专利名称：涡管压缩机的制作方法
技术领域：
本发明涉及冷冻、空调机中所用的制冷剂压缩机。
背景技术：
图7是特开2000-161254号公报中所示已有涡管压缩机结构的纵剖面图。
图7中，1为固定涡管，外周部通过螺栓(未图示)连接到导架15上。底板部1a的一个表面(图7中的下侧)上形成有板状螺旋齿1b，同时在外周部上形成了2个基本上沿一直线设置的欧氏导向沟1c。欧氏导向沟1c内可自由往复滑动地卡合有欧氏环9的爪9c。再从固定涡管1的侧面压入贯通密闭容器10的吸入管10a。
2为摆动涡管，在底板部2a上面设有与固定涡管1的板状螺旋齿1b基本上同形状的板状螺旋齿2b，在几何意义上形成压缩室1d。底板2a的与板状螺旋齿2b相对侧表面的中心部上形成中空圆筒形的凸缘部2f，在此凸缘部2f的内侧面上形成有摆动轴承2c。而在与凸缘部2f同侧表面的外侧，形成了可与柔性架3的推力轴承3a接触滑动的推力面2d。摆动涡管底板2a的外周部中大致沿直线形成了2个与前述固定涡管1的欧氏导向沟1c具有90°相位差的欧氏导向沟2e。在此欧氏导向沟2e内可自由往复滑动地配合着欧氏环9的爪9a。此外，底板部2a上设有贯通上述压缩室1d与推力面2d的抽出孔2j。此抽出孔2j的推力面2d侧的开口部2k的圆形轨迹经常平衡地位于柔性架3的推力轴承面3a的内部。
柔性架3将设于其外周部上的上下2个圆筒面3d、3e通过导架15内周部上所设的圆筒面15a、15b沿径向支承。而在其中心部形成有沿径向支承由马达7回转驱动的主轴4的主轴承3c与副主轴承3h。此外，柔性架3的外侧与导架15的内侧通过设于圆筒面15c、15d上的密封件16a、16b构成架空间15f，通过由推力轴承3a的面所连接的联络通道3s与抽出孔2i连通压缩室1d，成为将压缩室1d供给的压缩途中的制冷剂气体封入的结构。
柔性架3中也形成了调节阀收纳空间3p，此调节阀收纳空间3p的一端(图7中的下端)与由柔性架3的内周与摆动涡管2的推力面2d构成的凸缘部外侧空间2h连通，而其另一端(图7中的上端)则通向吸入压力气氛空间1g。此调节阀收纳空间3p在其下部牢靠地收纳着可自由往复运动的中间压力调整阀3i，而在其上部，中间压力调节弹簧压板3t则牢靠地收纳于柔性架3中。在中间压力调节阀3i与中间压力调节弹簧3t之间，则收纳着较自然长度压缩了的中间压力调节弹簧3m。
导架15的外周面15g通过热压配合或焊接等固定于密闭容器10之上，通过设于其外周部上的缺口部15c，能确保将从固定涡管1的排出口1f排出的高压制冷剂气体导引到设于电动机侧的排出管10b的流道。
4为主轴，它的上端形成能与摆动涡管2的摆动轴承2c自由回转配合的摆动轴4b，而于其下侧则热压配合有主轴平衡器4e。再在其下方形成与柔性架3的主轴承3c与副主轴承3h自由回转配合的主轴部4c。在主轴4的下侧形成有与副架6的副轴承6a自由回转配合的副轴部4d，在此副轴部4d与前述主轴部4c之间热压配合着转子8。
在转子8的上端面与下端面分别固定着平衡器8a与8b。与前述的主轴平衡器4e在一起合计共三个平衡器，保证了静平衡与动平衡。再于主轴4下端压入油管4f，成为将密闭容器10底部贮留的冷冻机油10e上吸的结构。
密闭容器10的侧面设有玻璃端子10f，接合马达7的引线。
下面说明已有涡管压缩机的基本操作。
低压吸入的制冷剂从吸入管10a进入由固定涡管1与摆动涡管2的板状螺旋齿形成的压缩室1d。由马达7驱动的摆动涡管2随着偏心转动而减小压缩室1d的容积。通过此压缩行程，制冷剂成高压，从固定涡管1的排出口1f排出到密闭容器10内。
在上述压缩行程中，在压缩途中的中间压力的制冷剂气体从摆动涡管2的抽出孔2j，经柔性架3的联络通道3s导入架空间15f，保持此空间的中间压力气氛。
成为高压的排出气体以高压气氛充满密闭容器10内，很快就从排出管10b排放到压缩机外。
密闭容器10底部的冷冻机油10e，在压差下通过沿轴向贯通主轴4的中空空间4g，从摆动轴承部2g和设于主轴4上的横孔导入主轴承3c。由于这2个轴承部的节流作用，取得中间压力的冷冻机油10e(由于溶解于冷冻机油的制冷剂的起泡，一般会成为气体制冷剂与冷冻机油的2相流)便到达摆动涡管2与柔性架3包围的凸缘部外侧空间2h，克服调节阀收纳空间3p中设置的中间压调节弹簧3m加载的力，压迫中间压调节阀3i，导入吸入压力气氛空间，与低压制冷剂气体一起吸入压缩室1d。
如上所述，凸缘部外侧空间2h的中间压力Pm1(MPa)基本上是由中间压调节弹簧3m的弹簧力与中间压调节阀3i的中间压露出面积决定，由预定的值α控制，即由下式控制。
Pm1＝Ps+α(1)上式中，Ps吸入压力即低压(MPa)。
在此，密闭容器内的压力Pd(MPa)(即排出压力)与凸缘部外侧空间压力Pm1之差，是用于给摆动轴承2g供给冷冻机油10e所必需的给油压差ΔP，通常需确保取正值。
ΔP＝Pd-Pm1＞0(2)通过压缩行程，冷冻机油10e与高压制冷剂气体一起从排出口1f通入密闭容器10内，在此与制冷剂气体分离，再返回到密闭容器底部。
制冷剂气体的压缩室1d经由摆动涡管2的底板部2a中所设的抽出孔2j与柔性架3中所设的联络通道3s，同架空间15f作经常的或间歇的连通。由于架空间15f是由两个密封件16a、16b密闭的空间，响应压缩室1d的压力变动。架空间15f的压力也同步地变动，因而大致地成为抽出孔2j面对的压缩室1d内压力变动的累计平均值。
如上所述，架空间15f的中间压力Pm2(MPa)由抽出孔2j面对的压缩室1d的位置确定的预定值β按下式控制Pm2＝Ps×β(3)上式中的Ps为吸入压力即低压(MPa)。
对柔性架3而言，因凸缘部外侧空间2h的中间压力引起的使柔性架3与摆动涡管2分开的力Fpm1，它与由于压缩作用使固定涡管1和摆动涡管2沿轴向分离开的气体推力Fgth的合力，起到用来使柔性架3沿着与压缩室相反方向移动的力的作用。
另一方面，由于导入了压缩途中的制冷剂气体而成为中间压Pm2的架空间15f使柔性架3与导架15拉开的力Fpm2同作用于暴露在下部高压气氛部分的差压力Fpd2两者的合计力则用作使柔性架3沿压缩室方向移动的力。
在平稳运转中沿上述压缩室方向移动的力作了超大的设定，因而柔性架3便为上下2个嵌合的圆筒面3d、3e导引而向压缩室方向移动。摆动涡管2与柔性架3作紧密接合的滑动沿相同方向移动，使其板状螺旋齿2b与固定涡管1接触滑动。
再有，在起动时或在液压压缩时等情形下，前述的气体推力Fgth增大，摆动涡管2通过推力轴承3a将柔性架3强制压向下方，于是摆动涡管2与固定涡管1的齿顶与齿根间生成了较大的间隙，可以避开压缩室的压力异常升高。称这种操作为减压操作而称所产生的间隙管为减压量。
此减压量控制成柔性架3与导架15碰撞前的距离。
摆动涡管2中产生的倾覆力矩的一部或全部通过推动轴承3a传递给柔性架3，但主轴承3c接收到的轴承负荷与其反作用二者的合力，即从柔性架3与导架15的上下2个圆筒嵌合面3d、3e接收到的反作用力的合力产生的力偶能有效地抵消上述倾覆力矩，从而能具有非常良好的平衡运转时的从动稳定性以及减压操作的稳定性。
下面详细说明作用于已有涡管压缩机的轴向力的关系。
图8说明在已有的涡管压缩机中，作用于摆动涡管2以及柔性架3上轴向力的关系。
摆动涡管2上受到压缩制冷剂气体产生的反作用力Fgth和由于固定涡管1与齿顶的接触滑动产生的齿顶接触力Ftip沿图中向下方向作用。前述凸缘部外侧空间2h内有压力Pm1、使摆动涡管2与柔性架3拉离开的力Fpm1，在摆动涡管的凸缘部内侧暴露于高压气氛部分上因压差作用的力Fpd1，以及由于推力面的接触滑动产生的止推接触力Fth作为图中向上的力起作用。在此，Fpm1＝Spm1×(Pm1-Ps)(4)Fpd1＝Spd1×(Pd-Ps) (5)上式中，Spm1凸缘部外侧空间的中间压力Pm1的作用面积(m2)；Spd1凸缘部内侧空间中排出压力Pd的作用面积(m2)；Pd排出压力(MPa)；Ps吸入压力(MPa)。
于是，作用于摆动涡管2的力如下式所示Fgth+Ftip＝Fth+Fpm1+Fpd1 (6)另一方面，在柔性架3上，作用有因凸缘部外侧空间15f的中间压力Pm1而产生的使摆动涡管2与柔性架3拉离开的力Fpm2与由于同摆动涡管2接触滑动面产生的止推接触力Fth这两者沿图中向下的力，而缘于架空间15f的中间压力Pm2的使柔性架3与导架15拉离的力Fpm2以及由作用于暴露在柔性架下端的高压气氛部分上的压差所产生的力Fpd2沿图中朝上方向所作用的力。
Fpm2＝Spm2×(Pm2-Ps) (7)Fpd2＝Spd2×(Pd-Ps) (8)上式中，Spm2架空间的中间压力Pm2的作用面积(m2)；Spd2暴露于柔性架下端的排出压力气氛下的面积(m2)；Pd排出压力(MPa)；Ps吸入压力(MPa)。
于是作用于柔性架3的力如下式所示Fpm1+Fth＝Fpm2+Fpd2 (9)联立(6)式与(9)式可求得齿顶接触力Ftip与止推接触力FthFtip＝Fpd1+Fpd2+Fpm2-Fgth (10)Fth＝Fpm1+Fpd2-Fpm1 (11)(10)式表明，将Fpm2(以架空间15f的压力Pm2来拉离开柔性架3与导向架5的力)设定得愈大，则齿顶接触力Ftip也愈增大。这就是说，架空间15f的中间压力Pm2设定得愈大(增大β值)，则齿顶接触力Ftip也愈大。
另一方面，式(11)表明，若将Fpm1(以凸缘部外周空间2h的压力Pm1拉离开柔性架3与摆动涡管2的力)设定得很大时，则可减少止推接触力Fth。这就是说，凸缘部外侧空间2h的中间压力Pm1设定得越大(增大α值)，则止推接触力Fth便越减小。也即成为可以减小推力滑动损失，节省压缩机的电气输入的结构。
如上所述，通过调节凸缘部外侧空间的压力Pm1与架空间的压力Pm2虽可自由地调节齿顶接触力Ftip与止推接触力Fth，但为了使压缩机进行正常的压缩操作，通常必须将以上两种力保持为正值Ftip＞0(12)Fth＞0 (13)
下面用图9说明为了构成架空间15f而在导架15与柔性架3的圆筒嵌合面中设置的密封件。
架空间15f中由于抽出了压缩途中的制冷剂气体并导入，通常运动时的压力级一般成为下式Ps＜Pm2＜Pd(14)从而密封件的结构通常是将防止架空间15f为排出压力气体侵入的U形环和防止从架空间15f向吸入压力气氛泄漏的U形环按图9所示的方向设置。此外，这些个U形环的材料多采用特氟隆等。
现有的涡管压缩机如前所述是将凸缘部处侧空间2h的中间压力Pm1设定得较大，以减少(11)式所示的止推接触力Fth即降低滑动损失，而能节约压缩机的电功率输入。但将Pm1设定得过大时，当Fth＜0，摆动涡管2与柔性架3就会背离而不能有正常的压缩操作。此外，摆动涡管2就会于轴向的离隙量的间隙内晃动导致轴承产生一端接触等现象，而引起异常磨耗与损伤等问题。
再有，当Pm1设定得过大而有(2)式的 P＝Pd-Pm1＜0时，就不能确保对摆动轴承2c与主轴承3c的给油压差，而会产生损伤轴承等问题。
本发明是为了解决上述种种问题而提出的，本发明的目的在于通过给(1)式中的α值设定上限而设定凸缘部外侧空间2h的压力Pm1，以恰当地保持止推接触力Fth，由此还能降低推力滑动损耗，不会引起摆动涡管2与柔性架3的背离而可进行正常的压缩操作，此外不会发生摆动轴承的异常磨耗与损伤，进而能确保给油压差而不损坏摆动轴与主轴，也就是说，能提供高性能与高可靠性的涡管压缩机。
已有的涡管压缩机是将架空间15f的中间压力Pm2设定得较小而不会生使柔性架3向压缩室侧移动的力，当齿顶接触力Ftip成为负值，于稳定运转时，固定涡管1与摆动涡管2背离就不能进行正常的压缩操作。此外，摆动涡管2会于轴向的离隙量的间隙内晃动，有可能损坏轴承。相反，当把Pm2作过大的设定时，齿顶接触力Ftip将增大而加动滑动损耗，也就加大了压缩机的电动率输入。还会有齿顶异常磨耗而在最坏情形下烧结到一起的问题。
为了解决上述诸问题，本发明的目的还在于通过在(3)式中将β值设定于恰当范围。使柔性架3可靠地朝压缩室方向移动，沿轴向给固定涡管与摆动涡管加适当的压紧力使之密合，通过恰当地保持齿顶接触力Ftip，就能确保正常的压缩操作，而且不使轴承损伤等进而不增大滑动损失，不发生齿顶的异常磨损与烧结，从而提供高性能和可靠性高的涡管压缩机。
已有的涡管压缩机为构成架空间15f而采用了2个密封件，于是就有密封件本身的费用以及为设置这2个密封件而必需加工出2个沟槽的加工时间与费用的问题。
本发明是为了解决上述问题而提出的，其目的在于提供能减少密封部件本身的个数和减少为设置密封件而加工的沟槽数，进而可以省略抽气孔2j与连络通道3s等加工，能够降低部件费用与加工费用的生产率优越的涡管压缩机。
现有的涡管压缩机由于在密封件中采用特氟隆等构成的U形环，材料本身的费用较高。
还由于此种压缩在起动前等密闭容器内成为平衡压的情形，在紧接压缩机起动之后于压缩室1d进行的压缩过程中抽出了中间压力的制冷剂气体的架空间15f中压力上升得较快，而密闭容器内由于容积便远大于架空间15f，从而压力升高相对于架空间15f就较缓慢。
在上述情形下，架空间15f的压力Pm2与密闭容器内的压力(即排出压力)Pd的压力级在某个时间成为以下式所示的状态Pm2＞Pd(15)密封部件虽在假定为平稳运转条件下取防止排出压力气体进入架空间15f的结构，但并不能防止其逆向流动。
在(15)式所示状态下，架空间15f的制冷剂气体从密闭空间内漏出，使架空间内压力Pm2不升高。导致使柔性架3向压缩室一侧移动的力不充分。即要开始正常的压缩操作需要时间，而在此期间内柔性架3和与之接触而沿轴向移动的涡管2将于轴向离隙量的间隙内晃动，而引起因轴承一端接触所产生的损伤与烧结等问题。
为了解决前述问题，本发明用O型环取代特氟隆密封圈而可以降低与材料有关的费用。
本发明的目的还在于，即令当压缩机起动时，也能不使从压缩室1d供给于架空间15f的中间压力制冷剂气体漏泄而能让架空间15f的压力Pm2快速升高，产生使柔性架3与摆动涡管2向压缩室一侧方向移动的力，可快速地开始正常的压缩操作，由此而提供廉价的，起动性能优越的且不损伤轴承的可靠性高的涡管压缩机。
另外，当把HFC系的制冷剂(R407C、R410A等)用作工作流体时，当把现有的一般的CR(氯丁橡胶)制的O形环用作密封件时，会有O形环因与制冷剂的相溶性致O形环膨润变质而丧失其密封特性的问题。
本发明是为了解决上述问题而提出的，其目的在于对HFC系的制冷剂提供采用HNBR(丙烯腈丁二烯橡胶分子的一部分中结合有氢原子的产物)制的O形环，从而能提供不变质和不丧失密封特性的可靠性高的涡管压缩机。
发明的公开本发明的涡管压缩机具有设于密闭容器内，为使各个板状螺旋齿相互间形成压缩室而啮合的固定涡管与摆动涡管；沿轴向支持此摆动涡管同时沿径向支承驱动该摆动涡管的主轴，且可沿轴向位移的柔性架；以及沿径向支承此柔性架的导架，通过上述柔性架相对于上述导架沿轴向的移动，可使上述摆动涡管沿轴向移动，此压缩机的特征在于，上述摆动涡管在与板状螺旋齿相反侧的表面上具有推力面，而在将与其压触滑动的上述柔性架的推力轴承内侧上形成的凸缘部外侧空间设置于利用压缩机的运转高低压力差供给润滑油的压差给油路径的途中，同时将由设于上述给油路径途中的节流门与调压装置决定的上述凸缘部外侧空间的压力Pm1(MPa)表示为Pm1＝Ps+α，在涡管压缩机的工作压力范围中将其高低压差成为最小的压差值表作min(Pd-Ps)时，将此α设定为0＜α＜min(Pd-Ps)，式中Ps为压缩机吸入压力(MPa)，Pd为压缩机排出压力(MPa)。
由此，在压缩机的整个工作压力范围中能确保对摆动轴承与主轴承的给油压差，而能制得不引起柔性架与摆动涡管背离的可靠性高的涡管压缩机。
一种涡管式压缩机，具有设于密闭容器内，为使各个板状螺旋齿相互间形成压缩室而啮合的固定涡管与摆动涡管；沿轴向支承此摆动涡管同时沿径向支承驱动该摆动涡管的主轴，且可沿轴向位移的柔性架；以及沿径向支承此柔性架的导架，通过上述柔性架相对于上述导架沿轴向的移动，可使上述摆动涡管沿轴向移动，在此涡管压缩机中，由上述柔性架和导架形成的圆筒面或平齐面上设置两个密封件而构成的密闭的架空间中，在从上述压缩室抽出并导引压缩途中制冷剂气体的同时，将此架空间内的压力Pm2(MPa)设定为压缩机吸入压力Ps(MPa)的1.2倍以上、2倍以下的范围。
这样，在压缩机的整个运转压力范围内，对固定涡管与摆动涡管施加恰当的推压力使之作接触滑动不会引起背离，也不会由于推压力过大导致滑动损失增大或烧结，从而可获得高效率和可靠性高的涡管压缩机。
一种涡管式压缩机，具有设于密闭容器内，为使各个板状螺旋齿相互间形成压缩室而啮合的固定涡管与摆动涡管；沿轴向支承此摆动涡管同时沿径向支持驱动该摆动涡管的主轴，且可沿轴向位移的柔性架；以及沿径向支承此柔性架的导架，通过上述柔性架相对于上述导架沿轴向的移动，可使上述摆动涡管沿轴向移动，在此涡管压缩机中，由前述柔性架和导架形成的圆筒面或平齐面上设有1个截断流体从高压空间移向低压空间的密封件。
由此可以减少部件数、加工时间与成本，以低成本获得高生产率的涡管压缩机。
通过将O形环用作上述密封件可以降低与密封件有关的用费，而且在压缩机起动时也不会使架空间的压力漏泄到密闭容器内。同时能使柔性架与摆动涡管快速地移向压缩室侧以开始正常的压缩操作。由此可以用低的成本制得可靠性高的涡管压缩机。
此外，对于将HFC系的制冷剂(R407C、R410A等)用作工作流体时，通过将HNBR(丙烯腈丁二烯橡胶分子的一部分中结合有氢原子的产物)制的O形环用作前述密封件，就能求得O形环膨润与变质小的密封特性。由此可以制成可靠性高的涡管压缩机。
附图简述
图1为本发明实施形式1的纵剖面图。
图2是示明压缩机运行温度范围的曲线图。
图3是示明制冷剂为R407C时α值与额定性能比的相关性的曲线图。
图4是示明制冷剂为R410A时α值与额定性能比的相关性的曲线图。
图5为示明β值与额定性能比的相关性的曲线图。
图6为本发明实施形式2的纵剖面图。
图7为已有的涡管压缩机的纵剖面图。
图8说明作用于各个部件的轴向力。
图9为密封件周围的放大剖面图。
图10是本发明中各种制冷剂下的低压缩比运行压力的表。
实施发明的优选形式实施形式1图1是示明实施形式1中涡管压缩机的纵剖面图。各部件的名称及其功能与已有例子中的相同，记以相同的标号而略去其说明。
形成架空间15f的2个密封件为O形环16c、16d，设置于导架15内周和柔性架3外周处构成的圆筒面15d、15d上。O形环采用HNBR材料制成，这样，即使是在应用HFC系的制冷剂时，此O形环也不会膨润变质。一般，O形环可以根据充填压缩机内的冷冻制种类和气氛温度等选定适当的材料。
在压缩机起动时，抽出压缩室1d的于压缩途中的制冷剂气体而导引的架空间15f内的压力Pm2会比密闭容器内的压力(即排出压力)Pd更快地升高，由于通过构成架空间15f的O形环而构造成能防止从架空间15f有压力漏泄到密闭容器内，于是通过架空间内压力Pm2的快速上升，柔性架3被给予沿压缩室1d方向移动的力，而成为能快速地开始正常压缩工作的结构。
凸缘部外侧空间2h设置于密闭容器内冷冻机油10e的给油路径的中途。压差给油路径则是高压的密闭容器底部的冷冻机油10e通过主轴中空部4g，经主轴承3c与摆动轴承2c到达凸缘部外侧空间，通过设于柔性架3内的中间压力调节阀收纳空间3p而导引到低压空间1g中的通道。凸缘部外侧空间2h的压力Pm1通过调节主轴承3c与摆动轴承2c的节流作用以及设于调节阀收纳空间的中间压力调节弹簧3m的弹簧常数，可以设定为(1)式所示α＝0.3。由此，在压缩机的整个运行压力范围内，能够减小止推接触力Fth，同时也减小了推力滑动损失，而不会引起摆动涡管2与柔性架3的背离，可以确保正常的压缩作业，确保冷冻机油的给油压差 P，从而不会中断对摆动轴承2c与主轴承3c的给油。
架空间15f通过抽出孔2j与连络通道3s封入连续地或间歇地供给的中间压力的制冷剂气体。此空间的压力Pm2根据抽出孔2j面对压缩室1d的位置，设定为(3)式所示的β＝1.6。这样，在压缩机的整个运行压力范围内，齿顶接触力Ftip不成为负值，不会引起摆动涡管2与固定涡管1的背离，可以确保正常的压缩作业，同时也不会有由于齿顶推压力过大而增大滑动损失。
凸缘部外侧空间或架空间的中间压力作用面积或高压作用面积兼顾上述α值与β值来确定，在这些面积的调节中，最优的α值与β值也改变。一般地说，凸缘部外侧空间2h的中间压力作用面积Spm1由欧氏环与推力轴承等的几何形状决定，设定的自由度不大。但另一方面，架空间15f的中间压作用面积Spm2的调节则有较大的自由度。将中间压力作用面积Spm2设定得尽可能地大而减小β值，即将架空间的中间压力Pm2设定得很小时，则可在压缩机的运行压力范围内求得稳定的齿顶接触力Ftip。还由于能用小的中间压力Pm2使柔性架3与摆动管2沿压缩室方向移动，可以求得改进了压缩机起动特性等的计算与试验结果。
下面说明确定凸缘部外侧空间2h的压力Pm1的α值的设定。
如同先有例子中所描述的，将α值设定得很大时，能减小止推接触力Fth、即推力滑动损失。但当α值设定得过大时，即凸缘部外侧空间2h的压力Pm1设定得过大时，止推接触力成为负值，会使摆动涡管2与柔性管3发生背离而不能确保摆动轴承2c与主轴承3c的给油压差 P。
图2示明保证压缩机作一般运转的温度范围。在这样宽的范围中，必须确保给油。考察此图中给油困难的条件，可以说是冷凝温度CT与蒸发温度ET的差最小、即排出压力Pd与吸入压力Ps之差成为最小的运行点(低压缩比)。图2中运行温度范围右下的点便是，成为CT/ET＝30/10℃。在这一点下，排出压力Pd与吸入压力Ps的差min(Pd-Ps)因所用的制冷剂而异。将此结果汇集于图10中。
对摆动轴承2c与主轴承3c施行给油的压差如(2)式所示，成为密闭容器内压力(即排出压力)Pd与凸缘部外侧空间内压力Pm1的压差 P，而例如在把R407C作为所用的制冷剂时，若α值达到0.6以上，在图10所示的运行点(Pd/Ps＝1.27/0.71MPa)处，成为
Pm1＝Ps+α＝0.71+0.6＝1.31(MPa) P＝Pd-Pm1＝1.27-1.31＝-0.04(MPa)＜0在此运行压力条件下，表明不能给油。这就是说，将R407C用为工作制冷剂时，需使α值在低压缩比运行压力(Pd/Ps＝1.27/0.71MPa)的高低压力差min(Pd-Ps)值以下，具体地说，需设定到0.56以下。
同样，在把R22用作工作制冷剂时，若不设定α＜0.51，或在把R410A用作制冷剂时不设定α＜0.8时，则在压缩机的运行压力范围中，会成为发生不给油区域的事件。因此，必须将α值设定为上述值以下。
当压缩机所用制冷剂与运行压力范围与以上所述不同时，同样需将α值设定到该压缩机运行压力范围内高低压的最小压差值min(Pd-Ps)之下。
图3所示为以R407C用为工作制冷剂时，改变α值时的额定性能比。额定性能比表示的是以性能MAX值为100％时的性能比。α值在小的范围内时，不能充分获得使止推接触力Fth张弛的效应，存在着推力滑动损失增大，性能渐渐降低的倾向。当使α值徐徐增大，推力滑动损失的张弛效应得以发挥而性能提高，当α＝0.3，性能达到峰值(100％)。α再增大，推力滑动损失虽然更小，但止推接触力Fth则不充分，不能支持摆动涡管中发生的倾覆力矩而在齿顶中开始产生细微的间隙，于是有容积效率恶化和内部泄漏损失增大导致性能进一步降低。当α值超过0.7，止推接触力Fth便完全不充分而发生柔性架3与摆动涡管2的背离，使性能急剧下降，图3中，对于性能MAX值，为了确保95％以上的性能，必要的α值在0～0.5的范围。
下面说明采用高压工作制冷剂时本实施例的优点。
高压工作制冷剂(例如R401A或R32)与其他制冷剂(例如R22或R407C)相比，由于其工作运行压力高，摆动轴承2c与主轴承3C等径向负荷与推力轴承3a的负荷将增大。
一般地说，高压工作制冷剂由于其制冷剂本身的热物性，会使压缩机的行程容积Vst缩小，而涡管压缩机由于松弛高压冷冻机使螺旋齿发生的应力的目的，一般将缩小螺旋齿的高度或加大齿厚来调节行程容积Vst。借助这种方法，摆动轴承2c与主轴承3c的径向负荷有可能小到先有的水平。但这种方法不能减轻推力轴承的负荷，而推力滑动损失的增大将成为压缩机性能下降的主要原因。
对应于上述问题，本发明的涡管压缩机若将凸缘部外侧空间2h的压力Pm1增大(加大α值)，则成为可减轻推力轴负荷的结构。再如图10所示，在R410A的情形，确保给油压的α值的上限约为0.8，而与其他制冷剂(R22或R407C)的各情形相比则增大了。由于加大设定α值的自由度增大，也能有效减轻推力轴负荷，这就是说，越是高压工作制冷剂，越能发挥本实施例所示涡管压缩机的优越性。
图4表明采用高压工作制冷剂R410A时的α值与额定性能比的关系。图4中还一并记述有以前所述的R407C的情形。在α值小的区域，推力轴负荷增大，而且消除这种负荷的本实施例的效果不能充分发挥。与R407C的情形相比，性能比成为小的值。当α的值渐增，出现了本实施例的消除推力轴负荷的效果，与R407C的情形相比，在α值的大级别处，成为性能最高点。本例中，α＝0.5成为性能最高点。如上所述，由于高压工作制冷剂(R410A)比R407C或R22有更大的推力轴负荷，于是通过设定更高的凸缘部外侧空间2h的中间压力Pm1、即大的α值，就可取得良好的性能。当进一步加大α值，止推接触力Fth便会不充分而使性能再次降低，其理如与结合图3所述的相同。
图4表明为将性能比保持在95％以上所必需的α值约为0.2＜α＜0.7。
根据以上所述，α值如图10所示，在压缩机的运行压力范围内，需要将高低压力差为最小的压差值min(Pd-Ps)设定为上限。最优的α值在此min(Pd-Ps)之下，在不使止推接触力Fth过小或过大范围内进行性能测定等时可由试验确定。
α值根据其中间压力的作用面积Spm1虽多少有变化，但在本实施例中，通过试验取得的最优α值大致是在图10中所示min(Pd-Ps)的一半附近，即α近似于{min(Pd-Ps)}/2。
下面说明用于给(11)式中拉离导架15与柔性架3的力Fpm2设定恰当值的，(3)式中β值的决定。
当β值设定得过小，在某个运行压力下就难以确保齿顶的推压力Ftip为正常值，不能保持正常的压缩动作，另一方面，当β值设定得过大，(10)式中的齿顶推压力Ftip过大，而成为由于滑动损失增大致压缩机性能降低与齿顶烧结等不良情形发生的原因。
图5示明在本实施例所示涡管压缩机中，使β值变化时的额定性能比。此额定性能比与以前所述相同，以性能MAX值为100％时的性能比表示。
当β值在小范围内时，齿顶接触力Ftip完全不充分，柔性架3与摆动涡管2不能沿压缩室方向移动，由于不能进行正常的压缩作业，性能便显著降低。当β值渐次增大，齿顶接触力Ftip成为正值，不能支承摆动涡管2中发生的倾覆力矩，于齿顶中产生细微间隙，由于容积效率恶化和内部漏泄损失的增大，性能不能说是充分的。但从β＝1.2开始，这种漏泄现象逐渐减少，成为充分的齿顶接触力Ftip而性能上升，在β＝1.6左右时达到峰值(100％)。之后由于齿顶接触力Ftip的增大，齿顶滑动损失也增大。性能有再次降低倾向。
本图中确保性能比为95％以上所必需的β值的范围为1.2＜β＜2.0。
实施形式2图6为示明实施形式2的纵剖面图。各部件的名称及其功能与实施形式1相同，记以相同标号而略去其说明。
在柔性架3与导架15形成的圆筒嵌合面15h上设置HNBR制的一个O形环16e，从O形环16e开始，压缩室侧通向吸入压力气氛空间1g；从O形环16e开始，电动机侧通向排出压力气氛。再与图1所示实施例比较，架空间15f与抽出孔2j、连络通道3s及具有两个O形环与O形沟的装置组中，其中任一组中是省略1个构成的。
在图1所示实施例中，由架空间15f的压力Pm2产生的使导架15与柔性架3拉离开的力Fpm2用作使柔性架3与摆动涡管2向压缩室一侧移动的力，与有关使齿顶接触力Ftip为正值的情形相反，图6中，由于架空间15f本身不存在，也就不产生使导架15与柔性架3拉离的力Fpm2。这种齿顶接触力Ftip的不充分，通过将柔性架下端暴露于高压气氛下的面积(Spd2’)设定得很大，增大作用于该部分上的压差产生的力(Fpd2’)，将具有与实施形式1相同的功能。这就是说，在实施形式1中，齿顶接触力Ftip与止推接触力Fth成为(10)式与(11)式Ftip＝Fpd1+Fpd2+Fpm2-Fgth (10)Fth＝Fpm2+Fpd2-Fpm1 (11)与此相对应，在实施形式2中则有Ftip＝Fpd1+Fpd2’-Fgth(16)Fth＝Fpd2’-Fpm1 (17)于是，为了确保实施形式2中有与实施形式1相同的齿顶接触力Ftip与止推接触力Fth，需将上式联立Fpd2’＝Fpd2+Pm2(18)根据力＝压力×面积而得出(Pd×Spd2’)＝(Pd×Spd2)+(Pm2×Spm2)(19)Spd2’＝Spd2+(Pm2/Pd)×Spm2 (20)这就是说，在实施形式2中将暴露于高压气氛下的面积(Spd2’)用实施形式1所示的值，按上述(20)式那样设定时，可获得与实施形式1相同的效果。这就是说，能实现部件少、成本低和生产率高的涡管压缩机。
权利要求
1.一种涡管压缩机，具有设于密闭容器内，为使各个板状螺旋齿相互间形成压缩室而啮合的固定涡管与摆动涡管；沿轴向支持此摆动涡管同时沿径向支承驱动该摆动涡管的主轴，且可沿轴向位移的柔性架；以及沿径向支承此柔性架的导架，通过上述柔性架相对于上述导架沿轴向的移动，可使上述摆动涡管沿轴向移动，其特征在于，上述摆动涡管在与板状螺旋齿相反侧的表面上具有推力面，而将在与其压触滑动的上述柔性架的推力轴承内侧上形成的凸缘部外侧空间设置于利用压缩机的运转高低压力差供给润滑油的压差给油路径的途中，同时将由设于上述给油路径途中的节流门与调压装置决定的上述凸缘部外侧空间的压力Pm1(MPa)表示为Pm1＝Ps+α，在涡管压缩机的工作压力范围中将其高低压差成为最小的压差值表作min(Pd-Ps)时，将上式中的α值设定为0＜α＜min(Pd-Ps)，式中Ps为压缩机吸入压力(MPa)，Pd为压缩机排出压力(MPa)。
2.如权利要求1所述的涡管压缩机，其特征在于，在上述柔性架与导架形成的圆筒面或平坦面上通过设置2个密封件所构成的密闭的架空间中，在由前述压缩室抽出并导引压缩途中的制冷剂气体的同时，将此架空间内的压力Pm2(MPa)设定为压缩机的吸入压力Ps(MPa)的1.2倍以上、2倍以下的范围。
3.如权利要求1所述的涡管压缩机，其特征在于，在上述柔性架与导架形成的圆筒面或平坦面上设置1个截断流体从高压空间流向低压空间的密封件。
4.一种涡管式压缩机，具有设于密闭容器内，为使各个板状螺旋齿相互间形成压缩室而啮合的固定涡管与摆动涡管；沿轴向支承此摆动涡管同时沿径向支承驱动该摆动涡管的主轴，且可沿轴向位移的柔性性架；以及沿径向支承此柔性架的导架，通过上述柔性架相对于上述导架沿轴向的移动，可使上述摆动涡管沿轴向移动，其特征在于，由上述柔性架和导架形成的圆筒面或平齐面上设置两个密封件而构成的密闭的架空间中，在从上述压缩室抽出并导引压缩途中制冷剂气体的同时，将此架空间内的压力Pm2(MPa)设定为压缩机吸入压力Ps(MPa)的1.2倍以上、2倍以下的范围。
5.一种涡管式压缩机，具有设于密闭容器内，为使各个板状螺旋齿相互间形成压缩室而啮合的固定涡管与摆动涡管；沿轴向支承此摆动涡管同时沿径向支持驱动该摆动涡管的主轴，且可沿轴向位移的柔性架；以及沿径向支承此柔性架的导架，通过上述柔性架相对于上述导架沿轴向的移动，可使上述摆动涡管沿轴向移动，其特征在于，由前述柔性架和导架形成的圆筒面或平坦面上设有1个截断流体从高压空间移向低压空间的密封件。
6.如权利要求2～5中任一项所述的涡管压缩机，其特征在于，所述密封件为O形环。
7.如权利要求2～5中任一项所述的涡管压缩机，其特征在于，在采用HFC系制冷剂作为工作流体的情况下，所述密封件是采用HNBR(丙烯腈丁二烯橡胶分子的一部分中结合有氢原子的产物)制的O形环。
全文摘要
将给油路径中途设置的节流阀或流量调节阀所确定的凸缘部外侧空间的压力Pm1(MPa)设定为Pm1＝Ps+α，由此将涡管压缩机的运行压力范围中高低压力差的最小压差值以min(Pd－Ps)表示时的上式的α值设定于0＜α＜min(Pd－Ps)的范围内。这里的Ps为压缩机的吸入压力(MPa)而Pd为压缩机的排出压力(MPa)。
文档编号F04C27/00GK1420965SQ01807511
公开日2003年5月28日 申请日期2001年2月7日 优先权日2001年2月7日
发明者池田清春, 小川喜英, 伏木毅, 西木照彦, 濑畑崇史, 佐野文昭, 关屋慎 申请人:三菱电机株式会社