CN102966547B - 旋转式压缩机的回转支撑润滑结构 - Google Patents

Abstract

本发明提供了一种旋转式压缩机的回转支撑润滑结构，包括：曲轴，曲轴内设置有沿曲轴的轴向延伸的油道，曲轴包括第一轴段、第二轴段和偏心轴段；在旋转式压缩机的气缸的上端面和下端面上分别设置有第一轴承和第二轴承，第一轴承和第二轴承分别支撑第一轴段和第二轴段，偏心轴段位于气缸内；在第一环形接触部和第二环形接触部之间设置有环形油腔；第一轴段的第一端与气缸接触本发明通过在第一轴承内设置的环形油腔将第一轴承与曲轴之间的接触部分划分为第一接触部和第二接触部，以使润滑油能够通过该环形油腔对第一接触部和第二接触部进行润滑，达到了更好的润滑效果。

Description

旋转式压缩机的回转支撑润滑结构

技术领域

本发明涉及旋转压缩机领域，更具体地，涉及一种旋转式压缩机的回转支撑润滑结构。

背景技术

图1示出了现有技术中的旋转式压缩机的回转支撑润滑结构的示意图。如图1所示，该回转支撑润滑结构包括曲轴，该曲轴支撑在第一径向滑动轴承1和第二径向滑动轴承2上，以确保在电机的驱动下，该曲轴能稳定可靠地实现制冷剂压缩。其中，该曲轴的偏心段的下端与该第二径向滑动轴承2的端面相抵触，于是，第二径向滑动轴承2的端面形成止推面3，以防止曲轴在其轴向上移动。

图2示出了滚动转子式压缩机的回转支撑润滑结构的示意图。如图2所示，该回转支撑润滑结构用于对滚动转子式压缩机的回转支撑系统进行润滑，其中，该回转支撑系统包括曲轴，曲轴包括第一轴段4和第二轴段5，第一轴段4和第二轴段5分别支撑在第一径向滑动轴承1和第二径向滑动轴承2上，第一轴段4和第二轴段5之间设置有偏心轴段6，偏心轴段6设置在滚动转子式压缩机的气缸7内，第一径向滑动轴承1和第二径向滑动轴承2分别设置在气缸7的两侧。曲轴内设置有油道8，在第一轴段1和偏心轴段6的过渡处设置有第一油腔9，在偏心轴段6与第二轴段2的过渡处设置有第二油腔11，曲轴的对应于第一油腔9的区域内设置有第一油孔10，曲轴的对应于第二油腔11的区域内设置有第二油孔12。该回转支撑润滑结构的工作过程如下：润滑油由滚动转子式压缩机的机壳底部的油池中被吸入油道8内，并沿油道8向上流动，当润滑油流经第一油孔10时，由第一油孔10流出而汇集到第一油腔9内。汇集到第一油腔9内的润滑油的一部分通过设置在第一轴段1上的螺旋状的油槽(未示出)的泵吸作用向第一径向滑动轴承1供油，以便对第一径向滑动轴承1进行润滑，流至曲轴上端的润滑油经导流结构溢出后，用于冷却电机的转子，最后在重力作用下落入机壳底部油池中。汇集到第一油腔9内的润滑油的另一部分向下泄漏到气缸7中，并进一步向下流过偏心轴段6，以便对偏心轴段6进行润滑，最后，汇集到第二油腔11内。同时，由第二油孔12流出的润滑油也汇集到第二油腔11内，第二油腔11内的润滑油的一部分在第二轴段上的螺旋槽的泵吸作用下对第二径向滚动轴承进行润滑，由于偏心轴段的端面与第一、第二径向滑动轴承之间存在间隙，因此，另一部分润滑油泄漏到气缸中，用于对偏心轴段与气缸进行润滑，并与制冷剂气体一起被压缩为排气，进一步在重力和电机驱动而引起的离心力的作用下，润滑油和排气分离，从而落入机壳底部的油池中。然而，现有技术中的旋转式压缩机的第一径向滑动轴承的宽径较大，因此，该第一径向滑动轴承得不到较好的润滑；此外，第二径向滑动轴承的磨损也比第一滑动轴承的磨损严重。进一步，第二径向滑动轴承的一个端面构成止挡面3，偏心轴段6的一端与该止挡面3抵触，从而构成一轴向的止推结构，图3示出了现有技术中该止推结构的卡挡面的剖视图，现有技术中的该止推结构的止推面不能使该止推结构形成有效的动力润滑，从而具有摩擦功耗大、磨损严重的问题，并影响了旋转式压缩机的能效。

发明内容

本发明旨在提供一种旋转式压缩机的回转支撑润滑结构，以解决现有技术的旋转式压缩机的第一轴承由于宽径比较大而得不到较好润滑的问题。

为解决上述技术问题，根据本发明的一个方面，提供了一种旋转式压缩机的回转支撑润滑结构，包括：曲轴，曲轴内设置有沿曲轴的轴向延伸的油道，曲轴包括第一轴段、第二轴段和设置在第一轴段和第二轴段之间的偏心轴段；在旋转式压缩机的气缸的上端面和下端面上分别设置有第一轴承和第二轴承，第一轴承和第二轴承分别支撑第一轴段和第二轴段，偏心轴段位于气缸内；第一轴承包括轴孔，第一轴段穿设在轴孔内，在第一轴段与轴孔之间通过第一环形接触部和第二环形接触部而相互滑动地接触，第一轴承包括第一端和第二端，第一环形接触部位于第一端的一侧，第二环形接触部位于第二端的一侧；在第一环形接触部和第二环形接触部之间设置有环形油腔；第一轴承的第一端与气缸接触。

进一步地，曲轴的对应于环形油腔的位置处设置有第一油孔，环形油腔与油道通过第一油孔连通。

进一步地，第一轴承的轴孔的内壁上设置有油槽，油槽在第一轴承的第一端与第二端之间的侧壁上相对轴孔的轴向倾斜延伸，并且该侧壁上设置有通孔，油槽与通孔连通。

进一步地，通孔设置在油槽的末端。

进一步地，曲轴的第二轴段的端部支撑在第二轴承的端面上。

进一步地，第二轴承的与第二轴段中的油道相对应的区域内设置有通孔。

进一步地，第二轴段的周壁上设置有第二油孔，第二油孔与曲轴内的油道连通。

进一步地，在曲轴的第一轴段和偏心轴段的过渡部位设置有第三油孔，第三油孔与油道连通。

进一步地，环形油腔是凹槽，凹槽设置在第一轴承的内壁上或者设置在第一轴段的外表面上。

进一步地，第一轴承的第一环形接触部和第二环形接触部的宽度由以下方式确定：

(1)根据旋转式压缩机的尺寸空间确定第一轴承的第一端与作用在曲轴上的外载荷的作用点之间的第一距离、以及第一轴承的第二端与作用在曲轴上的外载荷的作用点之间的第二距离；通过下述公式(A)和(B)确定初始的第一环形接触部的宽度和初始的第二环形接触部的宽度：

$\frac{H_2}{H_1}\frac{{2B}_2-H_2}{{2B}_1+H_1}=1$ 公式(A)，

H₁＝B₂-B₁-H₂公式(B)；

(2)根据下述公式(C)确定第一轴承的内径的取值范围：

$\frac{F}{D}\frac{{2B}_1+{2H}_1+H_2}{H_1(H_1+H_2)}<\left[p\right]$ 公式(C)；

(3)以初始的第一环形接触部的宽度和初始的第二环形接触部的宽度为基准，确定多个样本，每个样本都包括一个第一环形接触部的宽度和一个第二环形接触部的宽度，计算每个样本所对应的曲轴与第一轴段、第二轴段之间的总摩擦功耗，选择总摩擦功耗的最小值所对应的样本作为第一轴承的第一环形接触部的宽度和第二环形接触部的宽度；

其中，在公式(A)、(B)、(C)中，B₁是第一轴承的第一端与作用在曲轴上的外载荷的作用点之间的第一距离；B₂是第一轴承的第二端与作用在曲轴上的外载荷的作用点之间的第二距离；H₁是第一环形接触部的宽度；H₂是第二环形接触部的宽度；F是外载荷的大小；D是第一轴承的内径；[p]是第一轴承的油压许用值。

本发明通过在第一轴承内设置的环形油腔将第一轴承与曲轴之间的接触部分划分为第一接触部和第二接触部，以使润滑油能够通过该环形油腔对第一接触部和第二接触部进行润滑，达到了更好的润滑效果。

附图说明

构成本申请的一部分的附图用来提供对本发明的进一步理解，本发明的示意性实施例及其说明用于解释本发明，并不构成对本发明的不当限定。在附图中：

图1示意性示出了现有技术中的旋转式压缩机的回转支撑润滑结构示意图；

图2示意性示出了现有技术中的滚动转子式压缩机的回转支撑润滑结构示意图；

图3示意性示出了现有技术中的止推面的结构示意图；

图4示意性示出了本发明中的一个实施例中的旋转式压缩机的回转支撑润滑结构示意图；

图5示意性示出了本发明中的第一轴承的剖视图；

图6示意性示出了本发明中的另一个实施例中的旋转式压缩机的回转支撑润滑结构示意图；

图7示意性示出了图6中的止推面的结构示意图；

图8示意性示出了图6中的曲轴处于倾斜状态时的结构示意图；

图9示意性示出了摩擦功耗损失随轴承长度的变化关系图；以及

图10示意性示出了一个实施例中的摩擦功耗损失随轴承长度的变化关系图。

具体实施方式

以下结合附图对本发明的实施例进行详细说明，但是本发明可以由权利要求限定和覆盖的多种不同方式实施。

作为本发明的一个实施例，本发明提供一种旋转式压缩机的回转支撑润滑结构。如图4所示所述回转支撑润滑结构包括曲轴，曲轴内设置有沿曲轴的轴向延伸的油道8，曲轴包括第一轴段4、第二轴段5和设置在第一轴段4和第二轴段5之间的偏心轴段6；在旋转式压缩机的气缸(未示出)的上端面和下端面上分别设置有第一轴承1和第二轴承2，第一轴承和第二轴承分别支撑第一轴段4和第二轴段5，偏心轴段6位于气缸内；第一轴承1包括轴孔，第一轴段4穿设在轴孔内，在第一轴段4与轴孔之间通过第一环形接触部12和第二环形接触部13而相互滑动地接触，第一轴承1包括第一端和第二端，第一环形接触部12位于第一端的一侧，第二环形接触部13位于第二端的一侧；在第一环形接触部12和第二环形接触部13之间设置有环形油腔7；第一轴承1的第一端与气缸接触。优选地，曲轴的对应于环形油腔7的位置处形成有第一油孔9，环形油腔7与油道8通过第一油孔9连通。优选地，环形油腔7是凹槽，该凹槽设置在第一轴承1的内壁上或者设置在第一轴段4的外表面上。在本实施例中，第二轴承2具有止挡面3，偏心轴段6的一端与止挡面3滑动地接触，从而将曲轴在其轴向止挡并支撑。由于设置了环形油腔7，从而使第一轴承1与曲轴之间的接触区域被分隔为第一环形接触部和第二环形接触部，使得第一轴承实际上起到了两个轴承(分别对应于第一环形接触部和第二环形接触部)的作用，进一步，润滑油可以经过油道8到达第一油孔9处，并经过第一油孔9而进入环形油腔7中，从而提高了第一轴承的供油量，分别为第一环形接触部和第二环形接触部进行润滑，解决了径向滑动轴承的宽径比大而导致的供油不足问题，改善了第一轴承的供油状况和润滑性能状态。

优选地，如图5所示，第一轴承1的轴孔的内壁上设置有油槽14，油槽14在第一轴承的第一端与第二端之间的侧壁上相对上述轴孔的轴向倾斜延伸，并且该侧壁上设置有通孔15，油槽14与通孔15连通。优选地，通孔15设置在油槽14的末端。优选地，通孔15与第一轴承的第二端之间的距离为1mm。优选地，油槽14开设在载荷小的区域或非承载区域。优选地，油槽14螺旋状地设置在第一轴承1的轴孔的内壁上。

优选地，如图4，6所示，第二轴段的周壁上设置有第二油孔10，第二油孔10与曲轴内的油道连通，特别地，在该第二油孔10处相应地设置有油腔。在曲轴的第一轴段和偏心轴段的过渡部位设置有第三油孔11，第三油孔11与曲轴内的油道连通，特别地，在该第三油孔11处相应地设置有油腔。通过第二油孔和第三油孔不但可以实现对曲轴的偏心轴段的润滑，还能实现对其它部位的润滑，从而提高了旋转式压缩机的能效。

下面，结合图6，对第一轴承的第一环形接触部和第二环形接触部的宽度的确定进行详细说明。

(1)根据旋转式压缩机的尺寸空间确定第一轴承的第一端与作用在曲轴上的外载荷的作用点之间的第一距离、以及第一轴承的第二端与作用在曲轴上的外载荷的作用点之间的第二距离；通过公式(A)和(B)确定初始的第一环形接触部的宽度H₁和初始的第二环形接触部的宽度H₂：

$\frac{H_2}{H_1}\frac{{2B}_2-H_2}{{2B}_1+H_1}=1$ 公式(A)

H₁＝B₂-B₁-H₂公式(B)；

(2)根据公式(C)确定第一轴承的内径的取值范围D，

$\frac{F}{D}\frac{{2B}_1+{2H}_1+H_2}{H_1(H_1+H_2)}<\left[p\right]$ 公式(C)；

(3)以初始的第一环形接触部的宽度和初始的第二环形接触部的宽度为基准，确定多个样本，每个样本都包括一个第一环形接触部的宽度和一个第二环形接触部的宽度，计算每个样本所对应的曲轴与第一轴段、第二轴段之间的总摩擦功耗，选择总摩擦功耗的最小值所对应的样本作为第一轴承的第一环形接触部的宽度和第二环形接触部的宽度。需要说明的是，就滑动轴承来说，在尺寸空间允许的范围内，取较大的轴直径(即第一轴承的内径D取较大的值)，能保证轴有足够的刚度；H₁+H₂的值越小，那么第一轴承的黏性摩擦损失W_Jl就越小，但H₁+H₂过小时，轴运行的稳定变差，曲轴容易发生倾斜，从而发生固体接触，导致第一轴承的固体接触摩擦损失W_1c上升。

在公式(A)、(B)、(C)中，B₁是第一轴承的第一端与作用在曲轴上的外载荷的作用点之间的第一距离；B₂是第一轴承的第二端与作用在曲轴上的外载荷的作用点之间的第二距离；H₁是第一环形接触部的宽度；H₂是第二环形接触部的宽度；F是外载荷的大小；D是第一轴承的内径；[p]是第一轴承的油压许用值。

下面对上述公式(A)、(B)、(C)的推导过程进行说明。

如图6所示，在工作的过程中，第一轴承上产生第一平均油膜压力P₁和第二平均油膜压力P₂，第一平均油膜压力P₁和第二平均油膜压力P₂作用在曲轴上，使曲轴处于平衡状态。此外，曲轴还受到外载荷F的作用，此时，曲轴满足如下力系平衡方程：

P₁H₁D-P₂H₂D＝F(1)

P₁H₁DL₁-P₂H₂DL₂＝0(2)

其中，H₁是第一环形接触部的宽度；H₂是第二环形接触部的宽度；D是第一轴承的内径；F是外载荷的大小；L₁为第一平均油膜压力P₁与作用在曲轴上的外载荷的作用点之间的距离，L₂为第二平均油膜压力P₂与作用在曲轴上的外载荷的作用点之间的距离。

进一步，由图6可知，

$L_1=B_1+\frac{H_1}{2}---\left(3\right)$

$L_2=B_2-\frac{H_2}{2}---\left(4\right)$

其中，B₁是第一轴承的第一端与作用在曲轴上的外载荷的作用点之间的第一距离；B₂是第一轴承的第二端与作用在曲轴上的外载荷的作用点之间的第二距离。

由上式(1)、(3)和(4)得：

$\frac{P_1}{P_2}=\frac{H_2}{H_1}\frac{L_2}{L_1}=\frac{H_2}{H_1}\frac{{2B}_2-H_2}{{2B}_1+B_1}---\left(5\right)$

进一步，第一轴承的理想设计状态应满足如下条件：

$\frac{P_1}{P_2}=1---\left(6\right)$

因此，由上式(5)、(6)得到公式(A)。

进一步，由上式(1)、(6)、(3)和(4)得

$P_1=\frac{F}{H_{1}D}\frac{1}{1-\frac{L_1}{L_2}}=\frac{F}{D}\frac{{2B}_2-H_2}{({2B}_2-{2B}_1-H_2)H_1-H_1^2}---\left(7\right)$

设计时，希望P₁尽可能小，进一步，当

H₁＝B₂-B₁-H₂(8)(即得到公式(B))

时，P₁取极小值

$P_1=\frac{F}{D}\frac{{2B}_1+{2H}_1+H_2}{H_1(H_1+H_2)}---\left(9\right)$

同时，P₁并满足第一轴承的油压许用值[p]，即

P₁≤[p](10)

因此，由上述(9)、(10)得到公式(C)。

优选地，在对上述实施例中的曲轴的第二轴段进行了优化设计，如图6所示，曲轴的第二轴段的端部支撑在第二轴承的止挡面上，从而形成对曲轴的止挡，因而缩短了第二轴段的长度，第二轴段不需要插入第二轴承的轴孔中，一方向节省了材料，另一方面简化了系统的结构，并避免了磨损。图7示出了图6中的止推面的结构示意图，可见本发明中的止推面为圆形的规则结构，相比于现有技术的不规则止推面来说，更宜形成有效的动力润滑。优选地，第二轴承的与第二轴段中的油道相对应的区域设置有通孔14，特别地，该通孔14的直径小于第二轴段的直径，且第二轴段的端部遮挡通孔。特别地，为了取得更加有效的动力润滑，在考虑产品尺寸空间的情况下，可尽可能地增大所述第二轴段的直径。进一步，如图8所示，当曲轴的倾斜越大时，止推面与第二轴段的端面之间的最大间隙H₀也变大，因而更容易形成较厚的油膜，从而产生更为有效的流体动力润滑，以使止推面与第二轴段的端面之间的摩擦功耗和磨损量下降，从而提高了旋转式压缩机的能效。此时，总的摩擦功耗损失包括第一轴承的黏性摩擦损失W_Jl、第一轴承的固体接触摩擦损失W_1c和止推面与第二轴段的端面之间的摩擦功耗，这样，就可根据总的摩擦功耗损失与第一轴承的长度(即第一环形接触部与第二环形接触部的宽度)的变化关系(如图9所示)，确定合理的第一环形接触部与第二环形接触部的宽度(即；H₁+H₂的值)。如图9中，纵轴是摩擦功耗的比值(无单位)，即选取某长度H₁+H₂下的摩擦功耗作为参考值。另外，将第二轴段设计为上述形式，减小了一个摩擦副，并减小了一道精加工工序；同时，还降低了压缩机的重心，从而降低了压缩机的振动和噪声。

下面结合一个具体的实施例对本发明进行进一步说明。

首先，对于图5所示的回转支撑系统来说，在现有技术现有的压缩机的回转支撑系统的基础上，可按照上述的方式确定第一环形接触部与第二环形接触部的宽度，从而完成相应的设计。

其次，对于图6所示的回转支撑系统来说，可先利用公式(A)和公式(B)，利用轴承载荷最小化的原理来确定轴承尺寸的方法，大致上确定轴承尺寸参数，然后再根据摩擦功耗最低化的原则来确定合适的轴承参数。

例如：对于一型号的旋转式压缩机，根据其尺寸空间，取B₁＝10mm，B₂＜50mm，根据公式(A)和公式(B)解得有意义的解：H₁＝26.055mm，H₂＝13.945mm，然后将H₁，H₂的值代入W公式(C)中，得到：

$D\&GreaterEqual;0.0826\frac{F}{\left[p\right]}$

若第一轴承的平均油压许用值[p]＝10MPa，外载荷F＝1400N，则得到第一轴承的内径

D≥11.564mm。

考虑产品尺寸空间和刚度的要求，第一轴承的内径D取值为18mm。对于第二轴段的直径来说，考虑到产品尺寸空间，为有效形成动力润滑，应尽可能地设计较大的止推面，例如，在本实施例中，第二轴承的内径取6mm，第二轴段的外径取12mm。

以所述初始的所述第一环形接触部的宽度和所述初始的所述第二环形接触部的宽度为基准，确定多个样本(如表1所示)，计算每个样本所对应的曲轴与第一轴段、第二轴段之间的总摩擦功耗，并分析摩擦功耗随样本变化趋势(如图10所示)。从而确定最优值：H₁＝24.752mm，H₂＝13.247mm。

表1

样本编号	1	2	3	4	5	6	7
								H1	22.147	23.45	24.752	26.055	27.357	28.661	29.963

H2

11.853

12.55

13.247

13.945

14.642

15.340

16.037

以上所述仅为本发明的优选实施例而已，并不用于限制本发明，对于本领域的技术人员来说，本发明可以有各种更改和变化。凡在本发明的精神和原则之内，所作的任何修改、等同替换、改进等，均应包含在本发明的保护范围之内。

Claims (8)

1.一种旋转式压缩机的回转支撑润滑结构，其特征在于，包括：

曲轴，所述曲轴内设置有沿所述曲轴的轴向延伸的油道，所述曲轴包括第一轴段、第二轴段和设置在所述第一轴段和第二轴段之间的偏心轴段；在所述旋转式压缩机的气缸的上端面和下端面上分别设置有第一轴承和第二轴承，所述第一轴承和第二轴承分别支撑所述第一轴段和第二轴段，所述偏心轴段位于所述气缸内；

所述第一轴承包括轴孔，所述第一轴段穿设在所述轴孔内，在所述第一轴段与所述轴孔之间通过第一环形接触部和第二环形接触部而相互滑动地接触，所述第一轴承包括第一端和第二端，所述第一环形接触部位于所述第一端的一侧，所述第二环形接触部位于所述第二端的一侧；在所述第一环形接触部和第二环形接触部之间设置有环形油腔；所述第一轴承的第一端与所述气缸接触；

所述曲轴的第二轴段的端部支撑在所述第二轴承的端面上；

所述第一轴承的第一环形接触部和第二环形接触部的宽度由以下方式确定：

（1）根据所述旋转式压缩机的尺寸空间确定所述第一轴承的第一端与作用在所述曲轴上的外载荷的作用点之间的第一距离、以及所述第一轴承的第二端与作用在所述曲轴上的外载荷的作用点之间的第二距离；通过下述公式（A）和（B）确定初始的所述第一环形接触部的宽度和初始的所述第二环形接触部的宽度：

$\frac{H_2}{H_1}\frac{2B_2-H_2}{2B_1+H_1}=1$ 公式（A），

H₁=B₂-B₁-H₂公式（B）；

（2）根据下述公式（C）确定所述第一轴承的内径的取值范围：

$\frac{F}{D}\frac{2B_1+2H_1+H_2}{H_1(H_1+H_2)}<\&lsqb;p\&rsqb;$ 公式（C）；

（3）以所述初始的所述第一环形接触部的宽度和所述初始的所述第二环形接触部的宽度为基准，确定多个样本，每个所述样本都包括一个所述第一环形接触部的宽度和一个所述第二环形接触部的宽度，计算每个所述样本所对应的所述曲轴与所述第一轴段、第二轴段之间的总摩擦功耗，选择所述总摩擦功耗的最小值所对应的样本作为所述第一轴承的所述第一环形接触部的宽度和所述第二环形接触部的宽度；

其中，在所述公式（A）、（B）、（C）中，B₁是所述第一轴承的第一端与作用在所述曲轴上的外载荷的作用点之间的第一距离；B₂是所述第一轴承的第二端与作用在所述曲轴上的外载荷的作用点之间的第二距离；H₁是所述第一环形接触部的宽度；H₂是所述第二环形接触部的宽度；F是所述外载荷的大小；D是所述第一轴承的内径；[p]是所述第一轴承的油压许用值。

2.根据权利要求1所述的回转支撑润滑结构，其特征在于，所述曲轴的对应于所述环形油腔的位置处设置有第一油孔，所述环形油腔与所述油道通过所述第一油孔连通。

3.根据权利要求1所述的回转支撑润滑结构，其特征在于，所述第一轴承的轴孔的内壁上设置有油槽，所述油槽在所述第一轴承的第一端与第二端之间的侧壁上相对所述轴孔的轴向倾斜延伸，并且该侧壁上设置有通孔，所述油槽与所述通孔连通。

4.根据权利要求3所述的回转支撑润滑结构，其特征在于，所述通孔设置在所述油槽的末端。

5.根据权利要求1所述的回转支撑润滑结构，其特征在于，所述第二轴承的与所述第二轴段中的所述油道相对应的区域内设置有通孔。

6.根据权利要求1-5中任一项所述的回转支撑润滑结构，其特征在于，所述第二轴段的周壁上设置有第二油孔，所述第二油孔与所述曲轴内的所述油道连通。

7.根据权利要求6所述的回转支撑润滑结构，其特征在于，在所述曲轴的第一轴段和偏心轴段的过渡部位设置有第三油孔，所述第三油孔与所述油道连通。

8.根据权利要求1-5中任一项所述的回转支撑润滑结构，其特征在于，所述环形油腔是凹槽，所述凹槽设置在所述第一轴承的内壁上或者设置在所述第一轴段的外表面上。