CN108397385A - 一种压缩机及制冷系统 - Google Patents

Abstract

本发明公开了一种压缩机和制冷系统。该压缩机包括：曲轴；泵体，所述泵体包括上缸盖，所述上缸盖具有通孔；衬套，具有供所述曲轴穿过的通孔，所述衬套容置于所述上缸盖的通孔中；其中，所述曲轴与相邻的所述衬套为间隙配合，所述上缸盖与相邻的所述衬套为间隙配合。本发明的压缩机能够降低曲轴与上缸盖之间的摩擦损失，提高压缩机的机械效率。

Description

一种压缩机及制冷系统

技术领域

本发明涉及压缩机技术领域，具体地说涉及一种压缩机及使用该压缩机的制冷系统。

背景技术

压缩机是一种将低压制冷剂压缩为高压制冷剂的一种流体机械，是制冷系统的心脏，根据压缩机构的不同可以将压缩机分为转子式压缩机、涡旋式压缩机、往复式压缩机等类型。其中，转子式压缩机由于具有结构简单、可靠性高等优点广泛应用于各种空调器和冰箱中。

参照图1，现有的转子式压缩机1a通常包括：壳体10a、电机20a、泵体30a、曲轴40a和储液器50a。其中，电机20a包括定子21a和转子22a，并容置于壳体10a内的上部，电机20a用于提供旋转力。泵体30a容置于壳体10a内的下部，其包括：汽缸31a、封闭汽缸31a的上缸盖32a和下缸盖33a、在汽缸31a中做偏心旋转运动以压缩制冷剂的滚动活塞34a和用于在汽缸31a中隔绝高低压腔的叶片35a。曲轴40a穿过上缸盖32a的通孔并具有位于汽缸31a内的偏心部41a，该偏心部41a能够带动滚动活塞34a做偏心运动，将电机20a的旋转力传递给滚动活塞34a以压缩制冷剂。储液器50a设置于压缩机壳体10a外，用于对制冷系统中的流入储液器50a的制冷剂进行气液分离，保证进入泵体30a的制冷剂为气态。

现有的转子式压缩机1a在转速逐渐升高时，由摩擦引起的功率损耗占总输入功率的比例也逐渐增大。其中，摩擦损耗较大的部位之一是压缩机1a的曲轴40a与上缸盖32a之间的摩擦，这将会导致压缩机的效率下降，特别是压缩机在高转速时效率下降明显。

发明内容

针对现有技术中存在的问题，本发明一方面提供一种压缩机，包括：

曲轴；

泵体，所述泵体包括上缸盖，所述上缸盖具有通孔；

衬套，具有供所述曲轴穿过的通孔，所述衬套容置于所述上缸盖的通孔中；

其中，所述曲轴与相邻的所述衬套为间隙配合，所述上缸盖与相邻的所述衬套为间隙配合。

优选地，所述曲轴与相邻的所述衬套之间的间隙大小为0.002～0.1mm，所述上缸盖与相邻的所述衬套之间的间隙大小为0.002～0.1mm。

优选地，所述曲轴与所述上缸盖之间还设置有1～4个衬套，相邻的两个所述衬套为间隙配合。

优选地，相邻的两个所述衬套之间的间隙大小为0.002～0.05mm。

优选地，所述曲轴的位于所述衬套的通孔中的部分的外周面上或所述衬套的内周面上设置有第一油槽，所述上缸盖的通孔的内周面上或所述衬套的外周面上设置有第二油槽。

优选地，所述第一油槽和所述第二油槽为螺旋油槽，所述第一油槽和所述第二油槽均具有润滑油的进入端和排出端。

优选地，在所述曲轴旋转时，所述第一油槽内的润滑油具有从所述第一油槽的进入端向排出端流动的趋势，所述第二油槽内的润滑油具有从所述第二油槽的进入端向排出端流动的趋势。

优选地，所述曲轴具有偏心部、位于所述偏心部两侧的长轴部和短轴部，所述曲轴的长轴部穿过所述衬套的通孔并向外突出；

所述泵体还包括：

汽缸，具有汽缸室和位于所述汽缸室内周面上的叶片槽，所述曲轴的偏心部位于所述汽缸室内；

下缸盖，具有轴承部，所述下缸盖与所述上缸盖封闭所述汽缸室，所述曲轴的短轴部容置于所述下缸盖的轴承部中；

活塞，位于所述汽缸室内，所述活塞套设于所述曲轴的偏心部外；

叶片，从所述叶片槽内向所述汽缸室内突出并与所述活塞抵接，将所述汽缸室分隔为高压侧和低压侧。

优选地，所述压缩机还包括：

壳体，所述曲轴、所述泵体和所述衬套容置于所述壳体中；

电机，包括定子和转子，所述电机容置于所述壳体中，用于为所述曲轴提供旋转力。

本发明另一方面提供一种制冷系统，所述制冷系统包括：冷凝器、蒸发器、换向阀和上述的压缩机。

与现有技术相比，本发明提供的压缩机及使用该压缩机的制冷系统至少具有以下有益效果：

本发明在泵体的上缸盖的通孔与曲轴之间设置衬套，曲轴与衬套之间可以相对滑动，能够降低曲轴与上缸盖之间的摩擦损失，特别是在压缩机的转速较高时，能够显著降低摩擦功率损耗，从而提高压缩机的机械效率。

附图说明

通过参照附图详细描述其示例实施方式，本发明的上述和其它特征及优点将变得更加明显。

图1是现有的转子式压缩机的截面示意图。

图2是本发明实施例的压缩机的截面示意图。

图3A是本发明实施例的泵体与曲轴相配合的截面示意图。

图3B是本发明实施例的泵体与曲轴相配合的俯视图。

图4A和图4B是本发明实施例的曲轴的立体图。

图5是本发明实施例的上缸盖的截面示意图。

具体实施方式

现在将参考附图更全面地描述示例实施方式。然而，示例实施方式能够以多种形式实施，且不应被理解为限于在此阐述的实施方式；相反，提供这些实施方式使得本发明更全面和完整，并将示例实施方式的构思全面地传达给本领域的技术人员。在图中相同的附图标记表示相同或类似的结构，因而将省略对它们的重复描述。

本发明中所描述的表达位置与方向的词，均是以附图为例进行的说明，但根据需要也可以做出改变，所做改变均包含在本发明保护范围内。

图2是本发明实施例的压缩机的截面示意图，图3A是本发明实施例的泵体与曲轴相配合的截面示意图，图3B是本发明实施例的泵体与曲轴相配合的俯视图。参照图2、图3A和图3B，本发明提供一种压缩机1，包括曲轴40、泵体30和衬套60。进一步地，该压缩机1还包括壳体10和电机20。

曲轴40容置于壳体10中，在一个实施例中，参照图3A、图4A和图4B，曲轴40具有偏心部41、位于偏心部41两侧的长轴部42和短轴部43，曲轴40的长轴部42穿过衬套60的通孔601并向外突出。

参照图3A和图5，泵体30容置于壳体10中，包括上缸盖32，上缸盖32具有通孔321。进一步地，泵体30还包括汽缸31、下缸盖33、活塞34和叶片35，从而形成一种转子式压缩机的泵体。

其中，汽缸31具有汽缸室311和叶片槽312，汽缸室311大致呈圆筒状结构，曲轴40的偏心部41位于汽缸室311内，叶片槽312位于汽缸室311内周面上，该叶片槽312的开口朝向汽缸室311的内部。

下缸盖33具有轴承部，曲轴40的短轴部43容置于下缸盖33的轴承部中，下缸盖33与上缸盖32封闭汽缸室311，使其成为压缩制冷剂的密闭空间，本实施例中，上缸盖32和下缸盖33分别位于汽缸室311的上下两端，大致呈圆盘形，封闭汽缸室311的上开口和下开口。本发明不限制上缸盖32、下缸盖33与汽缸31的连接固定方式，可以通过焊接方式固定，也可以通过其他方式固定，本实施例中，上缸盖32、下缸盖33和汽缸31上设置有螺纹孔或螺栓孔(未示出)，通过安装螺丝36或螺栓使上缸盖32、下缸盖33和汽缸31连接在一起。

活塞34位于汽缸室311内，活塞34套设于曲轴40的偏心部41外。通过曲轴40的运动，带动偏心部41运动，并进一步带动活塞34实现偏心运动，对汽缸室311内的制冷剂进行压缩。

叶片35从叶片槽312内向汽缸室311内突出并与活塞34抵接，将汽缸室311分隔为高压侧和低压侧。其中，制冷剂从低压侧进入汽缸31中，通过活塞34的偏心运动对制冷剂进行压缩，将压缩机1的制冷剂从高压侧排出汽缸31，本发明不限制吸气孔和排气孔的设置方式，可选地，吸气孔设置于汽缸31上，排气孔设置于上缸盖32上、或下缸盖33上，或同时设置于上缸盖32、下缸盖33和汽缸31上，形成一排气通道。

可选地，叶片槽312底部设置叶片弹簧38，在压缩机1运行过程中，叶片弹簧38的弹力能够使得叶片35和活塞34的外表面紧密贴合，保证两者之间具有良好的密封效果，有效隔离高压侧和低压侧。

衬套60大致呈圆环形，具有供曲轴40穿过的通孔601，衬套60容置于上缸盖32的通孔321中，其中，曲轴40与相邻的衬套60为间隙配合，上缸盖32与相邻的衬套60为间隙配合。电机20带动曲轴40旋转压缩制冷剂时，衬套60沿相同方向旋转，曲轴40与衬套60之间形成摩擦副，衬套60与上缸盖32的通孔321的内壁形成摩擦副，使得曲轴40与上缸盖32的通孔321的内壁之间具有两个摩擦副，该两个摩擦副能够有效降低压缩机1的曲轴40与上缸盖32之间的摩擦损耗，尤其是对压缩机1高转速时效果更明显，可以显著提高压缩机1高转速时的机械效率。

具体地说，曲轴40与衬套60之间的摩擦损失为：

其中，μ——润滑油的粘度(Pa·s)；

ω——曲轴40旋转的角速度(rad/s)；

ω_n——衬套60旋转的角速度(rad/s)；

R_s——曲轴40位于衬套60中的部分的半径(m)；

l_n——衬套60长度(m)；

c_n——曲轴40与衬套60之间的间隙。

因此，摩擦损失L_n∝(ω-ω_n)²，而ω＝v/R_s，其中，v为曲轴40的转速，Δv为两者相对的转速，在曲轴40与衬套60的半径基本相同的情况下，能够得出：

L_n∝(Δv)²

即，曲轴40与衬套60之间的摩擦损失与两者转速差值的二次方成正比。

衬套60与上缸盖32之间的摩擦损失为：

其中，R_n——衬套60的半径(m)；

l_m——上缸盖32的通孔321的长度(m)；

c_m——衬套60与上缸盖32之间的间隙。

因此，衬套60与上缸盖32之间摩擦损失而ω_n＝v_n/R_n，其中，v_n为衬套60的转速，进而能够得出：

即，衬套60与上缸盖32之间的摩擦损失与衬套60转速的二次方成正比。

曲轴40与衬套60之间、衬套60与上缸盖32之间的摩擦损失之和为：

L＝L_n+L_m

采用与式2类似的公式可以得出现有技术中未采用衬套60的压缩机中，曲轴40与上缸盖32之间的摩擦损失：

L_a∝v²

其中，v为曲轴40的转速，即，现有的曲轴40与上缸盖32之间的摩擦损失与曲轴40转速的二次方成正比。

采用本实施例的曲轴40、衬套60和上缸盖32的压缩机1中，以衬套60的转速v_n为曲轴40的转速v的一半为例，即，v＝0.5v_n。其中，曲轴40与衬套60之间的摩擦损失R₁为系数，衬套60与上缸盖32之间摩擦损失R₂为系数，即，曲轴40与衬套60之间、衬套60与上缸盖32之间的摩擦损失之和现有技术的曲轴40与上缸盖32之间的摩擦损失R₃为系数，由于R₁≈R₂≈R₃，因此L远小于L_a，即与现有技术相比，本发明通过在曲轴40与上缸盖32之间增设衬套60能够降低摩擦损失，特别是在压缩机1的转速较高时，摩擦副相对滑动速度明显降低，转速的下降能够显著降低摩擦功率损耗，从而提高压缩机1的机械效率。

在一较佳实施例中，曲轴40与相邻的衬套60之间的间隙大小为0.002～0.1mm，上缸盖32与相邻的衬套60之间的间隙大小为0.002～0.1mm，该间隙值不仅能保证曲轴40与相邻的衬套60之间、上缸盖32与相邻的衬套60之间能够相对滑动，降低摩擦损失，而且具有较高的压缩效率。

在一较佳实施例中，曲轴40与上缸盖32之间还设置有1～4个衬套60，相邻的两个衬套60为间隙配合。通过在曲轴40与上缸盖32之间进一步设置1～4个衬套60，不仅增加了滑动摩擦副数量，进一步降低压缩机1的摩擦损失，而且能够保证压缩机1的制冷能力。进一步地，相邻的两个衬套60之间的间隙大小为0.002～0.05mm，以保证相邻两部件之间能够相对滑动并降低摩擦损失。

本实施例中，衬套60的长度与上缸盖32的通孔321的长度基本相同，在其他实施例中，衬套60的长度可以小于上缸盖32的通孔321的长度。

在一较佳实施例中，参照图4A和图4B，曲轴40的位于衬套60的通孔601中的部分的外周面上或衬套60的内周面上设置有第一油槽401，上缸盖32的通孔321的内周面上或衬套60的外周面上设置有第二油槽322，该第一油槽401将润滑油带到曲轴40与衬套60之间，第二油槽322将润滑油带到衬套60与上缸盖32之间，一方面对上述摩擦副进行润滑，降低摩擦损失，另一方面，将摩擦产生的热量带走，降低摩擦面的工作温度，减少零部件的磨耗量，提高压缩机1的性能和使用可靠性。

可选地，第一油槽401呈螺旋状设置于曲轴40的位于衬套60的通孔601中的部分的外周面上或衬套60的内周面上，第一油槽401具有润滑油的进入端(本实施例为下端)和排出端(本实施例为上端)。第一油槽401位于曲轴40上时，第一油槽401的进入端邻近偏心部41的上端，第一油槽401的排出端可以与衬套60的上端平齐，也可以略低于衬套60的上端；第一油槽401位于衬套60上时，第一油槽401的进入端和排出端可以连接衬套60的上下开口。可选地，第二油槽322呈螺旋状设置于上缸盖32的通孔321的内周面上或衬套60的外周面上，第二油槽322具有润滑油的进入端(本实施例为下端)和排出端(本实施例为上端)，第二油槽322的进入端和排出端可以连接通孔321的上下开口或衬套60的上下开口。

进一步地，在曲轴40旋转时，第一油槽401内的润滑油具有从第一油槽401的进入端向排出端流动的趋势，第二油槽322内的润滑油具有从第二油槽322的进入端向排出端流动的趋势。

具体地说，俯视观察压缩机1，曲轴40可以逆时针旋转，也可以顺时针旋转，第一油槽401和第二油槽322的旋向需要与曲轴40的旋转方向相匹配。

其中，曲轴40逆时针旋转时，第一油槽401设置于曲轴40的位于衬套60的通孔中的部分的外周面上时，如图4A所示，第一油槽401的旋向为左旋；第一油槽401设置于衬套60的内周面上时，第一油槽401的旋向为右旋，以保证第一油槽401内的润滑油在曲轴40逆时针旋转时能够从第一油槽401的进入端向排出端流动。第二油槽322设置于上缸盖32的通孔的内周面上时，第二油槽322的旋向为右旋；第二油槽322设置于衬套60的外周面上时，第二油槽322的旋向为左旋，以保证第二油槽322内的润滑油在曲轴40逆时针旋转时能够从第二油槽322的进入端向排出端流动。

其中，曲轴40顺时针旋转时，第一油槽401设置于曲轴40的位于衬套60的通孔中的部分的外周面上时，如图4B所示，第一油槽401的旋向为右旋；第一油槽401设置于衬套60的内周面上时，第一油槽401的旋向为左旋，以保证第一油槽401内的润滑油在曲轴40逆时针旋转时能够从第一油槽401的进入端向排出端流动。第二油槽322设置于上缸盖32的通孔的内周面上时，如图5所示，第二油槽322的旋向为左旋；第二油槽322设置于衬套60的外周面上时，第二油槽322的旋向为右旋，以保证第二油槽322内的润滑油在曲轴40逆时针旋转时能够从第二油槽322的进入端向排出端流动。

需要说明的是，以第一油槽401设置于曲轴40上为例，右旋是指在曲轴40保持直立状态下，螺旋状第一油槽401的螺旋升角的旋向是向右，左旋是指在曲轴40保持直立状态下，螺旋状第一油槽401的螺旋升角的旋向是向左。

可选地，本发明的压缩机1为电动压缩机，压缩机1中还包括为实现压缩所需的其他结构，包括壳体10和电机20。其中，泵体30、曲轴40和衬套60均容置于壳体10中，本实施例中，泵体30容置于壳体10内的下部；电机20包括定子21和转子22，电机20容置于壳体10中，用于为曲轴40提供旋转力，本实施例中，电机20容置于壳体10内的上部。

需要说明的是，本发明的压缩机1还可以进一步包括其他部件，包括但不限于位于压缩机1的壳体10外的储液器50、位于壳体10上的与电机20电连接的接线柱70、套设于上缸盖32的通孔321外的消音器37等。同时，上述实施例以立式压缩机对本发明的压缩机1进行了说明，在其他实施例中，本发明的压缩机1还可以应用于卧式压缩机中。

本发明另一方面提供一种制冷系统，该制冷系统包括：冷凝器、蒸发器、换向阀和本发明上述的压缩机1，该制冷系统包括但不限于是空调器和冰箱。

综上，本发明在泵体的上缸盖的通孔与曲轴之间设置衬套，曲轴与衬套之间可以相对滑动，能够降低曲轴与上缸盖之间的摩擦损失，特别是在压缩机的转速较高时，能够显著降低摩擦功率损耗，从而提高压缩机的机械效率。

尽管上面已经示出和描述了本发明的实施例，可以理解的是，上述实施例是示例性的，不能理解为对本发明的限制，本领域的普通技术人员在不脱离本发明的原理和宗旨的情况下在本发明的范围内可以对上述实施例进行变化、修改、替换和变型。

Claims (10)

1.一种压缩机，其特征在于，包括：

曲轴；

泵体，所述泵体包括上缸盖，所述上缸盖具有通孔；

衬套，具有供所述曲轴穿过的通孔，所述衬套容置于所述上缸盖的通孔中；

其中，所述曲轴与相邻的所述衬套为间隙配合，所述上缸盖与相邻的所述衬套为间隙配合。

2.根据权利要求1所述的压缩机，其特征在于，所述曲轴与相邻的所述衬套之间的间隙大小为0.002～0.1mm，所述上缸盖与相邻的所述衬套之间的间隙大小为0.002～0.1mm。

3.根据权利要求1所述的压缩机，其特征在于，所述曲轴与所述上缸盖之间还设置有1～4个衬套，相邻的两个所述衬套为间隙配合。

4.根据权利要求3所述的压缩机，其特征在于，相邻的两个所述衬套之间的间隙大小为0.002～0.05mm。

5.根据权利要求1所述的压缩机，其特征在于，所述曲轴的位于所述衬套的通孔中的部分的外周面上或所述衬套的内周面上设置有第一油槽，所述上缸盖的通孔的内周面上或所述衬套的外周面上设置有第二油槽。

6.根据权利要求5所述的压缩机，其特征在于，所述第一油槽和所述第二油槽为螺旋油槽，所述第一油槽和所述第二油槽均具有润滑油的进入端和排出端。

7.根据权利要求6所述的压缩机，其特征在于，在所述曲轴旋转时，所述第一油槽内的润滑油具有从所述第一油槽的进入端向排出端流动的趋势，所述第二油槽内的润滑油具有从所述第二油槽的进入端向排出端流动的趋势。

8.根据权利要求1至7任意一项所述的压缩机，其特征在于，所述曲轴具有偏心部、位于所述偏心部两侧的长轴部和短轴部，所述曲轴的长轴部穿过所述衬套的通孔并向外突出；

所述泵体还包括：

汽缸，具有汽缸室和位于所述汽缸室内周面上的叶片槽，所述曲轴的偏心部位于所述汽缸室内；

下缸盖，具有轴承部，所述下缸盖与所述上缸盖封闭所述汽缸室，所述曲轴的短轴部容置于所述下缸盖的轴承部中；

活塞，位于所述汽缸室内，所述活塞套设于所述曲轴的偏心部外；

叶片，从所述叶片槽内向所述汽缸室内突出并与所述活塞抵接，将所述汽缸室分隔为高压侧和低压侧。

9.根据权利要求8所述的压缩机，其特征在于，所述压缩机还包括：

壳体，所述曲轴、所述泵体和所述衬套容置于所述壳体中；

电机，包括定子和转子，所述电机容置于所述壳体中，用于为所述曲轴提供旋转力。

10.一种制冷系统，其特征在于，所述制冷系统包括：冷凝器、蒸发器、换向阀和权利要求1至9任意一项所述的压缩机。