CN210599412U - 叶片旋转式压缩机 - Google Patents

Abstract

本实用新型的叶片旋转式压缩机包括：缸筒；主轴承和副轴承，结合于缸筒，并且与缸筒一同形成压缩空间，而且在其面向缸筒的表面分别形成有背压腔；旋转轴，在径向上被主轴承和副轴承支撑；辊子，沿着辊子的圆周方向形成有多个叶片槽，多个叶片槽的一端朝向外周面呈开口，在叶片槽的另一端形成有与背压腔连通的背压室；以及多个叶片，可滑动地插入于辊子的叶片槽，当辊子旋转时，多个叶片沿朝向缸筒的内周面的方向突出，以将压缩空间划分为多个压缩室，背压腔形成为沿着圆周方向分离并具有彼此不同的内部压力的多个腔，多个腔分别形成有轴承凸部，轴承凸部设置于腔的与旋转轴的外周面面向的内周侧，并且针对旋转轴的外周面形成径向轴承面。

Description

叶片旋转式压缩机

技术领域

本实用新型涉及压缩机，具体而言，涉及一种叶片(vain)从进行旋转的辊子突出并与缸筒的内周面接触，由此形成压缩室的叶片旋转式压缩机。

背景技术

旋转式压缩机可划分为：叶片以滑动的方式插入于缸筒并与辊子相接触的方式；叶片以滑动的方式插入于辊子并与缸筒(Cylinder)相接触的方式。通常，前者称之为旋转式压缩机，而后者称之为叶片旋转式压缩机。

在旋转式压缩机中，插入于缸筒的叶片因弹性力或背压力而向辊子引出，并且与该辊子的外周面相接触。相反，在叶片旋转式压缩机中，插入于辊子的叶片与辊子一同进行旋转运动，并且因作用于叶片的离心力和形成于所述背压室的背压力而被引出，从而与缸筒的内周面相接触。

在旋转式压缩机中，独立形成有与辊子每转的叶片数量一样多的压缩室，并且各个压缩室同时执行吸入、压缩、排出行程。相反，在叶片旋转式压缩机中，连续形成有与辊子每转的叶片数量一样多的压缩室，并且各个压缩室依次执行吸入、压缩、排出行程。因此，叶片旋转式压缩机具有比旋转式压缩机更高的压缩比。因此，叶片旋转式压缩机更适合采用如R32、R410a、CO₂等的破坏臭氧潜能值(ODP)和全球变暖潜能值(GWP)较低的高压制冷剂。

在专利文献(日本公开专利：JP2013-213438A；公开日：2013.10.17)中公开了这种叶片旋转式压缩机。在专利文献中公开的叶片旋转式压缩机是吸入制冷剂填充于马达室的内部空间的低压方式，但是多个叶片以滑动的方式插入于旋转辊子的结构公开了叶片旋转式压缩机的特征。

该专利文献中，在叶片的后端部分别形成有背压室(back pressure chamber)R，背压室形成为使背压腔(pocket)21、31、22、32连通。背压腔分为：第一腔21、31，其形成第一中间压力；第二腔22、32，其形成高于第一中间压力且接近于排出压力的第二中间压力。对于第一腔而言，在旋转轴和轴承之间连通，由此油在旋转轴和轴承之间减压并流入到第一腔中，对于第二腔而言，旋转轴和轴承之间被封堵，由此经由贯通轴承的通道34a而几乎无压损地流入到第二腔中。因此，以从吸入侧朝向排出侧的方向为基准，第一腔与位于上游侧的背压室连通，而第二腔与位于下游侧的背压室连通。

然而，在如上所述的现有的叶片旋转式压缩机中，背压室的第二腔的朝向旋转轴的表面封堵而形成轴承面，相反，第一腔的朝向旋转轴的内周面开放而形成一种无法形成轴承面的非连续面。这因叶片旋转式压缩机的特性上极大地产生表面压力，因此轴承的整体支撑力将会降低。由此，旋转轴的举动变得不稳定，并且旋转轴和轴承之间的磨损或摩擦损失将会增加，从而机械效率可能会降低。

此外，由于轴承和旋转轴之间开放的第一腔的压力不恒定，因此用于支撑叶片的背压力的变动幅度将会增加，从而叶片的举动变得不稳定，同时可能会增加叶片和缸筒之间的碰撞噪音，或者可能会增加压缩室之间的泄漏。

而且，在长时间运转时，异物将会堆积到轴承和旋转轴之间开放的第一腔中，因此存在有轴承面发生磨损的忧虑。

另外，现有的叶片旋转式压缩机中，在使用如R32、R410a、CO₂等的高压制冷剂的情况下，可能会更加显著地发生上述问题。即，若使用高压制冷剂，则即使增加叶片的数量并减小各个压缩室的体积，也能获得与使用R134a等相对低压的制冷剂相同水平的冷却效率。然而，若增加叶片的数量，则与其相应地增加叶片和缸筒之间的摩擦面积。因此，若旋转轴中的轴承面减少，则旋转轴的举动与其相应地变得更加不稳定，从而机械摩擦损失将会进一步增加。这在加热低温条件、高压比条件(Pd/Ps≥6)、以及高速运转条件(80Hz以上)下可能会受到更大的影响。

实用新型内容

本实用新型的目的在于，提供一种叶片旋转式压缩机，其根据叶片的位置能够区分针对该叶片的背压力，同时增加针对旋转轴的径向支撑力而能够提高旋转轴和轴承之间的机械效率。

此外，本实用新型的目的在于，提供一种叶片旋转式压缩机，其通过将用于支撑旋转轴的轴承面形成为连续面或者使不连续面形成为最小化，来能够使旋转轴的举动变得稳定。

此外，本实用新型的目的在于，提供一种叶片旋转式压缩机，其通过降低用于支撑叶片的背压力的压力脉动来稳定叶片的举动，由此降低叶片和缸筒之间的碰撞噪音，并且减少压缩室之间的泄漏，从而能够提高压缩效率。

此外，本实用新型的目的在于，提供一种叶片旋转式压缩机，即使在长时间的运转时也能阻止异物堆积在轴承和旋转轴之间，从而能够防止轴承或旋转轴磨损。

另外，本实用新型的目的在于，提供一种叶片旋转式压缩机，其在使用R32、R410a、CO₂等高压制冷剂的情况下，能够增加先前进行说明的针对旋转轴的径向支撑力。

另外，本实用新型的目的在于，提供一种叶片旋转式压缩机，即使在加热低温条件、高压比条件以及高速运转条件下，也能增加先前进行说明的针对旋转轴的径向支撑力。

为了达成本实用新型的目的，可提供一种叶片旋转式压缩机，其特征在于，包括：缸筒；主轴承和副轴承，其结合于所述缸筒并与所述缸筒一同形成压缩空间，并且在所述主轴承和副轴承的面向所述缸筒的表面形成有背压腔(pocket)；旋转轴，其在径向上被所述主轴承和所述副轴承；辊子(roller)，其一端向外周面开口的多个叶片槽沿圆周方向形成，所述叶片槽的另一端形成有背压室，以与所述背压腔连通；以及多个叶片，其可滑动地插入于所述辊子的叶片槽，当所述辊子进行旋转时，沿着朝向所述缸筒的内周面的方向突出，并将所述压缩空间划分为多个压缩室，其中，所述背压腔形成为沿着圆周方向分离并具有彼此不同的内部压力的多个腔，多个所述腔可分别形成有轴承凸部，所述轴承凸部设置于所述腔的与所述旋转轴的外周面面对的内周侧，并且针对所述旋转轴的外周面形成径向轴承面。

在此，多个所述腔包括：具有第一压力的第一腔；以及具有比所述第一压力大的压力的第二腔，其中，在所述第二腔的轴承凸部可形成有连通流路，所述连通流路使所述轴承凸部的与所述旋转轴的外周面面对的内周面和作为与该内周面的相反侧面的外周面连通。

并且，所述连通流路可形成为，其至少一部分与在所述主轴承或所述副轴承的径向轴承面所设置的油沟槽重叠。

并且，所述连通流路可以由连通槽构成，所述连通槽在所述轴承凸部的轴向截面以规定的宽度和深度凹陷而形成。

并且，所述连通流路可以由连通孔构成，所述连通孔贯通所述轴承凸部的内周面和外周面之间。

并且，所述连通流路可形成为，所述连通流路的所述轴承凸部的内周面侧的面积大于所述连通流路的出口侧的面积。

在此，当所述背压腔的轴向深度设为H，所述轴承凸部的径向宽度设为T时，可以满足2≤H/T≤6。

并且，当将所述主轴承或所述副轴承中的形成压缩空间的部分称为凸缘部，并且将所述凸缘部的厚度设为L时，可以满足H-L≥2。

并且，所述轴承凸部的轴向深度和径向宽度沿着圆周方向可形成为相同。

在此，所述辊子可以与所述旋转轴的中心形成同心，并且相对于所述缸筒的中心设置成偏心，并且与所述旋转轴一同进行旋转。

并且，所述辊子的外周面可以配置成，在一个点上最接近于所述缸筒的内周面。

在此，在所述旋转轴的中心部沿着轴向形成有油流路，在所述油流路的内周面形成有朝向所述旋转轴的外周面贯通而成的油通孔，所述油通孔可形成于所述径向轴承面的范围内。

并且，所述油通孔可形成为，其至少一部分与所述轴承凸部的轴向范围重叠。

另外，为了达成本实用新型的目的，可提供一种叶片旋转式压缩机，其特征在于，包括：壳体，其具有密闭的内部空间；驱动马达，其设置于所述壳体的内部空间，并且产生旋转力；缸筒，其在所述壳体的内部空间设置于所述驱动马达的一侧；主轴承和副轴承，其结合于所述缸筒并与所述缸筒一同形成压缩空间；旋转轴，其一端结合于所述驱动马达，而另一端贯通所述主轴承和所述副轴承并在径向上被支撑，并且在其中央部形成有沿着轴向贯通的油流路；辊子，其与所述旋转轴的轴中心形成同心，并沿着圆周方向形成有多个叶片槽，多个所述叶片槽的一端朝向外周面呈开口，所述叶片槽的另一端连通形成有背压室；以及多个叶片，其可滑动地插入于所述辊子的叶片槽，沿着朝向所述辊子的所述缸筒内周面的方向突出，并将所述压缩空间划分为多个压缩室，其中，所述背压室独立地与提供彼此不同的背压力的多个背压腔连通，在多个所述背压腔中的具有相对较高的内部压力的背压腔形成有连通流路，以与所述旋转轴的油流路连通，所述连通流路形成为小于所述背压腔的面向所述旋转轴的内周侧截面积。

在此，所述背压腔设置于与所述旋转轴的外周面面向的内周侧，并且形成有轴承凸部，所述轴承凸部针对所述旋转轴的外周面形成径向轴承面，所述连通流路可形成于所述轴承凸部。

在本实用新型的叶片旋转式压缩机中，由于在背压腔的面向旋转轴的内周侧形成有轴承凸部，因此，沿着径向对旋转轴进行支撑的轴承部的轴承面可形成为连续面。此外，随着轴承凸部形成连续面，能够提高弹性轴承效果。据此，使旋转轴的举动变得稳定，由此提高压缩机的机械效率，并且抑制轴承内周面的磨损，从而能够提高压缩机的可靠性。

另外，通过将连通流路形成于轴承凸部，来不仅能够将接近于排出压力或排出压力的高压油迅速且平稳地供应到高压侧背压腔，而且还减小了背压腔中的压力脉动。据此，将高压油供应到与高压侧背压腔相连接的背压室，由此能够向叶片提供稳定的背压力。据此，抑制与排出行程相关的叶片从缸筒隔开，从而能够防止压缩室之间的泄漏。另外，通过使叶片的举动变得稳定，来能够降低因叶片的振动现象所产生的压缩机噪音。

另外，即使在长时间进行运转时，通过轴承凸部也能防止异物流入到轴承面，由此能够抑制轴承或旋转轴的磨损，从而能够提高压缩机的可靠性。

另外，在本实用新型的叶片旋转式压缩机中，使用如R32、R410a、CO₂等高压制冷剂的情况与使用如R134a等中低压制冷剂的情况相比，即使针对轴承的表面压力增加，也能提高针对旋转轴的径向支撑力。据此，抑制压缩室之间的泄漏，并且使叶片的举动变得稳定，从而能够提高利用高压制冷剂的叶片旋转式压缩机的可靠性。

另外，在本实用新型的叶片旋转式压缩机中，即使在加热低温条件、高压比条件以及高速运转条件下，也能增加针对旋转轴的径向支撑力。

附图说明

图1是示出本实用新型的叶片旋转式压缩机的一例的纵剖视图；

图2和图3是将适用于图1的压缩单元的横向切开并示出的剖视图，图2是图1中的“Ⅳ-Ⅳ”线的剖视图，图3是图2中的“Ⅴ-Ⅴ”线的剖视图；

图4A至图4D是示出制冷剂在本实施例的缸筒中被吸入、压缩并排出的过程的剖视图；

图5是为了说明本实施例的叶片旋转式压缩机中的各个背压室的背压力而将压缩部纵向切开并示出的剖视图；

图6是为了说明本实施例的背压腔而使主轴承和副轴承分离并示出的立体图；

图7是放大示出图6中的“A”部分的立体图；

图8是图7中的“Ⅵ-Ⅵ”线的剖视图；

图9是示出图8中的连通流路的另一实施例的剖视图；

图10是将图6中的“A”部分的另一实施例放大示出的立体图；

图11是图10中的“Ⅶ-Ⅶ”线的剖视图；

图12是示出图11中的连通流路的另一实施例的剖视图；

图13是为了说明本实施例的背压腔和轴承凸部的规格将副轴承横向切开并示出的剖视图；

图14是将本实施例中的弹性轴承比率的摩擦系数进行比较并示出的曲线图。

具体实施方式

以下，参照附图中所示的一实施例详细说明本实用新型的叶片旋转式压缩机。

图1是示出本实用新型的叶片旋转式压缩机的一例的纵剖视图，图2和图3是将适用于图1的压缩单元的横向切开并示出的剖视图，图2是图1中的“Ⅳ-Ⅳ”线的剖视图，图3是图2中的“Ⅴ-Ⅴ”线的剖视图。

参照图1，在本实用新型的叶片旋转式压缩机中，在壳体(casing)110的内部设置有驱动马达120，在驱动马达120的一侧设置有经由旋转轴123机械地相连接的压缩单元130。

根据压缩机的设置形式，壳体110可分为纵向型或横向型。纵向型是驱动马达和压缩单元沿着轴向配置于上下两侧的结构，横向型是驱动马达和压缩单元配置于左右两侧的结构。

驱动马达120起到提供用于压缩制冷剂的动力的作用。驱动马达120包括定子121、转子122以及旋转轴123。

定子121固定设置于壳体110的内部，并且可以以热装等方法安装于圆筒形的壳体110的内周面。例如，定子121可固定设置于中间壳(shell)110b的内周面。

转子122配置成与定子121彼此隔开，并且位于定子121的内侧。旋转轴123压入结合于转子122的中心。因此，旋转轴123与转子120一同进行同心旋转。

在旋转轴123的中心沿着旋转轴123的轴向形成有油流路125，油通孔126a、126b朝向旋转轴123的外周面贯通形成于油流路125的中间。油通孔126a、126b包括：第一油通孔126a，其属于后述的第一轴承部1311的范围；第二油通孔126b，其属于后述的第二轴承部1321的范围。第一油通孔126a和第二油通孔126b可分别各形成有一个，或者各形成有多个。本实施例示出了各形成有多个的示例。

在油流路125的中间或下端设置有供油器(oil feeder)127。据此，当旋转轴123进行旋转时，填充于壳体下部的油被供油器127泵送，并且沿着油流路125吸上，然后经由第二油通孔126b供应到第二轴承部的副轴承面1321a，并且经由第一油通孔126b供应到主轴承面1311a。

优选地，第一油通孔126a形成为与后述的第一油沟槽1311b重叠，第二油通孔126b形成为与后述的第二油沟槽1321b重叠。由此，经由第一油通孔126a和第二油通孔126b而供应到主轴承131的轴承面和副轴承132的轴承面1311a、1321a的油，可以迅速流入到后述的主侧第二腔1313b和副侧第二腔1323b。对其将在后面进行说明。

压缩单元130包括：设置于轴向两侧的主轴承131；通过副轴承132形成压缩空间410的缸筒133。

参照图1和图2，主轴承131和副轴承132固定设置于壳体110，并且设置成沿着旋转轴123彼此隔开。主轴承131和副轴承132起到：对旋转轴123沿着半径方向进行支撑，同时对缸筒133和辊子134沿着轴向进行支撑的作用。因此，主轴承131和副轴承132分别可以包括：对旋转轴123进行径向支撑的轴承部1311、1321；和从轴承部1311、1321朝向半径方向延伸的凸缘部1312、1322。为方便起见，将主轴承131的轴承部定义为第一轴承部1311，将主轴承131的凸缘部定义为第一凸缘部1312，将副轴承132的轴承部定义为第二轴承部1321，将副轴承132的凸缘部定义为第二凸缘部1322。

参照图1和图3，第一轴承部1311和第二轴承部1321分别形成为衬套(bush)形状，第一凸缘部1312和第二凸缘部1322形成为圆板形状。在作为第一轴承部1311的内周面的径向轴承面(以下，简称为轴承面或第一轴承面)1311a形成有第一油沟槽1311b，在作为第二轴承部1321的内周面的径向轴承面(以下，简称为轴承面或第二轴承面)1321a形成有第二油沟槽1321b。第一油沟槽1311b在第一轴承部1311的上下两端之间形成为直线或斜线，第二油沟槽1321b在第二轴承部1321的上下两端之间形成为直线或斜线。

后述的第一连通流路1315形成于第一油沟槽1311b，后述的第二连通流路1325形成于第二油沟槽1321b。第一连通流路1315和第二连通流路1325用于将流入到每个轴承面1311a、1321a的油引导至主侧背压腔1313和副侧背压腔1323，对其将在后面与背压腔一起重新进行说明。

在第一凸缘部1312形成有主侧背压腔1313，在第二凸缘部1322形成有副侧背压腔1323。主侧背压腔1313由主侧第一腔1313a和主侧第二腔1313b构成，副侧背压腔1323由副侧第一腔1323a和副侧第二腔1323b构成。

主侧第一腔1313a和主侧第二腔1313b沿着圆周方向隔开规定间隔而形成，副侧第一腔1323a和副侧第二腔1323b沿着圆周方向隔开规定间隔而形成。

主侧第一腔1313a形成为低于主侧第二腔1313b的压力，例如形成为吸入压力和排出压力之间的中间压力；副侧第一腔1323a形成为低于副侧第二腔1323b的压力，例如形成为几乎与主侧第一腔1313a相同的中间压力。主侧第一腔1313a将油穿过后述的主侧第一轴承凸部1314a和辊子134的上表面134a之间的细通道，副侧第一腔1323a将油穿过后述的副侧第一轴承凸部1314a和辊子134的下表面134b之间的细通道，由此流入到主侧第一腔1313a和副侧第一腔1323a的同时被减压，从而形成中间压力。然而，对于主侧第二腔1313b和副侧第二腔1323b而言，经由第一油通孔126a和第二油通孔126b流入到主轴承面1311a和副轴承面1321a的油，穿过后述的第一连通流路1315和第二连通流路1325并流入到主侧第二腔1313b和副侧第二腔1323b，因此保持排出压力或几乎为排出压力状态下的压力。对其将在后面重新进行说明。

缸筒133的构成压缩空间V的内周面形成为椭圆形形状。缸筒133的内周面也可形成为，具有一对长轴和短轴的对称型椭圆形形状。然而，在本实施例中，缸筒133的内周面形成为具有多对长轴和短轴的不对称型椭圆形形状。由这种不对称型椭圆所形成的缸筒133通常被称为混合缸筒(hybrid cylinder)，在本实施例中，对应用混合缸筒的叶片旋转式压缩机进行说明。然而，本实用新型的背压腔的结构可同样地适用于具有对称型椭圆形形状的叶片旋转式压缩机中。

如图2和图3所示，本实施例的混合缸筒(以下，简称为缸筒)133的外周面可形成为圆形，但即使形成为非圆形，只要是固定于壳体110的内周面的形状即可。当然，主轴承131或副轴承132固定于壳体110的内周面，并且缸筒133也可以通过螺栓紧固在固定于壳体110的主轴承131或副轴承132。

另外，在缸筒133的中央部形成有中空空间部，以形成包含内周面的压缩空间V。该中空空间部被主轴承131和副轴承132密封而形成压缩空间V。后述的辊子134可旋转地结合于压缩空间V。

在缸筒133的内周面133a的、以该缸筒133的内周面133a和辊子134的外周面134c几乎相接触的地点为中心的圆周方向上的两侧，分别形成有吸入口1331和排出口1332a、1332b。

吸入口1331直接与贯通壳体110的吸入管113相连接，排出口1332a、1332b朝向壳体110的内部空间110连通，由此间接地与贯通结合于该壳体110的排出管114相连接。据此，制冷剂经由吸入口1331直接吸入到压缩空间V，而被压缩的制冷剂经由排出口1332a、1332b排出到壳体110的内部空间110，然后排放到排出管114。因此，壳体110的内部空间110将会保持形成排出压力的高压状态。

另外，在吸入口1331未设置有额外的吸入阀，而在排出口1332a、1332b设置有对该排出口1332a、1332b进行开闭的排出阀1335a、1335b。排出阀1335a、1335b可以是一端被固定且另一端为自由端的铅型阀(lead-type valve)。然而，除了铅型阀之外，排出阀1335a、1335b根据需要可以采用活塞阀等各种阀。

另外，当排出阀1335a、1335b为铅型阀时，在缸筒133的外周面形成有阀槽1336a、1336b，以能够安装该排出阀1335a、1335b。据此，最大限度地减小排出口1332a、1332b的长度，从而能够降低死体积。如图2和图3所示，阀槽1336a、1336b可形成为三角形形状，以能够确保平坦的阀座表面。

另外，沿着压缩路径(压缩进行方向)形成有多个排出口1332a、1332b。为方便起见，以压缩路径为基准，将多个排出口1332a、1332b中的位于上游侧的排出口称为副排出口(或者，第一排出口)1332a，将位于下游侧的排出口称为主排出口(或者，第二排出口)1332b。

然而，副排出口并非是必要的构成，根据需要可以选择性地形成。例如，在本实施例中后述那样，若缸筒133的内周面133a形成为使压缩周期变长而适当地减小制冷剂的过度压缩，则也可以不形成副排出口。然而，为了最大限度地减少被压缩的制冷剂的过度压缩量，现有的副排出口1332a可形成于主排出口1332b的前侧，即，以压缩进行方向为基准，可形成于主排出口1332b的上游侧。

另外，参照图2和图3，先前进行说明的辊子134可旋转地设置于缸筒133的压缩空间V。辊子134的外周面134c形成为圆形，旋转轴123一体地结合于辊子134的中心。由此，辊子134具有与旋转轴123的轴中心Os一致的中心Or，并且以该辊子134的中心Or作为中心与旋转轴123一同进行同心旋转。

辊子134的中心Or相对于缸筒133的中心Oc形成偏心，即，相对于缸筒133的内部空间的中心(为方便起见，以下定义为缸筒的中心)Oc形成偏心，由此该辊子134的外周面134c的一侧几乎与缸筒133的内周面133a相接触。在此，当将辊子134的外周面一侧最靠近于缸筒133的内周面并辊子134几乎与缸筒133相接触的缸筒133的任意地点称为接触点P时，穿过该接触点P和缸筒133的中心的中心线可以是与形成缸筒133的内周面133a的椭圆形曲线的短轴相对应的位置。

在辊子134的外周面的沿圆周方向的适当位置处形成有多个叶片槽(slot)1341a、1341b、1341c，叶片1351、1352、1353分别以能够滑动的方式插入于各个叶片槽1341a、1341b、1341c并相结合。叶片槽1341a、1341b、1341c可以以辊子134的中心作为基准朝向半径方向形成，但在这种情况下，难以充分确保叶片的长度。因此，优选地，叶片槽1341a、1341b、1341c形成为相对于半径方向以规定的倾斜角度倾斜，从而能够确保叶片的长度。

在此，叶片1351、1352、1353倾斜的方向是与该辊子134的旋转方向相反的方向，即，叶片1351、1352、1353的与缸筒133的内周面133a相接的顶端面朝向辊子134的旋转方向侧倾斜，这能使压缩开始角度拉向辊子134的旋转方向侧，从而能够快速地开始进行压缩。

另外，在叶片槽1341a、1341b、1341c的内侧端形成有背压室1342a、1342b、1342c，背压室1342a、1342b、1342c将油(或者制冷剂)流入到叶片1351、1352、1353的后方侧，由此将各个叶片1351、1352、1353引导至缸筒133的内周面方向。为方便起见，以叶片的运动方向作为基准，朝向缸筒的方向定义为前方，将与其相反的方向定义为后方。

背压室1342a、1342b、1342c被主轴承131和副轴承132密封而形成。该背压室1342a、1342b、1342c可以分别独立地与背压腔1313、1323连通，但是多个背压室1342a、1342b、1342c也可以形成为经由背压腔1313、1323彼此连通。

如图1所示，背压腔1313、1323可分别形成于主轴承131和副轴承132。但是，根据情况，也可以只形成于主轴承131或副轴承132中的某一侧。本实施例对背压腔1313、1323均形成于主轴承131和副轴承132中的例子进行说明。为方便起见，将形成于主轴承131的背压腔定义为主侧背压腔1313，将形成于副轴承132的背压腔定义为副侧背压腔1323。

如上所述，主侧背压腔1313再次由主侧第一腔1313a和主侧第二腔1313b构成，而副侧背压腔1323由副侧第一腔1323a和副侧第二腔1323b构成。另外，主侧和副侧的第二腔均形成高于第一腔的压力。因此，主侧第一腔1313a和副侧第一腔1323a可以与叶片中的相对位于上游侧(在吸入行程中，排出行程之前)的叶片所属的背压室相连通，而主侧第二腔1313b和副侧第二腔1323b可以与叶片中的相对位于下游侧(在排出行程中，吸入行程之前)的叶片所属的背压室相连通。

当以压缩进行方向为基准，将叶片1351、1352、1353中的最靠近接触点P的叶片设为第一叶片1351，并且依次设为第二叶片1352、第三叶片1353时，第一叶片1351和第二叶片1352之间、第二叶片1352和第三叶片1353之间、第三叶片1353和第一叶片1351之间均以相同的圆周角隔开。

因此，当将由第一叶片1351和第二叶片1352构成的压缩室称为第一压缩室V1，将由第二叶片1352和第三叶片1353构成的压缩室称为第二压缩室V2，将由第三叶片1353和第一叶片1351构成的压缩室称为第三压缩室V3时，所有的压缩室V1、V2、V3在相同的曲柄角(crank angle)上具有相同的体积。

叶片1351、1352、1353大致形成为正六面体形状。此处，在叶片的长度方向两端中，将与缸筒133的内周面133a相接的面定义为叶片的前端面，将与背压室1342a、1342b、1342c相向的面定义为后端面。

叶片1351、1352、1353的前端面形成为曲面形状，以与缸筒133的内周面133a线接触，叶片1351、1352、1353的后端面可平坦地形成，以插入于背压室1342a、1342b、1342c并均匀地受到背压力。

在附图中，未说明的附图标记110a是上部壳(shell)，110c是下部壳。

在如上所述的本实施例的叶片旋转式压缩机中，若电源施加到驱动马达120，由此该驱动马达120的转子122和与该转子122相结合的旋转轴123进行旋转时，辊子134与旋转轴123一同进行旋转。

那么，叶片1351、1352、1353通过因辊子134的旋转而产生且作用于叶片的离心力、和由形成于在该叶片1351、1352、1353的后方侧所设置的背压室1342a、1342b、1342c的背压力，来从各个叶片槽1341a、1341b、1341c中引出，并且各个叶片1351、1352、1353的前端面与缸筒133的内周面133a相接触。

那么，缸筒133的压缩空间V通过多个叶片1351、1352、1353来形成与该叶片1351、1352、1353的数量相对应的压缩室(包括吸入室或排出室)V1、V2、V3，各个压缩室V1、V2、V3随着辊子134的旋转而进行移动的同时，其体积因缸筒133的内周面133a的形状和辊子134的偏心而发生改变，从而填充于各个压缩室V1、V2、V3的制冷剂随着辊子134和叶片1351、1352、1353而进行移动的同时，吸入、压缩并排出制冷剂。

将其更详细地说明如下。图4A至图4D是示出制冷剂在本实施例的缸筒中吸入、压缩并排出的过程的剖视图。在图4A至图4D中，对主轴承进行投影而示出，并且未图示的副轴承与主轴承相同。

如图4A所示，在第一叶片1351穿过吸入口1331且第二叶片1352到达吸入结束时间点之前，第一压缩室V1的体积将会持续地增加，从而制冷剂从吸入口1331持续地流入到第一压缩室V1。

此时，设置于第一叶片1351后方侧的第一背压室1342a露出于主侧背压腔1313的第一腔1313a，而设置于第二叶片1352后方侧的第二背压室137b露出于主侧背压腔1313的第二腔1313b。据此，在第一背压室1342a将会形成中间压力，而在第二背压室1342b将会形成接近于排出压力或排出压力的压力(以下，定义为排出压力)，第一叶片1351以中间压力被加压，第二叶片1352以排出压力被加压，由此紧贴于缸筒133的内周面。

如图4B所示，若第二叶片1352经过吸入结束时间点(或者，压缩开始角度)并进行压缩行程，则第一压缩室V1处于密封状态，并且与辊子134一同朝向排出口方向进行移动。在该过程中，第一压缩室V1的体积将会持续地减小，同时该第一压缩室V1的制冷剂逐渐地被压缩。

此时，若第一压缩室V1的制冷剂的压力上升，则第一叶片1351可能会推向第一背压室1342a侧，据此，第一压缩室V1与先行的第三压缩室V3连通，同时可能会产生制冷剂的泄漏。因此，为了防止制冷剂的泄漏，需要在第一背压室1342a中形成更高的背压力。

参照附图，第一背压室1342a位于经过主侧第一腔1313a并进入到主侧第二腔1313b的前阶段。据此，形成于第一背压室1342a的背压立即从中间压力上升到排出压力。由此，第一背压室1342a的背压力上升的同时，能够抑制第一叶片1351推向后方。

如图4C所示，若处于第一叶片1351经过第一排出口1332a，并且第二叶片1352未达到第一排出口1332a的状态，则第一压缩室V1与第一排出口1332a连通，并且第一排出口1332a被该第一压缩室V1的压力开放。然后，第一压缩室V1中的一部分制冷剂经由第一排出口1332a排出到壳体110的内部空间，从而第一压缩室V1的压力降低到规定的压力。当然，在没有第一排出口1332a的情况下，第一压缩室V1的制冷剂朝向作为主排出口的第二排出口1332b进一步移动，而不会被排出。

此时，第一压缩室V1的体积进一步减小，由此第一压缩室V1的制冷剂被进一步压缩。然而，容纳有第一叶片1351的第一背压室1342a处于完全与主侧第二腔1313b连通的状态，因此，第一背压室1342a几乎形成为排出压力。然后，能够阻止第一叶片1351被第一背压室1342a的背压力推动，并且能够抑制压缩室之间的泄漏。

如图4D所示，若第一叶片1351经过第二排出口1332b，并且第二叶片1352到达至排出开始角度，则第二排出口1332b被第一压缩室V1的制冷剂压力开放，同时第一压缩室V1的制冷剂经由第二排出口1332b排出到壳体110的内部空间。

此时，背压室1342a处于经过作为排出压力区域的主侧第二腔1313b且进入到作为中间压力区域的主侧第一腔1313a之前。因此，形成于背压室1342a总的背压立即从排出压力降低到中间压力。

相反，第二背压室1342b位于作为排出压力区域的主侧第二腔1313b中，并且在第二背压室1342b将会形成与排出压力相对应的背压。

图5是为了说明本实施例的叶片旋转式压缩机中的各个背压室的背压力而将压缩部纵向切开并示出的剖视图。

参照图5，在位于主侧第一腔1313a的第一叶片1351的后端部，将会形成处于吸入压力和排出压力之间的中间压力Pm；在位于第二腔1313b的第二叶片1352的后端部，将会形成排出压力Pd(实际上，稍微低于排出压力的压力)。尤其，主侧第二腔1313b经由第一油通孔126a和第一连通流路1315而直接与油流路125连通，由此能够防止与该主侧第二腔1313b连通的第二背压室1342b的压力上升到排出压力Pd以上。

因此，在主侧第一腔1313a将会形成低于排出压力Pd的中间压力Pm，从而能够提高缸筒133和叶片135之间的机械效率；在主侧第二腔1313b2将会形成略低于排出压力Pd或排出压力Pd的压力，由此叶片切实地紧贴于缸筒，从而能够抑制压缩室之间的泄漏，同时能够提高机械效率。

另外，本实施例的主侧背压腔1313的第一腔1313a和第二腔1313b经由第一油通孔126a而与油流路125连通；副侧背压腔1323的第一腔1323a和第二腔1323b经由第二油通孔126b而与油流路125连通。

再次参照图2和图3，主侧第一腔1313a和副侧第一腔1323a通过主侧第一轴承凸部1314a和副侧第一轴承凸部1324a来对主侧第一腔1313a和副侧第一腔1323a面对的各个轴承面1311a、1321a进行封闭。因此，主侧第一腔1313a和副侧第一腔1323a的油(制冷剂油)经由各个油通孔126a、126b而流入到轴承面1311a、1321a，然后穿过与主侧第一轴承凸部1314a和副侧第一轴承凸部1324a面对的辊子134的上表面134a或下表面134b之间的同时被减压，从而形成中间压力。

相反，主侧第二腔1313b和副侧第二腔1323b通过主侧第二轴承凸部1314b和副侧第二轴承凸部1324b来与主侧第二腔1313b和副侧第二腔1323b相互面对的每个轴承面1311a、1321a连通。因此，主侧第二腔1313b和副侧第二腔1323b的油(制冷剂油)经由各个油通孔126a、126b而流入到轴承面1311a、1321a，然后穿过主侧第二轴承凸部1314b和副侧第二轴承凸部1324b并流入到各个第二腔1313b、1323b，从而形成略低于排出压力或排出压力的压力。

然而，本实施例的主侧第二腔1313b和副侧第二腔1323b不会对该主侧第二腔1313b和副侧第二腔1323b面对的各个轴承面1311a、1321a完全形成开口而连通。即，尽管主侧第二轴承凸部1314b和副侧第二轴承凸部1324b大部分遮蔽主侧第二腔1313b和副侧第二腔1323b，但是一部分隔着连通流路1315、1325而遮蔽各个第二腔1313b、1323b。

另外，本实施例的主侧背压腔和副侧背压腔可以以如下方式形成。图6是为了说明本实施例的背压腔而使主轴承和副轴承分离并示出的立体图。

参照图6，先前进行说明的主侧第一腔1313a和第二腔1313b在主轴承131的凸缘部1312沿着圆周方向隔开规定间隔而形成，并且先前进行说明的副侧第一腔1323a和第二腔1323b在副轴承132的凸缘部1322沿着圆周方向隔开规定间隔而形成。

主侧第一腔1313a和第二腔1313b的内周侧分别被主侧第一轴承凸部1314a和第二轴承凸部1314b遮蔽，并且副侧第一腔1323a和第二腔1323b的内周侧分别被副侧第一轴承凸部1324a和第二轴承凸部1324b遮蔽。

因此，在主轴承131的轴承部1311形成有几乎呈连续面的圆筒形的轴承面1311a，在副轴承132的轴承部1321形成有几乎呈连续面的圆筒形的轴承面1321a。另外，主侧第一轴承凸部1314a和第二轴承凸部1314b、以及副侧第一轴承凸部1324a和第二轴承凸部1324b将会形成一种弹性轴承面。

先前进行说明的第一油沟槽1311b形成于主轴承131的轴承面1311a，而先前进行说明的第二油沟槽1321b形成于副轴承132的轴承面1321a。

在主侧第二轴承凸部1314b形成有用于使主轴承面1311a和主侧第二腔1313b连通的第一连通流路1315，在副侧第二轴承凸部1324b形成有用于使副轴承面1321a和副侧第二腔1323b连通的第二连通流路1325。

第一连通流路1315形成于与主侧第二轴承凸部1314b重叠的同时与第一油沟槽1311b重叠的位置，第二连通流路1325形成于与副侧第二轴承凸部1324b重叠的同时与第二油沟槽1321b重叠的位置。

如图所示，本实施例的主侧背压腔1313和副侧背压腔1323的结构或作用效果相同。因此，以下为方便起见，将副侧背压腔1323作为代表性示例进行说明，并且主侧背压腔1313可以适用副侧背压腔1323。

图7是放大示出图6中的“A”部分的立体图，图8是图7中的“Ⅵ-Ⅵ”线的剖视图，图9是示出图8中的连通流路的另一实施例的剖视图。

参照图7和图8，副侧背压腔1323的第一腔1323a和第二腔1323b形成于副轴承132的面向辊子134的下表面134b的凸缘部1322。因此，构成第一腔1323a和第二腔1323b的内周面且遮蔽各个腔1323a、1323b和副轴承面1321a之间的第一轴承凸部1324a和第二轴承凸部1324b的内周面，分别形成第二轴承部1321的内周面。

第一腔1323a和第二腔1323b分别形成为圆弧形状，并且沿着圆周方向排列。当确定缸筒133的内径和辊子134的外径时，第一腔1323a的外壁表面和第二腔1323b的外壁表面一起被确定，第一腔1323a的外径和第二腔1323b的外径相同。

然而，第一腔1323a的圆周方向上的两侧侧壁表面之间的长度、即圆弧长度形成为大于第二腔1323b的圆弧长度。这是，因为第一腔1323a与大部分的吸入行程和压缩行程相关联，并且第二腔1323b与压缩行程的剩余部分和排出行程相关联。

第一轴承凸部1324a和第二轴承凸部1324b可形成为具有相同的曲率和相同的宽度。尤其，第一轴承凸部1324a和第二轴承凸部1324b的宽度T分别起到对第一腔1323a和第二腔1323b进行密封的作用，因此，优选形成为具有约1.5mm的密封长度。

然而，第一轴承凸部1324a和第二轴承凸部1324b在轴向上具有相同的高度，在第二轴承凸部1324b的截面可形成有先前进行说明的第二连通流路1325。

如图7所示，第二连通流路1325可形成为从第二轴承凸部1324b的内周面朝向外周面贯通的连通孔。另外，如图8所示，第二连通流路1325的连通孔的内周面侧的截面积和外周面侧的截面积可以相同。

然而，如图9所示，根据情况，连通孔的内周面侧的截面积可形成为大于外周面侧的截面积。因此，油可以快速且平稳地流入到第二腔1323b，同时能够有效地保留第二腔1323b中的油。据此，能够使油无中断地连续供应到与第二腔1323b连通的背压室。

另外，第二连通流路1325形成于第二轴承凸部1324b的上半部分，这能够有效地将油保留在第二腔1323b中，因此是更优选的。

如上所述，在本实施例的叶片旋转式压缩机中，在主侧第二腔1313b和副侧第二腔1323b中也形成有基本上呈连续的轴承面，因此能够使旋转轴123的举动变得稳定，从而能够提高压缩机的机械效率。

另外，除了连通流路之外，主侧第二轴承凸部1314b和副侧第二轴承凸部1324b几乎对主侧第二腔1313b和副侧第二腔1323b进行遮蔽，从而使主侧第二腔1313b和副侧第二腔1323b能够保持恒定的体积。据此，降低了主侧第二腔1313b和副侧第二腔1323b中的用于支撑叶片的背压力的压力脉动，由此使叶片的举动变得稳定的同时抑制振动，从而降低叶片和缸筒之间的碰撞噪音，并且减少压缩室之间的泄漏，进而能够提高压缩效率。

另外，即使在长时间运转时，也能防止异物流入到主侧第二腔1313b和副侧第二腔1323b并流向轴承面1311a、1321a和旋转轴123之间之后积聚，据此，能够抑制轴承131、132或旋转轴123的磨损。

另外，在本实施例的叶片旋转式压缩机中，使用如R32、R410a、CO₂等高压制冷剂的情况与使用如R134a等中低压制冷剂的情况相比，能够增加针对轴承的表面压力。然而，能够增加针对先前进行说明的旋转轴123的半径方向上的支撑力。另外，在高压制冷剂的情况下，针对叶片的表面压力也会上升，由此可能会发生压缩室之间的泄漏或振动，但是，根据每个叶片而切实地保持背压室的背压力，由此能够确切地保持叶片1351、1352、1353和缸筒133之间的接触压力。因此，能够抑制压缩室之间的泄漏，并且能够抑制叶片的振动现象。通过以上，能够提高利用上述的高压制冷剂的叶片旋转式压缩机的可靠性。

另外，本实施例的叶片旋转式压缩机，即使在加热低温条件、高压比条件以及高速运转条件下，也能提高针对先前进行说明的旋转轴的半径方向上的支撑力。

另外，本实用新型的叶片旋转式压缩机中的连通流路的另一实施例如下所述。

图10是将图6中的“A”部分的另一实施例放大示出的立体图，图11是图10中的“Ⅶ-Ⅶ”线的剖视图，图12是示出图11中的连通流路的另一实施例的剖视图。

参照图10和图11，第二连通流路1325形成为在第二轴承凸部1324b的截面上具有规定的深度和圆周长度的连通槽。在本实施例中那样，对于形成为连通槽的第二连通流路1325而言，在形成有该第二连通流路1325的部分的高度低于第一轴承凸部1324a的高度。

如上所述，第二连通流路1325形成为与第二油沟槽1321b重叠。另外，如图11所示，第二连通流路1325的作为入口的内周面侧的截面积和作为出口的外周面侧的截面积可以形成为相同，即可以形成为彼此平行。

然而，如图12所示，第二连通流路1325可以倾斜地形成。例如，与在连通孔的情况相同地，第二连通流路1325的作为入口的内周面侧截面积可以形成为大于作为出口的外周面侧截面积。

据此，油能够迅速且平稳地流入到第二腔1323b的同时，能够有效地保留第二腔1323b中的油。由此，油能够无中断地供应到与第二腔1323b连通的背压室中。

另外，第一轴承凸部和第二轴承凸部通过第一腔和第二腔来能够获得一种弹性轴承的效果。通过这种弹性轴承的效果，第一轴承凸部和第二轴承凸部沿着圆周方向形成环形区域，因此形成一种不连续的轴承面，从而能够期待高弹性轴承的效果。

对于如上所述的弹性轴承的效果而言，在确保最小限度的密封距离的状态下，将第一轴承凸部和第二轴承凸部的宽度最大限度地形成为薄且深，这能够提高弹性轴承的效果，因此是优选的。

图13是为了说明本实施例的背压腔和轴承凸部的规格将副轴承横向切开并示出的剖视图，图14是将本实施例中的弹性轴承比率的摩擦系数进行比较并示出的曲线图。

在此，尽管第一腔和第二腔的规格可以彼此不同，但为了便于说明，假设具有相同的规格而进行说明。这在第一轴承凸部和第二轴承凸部中也是相同的。

参照图13，当将背压腔1323的轴向深度设为H，将轴承凸部1324的径向宽度设为T时可形成为：背压腔的轴向深度除以轴承凸部的径向宽度的弹性轴承比H/T满足2≤H/T≤6。这可以通过将弹性轴承比率和摩擦系数的相关关系进行比较的实验结果来进行确认。

参照图14，可以看出，摩擦系数在弹性轴承比率H/T为0以上且小于2的范围内缓慢下降，但是在弹性轴承比率H/T为2至6的范围内急剧下降。这是因为，与轴承凸部1324的径向宽度相比，轴承凸部1324的轴向深度形成为过低，由此轴承凸部的轴向深度H与宽度(厚度)T相比形成为过小，从而无法具有足够的弹性力。

相反，可以确认到：弹性轴承比率为大于6且10以下的范围内重新缓慢上升。这是因为，与轴承凸部1324的径向宽度相比，轴承凸部1324的轴向深度H形成为过深，由此轴承凸部1324的深度(长度)比宽度形成为过长，从而也不法具有足够的弹性力。因此，本实施例的弹性轴承比率优选形成为满足2≤H/T≤6。

下面的表1是，针对临界负载、摩擦系数、排出压力、压力比，将应用本实施例的弹性轴承的情况与未应用弹性轴承的情况进行比较并示出的表。未应用弹性轴承的情况是指未应用背压腔的情况。

表1

如上述表1所示，应用了弹性轴承的本实用新型的情况与未应用弹性轴承的现有情况相比，轴承的临界负载约提高了114％，摩擦系数约降低了49％，排出压力约增加了46％，压力比约增加了13％。

从以上结果可以确认到：若应用本实施例的背压腔，则临界负载、摩擦系数、排出压力、压力比均被提高。尤其，考虑到排出压力增加这点，能够适合采用破坏臭氧潜能值(ODP)和全球变暖潜能值(GWP)较低的如R32、R410a、CO₂等的亲环境高压制冷剂。

另外，再次参照图13，在设计背压腔和轴承凸部的过程中，需要考虑到凸缘部的刚性，以具有如上所述的确切的弹性轴承比率。即，在本实施例的叶片旋转式压缩机中，不仅是主轴承，还可以将副轴承螺栓紧固于缸筒。通常，在用五个螺栓进行紧固时所产生的紧固力约为80～110kgf/cm²。因此，应确保能够承受这种紧固力的凸缘部的刚性，才能保持可靠性。

为此，当将背压腔的轴向深度设为H，将凸缘部的厚度设为L时，优选形成为满足H-L≥2。例如，如果凸缘部的厚度为10mm～12mm，则背压腔的轴向深度可以约为8mm～10mm。因此，当将先前进行说明的紧固力作为基准时，凸缘部的最小厚度应至少确保为2mm以上，才能保持可靠性。

另外，在前述的实施例中，以缸筒为一个的单筒型(single-cylinder type)叶片旋转式压缩机作为例子进行说明，但是根据情况，利用前述的背压腔的弹性轴承结构也可以同样适用于多个缸筒沿着轴向排列的双筒型叶片旋转式压缩机中。然而，在这种情况下，在多个缸筒之间设置有中间板，并且在中间板的轴向两侧侧面分别可形成有前述的背压腔。

Claims (11)

1.一种叶片旋转式压缩机，其特征在于，包括：

缸筒；

主轴承和副轴承，结合于所述缸筒，并且与所述缸筒一同形成压缩空间，而且在所述主轴承和所述副轴承的面向所述缸筒的表面分别形成有背压腔；

旋转轴，在径向上被所述主轴承和副轴承支撑；

辊子，沿着所述辊子的圆周方向形成有多个叶片槽，多个所述叶片槽的一端朝向外周面呈开口，在所述叶片槽的另一端形成有与所述背压腔连通的背压室；以及

多个叶片，以能够滑动的方式插入于所述辊子的叶片槽，当所述辊子进行旋转时，多个所述叶片沿着朝向所述缸筒的内周面的方向突出，以将所述压缩空间划分为多个压缩室，

所述背压腔形成为沿着圆周方向分离并具有彼此不同的内部压力的多个腔，

多个所述腔分别形成有轴承凸部，所述轴承凸部设置于所述腔的与所述旋转轴的外周面面向的内周侧，并且针对所述旋转轴的外周面形成径向轴承面。

2.根据权利要求1所述的叶片旋转式压缩机，其特征在于，

多个所述腔包括：

第一腔，具有第一压力；

第二腔，具有大于所述第一压力的压力，

在所述第二腔的所述轴承凸部形成有连通流路，所述连通流路使所述轴承凸部的与所述旋转轴的外周面面向的内周面和与所述内周面相反侧的外周面连通。

3.根据权利要求2所述的叶片旋转式压缩机，其特征在于，

所述连通流路形成为，所述连通流路的至少一部分与在所述主轴承或所述副轴承的径向轴承面设置的油沟槽重叠。

4.根据权利要求3所述的叶片旋转式压缩机，其特征在于，

所述连通流路形成为连通槽，所述连通槽在所述轴承凸部的轴向截面以规定的宽度和深度凹陷而形成。

5.根据权利要求3所述的叶片旋转式压缩机，其特征在于，

所述连通流路形成为连通孔，所述连通孔贯通所述轴承凸部的内周面和外周面之间。

6.根据权利要求3所述的叶片旋转式压缩机，其特征在于，

所述连通流路的所述轴承凸部的内周面侧的截面积形成为大于所述连通流路的出口侧的截面积。

7.根据权利要求1所述的叶片旋转式压缩机，其特征在于，

当将所述背压腔的轴向深度设为H，将所述轴承凸部的径向宽度设为T时，满足2≤H/T≤6。

8.根据权利要求7所述的叶片旋转式压缩机，其特征在于，

当将在所述主轴承或所述副轴承中形成压缩空间的部分称为凸缘部，并且将所述凸缘部的厚度设为L时，满足H-L≥2。

9.根据权利要求8所述的叶片旋转式压缩机，其特征在于，

所述轴承凸部的轴向深度和径向宽度沿着圆周方向形成为相同。

10.根据权利要求1所述的叶片旋转式压缩机，其特征在于，

所述辊子与所述旋转轴的中心形成同心，并且相对于所述缸筒的中心设置成偏心并与所述旋转轴一同进行旋转。

11.根据权利要求1至10中任一项所述的叶片旋转式压缩机，其特征在于，

在所述旋转轴的中心部沿着轴向形成有油流路，

油通孔从所述油流路的内周面朝向所述旋转轴的外周面贯通而形成，

所述油通孔形成于所述径向轴承面的范围内。

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