CN202746210U - 一种旋转压缩机吸气结构 - Google Patents

Abstract

本实用新型公开一种旋转压缩机吸气结构，包括电机、压缩机本体和连接至所述压缩机本体的吸气管组件，压缩机本体内对应吸气管组件的进气孔最小直径为d，旋转压缩机的名义工作容积设定为V，旋转压缩机单位质量制冷剂的制冷量设定为q，电机转速为n，国家标准测试工况下冷媒比体积为v；在国家标准下，对于任何冷媒，所述压缩机本体内的进气孔最小直径满足

其中d、V、q、n、v的单位分别为mm、cm³、J/kg、r/min、m³/kg。

Description

一种旋转压缩机吸气结构

【技术领域】

本实用新型涉及压缩机技术，尤其涉及一种旋转压缩机吸气结构。

【背景技术】

目前，旋转压缩机一般分为单缸旋转压缩机和双缸旋转式压缩机，两者进气孔管径大小的选择，往往只是根据经验推算，缺少根据理论定量的对进气孔管径大小进行设计的依据，也不能根据理论设计对工作过程中的流量、容积效率、噪音等进行有效的控制；特别是双缸旋转式压缩机又分为单吸气和双吸气两种，其进气孔管径的设计更为复杂。如图1和图2所示，双缸旋转式压缩机吸气结构的上气缸上的连通孔、隔板上的连通孔、下气缸上的吸气槽多为斜孔，上气缸上的吸气通道多为两段式或者一段式。但现在的单吸气旋转式变频压缩机，在高频时通常会有吸气不足现象，从而导致压缩机高频时制冷量不足的现象，也降低了压缩机的容积效率，影响压缩机性能。

专利号为ZL200810027311.1，专利名称为“双缸旋转式压缩机的吸气结构”的专利中，公开了一种旋转式压缩机的单吸气结构，该单吸气结构包括上、下气缸及设置在上、下气缸之间的隔板，在上气缸上开设有吸气通道，该吸气通道径向贯通气缸壁，隔板上开设通气孔，上气缸上还开设有连通孔，该连通孔将吸气通路与通气孔连通，下气缸上开设吸气槽，进而将下气缸内部与所述通气孔连通。其中，上气缸开设的连通孔、隔板上的连通孔、下气缸上的吸气槽多为斜孔，上气缸上的吸气通道为两段式或者一段式。

该专利产品的单吸气压缩机成本较双吸气压缩机低、工艺性好，但是现有的单吸气旋转式压缩机通常会出现下气缸吸气不足现象。特别是变频压缩机在高频时，这种现象更加明显，会导致压缩机高频时制冷量不足的现象，也降低了压缩机的容积效率，影响压缩机性能。

【实用新型内容】

本实用新型通过限制第一气缸吸气口的大小，根据试验合理的确定气缸上、下吸气孔比例、斜吸气口角度、以及上、下吸气孔和进气孔比例，进一步的限定进气孔与排量的数学关系；提供一种可有效改善压缩机性能，吸气充足，压缩机的制冷量(或制热量)、COP、噪声、振动能够有较大的改进的旋转压缩机吸气结构。

为了实现上述实用新型目的，本实用新型采用的技术方案是：

一种旋转压缩机吸气结构，包括电机、压缩机本体和连接至所述压缩机本体的吸气管组件，压缩机本体内对应吸气管组件的进气孔最小直径为d(d实际为从分液器内管到单缸气缸工作腔前或单吸气双缸气缸分流前，整个吸气通道中最小的内径；或双缸双吸气，d为分液器内管到两气缸工作腔前整个吸气通道中两个最小的内径之和)，旋转压缩机的名义工作容积设定为V(cm³)，旋转压缩机单位质量制冷剂的制冷量设定为q(J/kg)，电机转速为n(r/min)，国家标准测试工况下冷媒比体积为v(m³/kg)；

则每秒理论排气量V_总为：V_总＝n·V/60(cm³/s)；

对应的质量流量为：

则每秒的制冷量Q理论上为：

压缩机本体内对应吸气管组件的进气孔最小直径为d(mm)，则面积S＝π·d²/4(mm²)；在国家标准下，对于任何冷媒，则V与S的关系应满足：

$\frac{V\·q\·n/6\·v\×{10}^7}{\mathrm{\π}\·d^2/4}=\frac{Q}{S}\≤50,$ 即： $d\≥\sqrt{\frac{V\·q\·n}{7.5\·\mathrm{\π}\·v\×{10}^8}},$ 其中d、V、q、n、v的单位分别为mm、cm³、J/kg、r/min、m³/kg。

优选的，所述吸气管组件包括吸气管及与其连接的分液器；所述压缩机本体包括曲轴、上法兰、下法兰、第一气缸、第二气缸及设置在第一、第二气缸之间的隔板，所述曲轴安装于所述电机上，所述下法兰设置在所述曲轴末端，所述上法兰安装于所述电机下端的曲轴上；所述第一气缸为上气缸或下气缸，对应的第二气缸为下气缸或上气缸，所述上气缸与所述曲轴配合并设置在上法兰和隔板之间，所述下气缸与所述曲轴配合并设置在下法兰和隔板之间；第一气缸上开设有吸气通道，该吸气通道径向贯通整个气缸壁，吸气通道与所述吸气管组件的吸气管末端连接；隔板上开设有隔板通气孔，第一气缸上还开设有第一连通孔，第一连通孔将吸气通道与隔板通气孔连通，第二气缸上开设吸气槽，进而将第二气缸内部与所述隔板通气孔连通；所述第一连通孔、隔板通气孔和吸气槽三者之中任意一个孔径的全部或部分、任意两个孔径的全部或部分、三个孔径的全部或部分均与气缸端面成角度等同的角度α，角度α取值范围为大于等于35°且小于等于65°。

优选的，所述第二气缸上开设的吸气槽为斜切第二气缸内壁及端面的斜槽。

优选的，所述第一气缸直接连通压缩腔的吸气孔最小直径d1与第二气缸直接连通压缩腔的吸气槽最小直径d2的选取应满足：

优选的，所述分液器内管直径为d3，第一、第二气缸吸气孔及吸气槽最小直径分别为d1和d2，分液器内管横截面积第一气缸吸气孔横截面积

第二气缸吸气孔横截面积

所述分液器内管横截面积S与第一、第二气缸吸气孔横截面积S1、S2的关系应满足：S₁+S₂≤S。

优选的，所述分液器内孔直径、吸气管内孔直径依次分别到第一、第二气缸内部的孔径，沿着气体走向的气流通道孔径依次逐渐减小；所述吸气管采用一段式起限流作用的管径、或采用两段及两段以上起限流作用的不同连接管径，吸气管上两段及两段以上的不同连接管径沿着气体走向的气流通道孔径也依次逐渐减小。

优选的，所述吸气管采用两段不同连接管径直径为d5和d4，所述分液器的分液器内孔直径为d3，所述第一气缸直接连通压缩腔的吸气孔直径采用两段式直径d6和d7，所述第二气缸直接连通压缩腔的吸气直径在第一气缸、隔板和第二气缸处的直径分别为d8、d9和d10，压缩机本体内对应吸气管组件的进气孔最小直径为d；从分液器的分液器内孔直径到气缸内部孔径，沿着气体走向的两条路径上气流通道的孔径应依次为d3-d5-d4-d-d6-d7和d3-d5-d4-d-d8-d9-d10，该两条路径上的孔径符合如下关系：d3≥d5≥d4≥d≥d6≥d7；d3≥d5≥d4≥d≥d8≥d9≥d10。吸气通道的横截面积应该逐渐减小，这样可以减小吸气通道气流阻力，提高气流的流速，为气缸提供更加充足的气体。当吸气通道中前面或者中间某一段或者某几段很横截面积较小时，会对吸气产生节流现象，导致压缩机吸气不足，制冷量下降，也会导致压缩机气体噪声上升。

一种旋转压缩机吸气结构，包括电机、压缩机本体和连接至所述压缩机本体的吸气管组件，压缩机本体内对应吸气管组件的进气孔最小直径为d，旋转压缩机的名义工作容积设定为V(cm³)，旋转压缩机单位质量制冷剂的制冷量设定为q(J/kg)，电机转速为n(r/min)，国家标准测试工况下冷媒比体积为v；则每秒理论排气量V_总为：V_总＝n·V/60(cm³/s)；对应的质量流量为：

则每秒的制冷量Q理论上为：

压缩机本体内对应吸气管组件的进气孔最小直径为d(mm)，则面积S＝π·d²/4(mm²)；在国家标准下，对于任何冷媒，则V与S的关系应满足： $\frac{V\·q\·n/6\·v\×{10}^7}{\mathrm{\π}\·d^2/4}=\frac{Q}{S}\≤50,$ 即： $d\≥\sqrt{\frac{V\·q\·n}{7.5\·\mathrm{\π}\·v\×{10}^8}},$ 其中d、V、q、n、v的单位分别为mm、cm³、J/kg、r/min、m³/kg；所述吸气管组件包括吸气管及与其连接的分液器；所述压缩机本体包括曲轴、上法兰、下法兰、第一气缸、第二气缸及设置在第一、第二气缸之间的隔板，所述曲轴安装于所述电机上，所述下法兰设置在所述曲轴末端，所述上法兰安装于所述电机下端的曲轴上；所述第一气缸为上气缸，对应的第二气缸为下气缸，所述上气缸与所述曲轴配合并设置在上法兰和隔板之间，所述下气缸与所述曲轴配合并设置在下法兰和隔板之间；隔板上开设有吸气通道，该吸气通道径向外缘方向贯通隔板壁，吸气通道与所述吸气管组件的吸气管末端连接，隔板上还开设有与吸气通道分别连通的上、下通气孔；第一气缸上开设有第一吸气槽，所述隔板上的上通气孔将吸气通道与第一吸气槽连通；第二气缸上开设第二吸气槽，所述隔板上的下通气孔将吸气通道与第二吸气槽连通；所述上通气孔、下通气孔、第一吸气槽和第二吸气槽四者之中任意一个孔径的全部或部分、任意两个孔径的全部或部分、四个孔径的全部或部分均与气缸端面成角度等同的角度α，角度α取值范围为大于等于35°且小于等于65°。

优选的，所述第一气缸上开设的第一吸气槽为斜切第第一气缸内壁及端面的斜槽，所述第二气缸上开设的第二吸气槽为斜切第二气缸内壁及端面的斜槽。

优选的，所述第一气缸直接连通压缩腔的吸气孔最小直径d1与第二气缸直接连通压缩腔的吸气槽最小直径d2的选取应满足：

优选的，所述分液器内管直径为d3，第一、第二气缸吸气槽最小直径分别为d1和d2，分液器内管横截面积

第一气缸吸气孔横截面积第二气缸吸气孔横截面积

所述分液器内管横截面积S与第一、第二气缸吸气孔横截面积S1、S2的关系应满足：S₁+S₂≤S。

优选的，所述分液器内孔直径、吸气管内孔直径依次分别到第一、第二气缸内部的吸气槽径，沿着气体走向的气流通道孔径依次逐渐减小；所述吸气管采用一段式起限流作用的管径、或采用两段及两段以上起限流作用的不同连接管径，吸气管上两段及两段以上的不同连接管径沿着气体走向的气流通道孔径也依次逐渐减小。

优选的，所述吸气管采用两段不同连接管径直径为d5和d4，所述分液器的分液器内孔直径为d3，所述第一气缸直接连通压缩腔的吸气直径在隔板、第一气缸处的直径分别为d11和d12，所述第二气缸直接连通压缩腔的吸气直径在隔板、第二气缸处的直径分别为d13和d14，压缩机本体内对应吸气管组件的进气孔最小直径为d；从分液器的分液器内孔直径到气缸内部孔径，沿着气体走向的两条路径上气流通道的孔径应依次为d3-d5-d4-d-d11-d12和d3-d5-d4-d-d13-d14，该两条路径上的孔径符合如下关系：d3≥d5≥d4≥d≥d11≥d12；d3≥d5≥d4≥d≥d13≥d14。吸气通道的横截面积应该逐渐减小，这样可以减小吸气通道气流阻力，提高气流的流速，为气缸提供更加充足的气体。当吸气通道中前面或者中间某一段或者某几段很横截面积较小时，会对吸气产生节流现象，导致压缩机吸气不足，制冷量下降，也会导致压缩机气体噪声上升。

本实用新型的有益效果是：

本实用新型根据试验数据来选取气缸上、下吸气孔大小，以及上气缸开设的连通孔、隔板上的连通孔、下气缸的吸气槽的倾斜角度；进一步的确定上、下吸气孔大小和进气孔的比例关系，以及吸气通道大小与排量的关系，能够减少吸气阻力，吸气效率，提高压缩机制冷量(或制热量)，提高压缩机能效比、降低压缩机的噪声、振动；解决了现有双缸或单缸压缩机分液吸气管径和排量选择，解决双缸单吸气压缩机一个气缸吸气不足造成气压缩机性能不高的问题，进而达到降低吸气脉动和压缩机振动、噪音。

另外，目前的单吸气压缩机与分液器连通的大多数为上气缸，本实用新型可采用下气缸与分液器连通，可以减小分液器相对于整机的高度，有助于压缩机小巧化。同时，第一气缸吸气通道采用三段式的效果也更加明显。

【附图说明】

图1是现有双缸单吸气压缩机中第一气缸无限流的一种结构示意图；

图2是现有双缸单吸气压缩机中第一气缸无限流的另一结构示意图；

图3是本实用新型双缸单吸气压缩机中第一气缸为上气缸的结构示意图；

图4是本实用新型双缸单吸气压缩机中第一气缸为下气缸的结构示意图；

图5是本实用新型双缸单吸气压缩机中吸气管采用多段式限流时对应第一气缸气流通道的结构示意图；

图6是本实用新型双缸单吸气压缩机中第一气缸吸气孔最小直径为d1及另一个气缸(第二气缸)吸气孔最小直径为d2的结构示意图；

图7是本实用新型双缸单吸气压缩机中斜吸气口角度结构一的示意图；

图8是本实用新型双缸单吸气压缩机中斜吸气口角度结构二的示意图；

图9是本实用新型双缸单吸气压缩机中斜吸气口角度结构三的示意图；

图10是本实用新型双缸单吸气压缩机中斜吸气口角度结构四的示意图；

图11是本实用新型双缸单吸气压缩机中斜吸气口角度结构五的示意图；

图12是本实用新型双缸单吸气压缩机中斜吸气口角度结构六的示意图；

图13是本实用新型双缸单吸气压缩机中分液器内管直径为d3，第一、第二气缸吸气孔最小直径分别为d1和d2的结构示意图；

图14是本实用新型双缸单吸气压缩机中压缩机本体内对应吸气管组件的进气孔最小直径为d的结构示意图；

图15是本实用新型双缸单吸气压缩机中分液器的分液器内孔直径到每个气缸内部孔径直径的结构示意图；

图16是本实用新型23.2排量的单吸气双缸变频压缩机频率逐渐提高下相对23.2排量的双吸气双缸变频压缩机制冷量差值在单位面积单位时间制冷量下的变化规律曲线；

图17是本实用新型42.8排量的单吸气双缸变频压缩机频率逐渐提高下相对42.8排量的双吸气双缸变频压缩机制冷量差值在单位面积单位时间制冷量下的变化规律曲线；

图18是本实用新型42.8排量的单吸气双缸变频压缩机在频率30Hz下第二气缸(下气缸)直接连通压缩腔的吸气最小直径d2与第一气缸(上气缸)直接连通压缩腔的吸气孔最小直径d1的比值变化对压缩机制冷量提高的变化规律曲线；

图19是本实用新型42.8排量的单吸气双缸变频压缩机在频率60Hz下第二气缸(下气缸)直接连通压缩腔的吸气最小直径d2与第一气缸(上气缸)直接连通压缩腔的吸气孔最小直径d1的比值变化对压缩机制冷量提高的变化规律曲线；

图20是本实用新型42.8排量的单吸气双缸变频压缩机在频率80Hz下第二气缸(下气缸)直接连通压缩腔的吸气最小直径d2与第一气缸(上气缸)直接连通压缩腔的吸气孔最小直径d1的比值变化对压缩机制冷量提高的变化规律曲线。

【具体实施方式】

实施例一

一种旋转压缩机吸气结构，如图14所示，包括电机1、压缩机本体2和连接至所述压缩机本体的吸气管组件3，压缩机本体2内对应吸气管组件的进气孔最小直径为d，旋转压缩机的名义工作容积设定为V(cm³)，旋转压缩机单位质量制冷剂的制冷量设定为q(J/kg)，电机转速为n(r/min)，国家标准测试工况下冷媒比体积为v；则每秒理论排气量V_总为：V_总＝n·V/60(cm³/s)；对应的质量流量为：

则每秒的制冷量Q理论上为：

压缩机本体内的进气孔最小直径d(mm)(d实际为从分液器内管到双缸气缸分流前，整个吸气通道中最小的内径)，则压缩机本体2内的进气孔的面积S＝π·d²/4(mm²)，在国家标准下，旋转压缩机选用的制冷剂为R410A时，为了研究压缩机制冷量的损失，以吸气量充足的双吸气双缸变频压缩机(有两根吸气管分别给上下气缸供气)为参照对象，用单吸气双缸变频压缩机作为试验机与之进行对比试验；由于双吸气双缸变频压缩机有两根吸气管分别供上、下气缸吸气，在一定频率范围内，能够满足气缸吸气；在同频率下对比单吸气双缸变频压缩机的制冷量差值，即可指导单吸气双缸变频压缩机由于吸气口不够大导致的制冷量损失有多大。

如表1所示，该实施例的试验中，双吸气双缸变频压缩机和单吸气双缸变频压缩机均采用23.2排量，逐步提高压缩机频率，其制冷量会提高，所需要的吸气量也将提高。以表1中单位面积单位时间冷量为横轴，以表1中制冷量差值为纵轴，得到图16所示，由于单吸气双缸变频压缩机的吸气口不够大，随着压缩机频率的提高，与双吸气双缸变频压缩机(吸气充足)相比，会造成吸气不足，表现出制冷量减小的现象，尤其是单位面积单位时间制冷量大于50后，从图16中可以明显看出，由于吸气不足造成单吸气双缸变频压缩机制冷量大幅下降。

同样，如表2所示，该实施例的另一试验中，双吸气双缸变频压缩机和单吸气双缸变频压缩机均采用42.8排量，逐步提高压缩机频率，其制冷量会提高，所需要的吸气量也将提高。以表2中单位面积单位时间冷量为横轴，以表2中制冷量差值为纵轴，得到图17所示，由于单吸气双缸变频压缩机的吸气口不够大，随着压缩机频率的提高，与双吸气双缸变频压缩机(吸气充足)相比，也会造成吸气不足，表现出制冷量减小的现象，尤其是单位面积单位时间制冷量大于50后，从图17中可以明显看出，由于吸气不足也造成单吸气双缸变频压缩机制冷量大幅下降。

表1

表2

在表1和表2的试验中，单吸气双缸压缩机与双吸气双缸压缩机除吸气机构不同外，其余全部相同；表1和表2中，制冷量差值是指单吸气双缸压缩机的制冷量减去双吸气双缸压缩机的制冷量所得数值；单位面积单位时间制冷量(即下列公式中的Q/S)是由制冷量除以吸气口面积所得(单吸气双缸压缩机的吸气口面积是指单个吸气口的面积，双吸气双缸压缩机的吸气口面积是指两个吸气口的面积之和)；吸气口面积是指的吸气通道中(从分液器内管到气缸压缩腔处吸气孔)内径最小处的面积；对于双缸单吸气压缩机，则指从分液器内管到吸气通道分流前内径最小处的面积。

所以，为了保证压缩机在工作中，有充足的吸气量，则V与S的关系应满足

所以压缩机本体2内的进气孔最小直径满足

其中d、V、q、n、v的单位分别为mm、cm³、J/kg、r/min、m³/kg。

以上试验例，只是通过单吸气双缸变频压缩机与双吸气双缸变频压缩机比对试验，来说明压缩机单位面积单位时间制冷量大于50后，由于吸气不足也造成压缩机制冷量大幅下降，所以为了保证压缩机在工作中，有充足的吸气量，选取压缩机本体内的进气孔最小直径满足

在本实施例中，压缩机本体既可以是单缸旋转压缩机也可以是双缸旋转压缩机，并不限于以上试验例中的说明；如图3至图15所示，当压缩机本体是双缸旋转压缩机时，压缩机本体内的进气孔既可以设置在上气缸或下气缸上，也可以设置在上、下气缸之间的隔板上，对应的进气孔直径都满足

(当在国家标准下选用的制冷剂都为R410A时)。另外，在本实施例中，旋转压缩机选用的制冷剂为R410A时，V与S的关系应满足

当选用其他制冷剂，如R22、R134a、R142b、R404A、R407C、R507时，V与S的对应关系同样满足可根据采用制冷剂R410A时的试验方式验证，在此不再一一验证赘述。

实施例二

如图3至图11、图13至图14所示，在实施例一的基础上，除了满足进气孔最小直径

外，在该实施例中，压缩机本体2为双缸旋转压缩机，吸气管组件3包括吸气管30及与其连接的分液器31；压缩机本体2包括曲轴20、上法兰21、下法兰22、第一气缸23、第二气缸24及设置在第一、第二气缸之间的隔板25，曲轴20安装于电机1上，下法兰22设置在曲轴20末端，上法兰21安装于电机1下端的曲轴20上；第一气缸23为上气缸时，对应的第二气缸24为下气缸；第一气缸23为下气缸时，对应的第二气缸24为上气缸；上气缸与曲轴20配合并设置在上法兰21和隔板25之间，下气缸与曲轴20配合并设置在下法兰21和隔板25之间。在该实施例中，第一气缸23上开设有吸气通道4，该吸气通道径向贯通整个气缸壁并与气缸工作腔连通，吸气通道4与吸气管组件3的吸气管30末端连接；隔板25上开设有隔板通气孔250，第一气缸23上还开设有第一连通孔230，第一连通孔230将吸气通道4与隔板通气孔250连通，第二气缸24上开设吸气槽240，第二气缸24上开设的吸气槽240为斜切第二气缸内壁及端面的斜槽，进而将第二气缸内部与隔板通气孔250连通；第一连通孔230、隔板通气孔250和吸气槽240三者之中任意一个孔径的全部或部分、任意两个孔径的全部或部分、三个孔径的全部或部分均与气缸端面成角度等同的角度α；如图7所示，第一连通孔230、隔板通气孔250和吸气槽240三者之中三个孔径的全部与气缸端面成角度等同的角度α；如图8所示，第一连通孔230、隔板通气孔250和吸气槽240三者之中，只有隔板通气孔250的部分孔径和吸气槽240的全部孔径与气缸端面成角度等同的角度α，第一连通孔230垂直于吸气通道4开设；如图9所示，第一连通孔230、隔板通气孔250和吸气槽240三者之中，只有隔板通气孔250的部分孔径与气缸端面成角度等同的角度α，第一连通孔230垂直于吸气通道4开设，吸气槽240倾斜开设；如图10所示，第一连通孔230、隔板通气孔250和吸气槽240三者之中，隔板通气孔250和吸气槽240的全部孔径均与气缸端面成角度等同的角度α，第一连通孔230垂直于吸气通道4开设；如图11所示，第一连通孔230、隔板通气孔250和吸气槽240三者之中，第一连通孔230全部孔径、隔板通气孔250的部分孔径、吸气槽240的全部孔径均与气缸端面成角度等同的角度α；以上结构只是举例说明，具体实施中不限于此，其角度α取值范围为大于等于35°且小于等于65°，采用此角度范围，从吸气结构上的设计解决了吸气瓶颈问题，气体流动的吸气通道得到最优化，缩短了吸气线路，减少吸气阻力，提高了吸气效率。

实施例三

如图3至图11、图13至图14所示，除了满足实施例二中基础要求外，在该实施例中，第二气缸24(下气缸)直接连通压缩腔的吸气槽最小直径d2与第一气缸23(上气缸)直接连通压缩腔的吸气孔最小直径d1的比值，对压缩机的制冷和制热量的提高率有着明显的影响。如表3所示，试验机选取的单吸气双缸变频压缩机采用42.8排量，第二气缸24为下气缸，且选取第二气缸24直接连通压缩腔的吸气最小直径d2为14mm不变；第一气缸23为上气缸，改变第一气缸23直接连通压缩腔的吸气孔最小直径d1大小，分别逐步提高压缩机频率、制冷量的提高，测得表3中42.8排量压缩机不同吸气方案的测试数据对比；根据表3得d2/d1比值的变化对压缩机制冷量提高的变化规律曲线，如图18至20所示，横坐标表示第二气缸直接连通压缩腔的吸气槽最小直径d2与第一气缸直接连通压缩腔的吸气孔最小直径d1的比值d2/d1，其范围为从1到1.4，纵坐标表示压缩机的制冷量。由图18至20可知，压缩机制冷量的变化趋势是呈抛物线的形式，当第二气缸直接连通压缩腔的吸气槽最小直径d2与第一气缸直接连通压缩腔的吸气孔最小直径d1的比值d2/d1从1到1.2时，压缩机制冷量的提高呈抛物线上升，在比值为1.2左右时，达到最高，从1到1.4时，压缩机制冷量的提高呈抛物线下降。因此，为了克服单吸气压缩机高频时吸气不足，能力不足的现象，提高压缩机单位面积单位时间制冷量，合理限制第一气缸23(上气缸)吸气孔的大小，当第一气缸(上气缸)进气孔的孔径略小于第二气缸(下气缸)进气孔的孔径时，能够提升压缩机的能力，应该保持第二气缸直接连通压缩腔的吸气槽最小直径d2与第一气缸直接连通压缩腔的吸气孔最小直径d1的比值d2/d1为1到1.2，优选的第二气缸直接连通压缩腔的吸气槽最小直径d2是第一气缸直接连通压缩腔的吸气孔最小直径d1的1.2倍。在这种情况下，才能保证单吸气双缸变频压缩机在高频时具有最好的工作性能，吸气充足，大大提高压缩机的制冷性能。

表3

实施例四

如图3至图11、图13至图15所示，除了满足实施例三中基础要求外，在该实施例中，所述分液器内管直径为d3，第一、第二气缸吸气孔及吸气槽最小直径分别为d1和d2，分液器内管横截面积第一气缸吸气孔横截面积第二气缸吸气孔横截面积

所述分液器内管横截面积S与第一、第二气缸吸气孔横截面积S1、S2的关系应满足：S₁+S₂≤S。吸气通道的横截面积应该逐渐减小，这样可以减小吸气通道气流阻力，提高气流的流速，为气缸提供更加充足的气体。当吸气通道中前面或者中间某一段或者某几段很横截面积较小时，会对吸气产生节流现象，导致压缩机吸气不足，制冷量下降，也会导致压缩机气体噪声上升。

实施例五

如图3至图11、图13至图15所示，除了满足实施例四中基础要求外，在该实施例中，所述分液器内孔直径、吸气管内孔直径依次分别到第一、第二气缸内部的孔径，沿着气体走向的气流通道孔径依次逐渐减小；吸气管采用一段式起限流作用的管径、或采用两段及两段以上起限流作用的不同连接管径，吸气管上两段及两段以上的不同连接管径沿着气体走向的气流通道孔径也依次逐渐减小。如图5所示，吸气管上两段以上(d1---dm、dn)的不同连接管径沿着气体走向的气流通道孔径也依次逐渐减小。如图15所示，当吸气管采用两段不同连接管径直径为d5和d4时，所述分液器的分液器内孔直径为d3，所述第一气缸23直接连通压缩腔的吸气孔直径采用两段式直径d6和d7，所述第二气缸24直接连通压缩腔的吸气直径在第一气缸、隔板和第二气缸处的直径分别为d8、d9和d10，压缩机本体内对应吸气管组件的进气孔最小直径为d；从分液器的分液器内孔直径到气缸内部孔径，沿着气体走向的两条路径上气流通道的孔径应依次为d3-d5-d4-d-d6-d7和d3-d5-d4-d-d8-d9-d10，该两条路径上的孔径符合如下关系：d3≥d5≥d4≥d≥d6≥d7，d3≥d5≥d4≥d≥d8≥d9≥d10。吸气通道的横截面积应该逐渐减小，这样可以减小吸气通道气流阻力，提高气流的流速，为气缸提供更加充足的气体。当吸气通道中前面或者中间某一段或者某几段很横截面积较小时，会对吸气产生节流现象，导致压缩机吸气不足，制冷量下降，也会导致压缩机气体噪声上升。

实施例六

如图12和图14所示，在实施例一的基础上，除了满足进气孔最小直径

外，在该实施例中，压缩机本体也为双缸旋转压缩机，与实施例二至实施例五不同之处在于，吸气管组件安装在第一、第二气缸(23、24)之间的隔板25上。其中，吸气管组件包括吸气管及与其连接的分液器；所述压缩机本体包括曲轴、上法兰、下法兰、第一气缸23、第二气缸24及设置在第一、第二气缸(23、24)之间的隔板25，曲轴安装于电机上，下法兰设置在曲轴末端，上法兰安装于电机下端的曲轴上；第一气缸23为上气缸，对应的第二气缸24为下气缸，上气缸与曲轴配合并设置在上法兰和隔板25之间，下气缸与曲轴配合并设置在下法兰和隔板25之间；隔板25上开设有吸气通道4，该吸气通道径向外缘方向贯通隔板壁，吸气通道4与吸气管组件的吸气管末端连接，隔板25上还开设有与吸气通道分别连通的上、下通气孔(5、6)；第一气缸23上开设有第一吸气槽7，隔板25上的上通气孔5将吸气通道4与第一吸气槽7连通；第二气缸24上开设第二吸气槽8，隔板25上的下通气孔6将吸气通道与第二吸气槽8连通；第一气缸23上开设的第一吸气槽7为斜切第一气缸内壁及端面的斜槽，第二气缸24上开设的第二吸气槽8为斜切第二气缸内壁及端面的斜槽。所述上通气孔、下通气孔、第一吸气槽和第二吸气槽四者之中任意一个孔径的全部或部分、任意两个孔径的全部或部分、四个孔径的全部或部分均与气缸端面成角度等同的角度α，角度α取值范围为大于等于35°且小于等于65°，采用此角度范围，从吸气结构上的设计解决了吸气瓶颈问题，气体流动的吸气通道得到最优化，缩短了吸气线路，减少吸气阻力，提高了吸气效率。该实施例与实施例二类似，在此不一一举例说明。

实施例七

除了满足实施例六中基础要求外，在该实施例中，如图12和图14所示，所述第一气缸23直接连通压缩腔的吸气槽最小直径d1与第二气缸24直接连通压缩腔的吸气槽最小直径d2的选取应满足：

该实施例中d2/d1比值的选取方式与实施例三类似，在此不一一举例说明。

实施例八

除了满足实施例七中基础要求外，在该实施例中，如图12和图14所示，分液器内管直径为d3(图中未示，可参照其他视图中的分液器组件)，第一、第二气缸吸气槽最小直径分别为d1和d2，分液器内管横截面积

第一气缸吸气孔横截面积

第二气缸吸气孔横截面积

所述分液器内管横截面积S与第一、第二气缸吸气孔横截面积S1、S2的关系应满足：S₁+S₂≤S，该实施例与实施例四类似，在此不一一举例说明。

实施例九

除了满足实施例八中基础要求外，在该实施例中，如图12和图14所示，所述分液器内孔直径、吸气管内孔直径依次分别到第一、第二气缸(23、24)内部的吸气槽径，沿着气体走向的气流通道孔径依次逐渐减小；所述吸气管采用一段式起限流作用的管径、或采用两段及两段以上起限流作用的不同连接管径，吸气管上两段及两段以上的不同连接管径沿着气体走向的气流通道孔径也依次逐渐减小。如图14所示，当吸气管采用两段不同连接管径直径为d5和d4(图中未示，可参照图15中吸气管孔径)时，所述分液器的分液器内孔直径为d3，第一气缸23直接连通压缩腔的吸气槽直径在隔板25、第一气缸23处的直径分别为d11和d12，第二气缸24直接连通压缩腔的吸气槽直径在隔板25、第二气缸24处的直径分别为d13和d14，压缩机本体2内对应吸气管组件3的进气孔最小直径为d；从分液器的分液器内孔直径到气缸内部孔径，沿着气体走向的两条路径上气流通道的孔径应依次为d3-d5-d4-d-d11-d12和d3-d5-d4-d-d13-d14，该两条路径上的孔径符合如下关系：d3≥d5≥d4≥d≥d11≥d12，d3≥d5≥d4≥d≥d13≥d14。吸气通道的横截面积应该逐渐减小，这样可以减小吸气通道气流阻力，提高气流的流速，为气缸提供更加充足的气体。当吸气通道中前面或者中间某一段或者某几段很横截面积较小时，会对吸气产生节流现象，导致压缩机吸气不足，制冷量下降，也会导致压缩机气体噪声上升。

以上所述实施例只是为本实用新型的较佳实施例，并非以此限制本实用新型的实施范围，凡依本实用新型之形状、构造及原理所作的等效变化，均应涵盖于本实用新型的保护范围内。

Claims (13)

1.一种旋转压缩机吸气结构，包括电机、压缩机本体和连接至所述压缩机本体的吸气管组件，压缩机本体内对应吸气管组件的进气孔最小直径为d，旋转压缩机的名义工作容积设定为V，旋转压缩机单位质量制冷剂的制冷量设定为q，电机转速为n，国家标准测试工况下冷媒比体积为v；其特征在于：

在国家标准下，对于任何冷媒，所述压缩机本体内的进气孔最小直径满足

其中d、V、q、n、v的单位分别为mm、cm³、J/kg、r/min、m³/kg。

2.根据权利要求1所述的一种旋转压缩机吸气结构，其特征在于，所述吸气管组件包括吸气管及与其连接的分液器；所述压缩机本体包括曲轴、上法兰、下法兰、第一气缸、第二气缸及设置在第一、第二气缸之间的隔板，所述曲轴安装于所述电机上，所述下法兰设置在所述曲轴末端，所述上法兰安装于所述电机下端的曲轴上；所述第一气缸为上气缸或下气缸，对应的第二气缸为下气缸或上气缸，所述上气缸与所述曲轴配合并设置在上法兰和隔板之间，所述下气缸与所述曲轴配合并设置在下法兰和隔板之间；第一气缸上开设有吸气通道，该吸气通道径向贯通整个气缸壁，吸气通道与所述吸气管组件的吸气管末端连接；隔板上开设有隔板通气孔，第一气缸上还开设有第一连通孔，第一连通孔将吸气通道与隔板通气孔连通，第二气缸上开设吸气槽，进而将第二气缸内部与所述隔板通气孔连通；所述第一连通孔、隔板通气孔和吸气槽三者之中任意一个孔径的全部或部分、任意两个孔径的全部或部分、三个孔径的全部或部分均与气缸端面成角度等同的角度α，角度α取值范围为大于等于35°且小于等于65°。

3.根据权利要求2所述的一种旋转压缩机吸气结构，其特征在于，所述第二气缸上开设的吸气槽为斜切第二气缸内壁及端面的斜槽。

4.根据权利要求2所述的一种旋转压缩机吸气结构，其特征在于，所述第一气缸直接连通压缩腔的吸气孔最小直径d1与第二气缸直接连通压缩腔的吸气槽最小直径d2的选取应满足：

5.根据权利要求2所述的一种旋转压缩机吸气结构，其特征在于，所述分液器内管直径为d3，第一、第二气缸吸气孔及吸气槽最小直径分别为d1和d2，分液器内管横截面积

第一气缸吸气孔横截面积

第二气缸吸气孔横截面积

所述分液器内管横截面积S与第一、第二气缸吸气孔横截面积S1、S2的关系应满足：S₁+S₂≤S。

6.根据权利要求2所述的一种旋转压缩机吸气结构，其特征在于，所述分液器内孔直径、吸气管内孔直径依次分别到第一、第二气缸内部的孔径，沿着气体走向的气流通道孔径依次逐渐减小；所述吸气管采用一段式起限流作用的管径、或采用两段及两段以上起限流作用的不同连接管径，吸气管上两段及两段以上的不同连接管径沿着气体走向的气流通道孔径也依次逐渐减小。

7.根据权利要求5和6所述的一种旋转压缩机吸气结构，其特征在于，所述吸气管采用两段不同连接管径直径为d5和d4，所述分液器的分液器内孔直径为d3，所述第一气缸直接连通压缩腔的吸气孔直径采用两段式直径d6和d7，所述第二气缸直接连通压缩腔的吸气直径在第一气缸、隔板和第二气缸处的直径分别为d8、d9和d10，压缩机本体内对应吸气管组件的进气孔最小直径为d；从分液器的分液器内孔直径到气缸内部孔径，沿着气体走向的两条路径上气流通道的孔径应依次为d3-d5-d4-d-d6-d7和d3-d5-d4-d-d8-d9-d10，该两条路径上的孔径符合如下关系：

d3≥d5≥d4≥d≥d6≥d7；

d3≥d5≥d4≥d≥d8≥d9≥d10。

8.根据权利要求1所述的一种旋转压缩机吸气结构，其特征在于，所述吸气管组件包括吸气管及与其连接的分液器；所述压缩机本体包括曲轴、上法兰、下法兰、第一气缸、第二气缸及设置在第一、第二气缸之间的隔板，所述曲轴安装于所述电机上，所述下法兰设置在所述曲轴末端，所述上法兰安装于所述电机下端的曲轴上；所述第一气缸为上气缸，对应的第二气缸为下气缸，所述上气缸与所述曲轴配合并设置在上法兰和隔板之间，所述下气缸与所述曲轴配合并设置在下法兰和隔板之间；隔板上开设有吸气通道，该吸气通道径向外缘方向贯通隔板壁，吸气通道与所述吸气管组件的吸气管末端连接，隔板上还开设有与吸气通道分别连通的上、下通气孔；第一气缸上开设有第一吸气槽，所述隔板上的上通气孔将吸气通道与第一吸气槽连通；第二气缸上开设第二吸气槽，所述隔板上的下通气孔将吸气通道与第二吸气槽连通；所述上通气孔、下通气孔、第一吸气槽和第二吸气槽四者之中任意一个孔径的全部或部分、任意两个孔径的全部或部分、四个孔径的全部或部分均与气缸端面成角度等同的角度α，角度α取值范围为大于等于35°且小于等于65°。

9.根据权利要求8所述的一种旋转压缩机吸气结构，其特征在于，所述第一气缸上开设的第一吸气槽为斜切第第一气缸内壁及端面的斜槽，所述第二气缸上开设的第二吸气槽为斜切第二气缸内壁及端面的斜槽。

10.根据权利要求8所述的一种旋转压缩机吸气结构，其特征在于，所述第一气缸直接连通压缩腔的吸气孔最小直径d1与第二气缸直接连通压缩腔的吸气槽最小直径d2的选取应满足：

11.根据权利要求8所述的一种旋转压缩机吸气结构，其特征在于，所述分液器内管直径为d3，第一、第二气缸吸气槽最小直径分别为d1和d2，分液器内管横截面积

第一气缸吸气孔横截面积第二气缸吸气孔横截面积

所述分液器内管横截面积S与第一、第二气缸吸气孔横截面积S1、S2的关系应满足：S₁+S₂≤S。

12.根据权利要求8所述的一种旋转压缩机吸气结构，其特征在于，所述分液器内孔直径、吸气管内孔直径依次分别到第一、第二气缸内部的吸气槽径，沿着气体走向的气流通道孔径依次逐渐减小；所述吸气管采用一段式起限流作用的管径、或采用两段及两段以上起限流作用的不同连接管径，吸气管上两段及两段以上的不同连接管径沿着气体走向的气流通道孔径也依次逐渐减小。

13.根据权利要求11和12所述的一种旋转压缩机吸气结构，其特征在于，所述吸气管采用两段不同连接管径直径为d5和d4，所述分液器的分液器内孔直径为d3，所述第一气缸直接连通压缩腔的吸气直径在隔板、第一气缸处的直径分别为d11和d12，所述第二气缸直接连通压缩腔的吸气直径在隔板、第二气缸处的直径分别为d13和d14，压缩机本体内对应吸气管组件的进气孔最小直径为d；从分液器的分液器内孔直径到气缸内部孔径，沿着气体走向的两条路径上气流通道的孔径应依次为d3-d5-d4-d-d11-d12和d3-d5-d4-d-d13-d14，该两条路径上的孔径符合如下关系：

d3≥d5≥d4≥d≥d11≥d12；

d3≥d5≥d4≥d≥d13≥d14。

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