CN102889209B - 压缩泵体、旋转式压缩机和制冷循环装置 - Google Patents

Abstract

本发明公开一种压缩泵体，用于旋转式压缩机，包括上轴承、气缸、曲轴、下轴承和活塞，曲轴上用于安装所述活塞的偏心部直径Dcr与气缸的气缸室直径Dcy满足：0.452≤Dcr/Dcy≤0.520。该压缩泵体通过将偏心部的直径Dcr与气缸室直径Dcy 的比值设在0.452至0.520之间，从而减小了压缩泵体的摩擦损失，进而提高了旋转式压缩机的性能系数。本发明进一步还公开一种旋转式压缩机和制冷循环装置。

Description

压缩泵体、旋转式压缩机和制冷循环装置

技术领域

本发明涉及空调领域，尤其涉及一种压缩泵体、旋转式压缩机和制冷循环装置。

背景技术

旋转式压缩机是空调、制冷机等制冷循环装置的核心组成部件，主要利用电机带动曲轴来驱动活塞在气缸室内作偏心旋转运动，从而实现对制冷剂的压缩。

摩擦损失是影响旋转式压缩机可靠性工作的一个重要指标，摩擦损失越小，旋转式压缩机的COP (Coefficient Of Performance，性能系数)越高。其中，旋转式压缩机的气缸内径与曲轴轴径对旋转式压缩机摩擦损失具有重要的影响。旋转式压缩机的摩擦损失主要发生在曲轴上，目前市场上常见的曲轴偏心部轴径Dcr与气缸内径Dcy的比值大于或等于0.54，这种结构的旋转式压缩机中的曲轴偏心部的摩擦损失占旋转式压缩机总的摩擦损失比例约50%。采用这种结构的旋转式压缩机，曲轴磨损较大，因此有必要对现有的气缸内径与曲轴轴径作进一步的优化，以进一步提高旋转式压缩机的性能系数。

此外，旋转式压缩机工作过程中，气缸的气缸室内压缩后的制冷剂经排气缺口导流再从排气孔排出。为使排气时排气阻力小，以防止过压缩，通常会把排气孔设计得尽可能大，同时为了防止排气孔与活塞的内周连通时造成制冷剂泄露，通常要把排气孔尽可能的设置在靠近气缸室径向的外侧。现有的通常将排气孔面积的40%或以上设置在气缸室的外侧，而此时，与排气孔相匹配的用以导流的气缸上的排气缺口也必须相应增大。这种结构的旋转式压缩机尽管可以减小过压缩，但因排气缺口及排气孔均有无效容积，这样会使旋转式压缩机的再膨胀损失增大、容积效率减小，故不能充分提高旋转式压缩机性能系数。

发明内容

本发明的主要目的是提出一种压缩泵体、旋转式压缩机和制冷循环装置，旨在减小曲轴摩擦损失，进而提高旋转式压缩机的性能系数。

本发明提出一种压缩泵体，用于旋转式压缩机，包括上轴承（200）、气缸（100）、曲轴（500）、下轴承（300）和活塞（400），所述曲轴（500）上用于安装所述活塞（400）的偏心部（510）直径Dcr与所述气缸（100）的气缸室（110）直径Dcy满足：

0.452≤Dcr/Dcy≤0.520。

优选地，所述气缸（100）的上端面设有与所述上轴承（200）的排气孔对应的上排气缺口（130）；和/或，

所述气缸（100）的下端面设有与所述下轴承（300）的排气孔对应的下排气缺口（140）。

优选地，所述上排气缺口（130）与下排气缺口（140）相对设置。

优选地，所述上排气缺口（130）的外缘到所述气缸室（110）中心的最大径向距离为L1，所述上排气缺口（130）宽度P1=L1－Dcy/2，该上排气缺口（130）宽度P1与所述上轴承（200）的排气孔直径D1满足：

0.072<P1/D1≤0.333。

优选地，所述下排气缺口（140）的外缘到所述气缸室（110）中心的最大径向距离为L2，所述下排气缺口（140）宽度P2=L2－Dcy/2，该下排气缺口（140）宽度P2与所述下轴承（300）的排气孔直径D2满足：

0.072<P2/D2≤0.333。

本发明进一步还提出一种旋转式压缩机，该旋转式压缩机包括压缩泵体，该压缩泵体包括上轴承（200）、气缸（100）、曲轴（500）、下轴承（300）和活塞（400），所述曲轴（500）上用于安装所述活塞（400）的偏心部（510）直径Dcr与所述气缸（100）的气缸室（110）直径Dcy满足：

0.452≤Dcr/Dcy≤0.520，

所述电机的转子（700）与所述压缩泵体的曲轴（500）固定连接带动所述压缩泵体的曲轴（500）运转。

本发明进一步还提出一种制冷循环装置，该制冷循环装置包括旋转式压缩机和与该旋转式压缩机依次连通的冷凝器（810）、膨胀装置（820）和蒸发器（830），该蒸发器（830）又与所述旋转式压缩机连通形成冷媒回路，其中，

所述旋转式压缩机包括压缩泵体和与该压缩泵体连接的电机，其中，所述压缩泵体包括上轴承（200）、气缸（100）、曲轴（500）、下轴承（300）和活塞（400），所述曲轴（500）上用于安装所述活塞（400）的偏心部（510）直径Dcr与所述气缸（100）的气缸室（110）直径Dcy满足：

0.452≤Dcr/Dcy≤0.520，

所述电机的转子（700）与所述压缩泵体的曲轴（500）固定连接带动所述压缩泵体的曲轴（500）运转。

本发明提出的压缩泵体通过将偏心部的直径Dcr与气缸室直径Dcy 的比值设在0.452至0.520之间，减小了偏心部的摩擦损失，从而减小了压缩泵体的摩擦损失，进而提高了旋转式压缩机的性能系数。

附图说明

图1为本发明压缩泵体一实施例的剖视结构示意图；

图2为本发明压缩泵体一实施例的局部结构示意图；

图3为本发明压缩泵体一实施例中气缸的气缸室直径Dcr和曲轴的偏心部直径Dcy的比值Dcr/Dcy与性能系数COP的关系曲线图；

图4为本发明压缩泵体另一实施例的剖视结构示意图；

图5为本发明压缩泵体又一实施例的剖视结构示意图；

图6为本发明压缩泵体一实施例中上排气缺口宽度P1和上轴承排气孔直径D1的比值P1/D1与性能系数COP的关系曲线图；

图7为本发明压缩泵体一实施例中下排气缺口宽度P2和下轴承排气孔直径D2的比值P2/D2与性能系数COP的关系曲线图；

图8为本发明旋转式压缩机一实施例的剖视结构示意图；

图9为本发明制冷循环装置一实施例的结构示意图。

本发明目的的实现、功能特点及优点将结合实施例，参照附图做进一步说明。

具体实施方式

下面结合附图及具体实施例就本发明的技术方案做进一步的说明。应当理解，此处所描述的具体实施例仅仅用以解释本发明，并不用于限定本发明。

本发明提出一种压缩泵体。

参照图1、图2和图3，图1为本发明压缩泵体一实施例的剖视结构示意图；图2为本发明压缩泵体一实施例的局部结构示意图；图3为本发明压缩泵体一实施例中气缸的气缸室直径Dcr和曲轴的偏心部直径Dcy的比值Dcr/Dcy与性能系数COP的关系曲线图。

在本实施例中，该压缩泵体用于旋转式压缩机，其包括气缸100、分别与气缸100的上、下端面连接并用于密封气缸100的气缸室110的上轴承200和下轴承300、在气缸室110内作偏心旋转的活塞400、与活塞400配合来驱动该活塞400旋转的曲轴500和与活塞400抵接并在气缸100的气缸室110做往复运动的滑片600。此外，气缸100内还设有一进气口120，冷媒从该进气口120进入到气缸室110中。其中，曲轴500上用于安装活塞400的偏心部510的直径Dcr与气缸100的气缸室110直径Dcy满足以下关系：

0.452≤Dcr/Dcy≤0.520。

压缩泵体在工作时，曲轴500带动与该曲轴500的偏心部510相匹配的活塞400在气缸100的气缸室110内做偏心运动，当冷媒从进气口120进入到气缸室110后，滑片600与活塞400配合工作将气缸室110内分成两部分，一部分为与进气口120连通的用于进气的低压腔111，另一部分为与排气孔连通的用于排气的高压腔112。当活塞400在气缸室110中做偏心运动时，将高压腔112中的冷媒压缩，冷媒被压缩到一定程度后，高压的冷媒就会从排气孔排出。此后，活塞400继续旋转，将原来在低压腔111的那部分冷媒压缩，该部分冷媒进入高压腔112；同时，又有一部分新的冷媒从进气口120进入到气缸室110的低压腔111中，依次循环，活塞400不断往复旋转运动将低温低压的冷媒压缩成高温高压的冷媒。

当压缩泵体的主体结构中气缸100高度与气缸室110的内径Dcy一定时，压缩泵体的主要摩擦损失发生在曲轴500上，特别发生在用于安装活塞400的偏心部510上。有关研究表明，偏心部510摩擦损失占了滑动摩擦部总体的50%左右，因此，只要改善偏心部510的损失就可以有效地改善摩擦损失。而由摩擦损失公式W=μ×F×V（W为摩擦损失、μ为摩擦系数、F为负荷、V为滑动速度）可知，为了降低偏心部510的摩擦损失W，可以考虑减小摩擦系数μ和滑动速度V。其中摩擦系数μ又受润滑油粘度、负荷、滑动速度、间隙等的影响。因此，在保证曲轴500的刚性前提下，将偏心部510的轴径Dcr小径化比较有效，即将偏心部510的轴径Dcr加工得偏小，Dcr减小即可减小摩擦系数μ和滑动速度V，从而降低摩擦损失W。经过大量实验得到图3的Dcr/Dcy与COP的关系图，由图3可以看出，当Dcr/Dcy比值在0.452至0.520的范围内时，性能系数COP处在最佳范围，此时最大可以将偏心部510滑动损失减少约15%。

通过将偏心部510的直径Dcr与气缸室110直径Dcy 的比值设在0.452至0.520之间，减小了偏心部510的摩擦损失，从而减小了压缩泵体的摩擦损失，进而提高了旋转式压缩机的性能系数。

参照图4和图5，图4为本发明压缩泵体另一实施例的剖视结构示意图；图5为本发明压缩泵体又一实施例的剖视结构示意图；

在上述实施例中，可以进一步在气缸100的端面设置排气缺口。设置的排气缺口分以下三种情况：

1、气缸100的上端面设有与上轴承200的排气孔对应的上排气缺口130；

2、气缸100的下端面设有与下轴承300的排气孔对应的下排气缺口140；

3、气缸100的上端面设有与上轴承200的排气孔对应的上排气缺口130，同时，气缸100的下端面设有与下轴承300的排气孔对应的下排气缺口140。

气缸100可以为单气缸，也可以为双气缸或多气缸。当气缸100为单气缸时，参照图4，可以在气缸100的上端面设置上排气缺口130或下端面设置下排气缺口140，或者上、下端面都设置排气缺口。当气缸100为双气缸或多气缸时，参照图5，此时，在多个气缸的中的最上面气缸的上端面设上排气缺口130或在多个气缸的中的最下面气缸的下端面设置下排气缺口140，或者在多个气缸中的最上面气缸的上端面设上排气缺口130和在多个气缸中的最下面气缸的下端面设置下排气缺口140，多个气缸之间用隔板隔开。当气缸室110高压腔112中的冷媒被压缩到一定程度后，高压冷媒的压力作用会将原来盖在轴承的排气孔的阀片顶开，冷媒就这样通过轴承的排气孔从气缸室110的高压腔112排出。通过设置排气缺口对冷媒的排出起导向作用，使冷媒流出更加顺畅。

在上述实施例中，上排气缺口130与下排气缺口140为相对设置。当活塞400运转到某一位置时，气缸室110的高压腔112中的冷媒分别经过上排气缺口130与下排气缺口140的导流作用，从而分别从上轴承200的排气孔与下轴承300的排气孔排出。通过将上排气缺口130与下排气缺口140相对设置，使冷媒从高压腔112中排出时，经过上、下排气缺口140的导流，可以均匀地从上轴承的排气孔和下轴承的排气孔中排出。

参照图6，图6为本发明压缩泵体一实施例中上排气缺口宽度P1和上轴承排气孔直径D1的比值P1/D1与性能系数COP的关系曲线图。

在上述实施例中，上排气缺口130的外缘到气缸室110中心的最大径向距离为L1，此时，上排气缺口130宽度P1=L1－Dcy/2，该上排气缺口130宽度P1与上轴承200的排气孔的直径D1满足：

0.072<P1/D1≤0.333。

气缸室110内被压缩后的冷媒经上排气缺口130导流后，这部分冷媒从与上排气缺口130相匹配的设置于上轴承200的孔径为D1的排气孔排出。此时，增大排气孔孔径和上排气缺口130宽度时，可以减少排气阻力，但这样会增加再膨胀损失及无效容积；当减小排气孔孔径和排气缺口宽度时，可以减小无效容积，但此时会造成冷媒过压缩，从而使排气阻力损失增大。因此，在排气孔孔径和排气缺口宽度这对相互制约、相互矛盾的设计体中，必然可以找到最佳的设计匹配方案，使排气损失最小。经过验证，从图6的曲线图可以得出，当上排气缺口130宽度与上轴承200的排气孔孔径的比值在0.0720～0.333的范围内时，排气阻力及无效容积对容积效率的损害能够达到最佳的平衡，此时，压缩机性能系数COP可以达到一个最佳范围。

通过设定上排气缺口130宽度与上轴承200的排气孔孔径的比值在0.0720～0.333的范围内，使排气阻力及无效容积对容积效率的损害能够达到最佳的平衡，提高压缩机性能系数COP。

参照图7，图7为本发明压缩泵体一实施例中下排气缺口宽度P2和下轴承排气孔直径D2的比值P2/D2与性能系数COP的关系曲线图。

在上述实施例中，下排气缺口140的外缘到气缸室110中心的最大径向距离为L2，下排气缺口140宽度P2=L2－Dcy/2，该下排气缺口140宽度P2与下轴承300的排气孔的直径D2满足：

0.072<P2/D2≤0.333。

气缸室110内被压缩后的冷媒经下排气缺口140导流并从与该下排气缺口140相匹配的设置于下轴承300的孔径为D1的排气孔排出。当增大排气孔孔径和排气缺口宽度时，可以减少排气阻力，但这样会增加再膨胀损失及无效容积；当减小排气孔孔径和下排气缺口140宽度时，会减小无效容积，但容易造成过压缩，造成排气阻力损失增大。因此，在排气孔孔径和排气缺口宽度这对相互制约、相互矛盾的设计体中，必然可以找到最佳的设计匹配方案，使排气损失最小。经过验证，从图7的曲线图可以得出，当下排气缺口140宽度与下轴承300的排气孔孔径的比值在0.0720～0.333的范围内，排气阻力和无效容积对容积效率的损害能够达到最佳的平衡，可提高压缩机性能系数COP。

通过设定下排气缺口140宽度与下轴承300的排气孔孔径的比值在0.0720～0.333的范围内，使排气阻力及无效容积对容积效率的损害能够达到最佳的平衡，提高旋转式压缩机性能系数COP。

本发明进一步提出一种旋转式压缩机。

参照图8，图8为本发明旋转式压缩机一实施例的剖视结构示意图。

在本实施例中，该旋转式压缩机包括压缩泵体和与该压缩泵体连接的电机。其中，该压缩泵体的具体结构参照上述实施例，在此不再赘述。电机的转子700与压缩泵体的曲轴500固定连接带动压缩泵体的曲轴500运转。

旋转式压缩机在工作时，压缩机通电后电机开始运转，其中，因电机的转子700与曲轴500固定连接，当转子700转动时，就会带动曲轴500也一起运转。曲轴500进而带动与该曲轴500的偏心部510相匹配的活塞400在气缸100的气缸室110内做偏心运动，当冷媒从旋转式压缩机的吸气口进入到该旋转式压缩机内部后，再从气缸100的进气口120进入到气缸室110，滑片600与活塞400配合工作将气缸室110内分成两部分，一部分为与进气口120连接的用于进气的低压腔111，另一部分为与排气孔连接的用于排气的高压腔112。当活塞400在气缸室110中做偏心运动时，将高压腔112的冷媒压缩，压缩到一定程度后，高压的冷媒会从排气孔排出，再通过排气管从旋转式压缩机排出。活塞400继续旋转，将原来在低压腔111的那部分冷媒压缩，该部分冷媒进入高压腔112；同时，又有一部分新的冷媒从进气口120进入到低压腔111，依次循环，活塞400不断往复旋转运动将低温低压的冷媒压缩成高温高压的冷媒。这样，低温低压的冷媒从吸气口进入旋转式压缩机后，经过压缩泵体的压缩形成高温高压的冷媒，再从排气管排出旋转式压缩机。

通过将曲轴500的偏心部510的直径Dcr与气缸室110直径Dcy 的比值设在0.452至0.520，减小了偏心部510的摩擦损失，从而减小了压缩泵体的摩擦损失，进而提高了旋转式压缩机的性能系数。

本发明还提出一种制冷循环装置。

参照图9，图9为本发明制冷循环装置一实施例的剖视结构示意图。

在本实施例中，该制冷循环装置包括旋转式压缩机和与该旋转式压缩机依次连通的冷凝器810、膨胀装置820和蒸发器830，该蒸发器830又与旋转式压缩机连通形成冷媒回路。其中，旋转式压缩机的具体结构参照上述实施例，在此不再赘述。

旋转式压缩机在工作时，该旋转式压缩机通电后电机开始运转，其中，因电机的转子700与曲轴500固定连接，当转子700转动时，会带动曲轴500也一起运转。曲轴500进而带动与该曲轴500的偏心部510相匹配的活塞400在气缸100的气缸室110内做偏心运动，当冷媒从旋转式压缩机的吸气口进入到该旋转式压缩机内部后，再从气缸100的进气口120进入到气缸室110，滑片600与活塞400配合工作将气缸室110内分成两部分，一部分为与进气口120连接的用于进气的低压腔111，另一部分为与排气孔连接的用于排气的高压腔112。当活塞400在气缸室110中做偏心运动时，将高压腔112的冷媒压缩，压缩到一定程度后，高压的冷媒会从排气孔排出，再通过排气管从旋转式压缩机排出。活塞400继续旋转，将原来在低压腔111的那部分冷媒压缩，该部分冷媒进入高压腔112；同时，又有一部分新的冷媒从进气口120进入到低压腔111，依次循环，活塞400不断往复旋转运动将低温低压的冷媒压缩成高温高压的冷媒。这样，低温低压的冷媒从吸气口进入旋转式压缩机后，经过压缩泵体的压缩形成高温高压的冷媒，再从排气管排出旋转式压缩机。

旋转式压缩机在制冷运行时，从该旋转式压缩机排气管排出的高温高压的冷媒流到冷凝器810中，高温高压的冷媒在冷凝器810中向外界中放出热量后，气态高温高压的冷媒就会变为液态高温高压的冷媒，液态高温高压的冷媒进入膨胀装置820经膨胀装置820调节后，形成液态低温低压的冷媒，液态低温低压的冷媒再流向蒸发器830，并在蒸发器830中蒸发，空气吸收冷媒的热量使液态低温低压的冷媒变为气态低温低压的冷媒，然后，气态低温低压的冷媒再次进入旋转式压缩机后，经旋转式压缩机的压缩作用变成气态高温高压的冷媒，冷媒就这样在冷媒回路中循环。

通过将旋转式压缩机中曲轴500的偏心部510的直径Dcr与气缸室110直径Dcy 的比值设在0.452至0.520，减小了偏心部510的摩擦损失，从而减小了压缩泵体的摩擦损失，进而提高了旋转式压缩机的性能系数，提高了制冷循环装置整体的制冷性能。

以上所述仅为本发明的优选实施例，并非因此限制本发明的专利范围，凡是利用本发明说明书及附图内容所作的等效结构变换，或直接或间接运用在其他相关的技术领域，均同理包括在本发明的专利保护范围内。

Claims (4)

1.一种压缩泵体，用于旋转式压缩机，包括上轴承(200)、气缸(100)、曲轴(500)、下轴承(300)和活塞(400)，其特征在于，所述曲轴(500)上用于安装所述活塞(400)的偏心部(510)直径Dcr与所述气缸(100)的气缸室(110)直径Dcy满足：

0.452≤Dcr/Dcy≤0.520；

所述气缸(100)的上端面设有与所述上轴承(200)的排气孔对应的上排气缺口(130)；

所述气缸(100)的下端面设有与所述下轴承(300)的排气孔对应的下排气缺口(140)；

所述上排气缺口(130)与下排气缺口(140)相对设置；

所述上排气缺口(130)的外缘到所述气缸室(110)中心的最大径向距离为L1，所述上排气缺口(130)宽度P1＝L1－Dcy/2，该上排气缺口(130)宽度P1与所述上轴承(200)的排气孔直径D1满足：

0.072<P1/D1≤0.333。

2.如权利要求1所述的压缩泵体，其特征在于，所述下排气缺口(140)的外缘到所述气缸室(110)中心的最大径向距离为L2，所述下排气缺口(140)宽度P2＝L2－Dcy/2，该下排气缺口(140)宽度P2与所述下轴承(300)的排气孔直径D2满足：

0.072<P2/D2≤0.333。

3.一种旋转式压缩机，其特征在于，包括如权利要求1或2所述的压缩泵体和与该压缩泵体连接的电机，所述电机的转子(700)与所述压缩泵体的曲轴(500)固定连接带动所述压缩泵体的曲轴(500)运转。

4.一种制冷循环装置，其特征在于，包括如权利要求3所述的旋转式压缩机和与该旋转式压缩机依次连通的冷凝器(810)、膨胀装置(820)和蒸发器(830)，该蒸发器(830)又与所述旋转式压缩机连通形成冷媒回路。