CN108757458A - 旋转式压缩机、气体压缩系统、制冷系统和热泵系统 - Google Patents

Abstract

本发明公开了一种旋转式压缩机、气体压缩系统、制冷系统和热泵系统，旋转式压缩机包括：气缸、凸轮机构、滑片、主轴承、副轴承和摇块，凸轮机构的凸轮部可旋转地设在气缸内，气缸设有滑片槽，滑片安装于滑片槽，摇块与滑片的先端绕第一轴线铰接，第一轴线与气缸的轴线平行，摇块抵压凸轮部的外圆面，滑片在与气缸的端面平行的侧面设置有导流槽，导流槽延伸到滑片的先端，主轴承、副轴承中的至少一个设有供油通道，供油通道与导流槽在滑片运动过程中的至少一部分时间段贯通。本发明的旋转式压缩机，改善了滑片与凸轮部摩擦副之间的润滑状态，大大地降低了滑片凸轮部摩擦副之间的摩擦功耗，也使得其可靠性得到极大地提高。

Description

旋转式压缩机、气体压缩系统、制冷系统和热泵系统

技术领域

本发明属于压缩机制造技术领域，具体而言，涉及一种旋转式压缩机、具有该旋转式压缩机的气体压缩系统、具有该旋转式压缩机的制冷系统和具有该旋转式压缩机的热泵系统。

背景技术

压缩机机构中，滑片的先端与活塞的外圆面之间的摩擦损失较大。为了减小这一摩擦损失，相关技术中，在滑片的先端安装滚针，该结构的目的是将活塞与滑片之间的滑动摩擦变成滚动摩擦，摩擦功耗得到有效降低。但是滚针结构对可靠性的要求极高，由于滚针与活塞之间的接触应力急剧变大，对滚针材料的耐磨性提出了挑战，而且滚针结构容易出现滚针滚动卡死失效的风险，一旦滚针滚动失效，滚针将会发生急剧磨损，直至压缩机卡死失效，存在改进空间。

发明内容

本发明旨在至少解决现有技术中存在的技术问题之一。为此，本发明提出一种旋转式压缩机，所述旋转式压缩机的滑片凸轮部摩擦副摩擦功耗小。

根据本发明实施例的旋转式压缩机，包括：气缸、凸轮机构、滑片、主轴承、副轴承和摇块，所述凸轮机构的凸轮部可旋转地设在所述气缸内，所述气缸设有滑片槽，所述滑片安装于所述滑片槽，所述摇块与所述滑片的先端绕第一轴线铰接，所述第一轴线与所述气缸的轴线平行，所述摇块抵压所述凸轮部的外圆面，所述滑片在与所述气缸的端面平行的侧面设置有导流槽，所述导流槽延伸到所述滑片的先端，所述主轴承、所述副轴承中的至少一个设有供油通道，所述供油通道与所述导流槽在所述滑片运动过程中的至少一部分时间段贯通。

根据本发明实施例的旋转式压缩机，极大地改善了滑片先端与凸轮部外圆面接触的应力，改善了滑片与凸轮部摩擦副之间的润滑状态，大大地降低了滑片凸轮部摩擦副之间的摩擦功耗，也使得其可靠性得到极大地提高，且将润滑油引入滑片与摇块之间，提高摇块及滑片的可靠性，同时减小了滑片与轴承之间摩擦面积，降低摩擦功耗。

根据本发明一个实施例的旋转式压缩机，所述导流槽为沉槽或通槽。

根据本发明一个实施例的旋转式压缩机，所述导流槽在所述气缸的端面所在平面的投影为扇形或长圆形。

根据本发明一个实施例的旋转式压缩机，在所述滑片运动到远离所述气缸的中心最远时，所述导流槽距离所述气缸的中心的最大距离为L3，且满足：L3＞D/2，D为所述气缸的内径。

根据本发明一个实施例的旋转式压缩机，所述供油通道距离所述气缸的中心最小距离为L4，满足：D/2＜L4＜L3。

根据本发明一个实施例的旋转式压缩机，所述供油通道背离所述导流槽的一端与所述主轴承或所述副轴承外径处的油池贯通。

根据本发明一个实施例的旋转式压缩机，所述供油通道与所述主轴承或所述副轴承厚度方向的另一面贯通。

根据本发明一个实施例的旋转式压缩机，所述供油通道设置在所述副轴承上，所述滑片朝向所述副轴承的侧面设有所述导流槽。

根据本发明一个实施例的旋转式压缩机，所述滑片的先端设有弧形的开口槽，所述摇块包括弧形的铰接面，所述铰接面与所述开口槽铰接，所述导流槽与所述开口槽连通。

本发明还提出了一种气体压缩系统，具有上述任一种所述的旋转式压缩机。

本发明还提出了一种制冷系统，具有上述任一种所述的旋转式压缩机。

本发明还提出了一种热泵系统，具有上述任一种所述的旋转式压缩机。

所述气体压缩系统、所述制冷系统、所述热泵系统与上述的旋转式压缩机相对于现有技术所具有的优势相同，在此不再赘述。

本发明的附加方面和优点将在下面的描述中部分给出，部分将从下面的描述中变得明显，或通过本发明的实践了解到。

附图说明

本发明的上述和/或附加的方面和优点从结合下面附图对实施例的描述中将变得明显和容易理解，其中：

图1是根据本发明实施例的旋转式压缩机的结构示意图；

图2是根据本发明实施例的旋转式压缩机在气缸处的端面图；

图3是图2中A处的局部放大图；

图4-图7是根据本发明实施例的摇块的结构示意图；

图8-图9是根据本发明实施例的滑片的结构示意图；

图10-图13是根据本发明实施例的滑片与摇块配合的结构示意图；

图14是根据本发明一个实施例的旋转式压缩机在气缸处的横截面图；

图15是图14中X-X处的断面图；

图16是根据本发明另一个实施例的旋转式压缩机在气缸处的横截面图；

图17是根据本发明又一个实施例的旋转式压缩机在气缸处的横截面图；

图18是根据本发明再一个实施例的旋转式压缩机在气缸处的横截面图；

图19是图18中B处的局部放大图；

图20-图21是根据本发明实施例的滑片的结构示意图；

图22-图23是根据本发明实施例的副轴承的结构示意图；

图24-图33是根据本发明实施例的摇块的连接过程示意图；

图34是根据本发明实施例的旋转式压缩机的COP与(r1-r2)/r2的关系曲线图；

图35是根据本发明实施例的旋转式压缩机的COP与t2/t1的关系曲线图。

附图标记：

气缸10，主轴承的排气孔在气缸的端面的投影11，缺口12，滑片槽13，

主轴承21，副轴承22，供油通道23，

凸轮机构30，曲轴31，活塞32，键槽33，键34，凸台35，

滑片40，开口槽41，导向槽42，导流槽43，滑片连接部46，

摇块50，第一子摇块51，铰接面52，第一焊接面53，第二子摇块54，抵压面55，摇块连接部56，第二焊接面57，

转子61，定子62，壳身71，上壳体72，下壳体73。

具体实施方式

下面详细描述本发明的实施例，所述实施例的示例在附图中示出，其中自始至终相同或类似的标号表示相同或类似的元件或具有相同或类似功能的元件。下面通过参考附图描述的实施例是示例性的，仅用于解释本发明，而不能理解为对本发明的限制。

实施例一

下面参考图1-图35描述根据本发明实施例旋转式压缩机，该旋转式压缩机包括：机壳、定子62、转子61、凸轮机构30、气缸10、主轴承21、副轴承22、滑片40和摇块50。

其中，参考图1，机壳可以包括壳身71、上壳体72、下壳体73，定子62、转子61、凸轮机构30、气缸10、主轴承21、副轴承22、滑片40和摇块50可以安装在机壳内。

转子61与凸轮机构30相连，用于驱动凸轮机构30转动，主轴承21、副轴承22分别设在气缸10的上、下表面，气缸10、主轴承21和副轴承22之间限定出压缩腔，凸轮机构30的凸轮部可旋转地设在气缸10内。

如图2所示，在凸轮机构30包括曲轴31和活塞32的实施例中，活塞32套设在曲轴31的偏心部外，凸轮机构30的凸轮部包括活塞32，活塞32可旋转地设在气缸10 内，活塞32在曲轴31的驱动下可旋转地配合在压缩腔内。当然，凸轮机构30也可以为一体式。

如图2所示，气缸10设有滑片槽13，滑片40安装于滑片槽13，摇块50与滑片40 的先端绕第一轴线铰接，第一轴线与气缸10的轴线平行，摇块50抵压凸轮部的外圆面，在该旋转式压缩机工作过程中，摇块50与凸轮部的外圆面之间滑动配合，形成滑动摩擦副。

需要说明的是，滑片40的先端指滑片40伸入到压缩腔内靠近凸轮机构30的凸轮部(活塞32)的外圆面的一端。摇块50的一端与滑片40的先端相抵，摇块50的另一端与凸轮机构30的凸轮部(活塞32)的外圆面相抵。摇块50具有抵压面55，抵压面55 抵压凸轮部的外圆面，抵压面55沿凸轮部的外圆面周向的宽度大于滑片40的先端的宽度。

在旋转式压缩机工作过程中，滑片40沿滑片槽13作往复运动，摇块50始终抵压凸轮部(活塞32)的外圆面，摇块50绕第一轴线相对于滑片40摆动，摇块50在平行于气缸10端面的方向摆动。

可以理解的是，通过在滑片40与凸轮部之间设置摇块50，可以大大降低滑片40与凸轮部之间的接触应力，润滑状态由原来的边界润滑基本变为流体动压润滑，摩擦功耗得到有效降低，而且滑片40与凸轮部之间的冷量泄露也减小了。

根据本发明实施例的旋转式压缩机，极大地改善了滑片40先端与凸轮部外圆面接触的应力，改善了滑片40与凸轮部摩擦副之间的润滑状态，大大地降低了滑片40凸轮部摩擦副之间的摩擦功耗，也使得其可靠性得到极大地提高，且该摇块50的结构简单，成本低廉，效果好。

实施例二

下面参考图1-图35描述根据本发明实施例旋转式压缩机，该旋转式压缩机包括：机壳、定子62、转子61、凸轮机构30、气缸10、主轴承21、副轴承22、滑片40和摇块50。

其中，参考图1，机壳可以包括壳身71、上壳体72、下壳体73，定子62、转子61、凸轮机构30、气缸10、主轴承21、副轴承22、滑片40和摇块50可以安装在机壳内。

转子61与凸轮机构30相连，用于驱动凸轮机构30转动，主轴承21、副轴承22分别设在气缸10的上、下表面，气缸10、主轴承21和副轴承22之间限定出压缩腔，凸轮机构30的凸轮部可旋转地设在气缸10内。

如图2所示，在凸轮机构30包括曲轴31和活塞32的实施例中，活塞32套设在曲轴31的偏心部外，凸轮机构30的凸轮部包括活塞32，活塞32可旋转地设在气缸10 内，活塞32在曲轴31的驱动下可旋转地配合在压缩腔内。当然，凸轮机构30也可以为一体式。

如图2所示，气缸10设有滑片槽13，滑片40安装于滑片槽13，摇块50与滑片40 的先端绕第一轴线铰接，第一轴线与气缸10的轴线平行，摇块50抵压凸轮部的外圆面，在该旋转式压缩机工作过程中，摇块50与凸轮部的外圆面之间滑动配合，形成滑动摩擦副。

需要说明的是，滑片40的先端指滑片40伸入到压缩腔内靠近凸轮机构30的凸轮部(活塞32)的外圆面的一端。摇块50的一端与滑片40的先端相抵，摇块50的另一端与凸轮机构30的凸轮部(活塞32)的外圆面相抵。摇块50具有抵压面55，抵压面55 抵压凸轮部的外圆面，抵压面55沿凸轮部的外圆面周向的宽度大于滑片40的先端的宽度。

在旋转式压缩机工作过程中，滑片40沿滑片槽13作往复运动，摇块50始终抵压凸轮部(活塞32)的外圆面，摇块50绕第一轴线相对于滑片40摆动，摇块50在平行于气缸10端面的方向摆动。

可以理解的是，通过在滑片40与凸轮部之间设置摇块50，可以大大降低滑片40与凸轮部之间的接触应力，润滑状态由原来的边界润滑基本变为流体动压润滑，摩擦功耗得到有效降低，而且滑片40与凸轮部之间的冷量泄露也减小了。

滑片40与摇块50形成的摩擦副、摇块50与凸轮部的外圆面形成的摩擦副中的至少一个表面设置有自润滑涂层。比如滑片40的与摇块50配合的表面可以设有自润滑涂层，或者摇块50的与滑片40配合的表面可以设有自润滑涂层，或者摇块50的与凸轮部的外圆面的表面设有自润滑涂层，或者凸轮部的外圆面设有自润滑涂层，上述四个表面中，可以是其中一个表面有自润滑涂层，或者其中二个表面有自润滑涂层，或者其中三个表面有自润滑涂层，或者其中四个表面有自润滑涂层。在一个具体的实施例中，摇块50 的两端均设有自润滑涂层，这样可以降低涂覆自润滑涂层的工序，简化加工流程。

自润滑涂层的材料为特氟龙、二硫化钼、二硫化钨、聚酰亚胺、石墨中的至少一种。自润滑涂层的工艺方式为喷涂、浸渍、沉积、电镀、涂装中的至少一种。

自润滑涂层能改善上述摩擦副之间润滑不充分状态，达到降低摩擦功耗，而且增强了摩擦副初期磨合的作用，大大的降低旋转式压缩机初期运转的故障率。

根据本发明实施例的旋转式压缩机，极大地改善了滑片40先端与凸轮部外圆面接触的应力，改善了滑片40与凸轮部摩擦副之间的润滑状态，大大地降低了滑片40凸轮部摩擦副之间的摩擦功耗，也使得其可靠性得到极大地提高，且设置自润滑涂层，不仅降低了旋转式压缩机的摩擦功耗，而且有助于降低旋转式压缩机的初期故障率，且该摇块 50的结构简单，成本低廉，效果好。

实施例三

下面参考图1-图4、图6、图8-图10、图12、图14-图35描述根据本发明实施例旋转式压缩机，该旋转式压缩机包括：机壳、定子62、转子61、凸轮机构30、气缸10、主轴承21、副轴承22、滑片40和摇块50。

其中，参考图1，机壳可以包括壳身71、上壳体72、下壳体73，定子62、转子61、凸轮机构30、气缸10、主轴承21、副轴承22、滑片40和摇块50可以安装在机壳内。

转子61与凸轮机构30相连，用于驱动凸轮机构30转动，主轴承21、副轴承22分别设在气缸10的上、下表面，气缸10、主轴承21和副轴承22之间限定出压缩腔，凸轮机构30的凸轮部可旋转地设在气缸10内。

如图2所示，在凸轮机构30包括曲轴31和活塞32的实施例中，活塞32套设在曲轴31的偏心部外，凸轮机构30的凸轮部包括活塞32，活塞32可旋转地设在气缸10 内，活塞32在曲轴31的驱动下可旋转地配合在压缩腔内。当然，凸轮机构30也可以为一体式。

如图2-图4所示，气缸10设有滑片槽13，滑片40安装于滑片槽13，摇块50与滑片40的先端绕第一轴线铰接，第一轴线与气缸10的轴线平行，摇块50具有抵压面55，抵压面55抵压凸轮部的外圆面，且抵压面55与凸轮部的外圆面内切，在该旋转式压缩机工作过程中，抵压面55与凸轮部的外圆面之间滑动配合，形成滑动摩擦副。

需要说明的是，滑片40的先端指滑片40伸入到压缩腔内靠近凸轮机构30的凸轮部(活塞32)的外圆面的一端。摇块50的一端与滑片40的先端相抵，摇块50的另一端与凸轮机构30的凸轮部(活塞32)的外圆面相抵。摇块50具有抵压面55，抵压面55 抵压凸轮部的外圆面，抵压面55沿凸轮部的外圆面周向的宽度大于滑片40的先端的宽度。

在旋转式压缩机工作过程中，滑片40沿滑片槽13作往复运动，摇块50始终抵压凸轮部(活塞32)的外圆面，摇块50绕第一轴线相对于滑片40摆动，摇块50在平行于气缸10端面的方向摆动。

可以理解的是，通过在滑片40与凸轮部之间设置摇块50，可以大大降低滑片40与凸轮部之间的接触应力，滑片40与凸轮部之间的接触由原来的外切接触变为内切接触，润滑状态由原来的边界润滑基本变为流体动压润滑，摩擦功耗得到有效降低，而且滑片 40与凸轮部之间的冷量泄露也减小了。

由于摇块50的抵压面55为圆弧形，且抵压面55与凸轮部的外圆面内切，这样，摇块50的抵压面55与凸轮部的外圆面之间易于形成油膜，且可以维持足够的油膜厚度，从而可以有效减小摇块50和凸轮部的外圆面之间的接触面积，进而有效降低该摩擦副的摩擦损失。

抵压面55为半径为r1的圆弧面，凸轮部的外圆面的半径为r2。

发明人通过大量实验发现，对于本发明实施例的旋转式压缩机，当满足：0.01％≤(r1-r2)/r2时，摇块50的抵压面55与凸轮部的外圆面之间易于形成油膜，且可以维持足够的油膜厚度，从而可以有效减小摇块50和凸轮部的外圆面之间的接触面积，进而有效降低该摩擦副的摩擦损失。

发明人通过大量实验发现，旋转式压缩机的COP与(r1-r2)/r2的关系曲线如图34所示，(r1-r2)/r2过小时，摇块50与凸轮部的外圆面之间间隙过小，润滑油不易通过该间隙进入摩擦副内产生油膜，对COP产生不利影响；(r1-r2)/r2过大时，摩擦副上的油膜承载力下降，也会导致摩擦副产生金属接触，对COP产生不利影响。

当满足：0.01％≤(r1-r2)/r2≤1％时，比如(r1-r2)/r2＝0.05％，或者(r1-r2)/r2＝0.1％，或者(r1-r2)/r2＝0.5％，摇块50的抵压面55与凸轮部的外圆面之间易于形成油膜，且可以维持足够的油膜厚度，从而可以有效减小摇块50和凸轮部的外圆面之间的接触面积，进而有效降低该摩擦副的摩擦损失。

加大摇块50上的抵压面55的面积可进一步减小摇块50上的抵压面55与凸轮部的外圆面之间的面压，从而加大油膜厚度，进一步减小摇块50上的抵压面55和凸轮部的外圆面之间的接触面积，降低该摩擦副的摩擦损失。

为加大摇块50上的抵压面55的面积，则需加大该抵压面55的宽度。为避免压缩机运行时，摇块50与气缸10的滑片槽13产生干涉，需要在气缸10滑片槽13相应位置上开设缺口12，如果该缺口12开设在排气侧对应的滑片槽13处，则会产生余隙容积，压缩完后的高压冷媒会残存在该避让槽内，膨胀后占据气缸10内容积，减少吸气量，从而降低压缩机能效。

抵压面55的宽度越宽，则气缸10排气侧滑片槽13上需要开设的缺口12体积越大，余隙容积越大，余隙容积造成的压缩机能效影响越大。

抵压面55的宽度越宽，抵压面55和凸轮部的外圆面之间的油膜厚度越厚，油膜厚度到达一定程度，足够完全避免该摩擦副之间的金属接触后，进一步增加抵压面55的宽度反而会加大摩擦副之间的油膜的粘滞损失，降低压缩机的能效。

根据本发明实施例的旋转式压缩机，极大地改善了滑片40先端与凸轮部外圆面接触的应力，改善了滑片40与凸轮部摩擦副之间的润滑状态，摇块50的抵压面55与凸轮部的外圆面之间易于形成油膜，且可以维持足够的油膜厚度，从而可以有效减小摇块50 和凸轮部的外圆面之间的接触面积，进而有效降低该摩擦副的摩擦损失。

在一些实施例中，滑片40的厚度为t1，摇块50在抵压面55处的宽度为t2，换言之，摇块50与凸轮部的外圆面相抵的一端宽度为t2。

发明人通过大量实验发现，旋转式压缩机的COP与t2/t1的关系曲线如图35所示，对于本发明实施例的旋转式压缩机，当满足：0.5≤t2/t1≤3时，压缩机的COP较大。比如t2/t1＝1，或者t2/t1＝1.5，或者t2/t1＝2，或者t2/t1＝2.5。

实施例四

下面参考图1-图4、图6、图8-图10、图12、图14-图35描述根据本发明实施例旋转式压缩机，该旋转式压缩机包括：机壳、定子62、转子61、凸轮机构30、气缸10、主轴承21、副轴承22、滑片40和摇块50。

其中，参考图1，机壳可以包括壳身71、上壳体72、下壳体73，定子62、转子61、凸轮机构30、气缸10、主轴承21、副轴承22、滑片40和摇块50可以安装在机壳内。

转子61与凸轮机构30相连，用于驱动凸轮机构30转动，主轴承21、副轴承22分别设在气缸10的上、下表面，气缸10、主轴承21和副轴承22之间限定出压缩腔，凸轮机构30的凸轮部可旋转地设在气缸10内。

如图2所示，在凸轮机构30包括曲轴31和活塞32的实施例中，活塞32套设在曲轴31的偏心部外，凸轮机构30的凸轮部包括活塞32，活塞32可旋转地设在气缸10 内，活塞32在曲轴31的驱动下可旋转地配合在压缩腔内。当然，凸轮机构30也可以为一体式。

如图2-图3所示，气缸10设有滑片槽13，滑片40安装于滑片槽13，如图3-图13 所示，滑片40和摇块50中的一个设有弧形的开口槽41，滑片40和摇块50中的另一个包括弧形的铰接面52，铰接面52与开口槽41绕第一轴线铰接，第一轴线与气缸10的轴线平行，摇块50抵压凸轮部的外圆面，在该旋转式压缩机工作过程中，摇块50与凸轮部的外圆面之间滑动配合，形成滑动摩擦副。

在图3-图5、图8、图10、图11所示的实施例中，滑片40的先端设有弧形的开口槽41，摇块50包括弧形的铰接面52，摇块50可以包括圆柱形或扇柱形的铰接头，铰接面52为铰接头的部分周壁，铰接头与滑片40先端的开口槽41铰接。

在图6-图7、图9、图12、图13所示的实施例中，滑片40的先端设有弧形的铰接面52，摇块50包括弧形的铰接面52，滑片40可以包括圆柱形或扇柱形的铰接头，铰接面52为铰接头的部分周壁，铰接头与摇块50的开口槽41铰接。

需要说明的是，滑片40的先端指滑片40伸入到压缩腔内靠近凸轮机构30的凸轮部(活塞32)的外圆面的一端。摇块50的一端与滑片40的先端相抵，摇块50的另一端与凸轮机构30的凸轮部(活塞32)的外圆面相抵。摇块50具有抵压面55，抵压面55 抵压凸轮部的外圆面，抵压面55沿凸轮部的外圆面周向的宽度大于滑片40的先端的宽度。

在旋转式压缩机工作过程中，滑片40沿滑片槽13作往复运动，摇块50始终抵压凸轮部(活塞32)的外圆面，摇块50绕第一轴线相对于滑片40摆动，摇块50在平行于气缸10端面的方向摆动。

可以理解的是，通过在滑片40与凸轮部之间设置摇块50，可以大大降低滑片40与凸轮部之间的接触应力，滑片40与凸轮部之间的接触由原来的外切接触变为内切接触，润滑状态由原来的边界润滑基本变为流体动压润滑，摩擦功耗得到有效降低，而且滑片 40与凸轮部之间的冷量泄露也减小了。

该旋转式压缩机工作时，在气缸10内外压差作用下，上述铰接面52和开口槽41 的内壁紧贴在一起并产生相对运动，接触面之间构成摩擦副。

铰接面52的半径为r3，开口槽41的半径为r4，发明人通过大量实验发现，对于本发明实施例的旋转式压缩机，(r4-r3)/r3过小时，摇块50与凸轮部的外圆面之间间隙过小，润滑油不易通过该间隙进入摩擦副内产生油膜，对COP产生不利影响；(r4-r3)/r3 过大时，摩擦副上的油膜承载力下降，也会导致摩擦副产生直接接触，对COP产生不利影响。

当满足：0.1％≤(r4-r3)/r3≤2％时，比如(r4-r3)/r3＝0.5，或者(r4-r3)/r3＝0.5，或者(r4-r3)/r3＝1，或者(r4-r3)/r3＝1.5，该摩擦副的表面之间易于形成油膜，且可以维持足够的油膜厚度，从而可以有效减小摇块50和滑片40之间的接触面积，进而有效降低该摩擦副的摩擦损失。

根据本发明实施例的旋转式压缩机，极大地改善了滑片40先端与凸轮部外圆面接触的应力，改善了滑片40与凸轮部摩擦副之间的润滑状态，摇块50与滑片40之间易于形成油膜，且可以维持足够的油膜厚度，从而可以有效减小摇块50和滑片40之间的接触面积，进而有效降低该摩擦副的摩擦损失。

实施例五

下面参考图1-图35描述根据本发明实施例旋转式压缩机，该旋转式压缩机包括：机壳、定子62、转子61、曲轴31、活塞32、气缸10、主轴承21、副轴承22、滑片40 和摇块50。

其中，参考图1，机壳可以包括壳身71、上壳体72、下壳体73，定子62、转子61、曲轴31、活塞32、气缸10、主轴承21、副轴承22、滑片40和摇块50可以安装在机壳内。

如图1-图17所示，转子61与曲轴31相连，用于驱动曲轴31转动，主轴承21、副轴承22分别设在气缸10的上、下表面，气缸10、主轴承21和副轴承22之间限定出压缩腔，活塞32套设在曲轴31的偏心部外，活塞32可旋转地设在气缸10内，活塞32 在曲轴31的驱动下可旋转地配合在压缩腔内。

如图14、图16和图17所示，气缸10设有滑片槽13，滑片40安装于滑片槽13，摇块50与滑片40的先端绕第一轴线铰接，第一轴线与气缸10的轴线平行，摇块50抵压活塞32的外圆面，在该旋转式压缩机工作过程中，摇块50与活塞32的外圆面之间滑动配合，形成滑动摩擦副。

需要说明的是，滑片40的先端指滑片40伸入到压缩腔内靠近活塞32的外圆面的一端。摇块50的一端与滑片40的先端相抵，摇块50的另一端与活塞32的外圆面相抵。摇块50具有抵压面55，抵压面55抵压凸轮部的外圆面，抵压面55沿凸轮部的外圆面周向的宽度大于滑片40的先端的宽度。

在旋转式压缩机工作过程中，滑片40沿滑片槽13作往复运动，摇块50始终抵压活塞32的外圆面，摇块50绕第一轴线相对于滑片40摆动，摇块50在平行于气缸10端面的方向摆动。

可以理解的是，通过在滑片40与活塞32之间设置摇块50，可以大大降低滑片40 与活塞32之间的接触应力，润滑状态由原来的边界润滑基本变为流体动压润滑，摩擦功耗得到有效降低，而且滑片40与活塞32之间的冷量泄露也减小了。

如图14-图17所示，曲轴31的偏心部与活塞32之间设有卡位结构，卡位结构用于限制曲轴31与活塞32之间产生周向相对运动，从而避免曲轴31的偏心部和活塞32之间产生摩擦损失。

可以理解的是，此时活塞32的外圆面和滑片40的先端之间的相对运动会增加，活塞32的外圆面和滑片40的先端之间的摩擦损失有所增加，但由于采用了上述摇块50，活塞32的外圆面和滑片40的先端之间的摩擦损失已经变得很小，在此基础上进一步安装卡位结构来防止曲轴31的偏心部和活塞32的相对运动，对于该旋转式压缩机的总的摩擦损失的降低，仍然是非常有利的。

根据本发明实施例的旋转式压缩机，极大地改善了滑片40先端与凸轮部外圆面接触的应力，改善了滑片40与凸轮部摩擦副之间的润滑状态，大大地降低了滑片40凸轮部摩擦副之间的摩擦功耗，且可以有效地降低曲轴31的偏心部和活塞32之间产生摩擦损失。

卡位结构可以为多种结构形式。

在一些实施例中，卡位结构包括凹槽伸入凹槽的凸台35，活塞32的内周壁和曲轴31的偏心部的外周壁中的一个设有凹槽，活塞32的内周壁和曲轴31的偏心部的外周壁中的另一个设有凸台35。

如图16所示，活塞32的内周壁设有凸台35，曲轴31的偏心部的外周壁设有凹槽，凸台35伸入凹槽，凸台35和凹槽可以间隙配合。

如图17所示，活塞32的内周壁设有凹槽，曲轴31的偏心部的外周壁设有凸台35，凸台35伸入凹槽，凸台35和凹槽可以间隙配合。

在另一些实施例中，卡位结构包括键槽33和键34，键34安装于键槽33，键槽33 设于曲轴31的偏心部外周壁以及活塞32内周壁。键槽33和键34的制造性更佳。键34 可以为长方体，键34的横截面可以为正方形，以便于安装。

如图15所示，键槽33在活塞32和曲轴31上两个部分中的至少一个部分为盲孔，换言之，活塞32中的键槽33和曲轴31中的键槽33的至少一个为盲孔，且键槽33的盲孔部分的下端到活塞32的下端面的距离为h1，满足：h1≥1mm。这样，可以有效地防止该旋转式压缩机运行时，键34受热膨胀，或者倾斜，或者在重力作用下与下轴承上端面接触产生摩擦损失。

如图15所示，键34的上端面低于活塞32的上端面，且键34的上端面与活塞32 的上端面的间距为h1，满足：h1≥0.005mm，进一步地，h1≥0.02mm。这样，可以有效地防止该旋转式压缩机运行时，键34受热膨胀，或者倾斜，导致与上轴承下端面接触产生摩擦损失。

如图14所示，键槽33距离曲轴31的主轴轴心的最大距离为L1，L1为键槽33相对于曲轴31的主轴轴心的最远点到曲轴31的主轴轴心的距离，主轴承21的排气孔在气缸10的端面的投影11距离曲轴31的主轴轴心的最近距离为L2，L2为主轴承21的排气孔在气缸10的端面的投影11相对于曲轴31的主轴轴心的最近点到曲轴31的主轴轴心的距离，满足：L2-L1≥0.2mm。

可以理解的是，活塞32上开设键槽33后，活塞32端面的密封宽度有所减小，为保证排气孔与活塞32端面之间的密封宽度，通过设置L2-L1的数值范围，当曲轴31的偏心部和活塞32以曲轴31主轴轴心为旋转中心旋转至活塞32上的键槽33落入排气孔区域的时候，排气孔与活塞32端面之间密封宽度确保在0.2mm以上，避免影响密封性能。

键槽33与键34间隙配合，且键槽33与键34沿活塞32径向方向的总间隙为S1，曲轴31的偏心部与活塞32之间的总间隙为S2，满足关系式S1＞S2。

可以理解的是，曲轴31偏心部外圆与活塞32内圆之间存在径向间隙，该旋转式压缩机运行时，活塞32在气体力作用下贴紧曲轴31偏心部，保证活塞32外圆和气缸10 内圆之间的径向间隙。通过设置S1＞S2，可以防止键34、键槽33影响该旋转式压缩机运行时活塞32外圆与气缸10内圆之间的径向间隙，即键34的存在不会影响到压缩机运行时活塞32外圆和气缸10内圆之间的间隙。

实施例六

下面参考图1-图35描述根据本发明实施例旋转式压缩机，该旋转式压缩机包括：机壳、定子62、转子61、凸轮机构30、气缸10、主轴承21、副轴承22、滑片40和摇块50。

其中，参考图1，机壳可以包括壳身71、上壳体72、下壳体73，定子62、转子61、凸轮机构30、气缸10、主轴承21、副轴承22、滑片40和摇块50可以安装在机壳内。

转子61与凸轮机构30相连，用于驱动凸轮机构30转动，主轴承21、副轴承22分别设在气缸10的上、下表面，气缸10、主轴承21和副轴承22之间限定出压缩腔，凸轮机构30的凸轮部可旋转地设在气缸10内。

如图18所示，在凸轮机构30包括曲轴31和活塞32的实施例中，活塞32套设在曲轴31的偏心部外，凸轮机构30的凸轮部包括活塞32，活塞32可旋转地设在气缸10 内，活塞32在曲轴31的驱动下可旋转地配合在压缩腔内。当然，凸轮机构30也可以为一体式。

如图18和图19所示，气缸10设有滑片槽13，滑片40安装于滑片槽13，摇块50 与滑片40的先端绕第一轴线铰接，第一轴线与气缸10的轴线平行，摇块50抵压凸轮部的外圆面，在该旋转式压缩机工作过程中，摇块50与凸轮部的外圆面之间滑动配合，形成滑动摩擦副。

需要说明的是，滑片40的先端指滑片40伸入到压缩腔内靠近凸轮机构30的凸轮部(活塞32)的外圆面的一端。摇块50的一端与滑片40的先端相抵，摇块50的另一端与凸轮机构30的凸轮部(活塞32)的外圆面相抵。摇块50具有抵压面55，抵压面55 抵压凸轮部的外圆面，抵压面55沿凸轮部的外圆面周向的宽度大于滑片40的先端的宽度。

在旋转式压缩机工作过程中，滑片40沿滑片槽13作往复运动，摇块50始终抵压凸轮部(活塞32)的外圆面，摇块50绕第一轴线相对于滑片40摆动，摇块50在平行于气缸10端面的方向摆动。

可以理解的是，通过在滑片40与凸轮部之间设置摇块50，可以大大降低滑片40与凸轮部之间的接触应力，润滑状态由原来的边界润滑基本变为流体动压润滑，摩擦功耗得到有效降低，而且滑片40与凸轮部之间的冷量泄露也减小了。

滑片40在与气缸10的端面平行的侧面设置有导流槽43，导流槽43为沉槽或通槽，导流槽43延伸到滑片40的先端，比如滑片40的先端设有弧形的开口槽41，摇块50 包括弧形的铰接面52，铰接面52与开口槽41铰接，导流槽43与开口槽41连通，主轴承21、副轴承22中的一个设有供油通道23，供油通道23与导流槽43在滑片40运动过程中的至少一部分时间段贯通。

可以理解的是供油通道23和导流槽43连通时形成润滑油道，润滑油在高压作用下，从供油通道23流入滑片40先端侧面的导流槽43内，以供滑片40先端与摇块50之间的润滑。提高摇块50及滑片40的可靠性，同时减小了滑片40与轴承之间摩擦面积，降低摩擦功耗，有效的提升了压缩机的性能。

根据本发明实施例的旋转式压缩机，极大地改善了滑片40先端与凸轮部外圆面接触的应力，改善了滑片40与凸轮部摩擦副之间的润滑状态，大大地降低了滑片40凸轮部摩擦副之间的摩擦功耗，也使得其可靠性得到极大地提高，且将润滑油引入滑片40与摇块50之间，提高摇块50及滑片40的可靠性，同时减小了滑片40与轴承之间摩擦面积，降低摩擦功耗。

在一些实施例中，如图20所示，导流槽43在气缸10的端面所在平面的投影为扇形，导流槽43为扇形，导流槽43的弧度大于180°。

在一些实施例中，如图21所示，导流槽43在气缸10的端面所在平面的投影为长圆形，导流槽43为长圆形，导流槽43包括长条段和半圆段，长条段的一端延伸至滑片40 先端，比如长条段的一端延伸至与滑片40上的开口槽41连通，长条段的另一端与半圆段相连。长圆形的导流槽43在滑片40运动过程更容易与供油通道23贯通，或者说长圆形的导流槽43在滑片40运动过程与供油通道23贯通的时间更长。

如图18和图19所示，在滑片40运动到远离气缸10的中心最远时，导流槽43距离气缸10的中心的最大距离为L3，L3为在滑片40运动到远离气缸10的中心最远时，导流槽43相对于气缸10的中心的最远点到气缸10的中心的距离，且满足：L3＞D/2，D 为气缸10的内径。这样，可以保证导流槽43在滑片40运动过程中有机会与供油通道 23贯通。

如图22和图23所示，供油通道23距离气缸10的中心最小距离为L4，L4为供油通道23相对于气缸10的中心的最近点到气缸10的中心的距离，满足：D/2＜L4＜L3。这样，可以保证导流槽43在滑片40运动过程中有机会与供油通道23贯通。

在一些实施例中，如图22所示，供油通道23背离导流槽43的一端与主轴承21或副轴承22外径处的油池贯通，供油通道23可以为长条形。

在另一些实施例中，如图23所示，供油通道23与主轴承21或副轴承22厚度方向的另一面贯通，供油通道23可以沿轴向贯穿主轴承21或副轴承22。

在一个具体的实施例中，供油通道23设置在副轴承22上，滑片40朝向副轴承22 的侧面设有导流槽43。

实施例七

下面参考图1-图33描述根据本发明实施例旋转式压缩机，该旋转式压缩机包括：机壳、定子62、转子61、曲轴31、活塞32、气缸10、主轴承21、副轴承22、滑片40 和摇块50。

其中，参考图1，机壳可以包括壳身71、上壳体72、下壳体73，定子62、转子61、曲轴31、活塞32、气缸10、主轴承21、副轴承22、滑片40和摇块50可以安装在机壳内。

如图1和图2所示，转子61与曲轴31相连，用于驱动曲轴31转动，主轴承21、副轴承22分别设在气缸10的上、下表面，气缸10、主轴承21和副轴承22之间限定出压缩腔，活塞32套设在曲轴31的偏心部外，活塞32可旋转地设在气缸10内，活塞32 在曲轴31的驱动下可旋转地配合在压缩腔内。

如图2所示，气缸10设有滑片槽13，滑片40安装于滑片槽13，摇块50与滑片40 的先端绕第一轴线铰接，第一轴线与气缸10的轴线平行，摇块50抵压凸轮部的外圆面，在该旋转式压缩机工作过程中，摇块50与凸轮部的外圆面之间滑动配合，形成滑动摩擦副。

需要说明的是，滑片40的先端指滑片40伸入到压缩腔内靠近活塞32的外圆面的一端。摇块50的一端与滑片40的先端相抵，摇块50的另一端与活塞32的外圆面相抵。摇块50具有抵压面55，抵压面55抵压凸轮部的外圆面，抵压面55沿凸轮部的外圆面周向的宽度大于滑片40的先端的宽度。

在旋转式压缩机工作过程中，滑片40沿滑片槽13作往复运动，摇块50始终抵压活塞32的外圆面，摇块50绕第一轴线相对于滑片40摆动，摇块50在平行于气缸10端面的方向摆动。

可以理解的是，通过在滑片40与活塞32之间设置摇块50，可以大大降低滑片40 与活塞32之间的接触应力，润滑状态由原来的边界润滑基本变为流体动压润滑，摩擦功耗得到有效降低，而且滑片40与活塞32之间的冷量泄露也减小了。

活塞32可以由塑料或石墨制成，比如活塞32由聚苯硫醚、液晶高分子聚合物、聚醚醚酮、ABS工程塑料、特氟龙中的一种制成。

滑片40可以由陶瓷、铝-硅合金、轻质钢、特氟龙中的一种制成。

发明人通过大量实验发现，通过新增上述摇块50，可使滑片40的先端与活塞32之间的应力从几百兆帕减少到几兆帕，也使得活塞32的外圆面、滑片40先端和滑片40 侧面所受到的应力减小。

这样滑片40与活塞32之间的磨损大幅减少，可减少压缩机的入力，且滑片40和活塞32的耐磨性、刚性以及加工精度要求下降，从而拓宽了活塞32材料的选择标准。若在相关技术的结构条件下，塑料虽然密度很小，但其加工精度以及耐磨性无法满足其工作要求，这也限制了塑料活塞32的发展。而本发明实施例的旋转式压缩机由于对滑片40和活塞32的耐磨性、刚性以及加工精度要求下降，可使得塑料活塞32从限制中解放出来。

活塞32其常用原材料为镍铬钼铸铁(FC300)，密度分别为7.3g/cm3；而塑料密度大概为1～2g/cm3，采用该材料可极大降低活塞32的质量。由于活塞32重量减轻，一方面活塞32自转速度会增加，活塞32与摇块50之间的相对速度减少，导致入力下降；另一方面，根据曲轴31上的力矩平衡，可以减轻平衡块重量，从而进一步减少了入力，提升压缩机能效。

滑片40作为运动部件，轻量化之后也相应对减少，也会使得入力下降。

换言之，由于上述摇块50的使用，降低了活塞32与滑片40之间接触应力，使得活塞32和滑片40的材料选择更为丰富，根据以往的设计常识中无法采用的材料均可以应用于活塞32和滑片40，使用上述材料可以降低活塞32和滑片40的重量，实现轻量化设计，滑片40与活塞32之间的磨损大幅减少，可减少旋转式压缩机的入力，且滑片40 和活塞32的耐磨性、刚性以及加工精度要求下降，从而拓宽了活塞32材料的选择标准。

其次，活塞32和重量减轻，一方面活塞32自转速度会增加，活塞32与摇块50之间的相对速度减少，导致入力下降；另一方面，根据曲轴31上的力矩平衡，平衡块也相应减轻重量，从而进一步减少了入力；此外，活塞32和滑片40作为运动部件，替换为轻质材料也可有效减少入力，从而提升压缩机能效。

根据本发明实施例的旋转式压缩机，极大地改善了滑片40先端与凸轮部外圆面接触的应力，改善了滑片40与凸轮部摩擦副之间的润滑状态，大大地降低了滑片40凸轮部摩擦副之间的摩擦功耗，且拓宽了活塞32和滑片40材料的选择标准，旋转式压缩机的轻量化水平高，能效高。

实施例八

下面参考图1-图35描述根据本发明实施例旋转式压缩机，该旋转式压缩机包括：机壳、定子62、转子61、凸轮机构30、气缸10、主轴承21、副轴承22、滑片40和摇块50。

其中，参考图1，机壳可以包括壳身71、上壳体72、下壳体73，定子62、转子61、凸轮机构30、气缸10、主轴承21、副轴承22、滑片40和摇块50可以安装在机壳内。

转子61与凸轮机构30相连，用于驱动凸轮机构30转动，主轴承21、副轴承22分别设在气缸10的上、下表面，气缸10、主轴承21和副轴承22之间限定出压缩腔，凸轮机构30的凸轮部可旋转地设在气缸10内。

如图2所示，在凸轮机构30包括曲轴31和活塞32的实施例中，活塞32套设在曲轴31的偏心部外，凸轮机构30的凸轮部包括活塞32，活塞32可旋转地设在气缸10 内，活塞32在曲轴31的驱动下可旋转地配合在压缩腔内。当然，凸轮机构30也可以为一体式。

如图2所示，气缸10设有滑片槽13，滑片40安装于滑片槽13，摇块50与滑片40 的先端绕第一轴线铰接，第一轴线与气缸10的轴线平行，摇块50抵压凸轮部的外圆面，在该旋转式压缩机工作过程中，摇块50与凸轮部的外圆面之间滑动配合，形成滑动摩擦副。

需要说明的是，滑片40的先端指滑片40伸入到压缩腔内靠近凸轮机构30的凸轮部(活塞32)的外圆面的一端。摇块50的一端与滑片40的先端相抵，摇块50的另一端与凸轮机构30的凸轮部(活塞32)的外圆面相抵。摇块50具有抵压面55，抵压面55 抵压凸轮部的外圆面，抵压面55沿凸轮部的外圆面周向的宽度大于滑片40的先端的宽度。

如图24-图33所示，摇块50包括相连的第一子摇块51和第二子摇块54，第一子摇块51与滑片40的先端绕第一轴线铰接，第二子摇块54抵压凸轮部的外圆面。

第一子摇块51和第二子摇块54可以焊接相连，比如第一子摇块51和第二子摇块54采用激光焊、电阻焊、炉中钎焊中一种焊接方式焊接相连。

第一子摇块51和第二子摇块54为钢材、铸铁或合金中的一种制成，以便焊接。

需要说明的是，摇块50的体积较小，摇块50具有两个需要加工的配合面，这两个配合面分别用于与滑片40和凸轮部形成摩擦副，通过将摇块50分解为2个子部件，便于加工。

在旋转式压缩机工作过程中，滑片40沿滑片槽13作往复运动，摇块50始终抵压凸轮部(活塞32)的外圆面，摇块50绕第一轴线相对于滑片40摆动，摇块50在平行于气缸10端面的方向摆动。

可以理解的是，通过在滑片40与凸轮部之间设置摇块50，可以大大降低滑片40与凸轮部之间的接触应力，润滑状态由原来的边界润滑基本变为流体动压润滑，摩擦功耗得到有效降低，而且滑片40与凸轮部之间的冷量泄露也减小了。

根据本发明实施例的旋转式压缩机，极大地改善了滑片40先端与凸轮部外圆面接触的应力，改善了滑片40与凸轮部摩擦副之间的润滑状态，大大地降低了滑片40凸轮部摩擦副之间的摩擦功耗，也使得其可靠性得到极大地提高，且该摇块50的结构简单，便于加工，成本低廉，效果好。

如图10和图11所示，滑片40的先端设有弧形的开口槽41，第一子摇块51具有弧形的铰接面52，铰接面52抵压开口槽41的壁面，如图24-图33所示，第一子摇块51 可以为圆柱，或者第一子摇块51的至少一部分外周面为圆弧形，

如图3所示，第二子摇块54具有弧形的抵压面55，且抵压面55的至少部分与凸轮部的外圆面内切。如图24-图33所示，第二子摇块54的抵压面55为圆柱的一部分外周壁。

如图24-图26所示，第一子摇块51具有第一焊接面53，第一焊接面53为弧形。

如图27-图31所示，第一子摇块51具有第一焊接面53，第一焊接面53为平面形。

如图32-图33所示，第一子摇块51具有第一焊接面53，第一焊接面53为折线形，比如第一焊接面53包括顺次相连的三段，相邻的两段之间垂直。

如图24所示，第二子摇块54具有第二焊接面57，第二焊接面57为弧形。

如图25-图31所示，第二子摇块54具有第二焊接面57，第二焊接面57为平面形。

如图32-图33所示，第二子摇块54具有第二焊接面57，第二焊接面57为折线形，比如第二焊接面57包括顺次相连的三段，相邻的两段之间垂直。

当然，当第一焊接面53与第二焊接面57的形状相同时，第一子摇块51和第二子摇块54的焊接面积大，焊接更牢固。

上述实施例一至实施例八的技术特征，在不相悖的情况下，可以相互结合以形成新的实施例。

上述实施例一至实施例八在不相悖的情况下，还可以进一步包括如下技术特征以形成新的实施例。

如图3-图13所示，滑片40的先端与摇块50中的一个设有弧形的开口槽41，另一个包括弧形的铰接面52，铰接面52与开口槽41铰接。

在图3-图5、图8、图10、图11所示的实施例中，滑片40的先端设有弧形的开口槽41，开口槽41朝气缸10的压缩腔敞开，滑片40还设有导向槽42，导向槽42与开口槽41的开口端相连，导向槽42的两个侧壁从与开口槽41的侧壁相连的一端到另一端向背离彼此的方向延伸，摇块50包括摇块连接部56和弧形的铰接面52，摇块50可以包括圆柱形或扇柱形的铰接头，铰接面52为铰接头的部分周壁，铰接头与滑片40先端的开口槽41铰接，摇块连接部56的宽度小于铰接面52的直径。导向槽42和摇块连接部56的配合可以防止摇块50摆动时与气缸10干涉。开口槽41的弧度大于180°，铰接面52的弧度大于180°，铰接面52的弧度大于开口槽41的弧度。这样可以防止滑片40与摇块50脱离。

在图6-图7、图9、图12、图13所示的实施例中，滑片40的先端设有弧形的铰接面52，滑片40的先端包括滑片连接部46和铰接面52，滑片连接部46的宽度小于铰接面52的直径，摇块50包括弧形的开口槽41，滑片40可以包括圆柱形或扇柱形的铰接头，铰接面52为铰接头的部分周壁，铰接头与摇块50的开口槽41铰接。滑片连接部 46可以防止摇块50摆动时与气缸10干涉。开口槽41的弧度大于180°，铰接面52的弧度大于180°，铰接面52的弧度大于开口槽41的弧度。这样可以防止滑片40与摇块 50脱离。

如图3、图4、图6、图10、图12所示，摇块50具有用于抵压凸轮部的抵压面55，抵压面55为弧形，且抵压面55的至少部分与凸轮部的外圆面内切。这样，滑片40与凸轮部之间的接触由原来的外切接触变为内切接触，摩擦功耗得到有效降低，而且滑片 40与活塞32之间的冷量泄露也减小了。

如图5、图7、图11、图13所示，摇块50具有用于抵压凸轮部的抵压面55，抵压面55为平面。这样摇块50易于加工，且相对于相关技术中的滚针结构，也可以较大幅度的降低接触应力。

摇块50可以由钢、铸铁、塑料、合金、陶瓷中的一种材料制成。

如图2所示，滑片槽13与气缸10的压缩腔相连的一端包括敞口式的缺口12，这样，可以避免滑片槽13与上述摇块50干涉。

本发明还公开了一种气体压缩系统，本发明的气体压缩系统包括上述任一种实施例的旋转式压缩机。根据本发明实施例的气体压缩系统，其旋转式压缩机的能效高，不易磨损。

本发明还公开了一种制冷系统，本发明的制冷系统包括上述任一种实施例的旋转式压缩机。根据本发明实施例的制冷系统，其旋转式压缩机的能效高，不易磨损。

本发明还公开了一种热泵系统，本发明的热泵系统包括上述任一种实施例的旋转式压缩机。根据本发明实施例的热泵系统，其旋转式压缩机的能效高，不易磨损。

尽管已经示出和描述了本发明的实施例，本领域的普通技术人员可以理解：在不脱离本发明的原理和宗旨的情况下可以对这些实施例进行多种变化、修改、替换和变型，本发明的范围由权利要求及其等同物限定。

Claims (12)

1.一种旋转式压缩机，其特征在于，包括：气缸、凸轮机构、滑片、主轴承、副轴承和摇块，所述凸轮机构的凸轮部可旋转地设在所述气缸内，所述气缸设有滑片槽，所述滑片安装于所述滑片槽，所述摇块与所述滑片的先端绕第一轴线铰接，所述第一轴线与所述气缸的轴线平行，所述摇块抵压所述凸轮部的外圆面，所述滑片在与所述气缸的端面平行的侧面设置有导流槽，所述导流槽延伸到所述滑片的先端，所述主轴承、所述副轴承中的至少一个设有供油通道，所述供油通道与所述导流槽在所述滑片运动过程中的至少一部分时间段贯通。

2.根据权利要求1所述的旋转式压缩机，其特征在于，所述导流槽为沉槽或通槽。

3.根据权利要求1所述的旋转式压缩机，其特征在于，所述导流槽在所述气缸的端面所在平面的投影为扇形或长圆形。

4.根据权利要求1所述的旋转式压缩机，其特征在于，在所述滑片运动到远离所述气缸的中心最远时，所述导流槽距离所述气缸的中心的最大距离为L3，且满足：L3＞D/2，D为所述气缸的内径。

5.根据权利要求4所述的旋转式压缩机，其特征在于，所述供油通道距离所述气缸的中心最小距离为L4，满足：D/2＜L4＜L3。

6.根据权利要求1-5中任一项所述的旋转式压缩机，其特征在于，所述供油通道背离所述导流槽的一端与所述主轴承或所述副轴承外径处的油池贯通。

7.根据权利要求1-5中任一项所述的旋转式压缩机，其特征在于，所述供油通道与所述主轴承或所述副轴承厚度方向的另一面贯通。

8.根据权利要求1-5中任一项所述的旋转式压缩机，其特征在于，所述供油通道设置在所述副轴承上，所述滑片朝向所述副轴承的侧面设有所述导流槽。

9.根据权利要求1-5中任一项所述的旋转式压缩机，其特征在于，所述滑片的先端设有弧形的开口槽，所述摇块包括弧形的铰接面，所述铰接面与所述开口槽铰接，所述导流槽与所述开口槽连通。

10.一种气体压缩系统，其特征在于，具有如权利要求1-9中任一项所述的旋转式压缩机。

11.一种制冷系统，其特征在于，具有如权利要求1-9中任一项所述的旋转式压缩机。

12.一种热泵系统，其特征在于，具有如权利要求1-9中任一项所述的旋转式压缩机。