CN112145419A - 泵体组件、压缩机和空调器 - Google Patents

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Abstract

本发明提供了一种泵体组件、压缩机和空调器，泵体组件包括：曲轴，曲轴包括主轴部和偏心部，主轴部的中心线和偏心部的中心线之间的距离为e；主轴承，包括轮毂部，主轴部穿设于轮毂部的通孔，其孔壁上设置第一导油槽；缸体，其上设置有滑片槽和中心孔，曲轴穿设于中心孔，主轴承位于缸体的两侧，中心孔的半径为R，R与e的差值为r；其中，设置在同一投影面内的中心孔的中心与滑片槽的中心之间的第一连线与第一导油槽在轮毂部远离偏心部的一端的终止点至通孔的中心之间的第二连线构成的夹角的取值范围为：
Figure DDA0002112352370000011
使曲轴和主轴承接触各处油膜更均匀，有效改善曲轴主轴部的异常磨损问题，提高压缩机的使用寿命。

Description

泵体组件、压缩机和空调器
技术领域
本发明涉及压缩机技术领域，具体而言，涉及一种泵体组件、压缩机和空调器。
背景技术
目前，相关技术中压缩机泵体的曲轴润滑一般是通过在曲轴副轴下部内孔安装的螺旋的上油叶片供油。曲轴的主轴部和副轴部润滑主要通过在主轴承和副轴承内孔设置导油槽供油。导油槽的尺寸和位置设计是影响曲轴润滑的重要因素，若设计不当，会导致压缩机运转时曲轴主轴部供油不足，造成曲轴和主轴承磨损加剧，严重时甚至出现泵体卡死、曲轴断裂等问题，从而影响压缩机的使用寿命。
发明内容
本发明旨在至少解决现有技术或相关技术中存在的技术问题之一。
为此，本发明的第一个方面提出一种泵体组件。
本发明的第二个方面提出一种压缩机。
本发明第三个方面提出了一种空调器。
有鉴于此，根据本发明的一个方面，提供了一种泵体组件，包括：曲轴，曲轴包括：主轴部和与主轴部相连接的偏心部，主轴部的中心线和偏心部的中心线之间的距离为e；主轴承，主轴承包括轮毂部，主轴部穿设于轮毂部的通孔，通孔的孔壁上设置有第一导油槽；缸体，缸体上设置有滑片槽和中心孔，曲轴穿设于中心孔，主轴承位于缸体的一侧，中心孔的半径为R，R与e的差值为r；其中，在同一投影面内的中心孔的中心与滑片槽的中心之间的第一连线与第一导油槽在轮毂部远离偏心部的一端的终止点至通孔的中心之间的第二连线构成的夹角的取值范围为小于等于17π/18与
Figure BDA0002112352350000021
之和，且大于等于5π/9与
Figure BDA0002112352350000022
之和，泵体组件的夹角为自第一连线沿曲轴的转动方向转动至第二连线所对应的转动角度。
本发明提供的泵体组件，包括：曲轴、主轴承和缸体，曲轴包括：主轴部和偏心部，主轴部和偏心部相连接，主轴部的中心线和偏心部的中心线之间具有偏心距离e；主轴承包括轮毂部，轮毂部上设有通孔，通孔的孔壁上设置有第一导油槽，主轴部穿过通孔；缸体上设置有中心孔和与中心孔相连通的滑片槽，曲轴穿过缸体的中心孔，缸体的一侧设置主轴承，中心孔的半径为R，r＝R-e；其中，在沿中心孔的轴线方向的同一投影面内，中心孔的中心与滑片槽的中心相连构成第一连线，第一导油槽在远离偏心部的一端的终止点与轮毂部的通孔的中心相连构成第二连线，在沿中心孔的轴线方向的同一投影面内，定义缸体中心孔的中心与滑片槽的中心之间的第一连线为0°方向，角度增加方向与曲轴转动方向相同，第一连线沿曲轴的转动方向转动至第二连线对应的角为夹角，夹角满足关系式：
Figure BDA0002112352350000023
本发明通过限定在沿中心孔的轴线方向的同一投影面内的中心孔的中心与滑片槽的中心之间的第一连线与第一导油槽在轮毂部远离偏心部的一端的终止点至通孔的中心之间的第二连线构成的夹角、曲轴偏心量e和缸体的中心孔半径R的关系，使曲轴在外载荷作用下发生变形而与主轴承接触时，油槽供油更充分，曲轴主轴部各处油膜更均匀，从而有效改善曲轴主轴部的异常磨损问题，避免出现泵体卡死、曲轴断裂等问题，提高压缩机的使用寿命。
另外，根据本发明提供的上述技术方案中的泵体组件，还可以具有如下附加技术特征：
在上述技术方案中，泵体组件的缸体的数量为一个，夹角的取值范围为小于等于8π/9与
Figure BDA0002112352350000024
之和，且大于等于2π/3与
Figure BDA0002112352350000025
之和。
在该技术方案中，当泵体组件为单缸泵体组件时，夹角取值范围满足公式：
Figure BDA0002112352350000026
使曲轴在外载荷作用下发生变形而和主轴承接触时，油槽供油更充分。
在上述任一技术方案中，泵体组件的缸体的数量为至少两个，夹角的取值范围为小于等于7π/9与
Figure BDA0002112352350000031
之和，且大于等于11π/18与
Figure BDA0002112352350000032
之和。
在该技术方案中，泵体组件为多缸泵体组件时，夹角取值范围满足公式：
Figure BDA0002112352350000033
使曲轴在外载荷作用下发生变形而和主轴承接触时，油槽供油更充分。进一步地，多缸压缩机在曲轴转角一周过程中，气体力会出现多个峰值，且平衡块方位(对应离心力方向)与单缸压缩机有较大不同，导致多缸压缩机油槽终止角最优范围与单缸不完全一致，通过根据缸体数量不同，设置油槽的位置不同，进而实现最佳的润滑效果。
在上述任一技术方案中，泵体组件在同一投影面内的第一连线与第一导油槽的另一端的终止点至通孔的中心之间的第三连线构成的夹角的取值范围为小于等于2π，且大于等于3π/2。
在该技术方案中，第一导油槽的另一端的终止点至通孔的中心构成第三连线，第一连线与第三连线构成的夹角对曲轴的可靠性影响较大，通过将第一连线与第三连线构成的夹角的取值范围设置为小于等于2π，且大于等于3π/2时，曲轴在外载荷作用下发生变形而和主轴承接触时，油槽供油更充分，曲轴的主轴部的可靠性较优。
在上述任一技术方案中，泵体组件还包括：第一环形槽，第一环形槽设置于通孔的孔壁上，第一导油槽与第一环形槽相连通。
在该技术方案中，泵体组件还包括设置于通孔孔壁上的第一环形槽，第一环形槽与第一导油槽相连通，通过在主轴承轮毂部内表面设置环形槽，可进一步增大主轴承轮毂部与曲轴主轴部之间的供油量，从而改善曲轴主轴部的润滑状况，同时，由于设置第一环形槽，主轴承的轮毂部与曲轴主轴部之间接触面积减小，从而减小二者之间的粘滞阻力和摩擦损失，从而提高压缩机性能。
在上述任一技术方案中，泵体组件还包括：过油孔，过油孔设置于第一环形槽内，过油孔径向贯穿轮毂部。
在该技术方案中，通过在第一环形槽内设置过油孔，过油孔径向贯穿轮毂部，可增加轮毂内表面润滑油与外部润滑油之间流通性，一定程度上降低轮毂内润滑油温度，从而进一步提高曲轴主轴部润滑可靠性。
在上述任一技术方案中，泵体组件的第一环形槽的径向深度小于等于0.5mm。
在该技术方案中，限定第一环形槽径向深度不大于0.5mm，确保第一环形槽对于整个泵体组件刚性影响较小。
在上述技术方案中，泵体组件还包括：第二环形槽，第二环形槽设置于主轴部上，位于主轴部与轮毂部相配合的区域。
在该技术方案中，通过在主轴部与轮毂部相配合的区域上设置第二环形槽，可进一步增大主轴承轮毂部与曲轴主轴部之间的供油量，从而改善曲轴主轴部的润滑状况，同时，由于设置第二环形槽，主轴承的轮毂部与曲轴主轴部之间接触面积减小，从而减小二者之间的粘滞阻力和摩擦损失，从而提高压缩机性能。
在上述任一技术方案中，泵体组件的第二环形槽的径向深度小于等于0.5mm。
在该技术方案中，限定第二环形槽径向深度不大于0.5mm，保证了曲轴的整体刚度，进而确保第二环形槽对于整个泵体组件刚性影响较小。
在上述任一技术方案中，泵体组件的曲轴还包括副轴部，偏心部位于主轴部和副轴部之间；泵体组件还包括副轴承，主轴承套设在主轴部上，副轴承套设在副轴部上；泵体组件还包括：第二导油槽，第二导油槽设置于副轴承的通孔内。
在该技术方案中，曲轴还包括副轴部，与偏心部相连接，轴承包括主轴承和副轴承，主轴承和副轴承分别位于缸体的两侧，主轴承与主轴部配合，副轴承与副轴部配合，主轴承设置第一导油槽，副轴承通孔内设置第二导油槽。通过在主轴承通孔内设置第一导油槽，副轴承通孔内设置第二导油槽，使润滑油导入主轴承与主轴部之间，以及副轴承与副轴部之间，从而改善曲轴主轴部和副轴部的润滑状况。
在上述任一技术方案中，泵体组件还包括：在同一投影面内的中心孔的中心与滑片槽的中心之间的第一连线与第二导油槽在轮毂部靠近偏心部的一端的终止点至通孔的中心之间的第四连线构成的夹角的取值范围为小于等于2π，且大于等于3π/2。
在该技术方案中，在沿中心孔的轴线方向的同一投影面内，第二导油槽在轮毂部靠近偏心部的一端的终止点至通孔的中心构成第四连线，当第一连线与第四连线构成的夹角的取值范围为小于等于2π，且大于等于3π/2时，曲轴在外载荷作用下发生变形而和副轴承接触时，油槽供油更充分，曲轴整体可靠性较优。
在上述任一技术方案中，泵体组件的第一导油槽和第二导油槽均为螺旋导油槽。
在该技术方案中，通过将第一导油槽和第二导油槽设置为螺旋导油槽，在压缩机运转过程中有利于润滑油的流动，使主轴承和副轴承的内壁面在螺旋导油槽的作用下，将润滑油供给到曲轴主轴部和副轴部，从而起到对曲轴主轴部和副轴部润滑的效果。
在上述技术方案中，泵体组件的第一导油槽和所述第二导油槽的螺旋方向与曲轴的转动方向相同。
在该技术方案中，第一导油槽的螺旋方向和第二导油槽的螺旋方向与曲轴的转动方向相同，可以使润滑油在离心力作用下更好的进入第一导油槽和第二导油槽，增大主轴承轮毂与曲轴轴部之间的供油量，第一导油槽的螺旋方向和第二导油槽的螺旋方向相同，保证润滑油导入曲轴与轮毂部接触的各个位置。
在上述任一技术方案中，泵体组件的第一导油槽的宽度的取值范围为小于等于5mm，且大于等于1.5mm；第一导油槽的深度的取值范围为小于等于3mm，且大于等于0.3mm。
在该技术方案中，当第一导油槽宽度的取值范围为1.5mm≤第一导油槽宽度≤5mm，第一导油槽深度取值范围为0.3mm≤第一导油槽深度≤3mm时，曲轴的润滑可靠性较优。
根据本发明的第二个方面，提供了一种压缩机，包含上述任一技术方案所述的泵体组件。因此具有该泵体组件的全部有益效果，在此不再赘述。
根据本发明的第三个方面，提供了一种空调器，包括上述任一技术方案所述的泵体组件或压缩机。因此具有该泵体组件或压缩机的全部有益效果，在此不再赘述。
本发明的附加方面和优点将在下面的描述部分中变得明显，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示出了现有技术中的泵体组件结构示意图。
其中，图1中附图标记与部件名称之间的对应关系为：
10’曲轴，102’主轴部，104’偏心部，106’副轴部，108’副轴油孔，110’油孔，112’上油叶片，122’主轴承轮毂，124’主轴承法兰，132’副轴承轮毂，134’副轴承法兰，142’缸体。
图2示出了根据本发明的一个实施例中的缸体结构示意图；
图3示出了根据本发明的一个实施例中的泵体组件运行时尺寸角度示意图；
图4示出了根据本发明的一个实施例中的泵体组件的主轴承的第一导油槽的远离气缸侧的终止角的示意图；
图5示出了根据本发明的又一个实施例中的泵体组件的主轴承的第一导油槽的靠近气缸侧的终止角的示意图；
图6示出了根据本发明的一个实施例中的泵体组件的第一导油槽的尺寸结构示意图；
图7示出了根据本发明的一个实施例中的轴承结构示意图；
图8示出了根据本发明的一个实施例中的曲轴结构示意图；
图9示出了根据本发明的又一个实施例中的轴承结构示意图；
图10示出了根据本发明的一个实施例中的摇摆式压缩机缸体结构示意图；
图11示出了根据本发明的一个实施例中的活塞滑片铰接结构示意图；
图12示出了根据本发明的一个实施例中的单缸压缩机夹角与曲轴磨损量关系图；
图13示出了根据本发明的一个实施例中的多缸压缩机夹角与曲轴磨损量关系图。
其中，图2至图11中附图标记与部件名称之间的对应关系为：
1泵体组件，10曲轴，102主轴部，104偏心部，106副轴部，12主轴承，120第一导油槽，122轮毂部，124法兰部，126第一连线，128第二连线，130通孔，142缸体，144滑片槽，146中心孔，150曲轴转动方向，152第三连线，154第一环形槽，156过油孔，158活塞，160滑片，162第二环形槽。
具体实施方式
为了能够更清楚地理解本发明的上述目的、特征和优点，下面结合附图和具体实施方式对本发明进行进一步的详细描述。需要说明的是，在不冲突的情况下，本申请的实施例及实施例中的特征可以相互组合。
在下面的描述中阐述了很多具体细节以便于充分理解本发明，但是，本发明还可以采用其他不同于在此描述的其他方式来实施，因此，本发明的保护范围并不受下面公开的具体实施例的限制。
下面参照图2至图13描述根据本发明一些实施例所述的泵体组件1、压缩机及空调器。
根据本发明的一个实施例提供了一种泵体组件1，包括：曲轴10，曲轴10包括：主轴部102和与主轴部102相连接的偏心部104，主轴部102的中心线和偏心部104的中心线之间的距离为e；主轴承12，主轴承12包括轮毂部122，主轴部102穿设于轮毂部122的通孔130，通孔130的孔壁上设置有第一导油槽120；缸体142，缸体142上设置有滑片槽144和中心孔146，曲轴10穿设于中心孔146，主轴承12位于缸体142的一侧，中心孔146的半径为R，R与e的差值为r；其中，在同一投影面内的中心孔146的中心与滑片槽144的中心之间的第一连线126与第一导油槽120在轮毂部122远离偏心部104的一端的终止点至通孔130的中心之间的第二连线128构成的夹角的取值范围为小于等于17π/18与
Figure BDA0002112352350000071
之和，且大于等于5π/9与
Figure BDA0002112352350000081
之和。
如图4所示，本发明提供的泵体组件1，包括：曲轴10、主轴承12和缸体142，曲轴10包括：主轴部102和偏心部104，主轴部102和偏心部104相连接，主轴部102的中心线和偏心部104的中心线之间具有偏心距离e；主轴承12包括轮毂部122和法兰部124，轮毂部122上设有通孔130，通孔130的孔壁上设置有第一导油槽120，主轴部102穿过通孔130；缸体142上设置有中心孔146和与中心孔146相连通的滑片槽144，曲轴10穿过缸体142的中心孔146，缸体142的两侧设置主轴承12，中心孔146的半径为R，r＝R-e；其中，在沿中心孔146的轴线方向的同一投影面内，定义缸体142中心孔146的中心与滑片槽144的中心之间的第一连线126为0°方向，中心孔146的中心与滑片槽144的中心相连构成第一连线126，第一导油槽120在远离偏心部104的一端的终止点与轮毂部122的通孔130的中心相连构成第二连线128，角度增加方向与曲轴转动方向150相同，第一连线126沿曲轴10的转动方向转动至第二连线128对应的角为夹角，夹角满足关系式：
Figure BDA0002112352350000082
本发明通过限定在沿中心孔的轴线方向的同一投影面内的中心孔146的中心与滑片槽144的中心之间的第一连线126与第一导油槽120在轮毂部122远离偏心部104的一端的终止点至通孔130的中心之间的第二连线128构成的夹角、曲轴10偏心量e和缸体142的中心孔146半径R的关系，使曲轴10在外载荷作用下发生变形而与主轴承12接触时，油槽供油更充分，曲轴10主轴部102各处油膜更均匀，从而有效改善曲轴10主轴部102的异常磨损问题，避免出现泵体卡死、曲轴断裂等问题，提高压缩机的使用寿命。
下面结合图1对现有结构压缩机曲轴润滑原理及磨损机理进行简要分析说明：
如图1所示，压缩机泵体组件包括：曲轴10’、轴承及缸体142’。其中，曲轴10’包括：主轴部102’、偏心部104’、副轴部106’；轴承包括主轴承和副轴承，主轴承包括主轴承轮廓122’和主轴承法兰124’，主轴部102’设置于主轴承轮廓122’处，副轴承包括副轴承轮毂132’和副轴承法兰134’，副轴部106’设置于副轴承轮毂132’处，曲轴10’润滑一般是通过在10’的副轴部106’内孔安装的螺旋的上油叶片112’供油，曲轴10’转动时，上油叶片112’将压缩机油池底部的润滑油往上供油，通过曲轴10’的主轴部102’和副轴部106’的油孔110’传递到主轴承内孔和副轴承内孔，紧接着在主副轴承内壁面螺旋导油槽的作用下，将润滑油供给到曲轴主轴部102’和副轴部106’，从而起到对曲轴10’的主轴部102’和副轴部106’润滑的效果。压缩机运转时，曲轴10’受到气体力、径向磁拉力和平衡块离心力作用，作用力导致曲轴10’变形而产生倾斜，与轴承接触而产生接触应力。倘若接触应力过大，或轴承导油槽位置设置不合理，将导致曲轴由于供油不充足而与轴承发生异常磨损。
本发明基于以上曲轴润滑原理及磨损机理，结合曲轴的受力情况，对主轴承的导油槽终止点与曲轴偏心量、缸体142半径等之间的关系进行了深入分析研究，提出了一种新的主轴承12为螺旋导油槽设计结构，实施简单，效果显著，需要说明的是，本发明的结构对于不同冷媒及润滑油压缩机均适用。
在本发明的一个实施例中，优选地，泵体组件1的缸体142的数量为一个，夹角的取值范围为小于等于8π/9与
Figure BDA0002112352350000091
之和，且大于等于2π/3与
Figure BDA0002112352350000092
之和。
在该实施例中，当泵体组件1为单缸泵体组件时，夹角取值范围满足公式：
Figure BDA0002112352350000093
使曲轴10在外载荷作用下发生变形而和主轴承12接触时，油槽供油更充分。
在本发明的一个实施例中，优选地，泵体组件1的缸体142的数量为至少两个，夹角的取值范围为小于等于7π/9与
Figure BDA0002112352350000094
之和，且大于等于11π/18与
Figure BDA0002112352350000095
之和。
在该实施例中，泵体组件1为多缸泵体组件时，夹角取值范围满足公式：
Figure BDA0002112352350000096
使曲轴10在外载荷作用下发生变形而和主轴承12接触时，油槽供油更充分。进一步地，多缸压缩机在曲轴转角一周过程中，气体力会出现多个峰值，且平衡块方位(对应离心力方向)与单缸压缩机有较大不同，导致多缸压缩机油槽终止角最优范围与单缸不完全一致，通过根据缸体数量不同，设置油槽的位置不同，进而实现最佳的润滑效果。
在本发明的一个实施例中，优选地，如图5所示，泵体组件1在同一投影面内的第一连线126与第一导油槽120的另一端的终止点至通孔130的中心之间的第三连线152构成的夹角的取值范围为小于等于2π，且大于等于3π/2。
在该实施例中，第一导油槽120的另一端的终止点至通孔130的中心构成第三连线152，第一连线126与第三连线152构成的夹角对曲轴10的可靠性影响较大，通过将第一连线126与第三连线152构成的夹角的取值范围为小于等于2π，且大于等于3π/2时，曲轴10在外载荷作用下发生变形而和主轴承12接触时，油槽供油更充分，曲轴10的主轴部102的可靠性较优。
在本发明的一个实施例中，优选地，如图7所示，泵体组件1还包括：第一环形槽154，第一环形槽154设置于通孔130的孔壁上，第一导油槽120与第一环形槽154相连通。
在该实施例中，泵体组件1还包括设置于通孔130孔壁上的第一环形槽154，第一环形槽154与第一导油槽120相连通，通过在主轴承轮毂部122内表面设置环形槽，可进一步增大主轴承轮毂部122与曲轴10主轴部102之间的供油量，从而改善曲轴10主轴部102的润滑状况，同时，由于设置第一环形槽154，主轴承12的轮毂部122与曲轴10的主轴部102之间接触面积减小，从而减小二者之间的粘滞阻力和摩擦损失，从而提高压缩机性能。
在本发明的一个实施例中，优选地，如图9所示，泵体组件1还包括：过油孔156，过油孔156设置于第一环形槽154内，过油孔156径向贯穿轮毂部122。
在该实施例中，通过在第一环形槽154内设置过油孔156，过油孔156径向贯穿轮毂部122，可增加轮毂内表面润滑油与外部润滑油之间流通性，一定程度上降低轮毂内润滑油温度，从而进一步提高曲轴10主轴部102润滑可靠性。
在本发明的一个实施例中，优选地，泵体组件1的第一环形槽154的径向深度小于等于0.5mm。
在该实施例中，限定第一环形槽154径向深度不大于0.5mm，确保第一环形槽154对于整个泵体组件1刚性影响较小。
在本发明的一个实施例中，优选地，如图8所示，泵体组件1还包括：第二环形槽162，第二环形槽162设置于主轴部102上，位于主轴部102与轮毂部122相配合的区域。
在该实施例中，通过在主轴部102与轮毂部122相配合的区域上设置第二环形槽162，第二环形槽162设置于主轴部102与轮毂部122相配合的区域的主轴部102上，可进一步增大主轴承12的轮毂部122与曲轴10主轴部102之间的供油量，从而改善曲轴10主轴部102的润滑状况，同时，由于设置第二环形槽162，主轴承12的轮毂部122与曲轴10主轴部102之间接触面积减小，从而减小二者之间的粘滞阻力和摩擦损失，从而提高压缩机性能。
在本发明的一个实施例中，优选地，泵体组件1的第二环形槽162的径向深度小于等于0.5mm。
在该实施例中，限定第二环形槽162径向深度不大于0.5mm，保证了曲轴的整体刚度，进而确保第二环形槽162对于整个泵体组件1刚性影响较小。
在本发明的一个实施例中，优选地，泵体组件1的曲轴10还包括副轴部106，偏心部104位于主轴部102和副轴部106之间；泵体组件1还包括副轴承，主轴承套设在主轴部102上，副轴承套设在副轴部106上；泵体组件1还包括：第二导油槽(图中未示出)，第二导油槽设置于副轴承的通孔130内。
在该实施例中，如图8所示，曲轴10还包括副轴部106，与偏心部104相连接，轴承包括主轴承12和副轴承，主轴承12和副轴承分别位于缸体142的两侧，主轴承12与主轴部102配合，副轴承与副轴部106配合，主轴承通孔内设置第一导油槽120，副轴承通孔内设置第二导油槽。通过在主轴承通孔内设置第一导油槽120，副轴承通孔内设置第二导油槽，使润滑油导入主轴承与主轴部102之间，以及副轴承与副轴部106之间，从而改善曲轴10的主轴部102和副轴部106的润滑状况。
在本发明的一个实施例中，优选地，泵体组件1还包括：在同一投影面内的中心孔146的中心与滑片槽144的中心之间的第一连线126与第二导油槽在轮毂部122靠近偏心部104的一端的终止点至通孔130的中心之间的第四连线构成的夹角的取值范围为小于等于2π，且大于等于3π/2。
在该实施例中，在沿中心孔146的轴线方向的同一投影面内，第二导油槽在轮毂部122靠近偏心部104的一端的终止点至通孔130的中心构成第四连线，当第一连线126与第四连线构成的夹角的取值范围为小于等于2π，且大于等于3π/2时，曲轴10在外载荷作用下发生变形而和副轴承接触时，油槽供油更充分，曲轴整体可靠性较优。
在本发明的一个实施例中，优选地，泵体组件1的第一导油槽120和第二导油槽均为螺旋导油槽。
在该实施例中，通过将第一导油槽120和第二导油槽设置为螺旋导油槽，在压缩机运转过程中有利于润滑油的流动，使主轴承12和副轴承的内壁面在螺旋导油槽的作用下，将润滑油供给到曲轴10的主轴部102和副轴部106，从而起到对曲轴10的主轴部102和副轴部106润滑的效果。
在本发明的一个实施例中，优选地，泵体组件1的第一导油槽120和所述第二导油槽的螺旋方向与曲轴10的转动方向相同。
在该实施例中，第一导油槽120的螺旋方向和第二导油槽的螺旋方向与曲轴10的转动方向相同，可以使润滑油在离心力作用下更好的进入第一导油槽120和第二导油槽，增大主轴承12轮毂与曲轴10轴部之间的供油量，第一导油槽120的螺旋方向和第二导油槽的螺旋方向相同，保证润滑油导入曲轴10与轮毂部122接触的各个位置。
在本发明的一个实施例中，优选地，泵体组件1的第一导油槽120的宽度的取值范围为小于等于5mm，且大于等于1.5mm；第一导油槽120的深度的取值范围为小于等于3mm，且大于等于0.3mm。
在该实施例中，如图6所示，当第一导油槽120宽度a的取值范围为1.5mm≤a≤5mm，第一导油槽120深度b取值范围为0.3mm≤b≤3mm时，曲轴10的润滑可靠性较优。
具体的实施例中，定义气缸缸体142中心与滑片槽144中心连线指向滑片槽144方向为0°角方向，如图2所示，角度增加方向与曲轴转动方向150相同，后续若无特殊说明的话，所有角度均以此为基准。本实施例中，活塞158套设在曲轴10的偏心部104外侧，活塞158外半径尺寸为r＝R-e。
如图3所示，M为气缸缸体142中心点，N为活塞158中心点，A为活塞158与滑片160切点(简化起见，下述计算忽略了切点A的摆动，但误差较小)，B为活塞158与气缸缸体142切点，θ为曲轴转角，α为气体力合力方向角，β为AM与AN的夹角，δ为AN与AB之间的夹角，r为活塞158外半径，e为曲轴偏心量，则以上各角度尺寸满足以下几何关系式：
Figure BDA0002112352350000131
故：
Figure BDA0002112352350000132
又：θ-π＝2δ+β (3)故：
Figure BDA0002112352350000133
Figure BDA0002112352350000134
综合公式(2)、(4)、(5)可得：
Figure BDA0002112352350000135
根据主轴承12润滑相关计算，曲轴10在气体力作用下实际运动方向角度较气体力方向角α超前约π/6，故曲轴10实际运动方向角度为：
Figure BDA0002112352350000136
对于现有压缩机机种，包括R22、R410A、R32、R290、R134a等冷媒，排气角通常(冷媒压缩后刚开始排气时对应的曲轴10转角)在7π/6附近，代入公式(7)中的θ，得到排气角对应的曲轴运动方向角度：
Figure BDA0002112352350000141
排气时曲轴10受到的气体力达到最大值，曲轴10的径向运动达到最大，对主轴部102的润滑影响也达到最大。通过大量实验研究表明，曲轴10的主轴部102磨损量与主轴承远离气缸142侧油槽终止角度σ、排气角时曲轴10实际运动角度λd之间有较大联系，具体可通过下图12表示，当σ-λd差值在-7π/36到7π/36之间时，曲轴10主轴部102磨损量较小，此时曲轴10可靠性较高，将-7π/36≤σ-λd≤7π/36代入公式(8)，即可得到主轴承12远离气缸侧油槽终止角度σ优选范围为：
Figure BDA0002112352350000142
更优选地，对于单缸泵体组件及单缸压缩机，σ-λd的差值最优范围为-π/12<σ-λd<5π/36，此时油槽终止角度σ范围为：
Figure BDA0002112352350000143
更优选地，对于多缸泵体组件及多缸压缩机，如图13所示，σ-λd的差值最优范围为-5π/36<σ-λd<π/36，此时油槽终止角度σ范围为：
Figure BDA0002112352350000144
多缸压缩机在曲轴10转角一周过程中，气体力会出现多个峰值，且平衡块方位(对应离心力方向)与单缸有较大不同，导致多缸压缩机油槽终止角最优范围与单缸不完全一致。
具体实施例中，主轴承12的第一导油槽120为螺旋导油槽，且螺旋导油槽旋向与曲轴10的转动方向一致。
具体实施例中，如图5所示，主轴承12的第一导油槽120靠近气缸142侧终止点的角度σ0范围对曲轴10的主轴部102可靠性影响同样较大，研究发现，3π/2≤σ0≤2π时，曲轴10的主轴部102可靠性较优，同样的，副轴承的第二导油槽靠近气缸142侧起始角度
Figure BDA0002112352350000145
取值
Figure BDA0002112352350000146
时，副轴部106可靠性较优。
第一导油槽120的宽度a、深度b对润滑可靠性同样影响较大，当第一导油槽120宽度a范围为1.5mm≤a≤5mm，深度b范围为0.3mm≤b≤3mm时，曲轴10整体可靠性较优。
需要说明的是，本实施例中提到的油槽角度均指的是第一导油槽120的终止点与主轴承12中心连线与0°角之间的夹角。
本发明的一个实施例中，如图7所示，主轴承12轮毂内表面设有第一环形槽154，第一环形槽154径向深度尺寸不大于0.5mm。通过在主轴承12轮毂内表面设置第一环形槽154，可进一步增大主轴承12轮毂与曲轴10轴部之间的供油量，从而改善曲轴10轴部的润滑状况，同时，由于设置第一环形槽154，主轴承轮毂部122与曲轴10轴部之间接触面积减小，从而减小二者之间的粘滞阻力和摩擦损失，从而提高压缩机性能；限定第一环形槽154径向深度尺寸不大于0.5mm，确保第一环形槽154对于整个泵体组件1的刚性影响较小。
本发明的一个实施例中，如图8所示，将第二环形槽162设置在曲轴10的主轴部102上，与主轴承的轮毂部122部接触的区域，同样保证第二环形槽162的深度不大于0.5mm，其原理与在主轴承12的轮毂部122内表面设置环形槽类似，在此不再赘述。
本发明的一个实施例中，如图9所示，在主轴承12轮毂增加了径向过油孔156，贯穿轮毂部122的内外表面，且过油孔156位于第一环形槽154区域。通过设置径向贯穿的过油孔156，可增加轮毂部122内表面润滑油与外部润滑油之间流通性，一定程度上降低轮毂内润滑油温度，从而进一步提高曲轴10的轴部润滑可靠性。
以上实施例中，对本发明在滚动活塞式压缩机上的应用进行了详细说明，但显然本发明并不限制于滚动活塞式压缩机，比如对于活塞滑片一体的摇摆式结构(如图10所示)或活塞158与滑片160铰接结构(如图11所示)，本发明仍然可以应用，实施方式并无太大区别，上述均以气缸缸体142中心与滑片槽144中心连线指向滑片槽144方向为0°角方向，如果滑片槽144中心无法明显地确定时，定义气缸吸气腔与排气腔合为一个腔的时刻对应曲轴10转角为0°角，角度增加方向与曲轴转动方向150相同，此时主轴承12远离气缸侧油槽终止角度σ优选范围仍为：
Figure BDA0002112352350000151
以上示意性的对本发明方案具体实施方式进行了阐述，具体实施时可在此基础上作相应的变化，而不应视为对本发明保护范围的限制。比如，以上实施例中主轴承12轮毂远离气缸侧终止角度σ限定为
Figure BDA0002112352350000161
但对油槽数量、形状并无限定，即只要满足此角度要求的任意数量和形状的油槽，均认为在本专利的保护范围之内。
根据本发明的第二个方面的实施例提供了一种压缩机，压缩机包括如上述任一实施例中所述的泵体组件1。因此具有该泵体组件1的全部有益效果，在此不再赘述。
根据本发明的第三个方面的实施例提供了一种空调器，空调器包括如上述任一实施例中所述的泵体组件1或压缩机。因此具有该泵体组件1或压缩机的全部有益效果，在此不再赘述。
在本发明中，术语“多个”则指两个或两个以上，除非另有明确的限定。术语“安装”、“相连”、“连接”、“固定”等术语均应做广义理解，例如，“连接”可以是固定连接，也可以是可拆卸连接，或一体地连接；“相连”可以是直接相连，也可以通过中间媒介间接相连。对于本领域的普通技术人员而言，可以根据具体情况理解上述术语在本发明中的具体含义。
在本说明书的描述中，术语“一个实施例”、“一些实施例”、“具体实施例”等的描述意指结合该实施例或示例描述的具体特征、结构、材料或特点包含于本发明的至少一个实施例或示例中。在本说明书中，对上述术语的示意性表述不一定指的是相同的实施例或实例。而且，描述的具体特征、结构、材料或特点可以在任何的一个或多个实施例或示例中以合适的方式结合。
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 (16)

1.一种泵体组件，其特征在于，包括：
曲轴，所述曲轴包括：主轴部和与所述主轴部相连接的偏心部，所述主轴部的中心线和所述偏心部的中心线之间的距离为e；
主轴承，所述主轴承包括轮毂部，所述主轴部穿设于所述轮毂部的通孔，所述通孔的孔壁上设置有第一导油槽；
缸体，所述缸体上设置有滑片槽和中心孔，所述曲轴穿设于所述中心孔，所述主轴承位于所述缸体的一侧，所述中心孔的半径为R，所述R与所述e的差值为r；
其中，在同一投影面内的所述中心孔的中心与所述滑片槽的中心之间的第一连线与所述第一导油槽在所述轮毂部远离所述偏心部的一端的终止点至所述通孔的中心之间的第二连线构成的夹角的取值范围为小于等于17π/18与
Figure FDA0002112352340000011
之和，且大于等于5π/9与
Figure FDA0002112352340000012
之和；所述夹角为自所述第一连线沿所述曲轴的转动方向转动至所述第二连线所对应的转动角度。
2.根据权利要求1所述的泵体组件，其特征在于，
所述缸体的数量为一个，所述夹角的取值范围为小于等于8π/9与
Figure FDA0002112352340000013
之和，且大于等于2π/3与
Figure FDA0002112352340000014
之和。
3.根据权利要求2所述的泵体组件，其特征在于，
所述缸体的数量为至少两个，所述夹角的取值范围为小于等于7π/9与
Figure FDA0002112352340000015
之和，且大于等于11π/18与
Figure FDA0002112352340000016
之和。
4.根据权利要求1至3中任一项所述的泵体组件，其特征在于，
在同一投影面内的所述第一连线与所述第一导油槽的另一端的终止点至所述通孔的中心之间的第三连线构成的夹角的取值范围为小于等于2π，且大于等于3π/2。
5.根据权利要求1至3中任一项所述的泵体组件，其特征在于，还包括：第一环形槽，所述第一环形槽设置于所述通孔的孔壁上，所述第一导油槽与所述第一环形槽相连通。
6.根据权利要求5所述的泵体组件，其特征在于，还包括：
过油孔，所述过油孔设置于所述第一环形槽内，所述过油孔径向贯穿所述轮毂部。
7.根据权利要求5所述的泵体组件，其特征在于，
所述第一环形槽的径向深度小于等于0.5mm。
8.根据权利要求1至3中任一项所述的泵体组件，其特征在于，还包括：第二环形槽，所述第二环形槽设置于所述主轴部上，位于所述主轴部与所述轮毂部相配合的区域。
9.根据权利要求8所述的泵体组件，其特征在于，
所述第二环形槽的径向深度小于等于0.5mm。
10.根据权利要求1至3中任一项所述的泵体组件，其特征在于，所述曲轴还包括副轴部，所述偏心部位于所述主轴部和所述副轴部之间；
所述泵体组件还包括副轴承，所述主轴承套设在所述主轴部上，所述副轴承套设在所述副轴部上主轴承；
所述泵体组件还包括：第二导油槽，所述第二导油槽设置于所述副轴承的通孔内。
11.根据权利要求10所述的泵体组件，其特征在于，还包括：
在所述同一投影面内的所述中心孔的中心与所述滑片槽的中心之间的第一连线与所述第二导油槽在所述轮毂部靠近所述偏心部的一端的终止点至所述通孔的中心之间的第四连线构成的夹角的取值范围为小于等于2π，且大于等于3π/2。
12.根据权利要求10所述的泵体组件，其特征在于，
所述第一导油槽和所述第二导油槽均为螺旋导油槽。
13.根据权利要求12所述的泵体组件，其特征在于，
所述第一导油槽和所述第二导油槽的螺旋方向与所述曲轴的转动方向相同。
14.根据权利要求1至3中任一项所述的泵体组件，其特征在于，
所述第一导油槽的宽度的取值范围为小于等于5mm，且大于等于1.5mm；
所述第一导油槽的深度的取值范围为小于等于3mm，且大于等于0.3mm。
15.一种压缩机，其特征在于，包含如权利要求1至14中任一项所述的泵体组件。
16.一种空调器，其特征在于，包括如权利要求1至14中任一项所述的泵体组件；或
如权利要求15所述的压缩机。
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