CN209724659U

CN209724659U - 旋转式压缩机

Info

Publication number: CN209724659U
Application number: CN201920326260.6U
Authority: CN
Inventors: 乐红胜; 黄之敏; 潘湘; 谢郦卿
Original assignee: Shanghai Highly Electrical Appliances Co Ltd
Current assignee: Shanghai Highly Electrical Appliances Co Ltd
Priority date: 2019-03-14
Filing date: 2019-03-14
Publication date: 2019-12-03
Anticipated expiration: 2029-03-14

Abstract

在申请提供的旋转式压缩机中，通过控制曲轴的长轴直径与定子的外径尺寸的比值，以避免曲轴出现扰度不足，或曲轴扰度余量过剩的问题；通过控制进气管的内径尺寸与所述定子的外径尺寸的比值以及排气管的内径尺寸与所述定子的外径尺寸的比值，将吸排气的压力损失控制在优选的范围内，避免压力损失过大或者压力损失剩余，进而提高压缩机的性能；还通过控制定子的体积和外径尺寸、曲轴的偏心量与所述定子的外径尺寸的比值、叶片的高度与所述定子的外径尺寸的比值，使得所述旋转式压缩机能够在降低尺寸和重量的同时，保持其制冷能力，从而实现小型化的要求。

Description

旋转式压缩机

技术领域

本申请涉及压缩机技术领域，特别涉及一种旋转式压缩机。

背景技术

通常，压缩机把电能转换成动能，并利用动能对冷媒进行压缩。根据对冷媒进行压缩的方式，压缩机可分为旋转式压缩机(rotary compressor)、涡轮压缩机(scrollcompressor)、往返式压缩机 (reciprocal compressor)等多种类型。

在旋转式压缩机的发展过程中，小型化是一种趋势。然而，小壳径的压缩机在制冷能力和COP(Coefficiency of Performance)指标上无法达到与大壳径的压缩机相同的水平。因此，大功率的旋转式压缩机一般都在大壳径上开发。例如，广泛用于5HP热泵采暖机组以及商用热泵热水器系统的旋转式定速压缩机，采用的冷媒为R410A，排量在 50.0cc～59.0cc之间，定子的外径尺寸超过了150mm。众所周知，定子的外径尺寸越大，压缩机的体积越大、重量越重，相应的，压缩机的制造成本越高。目前，大功率的旋转式压缩机普遍存在体积和重量过大，制造成本过高的问题，无法满足小型化的要求。

基此，如何解决现有的大功率的旋转式压缩机的体积和重量过大、无法满足小型化的要求，成了本领域技术人员亟待解决的一个技术问题。

实用新型内容

针对现有技术中的缺陷，本实用新型的目的在于提供一种旋转式压缩机，克服了现有技术的困难，能够在保证制冷能力的同时，有效地缩减定速压缩机的尺寸和重量，实现小型化的要求，大大降低压缩机的制造成本。

根据本实用新型的一个方面，提供一种旋转式压缩机，所述旋转式压缩机包括：壳体、电机组件、压缩组件、曲轴和储液器组件；

所述电机组件和压缩组件均设置于所述壳体内，所述电机组件包括定子和转子，所述转子可转动地设置于所述定子内，所述压缩组件包括第一气缸和第二气缸，所述第一气缸和第二气缸内均设置有活塞和叶片，所述曲轴的一端与所述电机组件的转子连接，所述曲轴的另一端伸入所述第一气缸和第二气缸中并与所述活塞连接，所述储液器组件设置于所述壳体的外部，并与所述壳体相连，所述壳体的顶部设置有排气管，所述储液器组件的顶部设置进气管；

其中，在所述的旋转式压缩机中，所述曲轴包括长轴、偏心部和短轴，所述偏心部偏心设置于所述长轴与所述短轴之间，所述长轴的直径与所述定子的外径尺寸的比值在0.14到0.169之间，所述进气管的内径尺寸与所述定子的外径尺寸的比值在0.06到0.1之间，且所述排气管的内径尺寸与所述定子的外径尺寸的比值在0.09到0.15之间。

可选的，所述长轴的直径与定子的外径尺寸的比值在0.15到0.16之间。

可选的，所述旋转式压缩机的排量在50.0cc～59.0cc之间，所述定子的体积在110cm³到160cm³之间，所述定子的外径尺寸在130mm到 145mm之间。

可选的，所述曲轴的偏心量与所述定子的外径尺寸的比值在0.023到 0.051之间，所述叶片的高度与所述定子的外径尺寸的比值在0.15到 0.269之间，

可选的，在所述的旋转式压缩机中，所述定子的外径尺寸在132mm 到141mm之间。

可选的，在所述的旋转式压缩机中，所述定子的体积在110cm³到 150cm³之间。

可选的，所述曲轴的偏心量与所述定子的外径尺寸的比值在0.029 到0.047之间。

可选的，在所述的旋转式压缩机中，所述叶片的高度与所述定子的外径尺寸的比值在0.19到0.263之间。

可选的，在所述的旋转式压缩机中，所述旋转式压缩机具有三个底脚，所述三个底脚间隔均匀。

可选的，在所述的旋转式压缩机中，所述旋转式压缩机为定速压缩机，所述定速压缩机采用的制冷剂为R410A。

在本实用新型提供的旋转式压缩机中，通过控制曲轴的长轴直径与定子的外径尺寸的比值，以避免曲轴出现扰度不足，或曲轴扰度余量过剩的问题；通过控制进气管的内径尺寸与所述定子的外径尺寸的比值以及排气管的内径尺寸与所述定子的外径尺寸的比值，将吸排气的压力损失控制在优选的范围内，避免压力损失过大或者压力损失剩余，进而提高压缩机的性能；还通过控制定子的体积和外径尺寸、曲轴的偏心量与所述定子的外径尺寸的比值、叶片的高度与所述定子的外径尺寸的比值，使得所述旋转式压缩机能够在降低尺寸和重量的同时，保持其制冷能力，从而实现小型化的要求。

附图说明

以下结合附图和具体实施例对本实用新型的技术方案进行详细的说明，以使本实用新型的特性和优点更为明显。

图1为本实用新型实施例的旋转式压缩机的剖面图；

图2为本为本实用新型实施例的曲轴的结构示意图；

图3为本实用新型实施例的曲轴的偏心部的结构示意图；

图4为本实用新型实施例的曲轴的挠度随着曲轴的长轴直径与定子的外径尺寸的比值进行变化的关系图；

图5为本实用新型实施例的进气管的内径尺寸与定子的外径尺寸的比值与压力损失的关系图；

图6为本实用新型实施例的排气管的内径尺寸与定子的外径尺寸的比值与压力损失的关系图。

图7为本发明实施例的旋转式压缩机的电机效率随着定子的体积进行变化的关系图；

图8为本发明实施例的旋转式压缩机的性能系数随着叶片的高度与定子的外径尺寸的比值进行变化的关系图；

图9为本发明实施例的旋转式压缩机的性能系数随着曲轴的偏心量与定子的外径尺寸的比值进行变化的关系图；

具体实施方式

以下将对本实用新型的实施例给出详细的说明。尽管本实用新型将结合一些具体实施方式进行阐述和说明，但需要注意的是本实用新型并不仅仅只局限于这些实施方式。相反，对本实用新型进行的修改或者等同替换，均应涵盖在本实用新型的权利要求范围当中。

另外，为了更好的说明本实用新型，在下文的具体实施方式中给出了众多的具体细节。本领域技术人员将理解，没有这些具体细节，本实用新型同样可以实施。在另外一些实例中，对于大家熟知的结构和部件未作详细描述，以便于凸显本实用新型的主旨。

请参考图1，其为本发明实施例的旋转式压缩机的剖面图。如图1所示，所述旋转式压缩机100包括：壳体4、电机组件10、压缩组件20、曲轴30和储液器组件7。

所述壳体4为圆柱形，所述上壳盖1与下壳盖6分别固定于所述壳体4的上下两端固定设置有上壳盖1与下壳盖6，所述壳体4、上壳盖1 与下壳盖6构成一密封外壳，所述电机组件10、压缩组件20和曲轴30 均设置于所述密封外壳内。

所述电机组件10和压缩组件20均设置于所述壳体4内，所述电机组件10包括定子11和转子12，所述定子11与所述壳体4的内壁固定，所述转子12可转动地设置于所述定子11内，所述曲轴30与所述转子12 连接，并在所述转子12的带动下进行旋转。

所述压缩组件20包括第一气缸21和第二气缸22，所述第一气缸21 和第二气缸22内均设置有活塞和叶片，所述曲轴30的一端与所述电机组件10的转子12连接，所述曲轴30的另一端伸入所述第一气缸21和第二气缸22中并与所述活塞连接，所述储液器组件7设置于所述壳体4 的外部，并与所述壳体4相连，所述壳体4的顶部设置有排气管9，所述储液器组件7的顶部设置进气管8。

所述压缩组件20采用双气缸设计，两个气缸上下设置且两个气缸内均设置有活塞和叶片。如图1所示，所述压缩组件20包括第一气缸21 和第二气缸22，所述第一气缸21与第二气缸22之间设置有中间隔板23 所述第一气缸21中设置有第一活塞(图中标识省略)，所述第二气缸22 中设置有第二活塞(图中标识省略)，所述第一活塞与第一气缸21的内壁，以及所述第二活塞与第二气缸22的内壁均形成了一月牙形空间，所述月牙形空间的两端封闭，构成了压缩机的工作腔，所述第一气缸21和第二气缸22的叶片槽(图中标识省略)中分别设置有第一叶片与第二叶片(图中标识省略)。

其中，所述第一叶片的一端与所述第一活塞的外表面接触，所述第一叶片的另一端通过弹簧与所述第一气缸21的内壁接触，所述第一叶片将所述第一气缸21与第一活塞组成的月牙形空间分割成一吸气腔和一压缩腔，所述第二叶片的一端与所述第二活塞的外表面接触，所述第二叶片的另一端通过弹簧与所述第二气缸22的内壁接触，所述第二叶片将所述第二气缸22与第二活塞组成的月牙形空间分割成一吸气腔和一压缩腔。

请结合参考图1至图3，所述曲轴30沿着所述壳体4的轴向延伸，所述曲轴30包括长轴31、短轴32以及设置于所述长轴31与短轴32之间的偏心部33，所述长轴31用于与所述电机组件10的转子12连接，所述偏心部33伸入所述第一气缸21、第二气缸22中，所述第一气缸21 中的第一活塞与所述第二气缸22中的第二活塞分别套设于所述曲轴30 的偏心部33。其中，所述长轴31与短轴32的中心轴线重合，该中心轴线定义为所述曲轴30的中心轴线，所述曲轴30的中心轴线与所述第一气缸21和第二气缸22的中心轴线重合，所述偏心部33的中心轴线与所述曲轴30的中心轴线之间的距离定义为所述曲轴30的偏心量e。

当所述电机组件10通电时，转子12相对于定子11转动，进而带动所述曲轴30将电机组件10的旋转力传递给所述第一活塞和第二活塞，所述第一活塞与第二活塞分别在所述第一气缸21与二气缸22内进行偏心旋转运动，使得所述第一气缸21与第二气缸22的压缩腔的容积不断缩小，吸气腔的容积不断增加，从而实现连续的吸气压缩过程。

对于旋转式压缩机而言，特别是小型化的旋转式压缩机而言，曲轴的长轴直径与定子的外径的比值会直接影响曲轴的挠度，而挠度过大时，会导致曲轴的变形量较大，进而影响泵体结构的可靠性。具体来说，当曲轴的长轴直径与定子的外径之间的比值过小时，意味着曲轴外径过小，而曲轴的刚度与曲轴外径的四次方成正比，即曲轴外径越小，刚度越小，挠度越大，因此可靠性得不到保证。而当曲轴外径过大时，虽然曲轴的扰度降低，可靠性提高，但同时会加大曲轴外径与轴承内径的接触面积，进而增大摩擦损失，同时造成材料浪费。

基于以上考虑，申请人将所述曲轴30的长轴直径d1与定子的外径尺寸D1的比值(d1/D1)，设定在满足以下关系：

0.14＜d1/D1＜0.169。

请参考图4，其为本实用新型实施例的曲轴的挠度随着曲轴的长轴直径与定子的外径尺寸的比值进行变化的关系图。如图4所示，当曲轴的长轴直径d1与定子外径D1的比值d1/D1介于0.14～0.169之间时，曲轴的的挠度R处于中间水平，在此区间既能保证曲轴具有足够的扰度，从而确保其可靠性，又能保证曲轴外径不至于过大，以避免影响摩擦损失。

优选的，所述长轴31的直径d1与定子的外径尺寸D1的比值 (d1/D1)在0.15到0.16之间。进一步的，所述长轴31的直径d1与定子的外径尺寸D1的比值(d1/D1)为0.159。

经实验证明：当d1/D1为0.14时，所述曲轴30的挠度虽然较大，但是还能够保证泵体结构的可靠性，同时材料用量较少；当d1/D1小于 0.14时，所述曲轴30的挠度进一步加大，泵体结构的可靠性较差；而当 d1/D1＞0.169时，曲轴的挠度趋于稳定，下降幅度较小，但此时曲轴外径急剧增加，摩擦损失增大的同时材料用量明显增加。

本实施例中，所述曲轴30的短轴直径d2与定子的外径尺寸D1的比值(d2/D1)满足以下关系：

0.12＜d2/D1≤0.169。

优选的，所述曲轴30的短轴直径d2与定子的外径尺寸D1的比值 (d2/D1)在0.13到0.16之间。进一步的，所述曲轴30的短轴直径d2 与定子的外径尺寸D1的比值(d2/D1)为0.159。

请继续参考图1，所述旋转式压缩机100上设置有进气管8和排气管9，所述排气管9设置于所述上壳盖1上，所述进气管8设置于所述储液器组件7上。所述旋转式压缩机100通过进气管8将低温低压的冷媒吸入，经过压缩后，经过排气管9将高温高压的冷媒排出。其中，吸入的冷媒压力一般较低，密度较小，则体积相对较大，排出的冷媒由于经过压缩后，压力较高，密度较大，则体积相对较小，所以进气管8的管径一般比排气管9的管径大。

申请人研究发现，冷媒经过进气管和排气管时会有一定的压力损失，压力损失将会对压缩机的性能产生不利影响，而进气管和排气管的内径尺寸会直接影响吸排气过程中的压力损失。通常的，若进气管和排气管的内径尺寸过小，会导致冷媒流速加大，压力损失加大。当进气管和排气管的内径尺寸增大到一定时，压力损失基本相同。

经过长期研究，申请人得到了图5和图6所示的进气管的内径尺寸与定子的外径尺寸的比值与压力损失的关系图，以及排气管的内径尺寸与定子的外径尺寸的比值与压力损失的关系图。图5、6中，纵坐标指示的是压力损失S，其中，图5示出的横坐标指示的是进气管的内径尺寸a1 与定子的外径尺寸D1的比值(a1/D1)，图6示出的横坐标指示的是排气管的内径尺寸a2与定子的外径尺寸D1的比值(a2/D1)。

需要说明的是，图5和图6示出的压力损失S曲线皆是同一条曲线，其由a1/D1和a2/D1共同确定。为了便于说明和描述，本文中通过不同的横坐标示出，但并不意味着压力损失S可以由a1/D1和a2/D1中其中之一得到。

由图5、6可见，所述进气管8的内径尺寸a1与定子的外径尺寸D1 的比值(a1/D1)，以及所述排气管9的内径尺寸a2与定子的外径尺寸 D1的比值(a2/D1)与压力损失S基本上为反向关系，即a1/D1和a2/D1 越大，压力损失S越小，a1/D1和a2/D1越小，则压力损失S越大。

经实验验证：当a1/D1＜0.06，a2/D1＜0.09时，压力损失S开始急剧增大，会严重影响压缩机的性能；当a1/D1＞0.1，a2/D1＞0.15时，压力损失S虽然有所降低，但是基本趋于稳定，此时通过继续增大进气管和排气管的内径尺寸的方式来降低压力损失S的效果较差，反而会大大增加进气管和排气管的材料成本；特别的，当a1/D1＝0.876，a2＝0.095 时，压力损失S趋于稳定。

基此，申请人将所述进气管8的内径尺寸a1与定子的外径尺寸D1 的比值(a1/D1)，以及所述排气管9的内径尺寸a2与定子的外径尺寸 D1的比值(a2/D1)，分别设定在满足以下关系：

0.06＜a1/D1＜0.1，0.09＜a2/D1≤0.15。

设定这样的比例，既能够保证所述进气管8和排气管9的管径不要过小，使得冷媒气体能够平稳顺畅地流动，又能够保证所述进气管8和排气管9的管径不要过大，避免材料浪费。

优选的，所述进气管8的内径尺寸a1与定子的外径尺寸D1的比值 (a1/D1)在0.08到0.09之间，且所述排气管9的内径尺寸a2与定子的外径尺寸D1的比值(a2/D1)在0.10到0.12之间。进一步的，所述进气管8的内径尺寸a1与定子的外径尺寸D1的比值(a1/D1)为0.876，且所述排气管9的内径尺寸a2与定子的外径尺寸D1的比值(a2/D1)为 0.095。

所述定子11的体积V的计算公式为：

其中，D1为所述定子11的外径尺寸，D2为所述定子11的内径尺寸， H为所述定子11的高度。

本实施例中，所述第一活塞与第二活塞的形状和尺寸均相同，所述第一叶片与第二叶片的形状和尺寸均相同。其中，所述第一叶片与第二叶片的高度均为h。

优选的，所述第一气缸21与第二气缸22的排量(即排气容积)相同。如此，所述旋转式压缩机100的工作更加稳定。

本实施例中，所述旋转式压缩机100为定速压缩机(具有固定的运转速度和功率)，所述定速压缩机的排量在50.0cc～59.0cc之间，其采用的制冷剂为R410A。

众所周知，压缩机的性能系数主要与泵体效率和电机效率有关，泵体效率和电机效率越高，则压缩机的性能系数越高。反之，泵体效率和电机效率越低，则压缩机的性能系数越低。

对于一定排量的压缩机而言，所需的输出功率是一定的，定子的体积过大会导致其输出功率富裕，造成材料浪费，而定子的体积过小，会造成电机发热量大，电机效率低下，无法满足设计需求。因此，大功率的压缩机一般采用大壳径设计，小功率的压缩机一般采用小壳径设计。然而，采用大壳径设计的压缩机普遍存在体积和重量过大的问题。而压缩机的体积和重量越大，意味着制造成本越高。

申请人经过多年研究发现，当电机的输出功率一定时，电机效率与定子的体积基本上为正向关系，即定子的体积越大，电机效率越高，但是当定子的体积达到一定值时，电机效率的增加会趋于缓慢，若需要提高相同的电机效率，定子的体积需要成倍地增加。为了保证压缩机的性能系数和重量均处于优选的范围，需要对定子的体积进行控制。

经实验验证，对于排量在50.0cc～59.0cc，所用冷媒为R410A的定速压缩机而言，定子的体积小于110cm³时，电机效率的下降非常明显，无法满足设计要求，而定子的体积大于160cm³时，电机效率趋于稳定，若继续增大定子的体积，电机效率的提升非常小，但压缩机的重量会急剧上升。

本实施例中，所述定子11的体积V在110cm³到160cm³之间。进一步的，所述定子11的体积V在110cm³到150cm³之间。例如，所述定子11的体积V为117.5cm³、143.5cm³或150cm³。

请参考图7，其为本发明实施例的旋转式压缩机的电机效率随着定子的体积进行变化的关系图。如图7所示，横轴是定子的体积V，纵轴是旋转式压缩机的电机效率E，以定子的体积V作为参数并使之变化可以发现，电机效率E随着定子的体积V的增加而上升，定子的体积V越大，电机效率E上升越慢，当定子的体积V处于110cm³到160cm³之间，电机效率E处于比较优选的范围，当定子的体积V处于110cm³到150cm³之间，电机效率E处于更优选的范围。

如图7所示，当定子的体积V为117.5cm³时，电机效率E较低，但此时压缩机的重量也比较轻；当定子的体积V为143.5cm³时，电机效率 E处在一个中间值，压缩机的电机效率E和重量均处在一个中间的水平；当定子的体积V为150cm³时，电机效率E较高，但此时压缩机的重量也比较重。

进一步的，申请人发现定子的外径尺寸D1不但影响定子的体积V，还会影响泵体压缩结构的大小，进而影响压缩机的重量。通常的，定子的外径尺寸D1越大，泵体压缩结构就越大，压缩机的重量越重。反之，定子的外径尺寸D1越小，泵体压缩结构就越小，压缩机的重量越轻。

申请人考虑到定子的外径尺寸会影响压缩机的电机效率和重量，因此在定子的体积V不变的前提下，对所述定子11的外径尺寸D1进行了控制。

本实施例中，所述定子11的外径尺寸D1在130mm到145mm之间。优选的，所述定子的外径尺寸D1在132mm到141mm之间。例如，所述定子11的外径尺寸D1为132.3mm、135.0mm或140.1mm。

经实验验证：当所述定子11的外径尺寸D1在130mm到145mm之间，压缩机的性能系数COP较高，同时压缩机的重量W较低；当定子的外径尺寸D1大于145mm时，重量W开始急剧增大，而性能系数COP 上升却不明显；当定子的外径尺寸D1小于130mm时，性能系数COP 迅速下降，无法满足排量要求(50.0cc～59.0cc之间)。

总之，当定子的外径尺寸D1大于145mm或定子的外径尺寸D1小于130mm时，均无法同时满足大功率小壳径的要求。当定子的外径尺寸D1小于145mm且大于130mm时，才能同时满足大功率小壳径的要求。特别是，当定子的外径尺寸D1处于132mm到141mm之间时，压缩机的性能系数与重量均处于较佳区间。

此外，定子的外径尺寸D1还会影响压缩机的泵体效率。压缩机的泵体效率主要由泵体的容积效率和机械效率决定。其中，机械效率主要受摩擦副造成的摩擦损失的影响，包括活塞外表面与叶片端部之间、活塞内表面与曲轴外表面之间以及叶片侧面与叶片槽之间的摩擦损失。定子的外径尺寸D1越大，泵体压缩结构就越大，相应的，摩擦副的接触面积就越大，因此泄漏越少，容积效率越高，但同时摩擦副接触面积增大，会加大摩擦损失，从而降低机械效率；反之亦然。

所以本发明通过合理设计h/D1、e/D1比值，在小壳径机械摩擦损失减小的基础上再进一步减小机械摩擦损失，提高机械效率，从而弥补小壳径时容积效率的不足。如此，即使定子外径降低，压缩机的泵体效率也能达到与大外径相同的水平，压缩机整体的性能系数不会出现较大的波动。当叶片的高度h与定子11的外径尺寸D1的比值(h/D1)以及曲轴的偏心量e与定子11的外径尺寸D1的比值(e/D1)过大时，活塞外表面和滑片端部受力很大，同时由于滑片过高导致该摩擦副润滑效果较差，进而增大摩擦损失。当叶片的高度h与定子11的外径尺寸D1的比值(h/D1)以及曲轴的偏心量e与定子11的外径尺寸D1的比值(e/D1) 过小时，虽然会减小摩擦副的受力和接触面积，降低摩擦损失，但是随之带来的是活塞厚度增加、气缸内径增大，不利于容积效率的提升。

基此，申请人对h/D1和e/D1分别进行合理控制，以有效减小摩擦损失，提高机械效率，从而弥补容积效率的不足。如此，定子的外径尺寸D1即使缩小至130mm～145mm，压缩机的泵体效率也能够达到原来的水平(即外径尺寸未缩小的水平，例如150mm～165mm)，由此确保压缩机的性能系数能够维持原有水平。

本实施例中，叶片的高度h与定子11的外径尺寸D1的比值(h/D1) 在0.15到0.269之间，曲轴30的偏心量e与定子11的外径尺寸D1的比值(e/D1)在0.023到0.051之间。

进一步的，叶片的高度h与定子11的外径尺寸D1的比值(h/D1) 在0.19到0.263之间，曲轴30的偏心量e与定子11的外径尺寸D1的比值(e/D1)在0.029到0.047之间。例如，叶片的高度h与定子11的外径尺寸D1的比值(h/D1)为0.19、0.227或0.25，曲轴30的偏心量 e与定子11的外径尺寸D1的比值(e/D1)为0.029、0.035或0.042。

请结合参考图8和图9，图8为本发明实施例的旋转式压缩机的性能系数随着叶片的高度与定子的外径尺寸的比值进行变化的关系图，图9 为本发明实施例的旋转式压缩机的性能系数随着曲轴的偏心量与定子的外径尺寸的比值进行变化的关系图。如图8和图9所示，叶片的高度h 与所述定子11的外径尺寸D1的比值(h/D1)以及曲轴的偏心量e与所述定子11的外径尺寸D1的比值(e/D1)与压缩机的性能系数大致呈抛物线趋势，当0.15＜h/D1＜0.269且0.023＜e/D1＜0.051时，压缩机的性能系数处于最佳范围，当h/D1大于0.269或e/D1大于0.047时，压缩机的性能系数明显下降。

需要说明的是，旋转式压缩机的性能系数由h/D1和e/D1共同决定的，图8和图9的性能系数曲线为同一条曲线。当e/D1大于0.047或 h/D1大于0.269时，摩擦损失都比较大，导致压缩机的性能降低。当 0.15＜h/D1＜0.269且0.023＜e/D1＜0.051时，摩擦损失比较小，因此压缩机的性能比较好。

需要说明的是，在压缩机技术领域中涉及的部件结构众多、且结构参数复杂，在不进行大量实验的情况下，无法预测技术方案的可行性，也无法预料到技术方案的技术效果。技术参数的选择至关重要，任何参数的微小改变都可能带来完全不同的技术效果，最优化的技术参数都是需要通过大量的探索性实验才能确定的，而无法通过简单的预测获得。

此外，由于所述旋转式压缩机100的重量较轻，因此可以采用三底脚的设计，三底脚的设计足以支承整个压缩机重量。本实施例中，所述旋转式压缩机100包括三个底脚(图中未示出)，所述三个底脚间隔均匀且通过焊接方式与下壳盖6的底部固定连接。

在本实施例中，所述旋转式压缩机100采用小壳径设计，因此能够有效地满足压缩机体积小、重量轻的要求。将所述旋转式压缩机100与传统的定速压缩机进行对比可以发现，所述旋转式压缩机100与传统的定速压缩机的制冷能力相同，均为1；所述旋转式压缩机100与传统的定速压缩机的COP指数基本相同，分别是0.98和1；但是所述旋转式压缩机100的重量下降明显，所述旋转式压缩机100的重量约为传统的定速压缩机的70％。具体请见下表：

可见，所述旋转式压缩机100与传统的5HP定速压缩机的制冷能力和COP指数基本相同。与传统的5HP定速压缩机相比，所述旋转式压缩机100的体积更小，重量更轻。由此，所述旋转式压缩机100的冷重比得到了大幅提升。

对于压缩机而言，冷重比是关键的性能指标之一。所述冷重比是指压缩机的额定制冷量与其重量的比值。在研究和制造压缩机的过程中，需要最大限度地提高制冷能力，同时最大限度地降低压缩机的尺寸和重量，才能提高产品的竞争力，获得最好的经济效益。

综上可知，本实用新型的旋转式压缩机，通过控制定子的体积和外径尺寸、曲轴的偏心量与所述定子的外径尺寸的比值、叶片的高度与所述定子的外径尺寸的比值，进气管的内径尺寸与所述定子的外径尺寸的比值以及排气管的内径尺寸与所述定子的外径尺寸的比值，使得所述旋转式压缩机能够在降低尺寸和重量的同时，保持其制冷能力，从而实现小型化的要求。

以上内容是结合具体的优选实施方式对本申请所作的进一步详细说明，不能认定本申请的具体实施只局限于这些说明。对于本申请所属技术领域的普通技术人员来说，在不脱离本申请构思的前提下，还可以做出若干简单推演或替换，都应当视为属于本申请的保护范围。

Claims

1.一种旋转式压缩机，其特征在于，包括：壳体、电机组件、压缩组件、曲轴和储液器组件；

其中，所述曲轴包括长轴、偏心部和短轴，所述偏心部偏心设置于所述长轴与所述短轴之间，所述长轴的直径与所述定子的外径尺寸的比值在0.14到0.169之间，所述进气管的内径尺寸与所述定子的外径尺寸的比值在0.06到0.1之间，且所述排气管的内径尺寸与所述定子的外径尺寸的比值在0.09到0.15之间。

2.如权利要求1所述的旋转式压缩机，其特征在于，所述长轴的直径与定子的外径尺寸的比值在0.15到0.16之间。

3.如权利要求1所述的旋转式压缩机，其特征在于，所述短轴的直径与定子的外径尺寸的比值在0.12到0.169之间。

4.如权利要求1或3所述的旋转式压缩机，其特征在于，所述旋转式压缩机的排量在50.0cc～59.0cc之间，所述定子的体积在110cm³到160cm³之间，所述定子的外径尺寸在130mm到145mm之间。

5.如权利要求4所述的旋转式压缩机，其特征在于，所述曲轴的偏心量与所述定子的外径尺寸的比值在0.023到0.051之间，所述叶片的高度与所述定子的外径尺寸的比值在0.15到0.269之间。

6.如权利要求4所述的旋转式压缩机，其特征在于，所述定子的外径尺寸在132mm到141mm之间。

7.如权利要求4所述的旋转式压缩机，其特征在于，所述定子的体积在110cm³到150cm³之间。

8.如权利要求5所述的旋转式压缩机，其特征在于，所述曲轴的偏心量与所述定子的外径尺寸的比值在0.029到0.047之间。

9.如权利要求5所述的旋转式压缩机，其特征在于，所述叶片的高度与所述定子的外径尺寸的比值在0.19到0.263之间。

10.如权利要求1所述的旋转式压缩机，其特征在于，所述旋转式压缩机具有三个底脚，所述三个底脚间隔均匀。