CN208010588U - 泵体组件及具有其的压缩机 - Google Patents

Abstract

本实用新型提供了一种泵体组件及具有其的压缩机。其中，泵体组件包括：结构件，结构件为两个，至少一个结构件具有背压弧槽；气缸，设置在两个结构件之间；转轴，穿过两个结构件及气缸，且转轴的转子部具有多个滑片槽；多个滑片，可滑动地对应设置在多个滑片槽内，部分或全部背压弧槽与滑片槽连通，至少一个滑片的侧壁与相应地滑片槽之间形成容积可变的变容腔。本实用新型有效地解决了现有技术中泵体组件在吸气阶段功耗较大、影响泵体组件运行可靠性的问题。

Description

泵体组件及具有其的压缩机

技术领域

本实用新型涉及压缩机技术领域，具体而言，涉及一种泵体组件及具有其的压缩机。

背景技术

目前，滑片式压缩机相比于其他类型的压缩机有着零件简单、无偏心结构、力矩平稳、振动小等优点。然而，滑片式压缩机通过离心力或是滑片背压将滑片推出滑片槽并顶住气缸内壁形成密封，由于滑片头部的旋转半径较大，因此运行时线速度较大，导致滑片头部与气缸接触时产生的摩擦功耗很大，加上滑片数量多，滑片头部功耗是滑片式压缩机的主要机械功耗来源。

如图1所示，为了保证滑片40’在运行过程中始终贴紧气缸20’的内壁，通常会在滑片槽311’的尾部引入壳体腔中的背压油来提供背压，从而保证滑片40’在运行中不会被头部压力退回。其中，滑片40’的头部功耗计算公式可简单表述为：W＝fv。其中，v为滑片40’的头部线速度在摩擦力方向的分量，与泵体组件的结构及转速有关；f为滑片40’头部对气缸20’的摩擦力，为滑片背压力F_背与滑片40’头部气体力F_头差值的分量与摩擦系数μ的乘积。因此，滑片40’的头部功耗计算可表示为：W＝μv(F_背-F_头)cosθ。

由于滑片40’的尾部在整个周期内引入的均为背压弧槽11’内的高压油，其压力约等于排气压力。在泵体组件的吸气阶段，滑片40’头部气体力F_头为吸气压力，即(F_背-F_头)较大，导致吸气阶段时滑片40’的头部功耗W_吸＝μv(F_背-F_头)cosθ较大，会影响滑片可靠性及泵体组件的工作性能。

实用新型内容

本实用新型的主要目的在于提供一种泵体组件及具有其的压缩机，以解决现有技术中泵体组件在吸气阶段功耗较大、影响泵体组件运行可靠性的问题。

为了实现上述目的，根据本实用新型的一个方面，提供了一种泵体组件，包括：结构件，结构件为两个，至少一个结构件具有背压弧槽；气缸，设置在两个结构件之间；转轴，穿过两个结构件及气缸，且转轴的转子部具有多个滑片槽；多个滑片，可滑动地对应设置在多个滑片槽内，部分或全部背压弧槽与滑片槽连通，至少一个滑片的侧壁与相应地滑片槽之间形成容积可变的变容腔。

进一步地，各滑片与相应地滑片槽之间形成变容腔。

进一步地，滑片的至少一个侧壁上设置有突出结构，滑片槽与突出结构对应的槽壁具有凹部，滑片运动时带动突出结构在凹部内运动，以突出结构为界，凹部分为靠近气缸的第一腔室和靠近滑片槽的尾端的第二腔室，且第一腔室作为变容腔。

进一步地，突出结构呈条状且沿转轴的轴向延伸。

进一步地，突出结构位于滑片靠近滑片槽的一端。

进一步地，突出结构与滑片的侧壁垂直设置，凹部为凹槽，突出结构伸入至凹槽内且与凹槽的槽底之间具有第一预定距离，第一预定距离大于等于0.02mm且小于等于0.05mm。

进一步地，滑片的厚度为D，凹槽的槽深为H，满足

进一步地，当滑片伸入气缸的长度最大时，突出结构与第一腔室靠近气缸一侧的腔壁之间具有第二预定距离L，且第二预定距离L大于等于1mm且小于等于2mm。

进一步地，滑片的厚度为D，突出结构的突出高度为h，满足

进一步地，突出结构的宽度为b，满足1mm≤b≤2mm。

进一步地，突出结构具有用于连通第一腔室和第二腔室的至少一个通油部，当通油部为多个时，多个通油部沿突出结构的延伸方向设置。

进一步地，通油部为通油孔或通油槽。

进一步地，当通油部为通油槽时，通油槽为多边形槽或弧形槽或U形槽。

进一步地，当通油部为通油孔时，通油孔为多边形孔或圆孔。

进一步地，两个结构件分别为上法兰和下法兰。

进一步地，转轴具有轴向通孔及与轴向通孔连通的至少一个径向通孔，至少一个径向通孔与背压弧槽相连通，转轴包括顺次连接的长轴部、转子部及短轴部，泵体组件还包括：导油片，设置在轴向通孔内，导油片将润滑介质经由轴向通孔导入至径向通孔内，润滑介质经由径向通孔及背压弧槽进入至变容腔内。

根据本实用新型的另一方面，提供了一种压缩机，包括上述的泵体组件。

应用本实用新型的技术方案，泵体组件包括结构件、气缸、转轴及多个滑片。其中，结构件为两个，至少一个结构件具有背压弧槽。气缸设置在两个结构件之间。转轴穿过两个结构件及气缸，且转轴的转子部具有多个滑片槽。多个滑片可滑动地对应设置在多个滑片槽内，部分或全部背压弧槽与滑片槽连通，至少一个滑片的侧壁与相应地滑片槽之间形成容积可变的变容腔。这样，滑片与滑片槽之间形成容积可变的变容腔，在泵体组件运行过程中，泵体组件内的背压油通过结构件的背压弧槽进入至变容腔内。

当泵体组件处于吸气阶段时，滑片从滑片槽内伸出，变容腔的容积减小以对变容腔内的高压油进行压缩，被压缩后的高压油对滑片产生阻碍滑片伸出的作用力，进而使得滑片头部功耗进一步降低，解决了现有技术中泵体组件在吸气阶段功耗较大、影响泵体组件运行可靠性的问题，提升了泵体组件的运行性能。同时，在泵体组件运行过程中，本申请中变容腔的设置能够保证滑片的头部始终不会脱离气缸的内壁，进而提升泵体组件的工作可靠性，保证泵体组件的正常运行。

附图说明

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

图1示出了现有技术中泵体组件去除上法兰后的俯视图；

图2示出了根据本实用新型的泵体组件的实施例的分解结构示意图；

图3示出了图2中的泵体组件的剖视图；

图4示出了图3中的泵体组件的A处放大示意图；

图5示出了图2中的泵体组件的上法兰的仰视图；

图6示出了图2中的泵体组件的下法兰的俯视图；

图7示出了图6中的下法兰的剖视图；

图8示出了图2中的泵体组件去除上法兰后的俯视图；

图9示出了图8中的泵体组件的转轴的剖视图；

图10示出了图8中的泵体组件的转轴的俯视图；

图11示出了图8中的泵体组件的滑片的立体结构示意图；

图12示出了图11中的滑片的俯视图；

图13示出了图8中的泵体组件的一个变容腔的容积最大时的俯视图；

图14示出了图13中的变容腔的容积逐渐减小时的俯视图；

图15示出了图14中的变容腔的容积进一步减小时的俯视图；

图16示出了图15中的变容腔的容积最小时的俯视图；

图17示出了图16中的变容腔的容积逐渐增大时的俯视图；以及

图18示出了图17中的变容腔的容积进一步增大时的俯视图。

其中，上述附图包括以下附图标记：

11’、背压弧槽；20’、气缸；311’、滑片槽；40’、滑片；11、背压弧槽；12、上法兰；13、下法兰；20、气缸；30、转轴；31、转子部；311、滑片槽；311a、凹部；32、轴向通孔；33、径向通孔；34、长轴部；35、短轴部；40、滑片；41、突出结构；411、通油部；50、变容腔；60、导油片；70、排气阀组件。

具体实施方式

需要说明的是，在不冲突的情况下，本申请中的实施例及实施例中的特征可以相互组合。下面将参考附图并结合实施例来详细说明本实用新型。

需要指出的是，除非另有指明，本申请使用的所有技术和科学术语具有与本申请所属技术领域的普通技术人员通常理解的相同含义。

在本实用新型中，在未作相反说明的情况下，使用的方位词如“上、下”通常是针对附图所示的方向而言的，或者是针对竖直、垂直或重力方向上而言的；同样地，为便于理解和描述，“左、右”通常是针对附图所示的左、右；“内、外”是指相对于各部件本身的轮廓的内、外，但上述方位词并不用于限制本实用新型。

为了解决现有技术中泵体组件在吸气阶段功耗较大、影响泵体组件运行可靠性的问题，本申请提供了一种泵体组件及具有其的压缩机。

如图2至图4所示，泵体组件包括结构件、气缸20、转轴30及多个滑片40。其中，结构件为两个，至少一个结构件具有背压弧槽11。气缸20设置在两个结构件之间。转轴30穿过两个结构件及气缸20，且转轴30的转子部31具有多个滑片槽311。多个滑片40可滑动地对应设置在多个滑片槽311内，部分或全部背压弧槽11与滑片槽311连通，至少一个滑片40的侧壁与相应地滑片槽311之间形成容积可变的变容腔50。

应用本实施例的技术方案，滑片40与滑片槽311之间形成容积可变的变容腔50，在泵体组件运行过程中，泵体组件内的背压油通过结构件的背压弧槽11进入至变容腔50内。

当泵体组件处于吸气阶段时，滑片40从滑片槽311内伸出，变容腔50的容积减小以对变容腔50内的高压油进行压缩，被压缩后的高压油对滑片40产生阻碍滑片40伸出的作用力，进而使得滑片头部功耗进一步降低，解决了现有技术中泵体组件在吸气阶段功耗较大、影响泵体组件运行可靠性的问题，提升了泵体组件的运行性能。同时，在泵体组件运行过程中，本实施例中变容腔50的设置能够保证滑片40的头部始终不会脱离气缸20的内壁，进而提升泵体组件的工作可靠性，保证泵体组件的正常运行。

在本实施例中，吸气阶段的滑片头部功耗在泵体组件的整个运行周期中占有较大的比重，降低该处的功耗对降低整机功耗有显著的作用。

在本实施例中，泵体组件的上述设置不仅降低了吸气阶段滑片头部功耗，提高泵体组件的性能，还可以改善滑片40背压，保证滑片40不会与气缸20的内壁发生脱离，解决滑片40撞击问题，改善泵体组件噪音、振动问题。同时，泵体组件的零件结构简单，加工、装配方便，简单高效的实现了泵体组件的性能提升。

如图8所示，各滑片40与相应地滑片槽311之间形成变容腔50。具体地，泵体组件包括三个滑片40，且三个滑片40与相应的三个滑片槽311之间均形成变容腔50，进而降低泵体组件吸气阶段全部滑片40的滑片头部功耗，改善全部滑片40与气缸20内壁的接触情况，进而最大程度地提升泵体组件的工作性能。

如图8、图10至图12所示，滑片40的一个侧壁上设置有突出结构41，滑片槽311与突出结构41对应的槽壁具有凹部311a，滑片40运动时带动突出结构41在凹部311a内运动，以突出结构41为界，凹部311a分为靠近气缸20的第一腔室和靠近滑片槽311的尾端的第二腔室，且第一腔室作为变容腔50。这样，在泵体组件运行过程中，高压油通过背压弧槽11进入至变容腔50内，在变容腔50容积变化的过程中，变容腔50内的高压油被压缩，以对滑片40产生阻碍其伸出的作用力F₁，则滑片头部功耗W＝μv(F_背-F_头-F₁)cosθ，与现有技术中W＝μv(F_背-F_头)cosθ相比，滑片头部功耗有所减小，进而降低泵体组件的整机功耗，提升泵体组件的工作效率及工作性能。

在附图中未示出的其他实施方式中，滑片的两个侧壁上均设置有突出结构，滑片槽的两个槽壁上均设置有凹部，则各滑片与滑片槽形成两个变容腔，进一步减小泵体组件在吸气阶段的滑片头部功耗，进一步改善泵体组件的可靠性及运行性能，提高泵体组件的工作效率。

在本实施例中，突出结构41及凹部311a的设计直接影响到变容腔50的容积大小，其设计兼顾了转轴30强度。其中，变容腔50的容积与滑片槽311的容积比例根据泵体组件的结构不同而区别。

如图11所示，突出结构41呈条状且沿转轴30的轴向延伸。这样，上述设置能够最大程度地增大变容腔50的容积，进一步降低泵体组件的整机功耗，提升泵体组件的工作可靠性。上述结构的结构简单，容易加工、实现。

需要说明的是，突出结构41的结构不限于此。可选地，突出结构41呈波纹状或弧状。

需要说明的是，突出结构41的延伸方向不限于此。可选地，突出结构41沿转轴30的径向方向延伸。

如图11和图12所示，突出结构41位于滑片40靠近滑片槽311的一端。这样，突出结构41位于滑片40的尾部，进而保证滑片40伸入气缸20内的长度最大时，不会发生突出结构41与凹部311a发生结构干涉而导致变容腔50的容积为零，保证泵体组件能够实现正常的吸气、压缩及排气动作。

如图8和图10所示，突出结构41与滑片40的侧壁垂直设置，凹部311a为凹槽，突出结构41伸入至凹槽内且与凹槽的槽底之间具有第一预定距离，第一预定距离大于等于0.02mm且小于等于0.05mm。这样，突出结构41与凹槽的槽底之间具有第一预定距离，且第一预定距离不为零，进而防止变容腔50为密封腔而影响泵体组件的压缩、排气过程，进一步提升泵体组件的工作可靠性。

需要说明的是，突出结构41与滑片40的侧壁之间的夹角设置不限于此，只要能够形成变容腔50即可。可选地，突出结构41相对于滑片40的侧壁倾斜设置。

如图10和图12所示，滑片40的厚度为D，凹槽的槽深为H，满足突出结构41的突出高度为h，满足这样，上述设置能够保证转轴30的结构强度，防止转轴30在转动过程中发生断裂而影响泵体组件的正常运行，进而提高泵体组件的运行可靠性。

如图8所示，当滑片40伸入气缸20的长度最大时，突出结构41与第一腔室靠近气缸20一侧的腔壁之间具有第二预定距离L，且第二预定距离L大于等于1mm且小于等于2mm。这样，上述设置保证变容腔50的容积不为零，以防止变容腔50的容积最小时影响转轴30的正常运转。

如图12所示，突出结构41的宽度为b，满足1mm≤b≤2mm。这样，在滑片40伸入或伸出滑片槽311的过程中，上述设置保证滑片40的结构强度，防止突出结构41发生破损，提高泵体组件的结构强度。

可选地，突出结构41具有用于连通第一腔室和第二腔室的多个通油部411，且多个通油部411沿突出结构41的延伸方向设置。如图11所示，突出结构41具有两个通油部411，且两个通油部411沿突出结构41的延伸方向设置。这样，变容腔50内的背压油能够通过通油部411在第一腔室和第二腔室之间流通，以实现背压油在滑片槽311内的流动。

需要说明的是，通油部411的个数不限于此。可选地，通油部411为三个、四个或多个。

如图11所示，通油部411为通油槽。上述结构的结构简单，容易加工、实现。

需要说明的是，通油部411的结构不限于此。可选地，通油部411为通油孔。上述结构的结构简单，容易加工、实现。

可选地，通油孔为多边形孔或圆孔。这样，上述结构的结构简单，容易加工，降低了泵体组件的加工成本。

可选地，通油槽为多边形槽或弧形槽或U形槽。这样，上述结构的结构简单，容易加工，降低了泵体组件的加工成本。

在本实施例中，通油部411的流通面积与变容腔50的容积成比例关系，保证背压油进出变容腔50时不会太快也不至于太缓慢，且泵体组件运行频率是一个范围，通油部411的流通面积设计优先满足泵体组件最常用频率段的转速。

如图2、图3及图5至图7所示，两个结构件分别为上法兰12和下法兰13。具体地，气缸20位于上法兰12和下法兰13之间，上法兰12朝向气缸20的端面上具有背压弧槽11，下法兰13朝向气缸20的端面上具有背压弧槽11，背压油通过背压弧槽11进入至变容腔50内。

如图9所示，转轴30具有轴向通孔32及与轴向通孔32连通的多个径向通孔33，多个径向通孔33与背压弧槽11相连通，转轴30包括顺次连接的长轴部34、转子部31及短轴部35，泵体组件还包括导油片60。其中，导油片60设置在轴向通孔32内，导油片60将润滑介质经由轴向通孔32导入至径向通孔33内，润滑介质经由径向通孔33及背压弧槽11进入至变容腔50内。这样，导油片60将润滑介质(背压油)导入至轴向通孔32内，经由径向通孔33后进入至背压弧槽11内，最后经过背压弧槽11进入至变容腔50内。

具体地，背压弧槽11为具有一定深度的环槽，背压弧槽11与上、下法兰的内径之间留有台阶面，润滑介质(背压油)通过台阶面进入背压弧槽11内。在转轴30旋转过程中，装配在轴向通孔32内的导油片60会旋转并将背压油(润滑介质)带入到轴向通孔32内。随着转轴30的旋转，轴向通孔32内的背压油(润滑介质)会在离心力作用下通过转轴30上设置的径向通孔33进入至上、下法兰的台阶面，再通过台阶面进入至背压弧槽11内，最终到达滑片槽311内。

如图13所示，滑片40在吸气槽起始处，即零度角附近时，变容腔50的容积达到最大值，随着转轴30的旋转运动，滑片40到达图14位置处，此时变容腔50的容积有所减小，随着滑片40继续运动。如图15和图16所示，到达图16位置时变容腔50的容积减小到最小值。在上述过程中，变容腔50的容积是逐渐减小的，随着变容腔50容积的减小，变容腔50内部的背压油会被压缩并从突出结构41上设置的通油部411流出，但由于滑片40旋转速度较快，变容腔50的容积变化率较大，加上通油部411面积较小，变容腔50内会形成比原始压力较高的一个压力，即产生一个阻碍变容腔50容积减小的力F₁(如图8所示)，相当于抵消了一部分此过程的滑片高背压，因此该过程中的滑片头部功耗为W＝μv(F_背-F_头-F₁)cosθ比常规方案有所降低。

如图17和图18所示，随着滑片40继续运动，变容腔50的容积逐渐增大。同理，由于变容腔50的容积变化率较大，从通油部411进入的背压油无法及时补充变容腔50膨胀的体积，因此变容腔50内会形成一定的负压，及产生一个阻碍变容腔50的容积变大的力F₂，因此该过程滑片40的背压力为(F_背+F₂-F_头)，比常规方案有所提高，进而保证滑片40的头部始终与气缸20的内壁相接触。泵体组件还包括排气阀组件70，在上述过程中产生的气体通过排气阀组件70排出至泵体组件外。这样，通过增加变容腔50能够降低吸气阶段滑片背压，从而降低滑片头部功耗，排气阶段通过提高滑片背压，保证滑片40与气缸20不脱离，实现滑片背压的灵活控制，改善滑片可靠性和泵体组件噪音振动，提高泵体组件的整机性能。

其中，在泵体组件的压缩前，滑片40也作伸出运动，因此变容腔50也能起到降功耗的作用，进一步降低泵体组件的整机功耗。

本申请还提供了一种压缩机(未示出)，包括上述的泵体组件。

从以上的描述中，可以看出，本实用新型上述的实施例实现了如下技术效果：

滑片与滑片槽之间形成容积可变的变容腔，在泵体组件运行过程中，泵体组件内的背压油通过结构件的背压弧槽进入至变容腔内。

当泵体组件处于吸气阶段时，滑片从滑片槽内伸出，变容腔的容积减小以对变容腔内的高压油进行压缩，被压缩后的高压油对滑片产生阻碍滑片伸出的作用力，进而使得滑片头部功耗进一步降低，解决了现有技术中泵体组件在吸气阶段功耗较大、影响泵体组件运行可靠性的问题，提升了泵体组件的运行性能。同时，在泵体组件运行过程中，本申请中变容腔的设置能够保证滑片的头部始终不会脱离气缸的内壁，进而提升泵体组件的工作可靠性，保证泵体组件的正常运行。

显然，上述所描述的实施例仅仅是本实用新型一部分的实施例，而不是全部的实施例。基于本实用新型中的实施例，本领域普通技术人员在没有做出创造性劳动前提下所获得的所有其他实施例，都应当属于本实用新型保护的范围。

需要注意的是，这里所使用的术语仅是为了描述具体实施方式，而非意图限制根据本申请的示例性实施方式。如在这里所使用的，除非上下文另外明确指出，否则单数形式也意图包括复数形式，此外，还应当理解的是，当在本说明书中使用术语“包含”和/或“包括”时，其指明存在特征、步骤、工作、器件、组件和/或它们的组合。

需要说明的是，本申请的说明书和权利要求书及上述附图中的术语“第一”、“第二”等是用于区别类似的对象，而不必用于描述特定的顺序或先后次序。应该理解这样使用的数据在适当情况下可以互换，以便这里描述的本申请的实施方式能够以除了在这里图示或描述的那些以外的顺序实施。

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

Claims (17)

1.一种泵体组件，其特征在于，包括：

结构件，所述结构件为两个，至少一个所述结构件具有背压弧槽(11)；

气缸(20)，设置在两个所述结构件之间；

转轴(30)，穿过两个所述结构件及所述气缸(20)，且所述转轴(30)的转子部(31)具有多个滑片槽(311)；

多个滑片(40)，可滑动地对应设置在多个所述滑片槽(311)内，部分或全部所述背压弧槽(11)与所述滑片槽(311)连通，至少一个所述滑片(40)的侧壁与相应地所述滑片槽(311)之间形成容积可变的变容腔(50)。

2.根据权利要求1所述的泵体组件，其特征在于，各所述滑片(40)与相应地所述滑片槽(311)之间形成所述变容腔(50)。

3.根据权利要求1或2所述的泵体组件，其特征在于，所述滑片(40)的至少一个侧壁上设置有突出结构(41)，所述滑片槽(311)与所述突出结构(41)对应的槽壁具有凹部(311a)，所述滑片(40)运动时带动所述突出结构(41)在所述凹部(311a)内运动，以所述突出结构(41)为界，所述凹部(311a)分为靠近所述气缸(20)的第一腔室和靠近所述滑片槽(311)的尾端的第二腔室，且所述第一腔室作为所述变容腔(50)。

4.根据权利要求3所述的泵体组件，其特征在于，所述突出结构(41)呈条状且沿所述转轴(30)的轴向延伸。

5.根据权利要求4所述的泵体组件，其特征在于，所述突出结构(41)位于所述滑片(40)靠近所述滑片槽(311)的一端。

6.根据权利要求3所述的泵体组件，其特征在于，所述突出结构(41)与所述滑片(40)的侧壁垂直设置，所述凹部(311a)为凹槽，所述突出结构(41)伸入至所述凹槽内且与所述凹槽的槽底之间具有第一预定距离，所述第一预定距离大于等于0.02mm且小于等于0.05mm。

7.根据权利要求6所述的泵体组件，其特征在于，所述滑片(40)的厚度为D，所述凹槽的槽深为H，满足

8.根据权利要求3所述的泵体组件，其特征在于，当所述滑片(40)伸入所述气缸(20)的长度最大时，所述突出结构(41)与所述第一腔室靠近所述气缸(20)一侧的腔壁之间具有第二预定距离L，且所述第二预定距离L大于等于1mm且小于等于2mm。

9.根据权利要求3所述的泵体组件，其特征在于，所述滑片(40)的厚度为D，所述突出结构(41)的突出高度为h，满足

10.根据权利要求3所述的泵体组件，其特征在于，所述突出结构(41)的宽度为b，满足1mm≤b≤2mm。

11.根据权利要求4所述的泵体组件，其特征在于，所述突出结构(41)具有用于连通所述第一腔室和所述第二腔室的至少一个通油部(411)，当所述通油部(411)为多个时，多个所述通油部(411)沿所述突出结构(41)的延伸方向设置。

12.根据权利要求11所述的泵体组件，其特征在于，所述通油部(411)为通油孔或通油槽。

13.根据权利要求12所述的泵体组件，其特征在于，当所述通油部(411)为所述通油槽时，所述通油槽为多边形槽或弧形槽或U形槽。

14.根据权利要求12所述的泵体组件，其特征在于，当所述通油部(411)为所述通油孔时，所述通油孔为多边形孔或圆孔。

15.根据权利要求1所述的泵体组件，其特征在于，两个所述结构件分别为上法兰(12)和下法兰(13)。

16.根据权利要求1所述的泵体组件，其特征在于，所述转轴(30)具有轴向通孔(32)及与所述轴向通孔(32)连通的至少一个径向通孔(33)，至少一个所述径向通孔(33)与所述背压弧槽(11)相连通，所述转轴(30)包括顺次连接的长轴部(34)、所述转子部(31)及短轴部(35)，所述泵体组件还包括：

导油片(60)，设置在所述轴向通孔(32)内，所述导油片(60)将润滑介质经由所述轴向通孔(32)导入至所述径向通孔(33)内，所述润滑介质经由所述径向通孔(33)及所述背压弧槽(11)进入至所述变容腔(50)内。

17.一种压缩机，其特征在于，包括权利要求1至16中任一项所述的泵体组件。