并一直與轉子相接觸，將工作室分隔成吸入室和壓縮室。壓縮裝置隨轉子的偏心回轉吸入工作流體，并將之壓縮，然后將壓縮的工作流體排放到此壓縮裝置外的密封容器中。在本發明的密封型旋轉壓縮機中，潤滑轉子和葉片接觸部的油供給手段與上述的給油裝置分別設置。此油供給手段根據曲柄軸的回轉來工作，在開始形成吸入室后，至少在轉子相對葉片的滑動方向反向的最初時期，向轉子和葉片的接觸部供給密封容器內的高壓潤滑油。
根據本發明的發明者的研究，發現了下述事實。壓縮機運轉中，曲柄軸每轉一轉，轉子相對葉片的相對滑動速度從正變到負，然后再變到正。此外，所說的正是指轉子以和曲柄軸回轉方向相同的方向滑動，負是指向相反方向滑動。即，葉片和轉子進行往復滑動。在通常的壓力條件下，轉子相對于葉片的滑動方向反向時的位置在曲柄軸轉角為90°時的位置。當排出壓力上升、呈過負載狀態時，轉子滑動反向的曲柄回轉角度小，如約為50°。
轉子的滑動方向反向時，轉子和葉片之間的油膜被破壞，不能再進行潤滑。因此，葉片和轉子接觸部在往復滑動區間的兩端，也就是說，在轉子相對葉片滑動方向反向的位置磨損。特別是，在葉片和轉子相對滑動速度由正變負、轉子開始反轉的位置時，磨損最大。本發明，通過在特定時期供給潤滑油，大大地改善了轉子和葉片之間接觸部的潤滑狀態，抑制了磨損，可以提高旋轉壓縮機的可靠性。
如以上所述，本發明通過簡單的構成，僅在適當的時期供給潤滑油，可以高效率、有效地潤滑轉子和葉片接觸部。因此，可以將潤滑油的供給量控制在最少量，防止由過剩潤滑油引起的壓縮機性能降低。此外，將本發明的旋轉壓縮機安裝于使用不破壞臭氧層的氟里昂替代品的冷凍系統中，可提供節能、高可靠性的冷凍、冷氣空調系統。
下面根據附圖所示的實施例，詳細地說明本發明。其中，圖1是本發明第1實施例的橫置型旋轉壓縮機縱剖面圖。
圖2是沿圖1中的Ⅱ-Ⅱ線的橫斷面圖。
圖3A-圖3D是說明潤滑機構的簡圖。
圖4表示轉子和葉片相對滑動速度的曲線。
圖5表示轉子和葉片接觸部磨損形態簡圖。
圖6表示本發明第2實施例縱型旋轉壓縮機的縱剖面圖。
圖7沿圖6中Ⅶ-Ⅶ線橫剖面圖。
圖8A-圖8D說明圖6中壓縮機的潤滑機構簡圖。
圖9旋轉壓縮機吸入流體中含有的潤滑油量和轉子及葉片磨損深度關系曲線。
圖10表示第3實施例中旋轉壓縮機橫剖面圖。
圖11表示圖10中壓縮機吸入路徑放大圖。
圖12使用本發明壓縮機的冷凍系統的簡圖。
圖13第4實施例密封型壓縮機橫剖面圖。
圖14A-圖14D說明圖13中潤滑機構的簡圖。
圖15-圖16表示圖13中葉片的兩個具體例子。
圖17是圖16中葉片在旋轉壓縮機中的裝配簡圖。
圖18是圖13中葉片的另一具體例。
圖19是圖18中葉片的裝配簡圖。
圖20是圖13中葉片的另一具體例。
圖21是圖20中葉片的裝配簡圖。
圖1、圖2表示本發明第1實施例的臥式密封旋轉壓縮機主要部分視圖。此壓縮機具有密封容器1、壓縮裝置以及驅動壓縮機的電機。壓縮裝置和電機收納在容器1內。在密封容器的底部貯有潤滑油。吸入管15(圖1中雙點劃線)和排出管19穿過容器1的端部安裝。吸入管15通到壓縮裝置內，排出管19在密封容器1中開口。
壓縮裝置包括缸體4、主軸承5、副軸承6、曲柄軸9、轉子11以及葉片12。缸體4是中空的筒狀。軸承5、6密封缸體的兩側開口、在缸體4中形成工作室。曲柄軸9穿過工作室的中央、由軸承5、6支承。曲柄軸9具有偏心軸10，此偏心軸10配置于缸體內的工作室中。另一方面，電機具有定子2和轉子3，曲柄軸9與轉子3相連。
轉子11也是中空的圓筒狀。其外徑較缸體4內徑小。轉子11配置于缸體4的動作室內，可自由回轉地與曲柄軸的偏心軸部分10相嵌套。曲柄軸9回轉時，轉子11一邊與缸體4的內側壁面相接觸，一邊沿內側壁面偏心回轉。
缸體4具有槽4b(圖2)。槽4b在半徑方向貫通缸體4，并沿缸體4的軸線延伸。泵(pump)腔4a形成于槽4b的外側，與槽4b相連。雖然在后面還要詳述泵室4a，但簡單地講它導入容器1中的潤滑油。葉片12是平板狀零件，它可以滑動地安裝于槽4b中。螺旋彈簧13配置于葉片12的外側。泵腔4a的潤滑油和彈簧13作于用葉片12，將葉片12向缸體4內壓出。因此，葉片12一直和轉子11相接觸，將缸體4的工作室劃分成吸入室7(低壓室)和壓縮室8(高壓室)。葉片12隨轉子11的偏心回轉而沿槽4b往復運動。
在缸體4上設有吸入口15a和排出口16a(圖2)。吸入口15a通到缸體4內的吸入室7中，排出口16a通到壓縮室8中。排出室18形成于副軸承6上。排出室蓋(cover)17安裝于副軸承6上，以蓋住排出室18。排出口16a通過副軸承6的排出閥16與排出室18相通。排出室18與壓縮裝置外的密封容器1內的空間連通。
如圖1所示，泵腔4a通過吸入流體單向閥(diode)20與容器1中的潤滑油連通。流體單向閥20設于主軸承5上。流體單向閥20的單側開口變小，以限制潤滑油從泵腔4a向容器1中流動。此外，泵腔4a還通過排出流體單向閥21與曲柄軸9的注油孔相通。注油蓋22安裝于排出蓋17上，形成注通路。此注油通路與排出流體單向閥21和曲柄軸9的注油孔23相連。除注油孔外，曲柄軸9上還形成了注油槽24。
以上所述的壓縮機具有特別潤滑轉子和葉片的油供給手段及機構。此潤滑機構包括設于葉片12上的凹部及油槽30。槽30形成于吸入室7一側的葉片側面12a上，延葉片12往復運動方向延伸。槽30的設置滿足下列條件(1)在曲柄軸9的轉角θ接近90°時，槽30與缸體4的吸入室7連通。
(2)曲柄軸9的轉角接近0°時，槽30與泵室4a的潤滑油14連通。
(3)曲柄軸9無論處于何種位置，槽30都不會同時連通吸入室7和泵腔4a雙方。
此外，所說的轉角θ，如圖2所示，是曲柄軸9相對于葉片12的轉角。當葉片向缸體外側移動最大位移時，轉角θ為0°。
油槽30的尺寸最好如此設定進入到缸體4內的潤滑油油量是僅從滑動部分滲入油量的1.5倍。如，家用冰箱、空調的旋轉壓縮機的缸體容積是5-20CC、轉數是3000-3600rpm。這種情況下，從滑動部分滲入到缸體內的潤滑油量是10cc/min，所以，最好槽30形成的尺寸應使潤滑油的供給量為大約5cc/min。
本實施例的旋轉壓縮機按如下說明進行壓縮、工作。電機通電則轉子3回轉驅動曲柄軸9。轉子12和曲柄軸9的偏心軸10一起在缸體4內回轉。隨轉子11的偏心回轉，吸入室7逐漸增大其容積，接著，容積變小成為壓縮室8。工作流體通過吸入管15及吸入口15a流入吸入室7，在壓縮室8被壓縮。被壓縮的工作流體從排出口16a經排出閥16進入副軸承6的排出室18。此后，高壓的工作流體進入密封容器1內，由排出管19排到外部。容器1內的潤滑油14由高壓工作流體加壓。
壓縮機的潤動部分的潤滑按以下說明進行。曲柄軸9回轉，葉片12壓在轉子11上，往復運動。葉片在泵腔4a內伸縮，泵腔4a的容積變化。由此容積變化引起的泵作用，容器1中的潤滑油14通過吸入流體單向閥20吸入泵腔4a。潤滑油14由流體單向閥限制其回流到容器1中，并通過排出流體單向閥21和注入蓋22的通路，向曲柄軸9的注油孔23及給油槽24供給。此外，潤滑油14還通過葉片12和槽4b的間隙流入到缸體4的工作室中。這樣供給的潤滑油，潤滑軸承滑動部、轉子11和葉片12的滑動部，并被密封(seal)。
下面，說明旋轉壓縮機中葉片和轉子接觸部的滑動和潤滑。
本發明者對冰箱用旋轉壓縮機進行了實驗。研究了曲柄軸1轉中，葉片和轉子的相對滑動速度Vpm/sec。圖4是實驗結果。圖中的實線表示第1工作條件下的Vp。此時的回轉速度為60rps，吸入壓力Ps是0.111MPa，排出壓力Pd是1.185MPa。虛線是第2工作條件下Vp。此時，回轉速度和吸入壓力與第1工作條件相同，排出壓力是1.573PMa，相對于曲柄軸回轉的轉子和葉片的相對滑動速度Vp分解成轉子自轉速度部分和轉子公轉速度部分。即，Vp＝由自轉引起的滑動速度+由公轉引起的滑動速度。圖中，Vp的符號規定為轉子滑動方向和曲軸的回轉方向相同時為正，相反時為負。
如圖4可見，在一般壓力條件下(排出壓力Pd＝1.185mpa)時，當曲柄軸的轉角接近90°時，速度Vp由正變負，而當轉角在180°-270°之間時，Vp由負變正。因此，在這些回轉角中，轉子相對于葉片的滑動方向反向。此外，當排出壓力由通常壓力上升到過負載狀態(排出壓力Pd＝1.573MPa)時，轉子最初反向時轉角變小，約為50°。這樣，可以看出，在曲軸轉1轉時，轉子相對于葉片的滑動速度Vp由正變負，然后再由負變正，葉片和轉子的接觸部分往復滑動。由于速度Vp的平均值為正，轉子邊往復滑動循環，一邊以曲柄軸回轉速度1/10的緩慢速度，與曲柄軸轉向同方向地自轉。
此處的著眼點是當轉子相對葉片的滑動方向反向時，轉子和葉片間的潤滑油的油膜被破壞。即，在曲柄軸的1轉中，轉子相對葉片的滑動方向反向時，轉子和葉片的接觸部處于最惡劣潤滑條件。
本發明的發明者進一步進行了實驗，研究了轉子往復滑動時的磨損狀態。圖5表示磨損狀態的模式圖。此實驗中，限制了相對于曲柄軸的轉子自轉運動，葉片和轉子在同一地方往復滑動(圖5箭頭所示)。此外，實驗是用和實際制品一樣可以實現壓縮運轉的壓縮機進行的。
圖5表示葉片12和轉子11接觸部磨損的最終狀態。轉子的磨損深度△h，在實驗初期在往復滑動區間的兩端，即在相對于葉片12的、轉子滑動方向反向位置處變大。轉子磨損逐漸變化，最終在壓縮室側的端部，即相對滑動速度Vp由正變負的曲柄軸角位置(θ＝90°)附近，變的最大。
由這些實驗結果，可以看出通過在曲柄軸的轉角為90°附近，向接觸部供給潤滑油，可以改善葉片和轉子接觸部的磨損。本實施例中，采用上述油槽30的潤滑機構，可大幅度地提高旋轉壓縮機的可靠性。
參照圖3a-圖3D，說明本發明的潤滑機構的動作。這些圖中，與圖1相反，將葉片12畫在了轉子11的上方。圖3A表示曲軸的轉角為0°。此時葉片為轉子11所推壓，最大限度地移動到泵腔4a一側。葉片12的油槽30與泵腔4a連通。高壓(排出壓力)的潤滑油14被導入泵腔4a中。此潤滑油如圖中箭頭所示，吸入槽30內。一般，潤滑油14中溶解了重量為10-20%的工作流體(冷凍系統中為致冷劑)。
圖3B表示轉角θ為90°狀態。在此位置，槽30與低壓的吸入室7連通。如前所述，槽30中的潤滑油14中含有工作流體。此工作流體由排出壓和吸入室7低壓之差，瞬時發泡，并體積膨脹。膨脹的工作流體和潤滑油14一起，如圖中箭頭所示噴向葉片12和轉子11的接觸部。
圖3C表示回轉角θ是180°時的狀態。在此位置，槽30完全露出于吸入室7中，低壓的工作流體充滿槽30。圖3D表示曲柄軸轉角是270°時狀態。曲柄軸9進一步回轉，轉角θ為0°時，槽30再次與泵腔4a連通。油腔4a的潤滑油14由槽30內低壓工作流體和高壓潤滑油14的壓力差，而吸入槽30中。
油槽30如前所述，不會同時連通吸入室7和泵腔4a。即，槽30內一直吸入一定量的潤滑油，此潤滑油在最佳時期供給到轉子11和葉片12的接觸部。所以，不會向缸體4中供給過剩的潤滑油，不會導致壓縮機性能降低。在壓縮機的運轉中，潤滑機構持續以上說明的動作，確實地向葉片12和轉子11的接觸部供給潤滑油。所以，葉片12和轉子11接觸部的潤滑狀態在最易出問題的工作位置被大幅度改善。本實施例，即使在使用氟里昂代用品的更惡劣的潤滑條件下，也可大幅度提高壓縮機可靠性。
圖6和圖7表示本發明另一實施例的立式密封型壓縮機主要部分視圖。在以下的說明中，與實施例一樣的結構部分使用圖1，圖2中的符號，而省略了其說明。第2實施例的壓縮機壓縮動作與第1實施例相同。此立式壓縮機中，軸承滑動部分的供油機構、以及轉子和葉片的潤滑機構和第1實施例相異。
圖6中，符號9a表示供油部件(piece)。供油部件9a安裝于曲柄軸9的下端，浸在密封容器1的潤滑油14中。供油部件9a具有開口。另一方面，曲柄軸9在其內部形成供油孔。此供油孔和供油部件9a的開口連通。曲柄軸9的供油孔還和曲柄軸的供油孔23及給油槽23相連。供油部件9a的開口比曲柄軸9的給油孔徑稍小。曲柄軸9回轉時，容器1中的潤滑油14由于泵作用，由供油部件9a的開口被吸入到曲柄軸9的給油孔。此潤滑油再由曲柄軸9的給油孔供給到給油孔23和給油槽23，潤滑軸承滑動部分。
第2實施例中的潤滑轉子和葉片的潤滑機構包括凹部31(圖7)。凹部31分別設置于主軸承5和副軸承6的端板上，向缸體4的工作室開口。凹部31最好形成為圓形槽。二個凹部31的尺寸及位置設定滿足下述條件。即，凹部31由偏心回轉的轉子11蓋住，在曲軸9的轉角為0°附近時，與轉子11的內側連通，在轉角為90°附近時，與吸入室7連通。凹部31不同時連通轉子11的內側和吸入室雙方。
參照圖8A-圖8D說明本實施例潤滑機構的動作。圖8A表示曲柄軸9轉角θ為0°時狀態。此時主軸承和副軸承6的凹部31與轉子11內側連通。通過向上述軸承滑動部供油，潤滑油14一直充滿轉子11的內側。轉子11內的高壓潤滑油14按箭頭所示方向吸入兩凹部31。在潤滑油14中通常溶解有重量為10-20%的工作流體。圖8B表示曲柄軸的轉角θ為90°時狀態。此時，凹部31與低壓吸入室7連通。凹部31內潤滑油14中含有的工作流體瞬時發泡、體積膨脹，膨脹的工作流體與潤滑油14一起，沿箭頭所示方向，噴向葉片12和轉子11的接觸部。
圖8C表示曲柄軸轉角θ為180°狀態。此時，兩凹部31完全露出于低壓吸入室7中，低壓工作流體充滿凹部31。圖8D表示曲柄軸轉角為270°時狀態。曲柄軸9進一步回轉，則轉角變成0°，這時，凹部31再次與轉子11內側連通。轉子11內側的潤滑油14由凹部31內低壓工作流體和高壓潤滑油14的壓力差吸入凹部31。
由第2實施例的兩個凹部31構成的潤滑機構，和第1實施例一樣，不會導致壓縮機性能降低，在最佳時期確實地潤滑葉片12和轉子11的接觸部。因此，即使在使用潤滑不好的替代氟里昂時，也能提高壓縮機的可靠性。此外，凹部31為圓形槽時，使用端銑(endmill)、鉆削等方法，易加工形成。
以上說明的兩個實施例的任何一個，都是在磨損最大的曲柄軸轉角90°附近，直接將附加的潤滑油供給到缸體內，潤滑葉片和轉子的接觸部。但，本發明的潤滑不局限于這些形態。例如，在油軸的轉角為90°附近時，向流入缸體的工作流體混入追加的潤滑油，供給到缸體內也可。本發明的發明者旨在闡明流入壓縮機的工作流體中的極微量潤滑油，也能較大地抑制葉片和轉子接觸部的磨損。
本發明者，對家用冰箱的旋轉壓縮機進行了另外的實驗。研究了工作流體中的潤滑油量g和轉子/葉片的磨損量△h之間的關系。圖9表示其實驗結果。從圖9表示的結果看，當工作流體中含有的潤滑油量g增加時，可減小轉子和葉片之間的磨損。這是由于潤滑油和工作流體一起以霧狀常時供給，少量的潤滑油可有效地潤滑轉子和葉片的接觸部之故。但是，經壓縮機循環的工作流體中的潤滑油量最好較少。例如，在轉子壓縮機用于致冷系統時，工作流體(致冷氣體)中的潤滑油會降低冷凝器、及蒸發器的熱交換性能。因此，只增加壓縮機內工作流體中的潤滑油量，需要大致保持循環工作流體大致不變的機構。
圖10及圖11表示本發明第3實施例的臥式旋轉壓縮機的主要部分。此壓縮機的基本構造與第1實施例的大致相同。此壓縮機流向缸體4的動作流體的吸入路徑以及潤滑轉子和葉片的潤滑機構與第1實施例不同。第3實施例的壓縮機是從缸體的橫向吸入工作流體的構造。
下面參照圖10、圖11說明本實施例的潤滑機構。圖10中的參考符號32表示葉片12的凹部及貯油槽。槽32以切去葉片12的吸入室7一側的端面的一部分來形成。一方面，在缸體4上形成潤滑油供給槽33。此槽33一側端部向用于葉片12的槽4b開口。貯油槽32的尺寸、位置滿足下述條件。即，在曲柄軸9的轉角θ在90°附近時，槽32與潤滑油供給槽33相連通，在曲柄軸9的轉角為0°附近時，與泵腔4a連通。此外，無論曲柄軸處于哪一轉角位置，槽32都不同時連通潤滑油供給槽33和泵腔4a兩方。
缸體4還設有吸入通路15b。吸入管15壓入吸入通路15b一側端部。固定、吸入通路15b的另一端向缸體4內的吸入室7開口。圖10表示曲柄軸9的轉角為90°附近時的狀態。此時，吸入通路15b的配置使從吸入管15流出的工作流體噴向葉片和轉子11的接觸部。油供給孔34形成于缸體4上，將油供給槽33和吸入通路15b連通。油噴管35固定于油供給孔34中，向吸入通路15b內突出。
如此構成的潤滑機構按以下所述的方法工作。葉片12的油槽32在曲柄軸9的轉角θ為0°附近時，與泵腔4a連通。此時，泵腔4a內的高壓潤滑油14吸入到槽32中。在潤滑油14中，一般溶解有重量10-20%的工作流體。曲柄軸轉角在90°附近時，槽32與潤滑油供給槽33連通。因此，槽32由槽33、油供給孔34及噴出管35與低壓吸入通路15b連通。
貯油槽32與通路15b連通，則含于槽32內的潤滑油14內的工作流體瞬時發泡、體積膨脹。此工作流體隨潤滑油14經油供給槽33、油供給孔34、油噴管35流出到吸入通路15b內。流出的潤滑油14在吸入通路15b內變成霧狀。霧狀的潤滑油14和從吸入管15流出的工作流體一起，如圖10虛線箭頭所示，噴出吸入室7內，潤滑葉片12和轉子11的接觸部。此時，槽32變成充滿低壓工作流體狀態(混入一部分低壓潤滑油)。
曲柄軸9進一步回轉，轉角再次變成0°時，則貯油槽32與泵腔4a連通。泵腔4a的潤滑油14由槽32內的低壓工作流體和高壓潤滑油14之間的壓力差再吸入到槽32中。并且，在曲柄軸9任一轉角位置，吸入通路15b和泵腔4a兩方不同時連通。因此，不會向缸體內供給過剩潤滑油，故不會導致壓縮機性能低下。
在壓縮機的運轉中，潤滑機構持續上述動作，壓縮裝置內的工作流體中的潤滑油量可以比循環工作流體中的潤滑油量多。所以，葉片12和轉子11的接觸部可確實地被潤滑。
圖12表示利用本發明旋轉壓縮機的例子。此時，壓縮機安裝于冷凍系統中。冷卻循環系統中除本發明的旋轉壓縮機36外，還包括冷凝器37、膨脹閥38以及蒸發器39。旋轉壓縮機36具有潤滑轉子11和葉片12接觸部的潤滑機構，在曲柄軸9的轉角為90°附近，向缸體4的吸入室7內供給潤滑油。
在這樣構成的冷凍系統中，電機通電，轉子3回轉，驅動曲柄軸9。由曲柄軸的驅動，轉子11工作，將致冷氣體吸入到缸體4內并壓縮。壓縮了的高溫、高壓致冷劑由排出管19流入冷凝器37中。致冷氣體在冷凝器37內進行熱交換、液化。液化致冷劑由膨脹閥38節流，絕熱膨脹，變成低壓，低溫。然后，致冷劑流入蒸發器39中，在這里再次進行熱交換、氣化。從蒸發器39流出的致冷氣體經吸入管15再次吸入旋轉壓縮機中。
此冷凍系統中，工作流體使用HFC類的氟里昂。用HFC類的氟里昂不破壞臭氧層。此冷凍系統雖然專門用于致冷、冷氣系統，但由于裝有本發明的旋轉壓縮機，可以向滑動條件惡劣的轉子和葉片接觸部供給充足的潤滑油。因此，轉子和葉片之間的磨損問題可以被消除，得到高可靠性的致冷、空調系統。
圖13表示本發明第4實施例密封形旋轉壓縮機主要部分。此壓縮機的基本構造與第1實施例的基本相同。此壓縮機潤滑轉子和葉片的潤滑機構與第1實施例不同。
潤滑機構包括設在葉片12上的凹部130。凹部130形成于葉片12的吸入室7一側的側面12a。在泵腔4a與7同時連通這一點上，凹部130與第1實施例的潤滑機構不同。即，凹部130在轉子11相對葉片12的滑動方向反向時，將泵腔4a的潤滑油14供給到吸入室7中。
下面參照圖14A-圖14D說明此實施例的潤滑機構的動作。圖14A表示曲柄軸的轉角為0°時狀態。此時，向吸入室7吸入工作流體動作已結束。此后，開始吸入的工作流體的壓縮，以及開始從吸入口15a向下一個吸入室吸入工作流體。曲軸的轉角θ＝0°的狀態時，葉片12向泵腔4a一側移動最大位移。槽130也處于進入缸體4的槽4b內位置。
曲柄軸9回轉時，葉片12隨轉子11的運動向缸體4內移動。如圖14B所示，轉角θ在90°附近時，如前所述相對滑動速度Vp為0，轉子相對于葉片12的滑動方向反向。此時，葉片12的凹部130使泵腔4a與吸入室7連通。泵腔4a內的潤滑油14隨葉片12的移動慣性及吸入室7泵腔4a的壓力差，通過凹部130送入吸入室7內。潤滑油14在流入吸入室7內的瞬間，膨脹霧化。霧化的潤滑油粘附于轉子11的大部分表面。同時，由吸入口15a流入工作流體將轉子11表面的潤滑油14壓向轉子和葉片12的接觸部。其結果是，在轉子11的滑動方向反向時，向轉子和葉片12的接觸部供給充足的潤滑油14，使潤滑條件變好。
曲柄軸9進一步回轉，如圖14C所示，轉角θ變為180°時，葉片12向缸體4內的突出量最大，此時，葉片12的凹部130從泵腔4a脫出。因此，泵腔4a和吸入室7被斷開，潤滑油不流到吸入室7內。
此后隨著轉子11的回轉，葉片12從缸體4移動到泵腔4a一側。圖14D表示曲柄軸的轉角為270°時的狀態。這時，葉片12凹部130再次與泵腔4a連通，泵腔4a與吸入室7連通。泵腔4a的潤滑油14再次被送到吸入室7內。但是，與圖14B所示情況相比，葉片12與潤滑油14的流入方向相反地移動。因此，葉片12的慣性抑制給油，僅此就會降低給油效果。
就這樣，本實施例的潤滑機構也隨著曲軸9的回轉動作，向轉子11和葉片12的接觸部供給潤滑油。這種給油僅在轉子11相對葉片12的滑動方向反向時進行。因此可防止由于向缸體內供給過剩的潤滑油引起的壓縮機性能降低。可高效地潤滑轉子11和葉片12的接觸部。
下面，就向吸入室7內供給的潤滑油量進行說明。通過葉片12的凹部潤滑油量Q以下式表示。
Q＝由平板相對移動產生的流量+由壓力斜率引起的流量＝( 1/2 Uh-h3/12μ·dp/dx)×b此處U＝平板相對速度h＝凹部130和缸體4槽4b的間隙尺寸μ＝潤滑油粘度dp/dx＝壓力斜率b＝凹部130的寬度尺寸上式中右邊第一項的由平板相對運動產生的流量和第2項由壓力斜率產生的流量相比極小，故，潤滑油量Q可只近似表示成由壓力斜率引起的流量。
因此，例如，就旋轉壓縮機的定常運轉狀態進行說明，此時壓縮機吸入壓力Ps＝0.111MPa，排出壓力Pd＝1.185MPa，以運轉頻率60HZ進行運轉。在上述條件下，如圖4所示，曲柄軸9的轉角θ大致為90°時，轉子11和葉片12的接觸部的滑動方向反向，在上述定常運轉狀態下，μ＝2.66×10-4Pa.s，吸入室7和泵腔4a連通時距離L＝5.9mm，h＝0.3mm，b＝2mm。則從泵腔4a到吸入室7的潤滑油量Q可從上式導出為Q＝｛(0.3×10-3)3/12×2.66×10-4×1.074×106/5.9×10-3｝×2×10-3
＝3.06×10-3m3/S＝0.18m·L/min。
即，在上述運轉條件下，當轉子11相對于葉片12的滑動方向反向時，以每分鐘0.18ml的流量由泵腔4a向吸入室7輸入潤滑油。
而且，例如，如圖4所示，當排出壓力Pd從1.573MPa變化到1.185MPa時，轉子11的滑動方向的反向時刻也變化。但是，即使在這種情況下，通過加大葉片12凹部130的寬度尺寸b，可增加向吸入室7送入的潤滑油14的量。
圖15表示圖13的實施例中葉片12的一具體例。此例中，凹部及槽131位于葉片12的側面12a及端面12b之間的角部。此槽131通過切去葉片12的角的一部分來作成。此槽131可通過簡單加工形成，不要很嚴格的尺寸精度及精加工。
圖16是圖13的實施例中葉片12的另一個具體例。此例中，槽132形成于葉片12側面12a的中央。圖17表示葉片12安裝于旋轉壓縮機上時的安裝狀態。槽132具有一定的寬度b、以及具有半徑為R的圓弧狀底面。由于槽132的深度圓滑變化，故潤滑油14的流動阻力較小。此外，尺寸b較易改變，通過的槽132的潤滑油量可以變更。
圖17表示圖13中的實施例的另一個具體例。此例中，槽133位于葉片12側面12a的中央。圖18表示葉片安裝于旋轉式壓縮機上的狀態。槽133具有一定寬度及具有平坦的底面。此外，槽133的傾斜滿足下述條件。即，槽133使泵腔4a與吸入室7連通時，如圖19所示，槽133的泵腔4a一側的間隙尺寸h′和吸入室7一側的間隙尺寸h″與槽133中央的間隙尺寸相等。通過這樣的形狀，潤滑油14由槽133一直保持一定的流量和流速。故，通過槽133的流路的潤滑油的流量均勻，再確保較穩定的流量。此外，此槽133可由機加工、放電加工形成，比較容易地變更寬度尺寸b。
圖20表示圖13的實施例中葉片12的另一個具體實例。此例中，槽134位于葉片12側面12a的中央，圖21表示葉片12安裝于旋轉壓縮機上的狀態。槽134保持一定的寬度b。泵腔4a側的槽134的端部形成為與葉片往復運動方向垂直。此外，槽134的底面如圖21所示，從垂直端部向吸入室7一次逐漸變淺，呈直線狀傾斜。槽134向吸入室7一側移動時，除葉片的慣性外，垂直端部具有將潤滑油壓向的效果，供油性能良好。此外，此槽134也可由機加工、放電加工形成，尺寸b較容易變更。
以上根據


了本發明的實施例，但本發明不局限于上述些特定形式。可按權利要求記載有種種變更。例如，上述說明的實施例中采用了單一缸體，但本發明也適應于具有雙缸體的壓縮機。此外，本發明除壓縮機外，也適應于具有同樣旋轉形式的膨脹機，真空泵。
權利要求
1.一種旋轉式壓縮機，包括貯有潤滑油的密封容器、設置于此容器中的壓縮裝置、驅動此壓縮裝置的電機、潤滑上述壓縮裝置及電機的給油裝置，上述壓縮裝置包括具有成吸入口和排出口的形成圓柱狀工作室的缸體、收容于上述缸體內的圓柱狀轉子，使此轉子沿上述工作室內圓周表面偏心回轉的曲柄軸、以及向上述缸體內突出的、一直與上述轉子接觸、將上述工作室分隔成吸入室和壓縮室的板狀葉片，隨著上述轉子的偏心回轉，將工作液體吸入、壓縮，將壓縮的工作流體排出到該壓縮裝置外的密封容器中，其特征在于潤滑上述轉子和葉片接觸部的油供給手段與上述給油裝置分別單獨設置，此油供給手段根據上述曲柄軸的回轉動作，在開始形成上述吸入室后，至少在轉子相對上述葉片的滑動方向反向的最初時期，將上述密封容器中的高壓潤滑油向著轉子和葉片的接觸部供給。
2.如權利要求1記載的旋轉壓縮機，其特征在于上述葉片隨上述轉子的偏心回轉往復運動，上述油供給手段的潤滑油供給時期為將上述葉片向上述缸體外側方向移動最大位移時，作為曲柄軸轉角為0°，則供油時期在轉角為90°附近。
3.如權利要求2記載的旋轉壓縮機，其特征在于上述油供給手段通過吸入室向上述轉子和葉片接觸部供給潤滑油，上述吸入室和上述密封容器的高壓潤滑油不會同時連通。
4.由權利要求3記載的旋轉壓縮機，其特征在于上述油供給手段包括形成于上述葉片上的凹部，此凹部和上述葉片一起移動，在曲柄軸轉角為0°時與上述密封容器內連通，吸入潤滑油，在上述曲柄軸轉角為90°附近時，與吸入室連通，將潤滑油排出。
5.根據權利要求3的旋轉壓縮機，其特征在于上述轉子的內側充滿由上述給油裝置供給的高壓潤滑油，上述油供給手段包括至少形成于上述工作室一側端壁上的凹部，此凹部由偏心回轉的上述轉子的端部選擇性地蓋住，在上述曲柄軸的轉角為0°時，與上述轉子內側連通，吸入潤滑油，在上述轉角為90°附近時，與吸入室連通，排出潤滑油。
6.根據權利要求5的旋轉壓縮機，其特征在于上述凹部是圓形槽。
7.根據權利要求3的旋轉壓縮機，其特征在于上述油供給手段包括形成于上述葉片的凹部，以及與上述吸入口連通的油通路，上述凹部與葉片一起移動，在上述曲柄軸轉角為0°時，它與上密封容器內連通，吸入潤滑油，當上述轉角為90°附近時，與上述油通路連通，將潤滑油混入從吸入口流入的工作流體中。
8.根據權利要求7的旋轉壓縮機，其特征在于上述吸入口的配置為在曲軸的轉角為90°附近時，將工作流體噴向上述轉子和葉片的接觸部。
9.根據權利要求2的旋轉壓縮機，其特征在于上述油供給手段通過上述吸入室將潤滑油供給到上述轉子和葉片的接觸部，上述吸入室和上述密封容器的高壓潤滑油同時連通。
10.如權利要求9的旋轉壓縮機，其特征在于上述葉片包括形成于葉片上的凹部，此凹部和上述葉片同時移動，在曲柄軸轉角為90°附近時，它連通吸入室和上述密封容器的潤滑油，在轉角為0°時，葉片從密封容器內脫出，在轉角為180°時，它從吸入室內脫出。
11.根據權利要求10的旋轉壓縮機，其特征在于上述凹部為槽，此槽形成于葉片的側面和端面之間的角部。
12.根據權利要求10的旋轉壓縮機，其特征在于上述凹部是槽，此槽形成于上述葉片的側面，槽的寬度一定。
13.根據權利要求12的旋轉壓縮機，其特征在于前述槽的深度沿槽的長度方向逐漸變化，在此槽的長度中央位置為最大。
14.根據權利要求13的旋轉壓縮機，其特征在于上述槽的底面沿其長度方向為圓弧狀。
15.根據權利要求12的旋轉壓縮機，其特征在于上述槽深度一定，上述槽的兩端在上述吸入室和密封容器的潤滑油連通時，由此槽形成流路的斷面積沿流路大致一定地進行傾斜。
16.根據權利要求12的旋轉壓縮機，其特征在于上述密封容器的潤滑油側的上述槽的端部垂直于葉片來形成，上述槽的底面呈直線傾斜狀，使槽的深度從垂直端部向吸入室一側逐漸變淺。
17.根據權利要求1-6、9-16任一項記載的旋轉壓縮機，其特征在于上述吸入口的配置如下從吸入口流入的工作流體將由油供給手段流來的潤滑油壓向上述轉子和葉片的接觸部。
全文摘要
本發明涉及密封型旋轉壓縮機。本發明者研究了壓縮機轉子和葉片的滑動形態。揭示了在運轉中轉子相對葉片的滑動方向反向的事實。此時，轉子和葉片間由于沒有潤滑油，故易磨損。本發明中的壓縮機除過去的構成部件外，設有潤滑轉子11和葉片12接觸部的潤滑手段。此手段根據曲柄軸的回轉動作，在形成吸入室7后，最少在轉子相對葉片滑動方向反向時的最初時期向滑動部供給密封容器中的高壓潤滑油，從而減少接觸部磨損，即使在使用HFC類的氟里昂代用品也可提高壓縮機可靠性。
文檔編號F04C29/00GK1112202SQ9510508
公開日1995年11月22日 申請日期1995年5月5日 優先權日1994年5月6日
發明者香曾我部弘騰, 石山明彥, 畠裕章, 竹林昌寬, 三品將利 申請人:株式會社日立制作所