本公开涉及单向阀技术领域，特别地，涉及应用于涡旋压缩机的单向阀。
背景技术：
本部分的内容仅提供了与本公开相关的背景信息，其可能并不构成现有技术。
在空调及热泵系统中，为了提高涡旋压缩机在欠压缩比工况下的压缩效率以及在关机时防止涡旋压缩机反转，通常会在涡旋机构(例如，在定涡旋部件)的排气口处安装单向阀。此种单向阀通常包括阀板以及布置在阀板上方的阀片，其中，阀板上设置有用于流体(如自压缩机构排出的高压气体)通过的阀孔，阀片能够在流体压力的作用下打开或者封闭阀孔，从而允许或者禁止流体流动通过阀板上的阀孔。
然而，阀片在关闭时会产生噪音，由此恶化了涡旋压缩机的噪音水平。如何解决单向阀带来的噪音问题，成为优化压缩机噪音的关键因素之一。
技术实现要素：
本公开的一个目的是提供一种单向阀，以实现下述目的中的至少一者：缓冲和/或吸收阀片的振动能量，降低噪音，提高阀片的疲劳寿命。
本公开的另一个目的是提供一种涡旋压缩机，以降低涡旋压缩机的噪音水平，改善涡旋压缩机的性能。
根据本公开的实施方式的一个方面，提供了一种单向阀，所述单向阀包括：阀板，所述阀板上设置有用于流体通过的阀孔；阀片，所述阀片布置在所述阀板上方并构造成选择性地封闭或者打开所述阀孔；以及减振组件，所述减振组件布置在所述阀片的下方，并且所述减振组件构造成使得，在所述阀片封闭所述阀孔的过程中，所述减振组件能够在所述阀片的力的作用下产生弹性形变，从而至少部分地吸收来自所述阀片的振动能量。
根据一个实施方式，所述减振组件包括：设置在所述阀片与所述阀板之间的减振片；以及设置在所述阀板的面对所述减振片的上表面上的凹入部，其中，所述减振片构造成允许流体流动通过所述减振片、并且能够在所述阀片的力的作用下朝向所述阀板上的所述凹入部产生弹性形变。
根据一个实施方式，所述凹入部自所述阀孔的周缘径向向外延伸而形成；所述减振片叠置于所述阀板上、并且设置有与所述阀板上的所述阀孔相对应的孔口，并且，所述孔口的周缘落在所述阀板上的所述凹入部的周缘包围的范围内。
根据一个实施方式，所述减振片上设置有自所述孔口的周缘朝向所述减振片的周缘凹入的一个或更多个凹槽，并且，所述凹槽也落在所述阀板上的所述凹入部的周缘包围的范围内。
根据一个实施方式，所述凹槽位于所述孔口的周缘上主要承受来自所述阀片的作用力的位置处；或者两个或两个以上的所述凹槽沿着所述孔口的周缘均匀地分布。
根据一个实施方式，所述阀片能够完全地遮盖住所述减振片上的所述孔口和所述凹槽；或者所述阀片能够完全地遮盖住所述减振片上的所述孔口以及部分地遮盖所述凹槽。
根据一个实施方式，所述减振组件包括设置在所述阀片与所述阀板之间的减振片，所述减振片上设置有朝向所述阀片突出的突起部，所述突起部构造成在所述阀片的力的作用下朝向所述阀板产生弹性形变。
根据一个实施方式，所述减振组件还包括设置在所述阀片与所述减振片之间的环形垫片，其中，所述减振片的所述突起部位于所述环形垫片的内环的范围内。
根据一个实施方式，所述环形垫片的厚度与所述突起部突出于所述减振片的面对所述环形垫片的上表面的高度相对应。
根据一个实施方式，所述减振片上设置有与所述阀板上的所述阀孔相对应的孔口，并且所述孔口的周缘落在所述环形垫片的所述内环包围的范围内。
根据一个实施方式，所述突起部包括围绕所述孔口周向地延伸的至少一个环形突起。
根据一个实施方式，所述单向阀还包括止挡件，所述止挡件布置在所述阀片上方并构造成限制所述阀片的最大位移范围。
根据一个实施方式，所述阀片包括环形的阀片固定部和自所述阀片固定部径向向内延伸的舌状部；并且所述止挡件的面对所述阀片的下表面上至少对应于所述舌状部的部分形成为斜面，以用于限制所述舌状部的最大位移范围。
根据一个实施方式，所述减振片的厚度小于等于所述阀板的厚度。
根据一个实施方式，所述减振片由金属材料制成。
根据另一个方面，提供了一种涡旋压缩机，其中，所述涡旋压缩机的定涡旋部件的排气口处设置有上述的单向阀。
采用根据本公开的单向阀，减振组件的结构设置可以缓冲和吸收阀片的振动能量，降低阀片的振动噪音。因此，可以降低应用有所述单向阀的应用(如涡旋压缩机)的整体噪音水平。而且，由于减振片对阀片的缓冲和吸振作用，使得阀片的拍打力和振动能量降低，从而可以提高阀片的疲劳寿命，降低单向阀的维护成本。另外，根据本公开的单向阀通过对自身结构的调整或修改便可以实现降低噪音的目的，而不需要对其所应用的具体应用做任何结构的调整或者增加任何辅助的结构，因此，极大地提高了其应用的便利性。
附图说明
通过以下参照附图的描述，本公开的一个或几个实施方式的特征和优点将变得更加容易理解。这里所描述的附图仅是出于说明目的而非意图以任何方式限制本公开的范围，附图并非按比例绘制，并且一些特征可能被放大或缩小以显示特定部件的细节。在附图中：
图1示出了根据比较示例的单向阀的结构示意图；
图2为应用有图1所示的单向阀的压缩机构的示例性示意图；
图3为阀片与阀板之间的作用示意图；
图4是根据本公开的一个实施方式的单向阀的分解示意图；
图5是适用于图4所示示例性实施方式的单向阀的减振片的示例性示意图；
图6是适用于图4所示示例性实施方式的单向阀的阀板的示例性示意图；
图7是根据本公开的另一个实施方式的单向阀的分解示意图；
图8是图7所示单向阀的剖视图；
图9是适用于图7所示示例性实施方式的单向阀的减振片的示例性示意图；以及
图10示出了在涡旋压缩机的整体结构不做改动的情况下，不具有单向阀、具有如图1所示的比较示例的单向阀结构以及具有根据本公开的设置有减振组件的单向阀结构的频谱图对比图表。
具体实施方式
下面对本公开各实施方式的描述仅仅是示例性的，而绝不是对本公开及其应用或用法的限制。在各个附图中采用相同的附图标记来表示相同的部件，因此相同部件的构造将不再重复描述。
此外，在下面的描述中，将以单向阀在涡旋压缩机中的应用为例对根据本公开的单向阀的结构进行描述。然而，可以理解的是，根据本公开的单向阀结构不以涡旋压缩机为应用限制，其可以应用于任何适用的应用中。
涡旋压缩机广泛应用于空调及热泵系统中。为了提高涡旋压缩机的压缩效率以及防止涡旋压缩机的反转，通常，可以在涡旋压缩机的压缩机构(例如，在定涡旋部件)的排气口处安装单向阀，使得已压缩的高压气体能够经由单向阀排出，同时可以防止高压气体回流。
图1示出了根据比较示例的单向阀的结构示意图；图2为应用有图1所示的单向阀的压缩机构的示例性示意图。
如图2所示，涡旋压缩机的压缩机构通常可以包括定涡旋部件10和动涡旋部件20。定涡旋部件10和动涡旋部件20彼此啮合配合从而对工作流体(如制冷剂)进行压缩。压缩得到的高压气体可以经由定涡旋部件10上的排气口11排出。
图1示出了根据比较示例的单向阀100的结构示意图。单向阀100可以设置在排气口11中。如图1所示，单向阀100可以包括阀板110和阀片120。阀板110上可以设置有阀孔112。来自压缩机构的高压气体可以流动通过阀孔112。阀片120可以设置在阀板110上，以选择性地封闭或者打开阀孔112，从而允许或禁止流体通过阀孔112。阀片120可以包括大致环形的阀片固定部122和自阀片固定部122径向向内延伸的舌状部124。阀片固定部122可以固定至阀板110，舌状部124构造成可以通过其自由端部封闭或者打开阀孔112，例如，舌状部122的自由端部可以遮盖在阀孔112上，从而封闭阀孔。单向阀100还可以包括止挡件130，用以限制阀片120的最大位移范围。如图所示，止挡件130可以包括止挡部132，该止挡部132可以构造成与阀片120的舌状部124的结构相对应，并且止挡部132的面对舌状部124的下表面上(例如，对应于舌状部的自由端的部分)可以包括斜面部分，从而对舌状部124的活动范围进行限制。阀板110、阀片120和止挡件130可以通过销钉140固定，从而整个单向阀100可以固定在定涡旋部件10的排气口11中。
进一步参照图3，当来自压缩机构的高压气流的气体压力大于舌状部124上方的气体压力时，阀片120的舌状部124的自由端将向上偏移，从而允许气流通过阀孔112。相反，当来自压缩机构的高压气流的气体压力小于舌状部124上方的气体压力时，舌状部124的自由端将下移(如图中的箭头所示)并抵靠在阀孔112上，从而封闭阀孔112。
然而，在阀片120的舌状部124的上下振动过程中，由于阀板通常采用金属材料，厚度较大，刚度较好，舌状部124拍打阀板110容易产生较大的噪音，恶化了涡旋压缩机的噪音水平。根据已知技术，存在采用在单向阀100上方另外设置消音器的方式来解决噪音问题的解决方案。然而，此种解决方案存在由于制冷剂在通过消音器时会增加排气压力损失而易降低涡旋压缩机效率的问题。
为此，本发明人提出了一种改进的单向阀结构。其给单向阀提供了减振组件，使得在阀片封闭阀孔的过程中，该减振组件能够在阀片的力的作用下产生弹性形变，从而缓冲阀片的冲击能量，至少部分地吸收来自阀片的振动能量。由此，在不改变涡旋压缩机效率的情况下对单向阀自身的结构进行调整，从而达到降噪的目的。
下面就结合图4至图10对根据本公开的单向阀结构做进一步详细的说明。
图4是根据本公开的一个实施方式的单向阀200的分解示意图。如图4所示，根据本公开的一个实施方式的单向阀200可以包括阀板210和阀片220。类似地，单向阀200也可以包括止挡件230。其中，阀板210上可以设置有阀孔212，用于流体的通过。根据本实施方式的阀片220和止挡件230的结构可以与图1所示的单向阀100的结构类似。即，阀片220可以包括用于固定地连接至阀板210的阀片固定部222和用于封闭或打开阀孔212的舌状部224。止挡件230的止挡部132可以构造用于对舌状部224的活动范围进行限制。
与图1所示的单向阀100的结构的不同的是，图4所示实施方式的单向阀200可以包括设置在阀片220与阀板210之间的减振片250。在阀板210的面对减振片250的上表面214上可以设置有凹入部216。减振片250可以构造成允许流体流动通过减振片250、并且能够在阀片220(在本示例中具体为舌状部224)的力的作用下朝向阀板210上的凹入部216产生弹性形变。因此，当舌状部224拍打在减振片250上时，减振片250可以产生弹性变形，拍打力得以缓冲，从而可以减小舌状部224的振动能量，达到降低噪音的目的。
可选地，凹入部216可以自阀孔212的周缘朝径向向外的方向进一步延伸而形成。即，凹入部216的周缘可以位于阀孔212的周缘的径向外部。减振片250可以叠置在阀板210上。例如，如图所示，减振片250可以为与阀板210的轮廓大致相同的圆形板。在减振片上可以设置有孔口252。孔口252在减振片250上的位置可以与阀板210上的阀孔212的位置相对应，使得来自压缩机构的高压气体能够经由阀孔212直接流入孔口252。有利地，为便于减振片250在舌状部224的拍打作用下产生有效的形变，孔口252的周缘可以落在凹入部216的周缘包围的范围内。
根据图4所示的实施方式，在阀片220(具体为舌状部224)向下运动拍打在减振片250上时，随着减振片250的变形，冲击能量会被缓冲。相比于比较示例中阀片直接拍打在阀板上的结构，部分冲击振动能量可以分配到减振片250上，即，阀片的舌状部的高能量振动转变成舌状部和减振片二者的低能量振动，从而可以降低噪音。而且，由于减振片对舌状部起到缓冲和吸振作用，使得阀片的拍打力和振动能量降低，从而可以提高阀片的疲劳寿命。
根据预期的降噪效果、抗疲劳性以及其它性能要求，减振片可以具有不同的尺寸、轮廓和构形。图5示出了减振片的多个不同的示例。其中，在(f)图中，孔口252形成为圆形的孔口。在(a)-(e)图所示的示例中，在圆形的孔口252的周缘进一步设置有凹槽254。凹槽254可以自孔口252的周缘朝向减振片250的周缘凹入。并且，有利的是，凹槽也落在阀板210上的凹入部216的周缘所包围的范围内。凹槽的设置可以在减振片的孔口的周缘形成悬臂结构，从而有利于减振片的弹性形变，并且有利于提高减振片的疲劳寿命。其中，凹槽254的数量可以是一个或更多个。例如，在(a)图和(b)图中，凹槽254的数量为6个，在(c)图和(d)图中，凹槽254的数量为2个，而在(e)图中，凹槽的数量为8个。在凹槽的数量为两个或两个以上的情况下，凹槽254在孔口252周缘上的分布可以是均匀分布式的，如(a)图和(b)图所示的情形。可选地，凹槽254也可以在集中地分布于孔口周缘上的与舌状部224的自由端相对应的位置(即，主要承受来自阀片的舌状部的作用力的位置)处，例如(c)图和(d)图所示的情形，从而可以在舌状部224的力的作用下集中地进行变形，吸收来自舌状部224的振动能量，从而缓冲舌状部224的冲击作用。还可选地，凹槽中的一部分凹槽可以靠近于舌状部224的自由端而布置，而另一部分凹槽可以更靠近于舌状部224的固定端而布置，如(e)图所示的情形。还可选地是，多个凹槽可以关于舌状部224的纵向轴线对称地分布。凹槽的长度(或是径向凹入的深度)可以根据实际情况进行设置，可以如(a)图和(c)图所示的稍长一些，也可以如(b)图和(d)图所示的稍短一些。此外，根据实际需求的不同，凹槽可以被舌状部224或舌状部的自由端完全覆盖，或者，凹槽可以在一定程度上延伸超出舌状部224或舌状部的自由端的覆盖范围。
类似地，阀板210上的凹入部可以具有不同的尺寸、轮廓和构形，其可以为如图4和图6中的(a)图所示的圆形凹入部216，也可以为如图6中的(b)图和(c)图所示的不规则形状的凹入部216'和216”。有利的是，凹入部的面积可以尽可能的大，以利于减振片250向下进行弹性变形。还有利的是，凹入部可以相对于阀板210的上表面214凹入足够的深度，以确保变形后的减振片250不会接触阀板210，从而有利于提高阀板和减振片的寿命。
减振片可以采用任何合适的材料，例如，在涡旋压缩机应用中，减振片250可以采用金属材料。优选地，减振片250可以采用与阀片220相同的材料，例如，可以采用弹性钢、铂金材料等。减振片250也可以采用与阀片220不同的材料。有利地，减振片250的厚度可以小于等于阀板210的厚度，以便于减振片的弹性形变。
类似地，阀板210、减振片250、阀片220和止挡件230可以通过销钉240固定。当应用于涡旋压缩机中时，整个单向阀200可以通过合适的紧固件(例如挡环)或者通过螺纹连接的方式固定于压缩机构的排气口(如图2所示的排气口11)处。
图7示出了根据本公开的另一个实施方式的单向阀300的分解示意图。图7所示的单向阀300可以包括阀板310、阀片320以及减振组件。类似地，单向阀300也可以包括止挡件330。其中，阀片320和止挡件330可以采用与图4所示的单向阀200的阀片220和止挡件230相同的构形，在此不对阀片320和止挡件330的结构做重复的描述。
与图4所示的单向阀200的结构不同的是，单向阀300的阀板310采用了与图1所示的比较示例中的阀板110相同的结构，即，阀板310为平的圆形板件，其上并未设置任何的凹入结构。与图4所示的单向阀200的减振组件不同的是，单向阀300的减振组件可以包括布置在阀板310与阀片320之间的减振片350。在减振片350上可以设置有朝向阀片320突出的突起部356。并且突起部356构造成能够在阀片的力的冲击作用下产生弹性形变。在如图7所示的实施方式中，该减振组件还可以包括环形垫片360。其中，环形垫片360布置在减振片350的上表面354上。换言之，环形垫片360可以布置在减振片350与阀片320之间。减振片350上的突起部356可以被包围在环形垫片360的内环362的范围之内。有利的是，环形垫片360的厚度可以与突起部356突出于减振片350的上表面354的高度相同或大致相同，以确保单向阀的单向限流性能。
减振片350上可以设置有孔口352。孔口352的位置可以与阀板310上的阀孔312的位置相对应，并且孔口352的周缘可以落在环形垫片360的内环362的范围内。
由此，当阀片320的舌状部324拍打在减振片350的突起部356上时，突起部356可以被压缩变形，从而可以缓冲拍打力和/或冲击能量，减小舌状部324的振动能量。相比于阀片的舌状部直接拍打在阀板上的对比示例的结构，本实施方式将一部分冲击振动能量分配到减振片上，从而将舌状部的高能量振动转变成阀片和减振片二者的低能量振动，从而可以降低单向阀的排气噪音。而且，由于减振片350对阀片320的舌状部324起到了缓冲和吸振的作用，使得舌状部324的拍打力和振动能量得以缓冲，从而可以提高阀片320的疲劳寿命。
根据预期的降噪效果、抗疲劳性能以及其它性能要求，突起部356可以具有不同的构形。例如，如图8和图9所示出的，突起部可以包括围绕孔口352的周向连续地延伸的一个环形突起。可选地，两个或两个以上的环形突起可以沿着孔口352的径向自内而外地布置。类似地，在满足所需的降噪效果、抗疲劳性以及其它性能要求的前提下，环形垫片360也可以具有其它不同的构形，而不以本实施方式中的环形垫片结构为限制。
同样地，阀板310、减振片350、环形垫片360、阀片320以及止挡件330可以通过销钉340固定。当应用于涡旋压缩机时，整个单向阀300可以通过合适的固定方式(例如通过止挡件或者螺纹连接的方式)固定到涡旋压缩机的压缩机构的排气口中。由此，由于单向阀自身的结构设计，使得不需要对涡旋压缩机做任何的结构改进或者修改或调整，从而不仅实现了涡旋压缩机的整体降噪的目的，而且提高单向阀了应用的便利性。
图10示出了在涡旋压缩机的整体结构不做改动的情况下，不具有单向阀、具有如图1所示的比较示例的单向阀结构以及具有根据本公开的设置有减振组件的单向阀结构的频谱图对比图表。在图10中，彼此相邻的三个长形条分别代表不同的应用情形，其中，最左侧的长形条表示未设置单向阀的1号涡旋压缩机的情形，中间的长形条表示设置有如图1的比较示例的单向阀结构(即，单向阀中未设置有减振组件)的2号涡旋压缩机的情形，而右侧的长形条表示设置有根据本公开的单向阀结构(即具有减振组件的单向阀结构)的3号涡旋压缩机的情形。通过比较可以看出，在涡旋压缩机以低频(如图中的1250赫兹以下)运行的状态下，未设置单向阀的1号涡旋压缩机的噪音水平总体上比设置有单向阀的2号和3号涡旋压缩机的噪音水平高。而在涡旋压缩机以较高的频率(如图中的1600赫兹以上)运行的情况下，由于阀片不停地拍打阀板，设置有单向阀的2号和3号涡旋压缩机的噪音水平高总体上比未设置单向阀的1号涡旋压缩机的噪音水平高。然而，在同样设置有单向阀的2号和3号涡旋压缩机中，3号涡旋压缩机的噪音水平比2号涡旋压缩机的噪音水平低，特别地，如在图10中左边的两个矩形框表示的，在频率在2000～2500赫兹以及5000～8000赫兹的情况下，具有根据本公开的减振组件的单向阀的涡旋压缩机的降噪效果比较明显。而且，从涡旋压缩机的总体运行情况来看，如图10中最右侧的矩形框所表示的，设置有根据本公开的单向阀的3号涡旋压缩机的噪音水平为72.7分贝，未设置单向阀的1号涡旋压缩机的噪音水平为71.8分贝，而设置有如比较示例的单向阀的2号涡旋压缩机的噪音水平为74.8分贝。可以看出，设置有根据本公开的单向阀的3号涡旋压缩机的噪音水平比未设置单向阀的1号涡旋压缩机的噪音水平仅高0.9分贝，即，噪音水平较低。而设置有根据本公开的单向阀的3号涡旋压缩机的噪音水平比设置有如比较示例的单向阀的2号涡旋压缩机的噪音水平低2.1分贝，即，相对于比较示例的降噪效果很显著。由此可以看出，根据本公开的单向阀结构具有较好的降噪效果，从而有利于降低涡旋压缩机整体的噪音水平。同时，由于减振片对阀片起到了较好的缓冲和吸振作用，可以提高阀片的疲劳寿命。
尽管在此详细描述了本公开的各种实施方式，但是应该理解，本公开并不局限于这里详细描述和示出的具体实施方式，在不偏离本公开的实质和范围的情况下可由本领域的技术人员实现其它的变型和变体。所有这些变型和变体都落入本公开的范围内。而且，所有在此描述的构件都可以由其他技术性上等同的构件来代替。