泵体组件及压缩机的制作方法

本发明涉及压缩机技术领域，具体而言，涉及一种泵体组件和一种压缩机。

背景技术：

相关技术中指出，旋转式压缩机长时间运转后其曲轴上端和/或曲轴根部容易发生磨损。为了提高压缩机性能，小轴径设计压缩机成为发展趋势，这将进一步加大曲轴磨损风险。

研究表明，曲轴上端磨损主要与平衡块离心力有关，曲轴根部磨损主要与气体力载荷有关。平衡块轻量化有利于解决曲轴上端磨损问题，然而平衡块质量取决于其偏心部质量，其平衡效果直接影响压缩机振动噪音指标，而降低转子高度虽然可以减小平衡块力矩影响，但减小电机尺寸，又会对压缩机性能产生重大影响，因此新的改善曲轴上端磨损的方法显得十分必要。

另一方面，压缩机中润滑粘滞阻力损失是压缩机摩擦损失的重要组成部分，研究表明，压缩机径向滑动轴承只有局部承载，大部分区域处于非承载区域，减小非承载区域的粘滞阻力损失，能够实现压缩机能效提升。

技术实现要素：

本发明旨在至少解决现有技术或相关技术中存在的技术问题之一。

为此，本发明的一个方面提出了一种泵体组件。

本发明的另一个方面提出了一种压缩机。

有鉴于此，根据本发明的一个方面，提供了一种泵体组件，用于压缩机，压缩机包括电机，泵体组件包括曲轴、第一轴承和第二轴承，曲轴的一端用于连接电机；第一轴承套设在曲轴的另一端；第二轴承套设在曲轴上，第二轴承包括依次相连的第一轴承段、间隙轴承段和第二轴承段；其中，间隙轴承段的内侧壁上设有凹槽，或曲轴对应于间隙轴承段的外周壁上设有凹槽。

本发明提供的泵体组件，第二轴承和第一轴承用于支撑曲轴，为便于说明，下文以第二轴承所在的方向为上，以第一轴承所在的方向为下。第二轴承包括第一轴承段、第二轴承段以及位于二者之间的间隙轴承段，通过在间隙轴承段上设置凹槽，也就是在第二轴承的中间部位设置凹槽，或在曲轴与间隙轴承段对应的部分设置凹槽，一方面可降低压缩机的粘滞阻力损失，提升压缩机的性能，另一方面可将曲轴对应于凹槽上方的部分的摆动向凹槽下方转移，改善了第二轴承上端的润滑，且该方案不必减轻平衡块质量或减小电机尺寸，因而不会影响平衡效果和压缩机的性能。

另外，根据本发明提供的上述技术方案中的泵体组件，还可以具有如下附加技术特征：

在上述技术方案中，优选地，第二轴承段连接于间隙轴承段朝向第一轴承的一端；第二轴承还包括环绕曲轴的第二轴承环形槽，第二轴承环形槽位于第二轴承段朝向第一轴承的端壁。

在该技术方案中，第二轴承段位于间隙轴承段的下方，则第二轴承段朝向第一轴承的端壁构成第二轴承底壁，通过在第二轴承底壁上设置朝向远离第一轴承的方向凹入且环绕曲轴的第二轴承环形槽，可降低第二轴承部根部油膜压力，可改善第二轴承的根部磨损，保证其可靠性。

在上述任一技术方案中，优选地，凹槽沿曲轴的周向连续分布，凹槽沿曲轴的周向贯通或不贯通。

在该技术方案中，具体限定了凹槽沿曲轴的周向连续分布而非间隔分布多个凹槽，确保了对应形成足够大的连续间隙，进而令第二轴承根部的油膜力合力作用点下移。根据对间隙空间的需求，可具体选择凹槽沿曲轴周向贯通或不贯通，及完全覆盖曲轴的周向或仅在周向的部分弧段设置凹槽，提高了设计的灵活性，减小了对整体结构刚性的影响。

在上述任一技术方案中，优选地，还包括：活塞，套设在曲轴的偏心部上；曲轴和第二轴承的半径间隙c、第二轴承材质的拉伸模量为e、活塞及曲轴的材质密度为ρ、曲轴的最大旋转角速度为ω、压缩机在最大负荷连续工况点的吸气压力ps、压缩机在最大负荷连续工况点的排气压力pd、压缩机在最大负荷连续工况点的排气开始角θ0、曲轴的偏心量e、凹槽的轴向高度h2、第二轴承段的轴向高度h3、第二轴承环形槽的轴向深度h4、活塞的轴向高度h5、第二轴承的内径d1、间隙轴承段的内径d2、第二轴承的轮毂外径d3、第二轴承环形槽的内壁直径d4、活塞的外径d5满足：

其中，

在该技术方案中，通过引入具体的不等式限定了凹槽和第二轴承环形槽的几何尺寸。由于实际压缩机运转过程中，气体力载荷影响较大，是不可忽略的载荷之一，故而在尺寸限定时考虑了平衡块离心力和气体力的共同影响，得到上述不等式，使得满足该条件的泵体组件具有可靠的力学性能，提高了产品的可靠性。

在上述任一技术方案中，优选地，曲轴和第二轴承的半径间隙c、曲轴的最大旋转角速度为ω、压缩机在最大负荷连续工况点的吸气压力ps、压缩机在最大负荷连续工况点的排气压力pd、压缩机在最大负荷连续工况点的排气开始角θ0、压缩机润滑油粘度η、第二轴承和第一轴承允许最小油膜厚度h0、曲轴的偏心量e、第一轴承段的轴向高度h1、第二轴承环形槽的轴向深度h4、活塞的轴向高度h5、第二轴承的内径d1、活塞的外径d5满足：

其中，

在该技术方案中，泵体组件在满足前述几何约束条件，以达到可靠的力学性能的基础上，为进一步保证轴承润滑可靠性，还需要满足润滑条件。该技术方案通过引入具体的不等式限定了第一轴承段和第二轴承段应分别满足的承载润滑可靠性条件，从而确保了第二轴承润滑的可靠性。

在上述任一技术方案中，优选地，沿着从第二轴承段到第一轴承段的方向，第二轴承环形槽的内壁直径保持不变或逐渐增大。

在该技术方案中，第二轴承环形槽的内壁直径d4可保持不变以便于加工，也可由下至上逐渐增大，即令第二轴承根部承载区刚性减弱的部分厚度由下至上逐渐增大，相应地，该部分的刚性由下至上逐渐增强，与内壁直径d4保持不变时第二轴承根部由下至上逐渐降低的油膜压力分布规律刚好相反，即油膜压力较大的区域刚性较弱，可进一步降低该区域的油膜压力，进而令第二轴承环形槽对应的区域油膜压力分布更均匀。

在上述任一技术方案中，优选地，第一轴承还包括环绕曲轴的第一轴承环形槽，第一轴承环形槽位于第一轴承朝向第二轴承的端壁。

在该技术方案中，在第一轴承上朝向第二轴承的端壁上增加了第一轴承环形槽，类似于第二轴承环形槽的作用，第一轴承环形槽可改善第一轴承根部磨损，提高产品的可靠性。

在上述任一技术方案中，优选地，曲轴和第一轴承的半径间隙c′、曲轴的最大旋转角速度为ω、压缩机在最大负荷连续工况点的吸气压力ps、压缩机在最大负荷连续工况点的排气压力pd、压缩机在最大负荷连续工况点的排气开始角θ0、压缩机润滑油粘度η、第二轴承和第一轴承允许最小油膜厚度h0、曲轴的偏心量e、活塞的轴向高度h5、第一轴承环形槽的轴向深度h6、活塞的外径d5、第一轴承的内径d6满足：

其中，

在该技术方案中，类似于第二轴承环形槽，通过引入具体的不等式限定了第一轴承应满足的承载润滑可靠性条件，从而确保了第一轴承润滑的可靠性。

在上述任一技术方案中，优选地，沿着从第一轴承到第二轴承的方向，第一轴承环形槽的内壁直径保持不变或逐渐减小。

在该技术方案中，第一轴承环形槽的内壁直径可保持不变以便于加工，也可由下至上逐渐减小，即令第一轴承根部承载区刚性减弱的部分厚度由下至上逐渐减小，相应地，该部分的刚性由下至上逐渐减弱，类似于第二轴承环形槽，该刚性分布特征与第一轴承环形槽的内壁直径保持不变时第一轴承根部由下至上逐渐升高的油膜压力分布规律刚好相反，即油膜压力较大的区域刚性较弱，可进一步降低该区域的油膜压力，进而令第一轴承环形槽对应的区域油膜压力分布更均匀。

根据本发明的另一个方面，提供了一种压缩机，包括：如上述任一技术方案所述的泵体组件。

本发明提供的压缩机，由于具有上述任一技术方案所述的泵体组件，因而具有该泵体组件的全部有益效果，在此不一一赘述。

在上述技术方案中，优选地，压缩机为单缸压缩机、双缸压缩机或多缸压缩机。

本发明的附加方面和优点将在下面的描述部分中变得明显，或通过本发明的实践了解到。

附图说明

本发明的上述和/或附加的方面和优点从结合下面附图对实施例的描述中将变得明显和容易理解，其中：

图1示出了本发明第一个实施例的压缩机的结构示意图；

图2示出了本发明第一个实施例的凹槽和第二轴承环形槽的结构示意图；

图3示出了本发明第一个实施例的凹槽和第二轴承环形槽的结构几何约束关系示意图；

图4示出了本发明第二个实施例的压缩机的结构示意图；

图5示出了本发明的第二个实施例的泵体组件的局部尺寸示意图；

图6示出了本发明的第三个实施例的压缩机的结构示意图；

图7示出了相关技术中泵体组件的曲轴和轴承的受力示意图；

图8示出了本发明一个实施例的泵体组件的曲轴和轴承的受力示意图；

图9示出了本发明第一个实施例的泵体组件的曲轴和轴承的受力示意图；

图10示出了根据第二轴承润滑仿真软件计算的轴心轨迹结果；

图11示出了压缩机压力运行范围示意图。

其中，图7中的附图标记与部件名称之间的对应关系为：

6’曲轴，7’第二轴承，8’第一轴承；

图1至图6、图8至图11中的附图标记与部件名称之间的对应关系为：

100压缩机，1上壳体，2主壳体，3下壳体，4转子，41第一平衡块，42第二平衡块，5定子，6曲轴，61主轴，611第一主轴段，612曲轴凹槽，613第二主轴段，62副轴，63偏心部，7第二轴承，71第一轴承段，72第二轴承段，73间隙轴承段，731轴承凹槽，74第二轴承环形槽，75第二轴承底壁，76第二轴承轮毂，8第一轴承，81第一轴承环形槽，9气缸，10活塞，11滑片，12消音器，13螺钉，14吸气导管，15锥形管，16排气管，17接线柱。

具体实施方式

为了可以更清楚地理解本发明的上述目的、特征和优点，下面结合附图和具体实施方式对本发明进行进一步的详细描述。需要说明的是，在不冲突的情况下，本申请的实施例及实施例中的特征可以相互组合。

在下面的描述中阐述了很多具体细节以便于充分理解本发明，但是，本发明还可以采用其他不同于在此描述的其他方式来实施，因此，本发明的保护范围并不受下面公开的具体实施例的限制。

本发明一个方面的实施例提供了一种泵体组件，用于压缩机。

如图1所示，压缩机100由主壳体2、上壳体1和下壳体3焊接构成密闭容器，其中，主壳体2的吸气口处焊接有吸气导管14，上壳体1焊接有排气管16和接线柱17，分别用以与外界交换冷媒和接通电源。在上述密闭容器内部，电机的定子5通过焊接或过盈配合固定在主壳体2内部，并通过定子引出线接到接线柱17以保持与外接电源连通，定子5内部设置有电机的转子4并与之间隙配合。压缩机100还包括泵体组件，其中，曲轴6包括主轴61、副轴62和位于二者之间的偏心部，曲轴6两端由第二轴承7和第一轴承8支撑，具体为第二轴承7支撑主轴61，第一轴承8支撑副轴62，曲轴6上端的主轴61与转子4过盈配合，曲轴6的偏心部63外部套设有活塞10，第二轴承7和第一轴承8在活塞10和转子4间支撑曲轴6使其可旋转。第二轴承7、第一轴承8和气缸9通过螺钉13紧固以构成压缩机构，气缸9覆盖曲轴6的外周，活塞10具体安装在气缸内部的曲轴6的偏心部63上，气缸9或第二轴承7与主壳体2焊接，也可以采取与压缩机构连接的机架(图中未示出)与主壳体2焊接。此外，锥形管15一端与吸气导管14焊接，一端与气缸9的吸气口过盈配合，保证吸入气体不产生泄露，滑片11将压缩机构与活塞10形成的腔体分隔成吸气腔与压缩腔。定子5驱动转子4和曲轴6旋转以将气缸9内吸入的冷媒压缩成高压冷媒，压缩后的冷媒从气缸9通过消音器12排出到主壳体2内部，再通过排气管16排到系统(如制冷系统)内。

如图2所示，本发明一个方面的实施例提供了一种泵体组件，包括曲轴6、第一轴承8和第二轴承7，曲轴6的一端用于连接压缩机100的电机；第一轴承8套设在曲轴6的另一端；第二轴承7套设在曲轴6上，第二轴承7包括依次相连的第一轴承段71、间隙轴承段73和第二轴承段72；其中，在如图1至图3所示的第一个实施例中，间隙轴承段73的内侧壁上设有凹槽，具体为轴承凹槽731，在如图4和图5所示的第二个实施例及如图6所示的第三个实施例中，曲轴6对应于间隙轴承段73的外周壁上设有凹槽，具体为曲轴凹槽612。

本发明提供的泵体组件，第二轴承7和第一轴承8用于支撑曲轴6，为便于说明，下文以第二轴承7所在的方向为上，以第一轴承8所在的方向为下。第二轴承7包括第一轴承段71、第二轴承段72以及位于二者之间的间隙轴承段73，通过在间隙轴承段73上设置轴承凹槽731，也就是在第二轴承7的中间部位设置轴承凹槽731，或在曲轴6与间隙轴承段73对应的部分设置曲轴凹槽612，一方面可降低压缩机100的粘滞阻力损失，提升压缩机100的性能，另一方面可将曲轴6对应于凹槽上方的部分的摆动向凹槽下方转移，改善了第二轴承7上端的润滑，提高产品的可靠性，且该方案不必减轻平衡块质量或减小电机尺寸，因而不会影响平衡效果和压缩机100的性能。

需要说明的是，第二轴承7包括依次相连的第一轴承段71、间隙轴承段73和第二轴承段72，是为了强调间隙轴承段73位于第二轴承7的中部，并不用于限定第一轴承段71和第二轴承段72的具体方位，为便于说明，在图1至图3中标注为第一轴承段71位于上方，第二轴承段72位于下方。

此外，凹槽可选择性地设置在第二轴承7和曲轴6上，可以想到的是，为实现该选择切换，凹槽在轴向上应位于第二轴承7和曲轴6的重合部位，即曲轴6的支撑面上。

接下来再结合图7和图8分析本发明上述实施例改善轴承磨损及提升能效的原理。

如图1所示，活塞10安装在曲轴6的偏心部63上，活塞10以及曲轴6偏心部63的质心偏离曲轴6的旋转轴，压缩机100运转时会产生机械振动，为了解决这一问题，在转子4上下端面分别设置了第一平衡块41和第二平衡块42，用以平衡上述偏心质量产生的离心力和离心力矩。曲轴6在平衡块离心力作用下会产生倾斜变形，在第二轴承7上端处可能出现局部磨损；另外，由于压缩机100运行过程中气缸9内部形成高低压差，活塞10会受到气体力作用，气体力载荷通过活塞10传递到曲轴6的偏心部63，曲轴6的偏心部63发生局部变形，第二轴承7的根部和第一轴承8处可能发生局部磨损。研究表明，第二轴承7上端磨损主要受到平衡块离心力影响，第二轴承7根部和第一轴承8根部磨损主要受到气体力影响。

具体地，如图7所示，相关技术中，曲轴6’受到平衡块离心力fa、fb，偏心部离心力fe和气体力fg，在第二轴承7’和第一轴承8’的支撑作用下发生“弓形”倾斜变形，曲轴6’“弓形”凸面背离上支承点，且与同侧第二轴承7’内壁形成沿轴向的狭长楔形油膜，而曲轴6’与第二轴承7’上端支撑处由于倾斜较大，形成的油楔有效距离很短，第二轴承7’对曲轴6’的分布油膜支撑力可等效为第二轴承7’上端支撑力f11和第二轴承7’根部支撑力f12，由图7可知，f12的作用点比较靠近第二轴承7’的中部。换言之，第二轴承7’的上端和中部构成承载区域，其他部分属于非承载区域，但非承载区域内仍然形成有油膜，因此产生粘滞阻力损失。

图8所示是第二轴承7增加了本发明结构之一的轴承凹槽731后，曲轴6和轴承的受力结构示意图。当第二轴承7设置有轴承凹槽731时，轴承凹槽731处与曲轴6之间形成较大间隙，这部分无法形成油膜支撑，此时，第二轴承7上端支撑力f21位置不变，第二轴承7根部油膜力的合力f22的作用点就会下移，于是曲轴6上部倾斜减小，第二轴承7上端磨损改善。换言之，第二轴承7的上端和根部构成承载区域，间隙轴承段73对应的中部区域为非承载区域，且如前所述，该部分无法形成油膜，也就减小了粘滞阻力损失。

如图1和图2所示，在本发明的一个实施例中，优选地，第二轴承段72连接于间隙轴承段73朝向第一轴承8的一端；第二轴承7还包括环绕曲轴6的第二轴承环形槽74，第二轴承环形槽74位于第二轴承段72朝向第一轴承8的端壁。

在该实施例中，第二轴承段72位于间隙轴承段73的下方，则第二轴承段72朝向第一轴承8的端壁构成第二轴承底壁75，通过在第二轴承底壁75上设置朝向远离第一轴承8的方向凹入且环绕曲轴6的第二轴承环形槽74，可降低第二轴承部根部油膜压力，可改善第二轴承7的根部磨损，保证其可靠性。

接下来再结合图9和图10分析本发明上述实施例改善轴承磨损及提升能效的原理。

首先，如图8所示，由于第二轴承7根部承载区域变小，其峰值油膜压力变大，第二轴承7根部磨损有恶化趋势，后文仿真计算结果会进一步说明这一点。图9所示是第二轴承7同时增加本发明的另一结构第二轴承环形槽74后，曲轴6和轴承的受力结构示意图。针对上文所述增加凹槽后第二轴承7根部磨损有恶化趋势的问题，在第二轴承7根部设置第二轴承环形槽74后，第二轴承77上端支撑力f31和第二轴承77根部油膜力的合力f32位置不变，但第二轴承7根部承载区局部刚性减弱，使得第二轴承7油膜压力分布更均匀，其峰值油膜压力显著下降，从而改善了第二轴承7根部磨损。

图10所示是根据轴承润滑仿真软件计算的轴心轨迹结果。图示中仕样一表示现有结构(无凹槽)，仕样二表示本发明结构(有凹槽)。曲线l1和曲线l2分别是仕样一和仕样二中第二轴承7根部对应位置的主轴61的轴心轨迹，曲线l3和曲线l4分别是仕样一和仕样二中第二轴承7上端对应位置的主轴61上端轴心轨迹。对比分析可知，第二轴承7设置轴承凹槽731后，第二轴承7根部油膜承载能力减弱，摆动增大，即第二轴承7根部磨损有恶化趋势；曲轴6总体倾斜大致不变时(取决于外载荷及轴承间隙)，相应曲轴6上端摆动减小，油膜厚度增大，曲轴6根部摆动增大，油膜厚度减小，可理解为设计凹槽后，曲轴6摆动从上端向根部转移。由此仿真结果进一步证明了凹槽改善曲轴6上部磨损的正确性。

在本发明的一个实施例中，优选地，凹槽沿曲轴6的周向连续分布，凹槽沿曲轴6的周向贯通或不贯通。

在该实施例中，具体限定了凹槽沿曲轴6的周向连续分布而非间隔分布多个凹槽，确保了对应形成足够大的连续间隙，进而令第二轴承7根部的油膜力合力作用点下移。根据对间隙空间的需求，可具体选择凹槽沿曲轴6周向贯通或不贯通，及完全覆盖曲轴6的周向或仅在周向的部分弧段设置凹槽，提高了设计的灵活性，减小了对整体结构刚性的影响。

如图3所示，在本发明的一个实施例中，优选地，还包括：活塞10，套设在曲轴6的偏心部63上；曲轴6和第二轴承7的半径间隙c、第二轴承7材质的拉伸模量为e、活塞10及曲轴6的材质密度为ρ、曲轴6的最大旋转角速度为ω、压缩机100在最大负荷连续工况点的吸气压力ps、压缩机100在最大负荷连续工况点的排气压力pd、压缩机100在最大负荷连续工况点的排气开始角θ0、曲轴6的偏心量e、凹槽的轴向高度h2、第二轴承段72的轴向高度h3、第二轴承环形槽74的轴向深度h4、活塞10的轴向高度h5、第二轴承7的内径d1、间隙轴承段73的内径d2、第二轴承7的轮毂外径d3、第二轴承环形槽74的内壁直径d4、活塞10的外径d5满足：

其中，

在该实施例中，通过引入具体的不等式限定了凹槽和第二轴承环形槽74的几何尺寸。由于实际压缩机100运转过程中，气体力载荷影响较大，是不可忽略的载荷之一，故而在尺寸限定时考虑了平衡块离心力和气体力的共同影响，得到上述不等式，使得满足该条件的泵体组件具有可靠的力学性能，提高了产品的可靠性。具体地，半径间隙c是曲轴6和第二轴承7之间未设置凹槽的部分的半径间隙；活塞10及曲轴6的材质密度很相近，故统一设为ρ；图11示出了压缩机100的压力运行范围，其中横坐标的蒸发压力即为压缩机100的吸气压力，纵坐标的冷凝压力即为压缩机100的排气压力，曲线上的每一个点代表压缩机100的一个运行工况，压缩机100的最大负荷连续工况点见图11的运行范围a点，fg是气缸9内的活塞10受到的最大气体压差力。

接下来再结合图9，以凹槽采用轴承凹槽731为例，介绍上述不等式的推导过程，需说明的是，上述不等式对于凹槽采用曲轴凹槽612的方案同样适用。

如图9所示，当定子5驱动转子4和曲轴6以转速ω旋转时，第一平衡块41、第二平衡块42以及活塞10和偏心部63产生三个离心力分别为fb、fa和fe，且满足下式：

fe＝fa-fb[1]

活塞10和偏心部63质量近似满足下式：

平衡块离心力近似由第二轴承7的第一轴承段71承载，于是满足下式：

f＝fe＝meω²[3]

当曲轴6与第一轴承段71的接触点为轴承凹槽731的最上部尖点x点时，处于接触的最边缘状态，分析此时第二轴承7的变形和接触几何关系。

根据材料力学，第二轴承轮毂76和第二轴承环形槽74均可近似看作横截面为圆环的悬臂梁，其惯性矩满足下式：

轴承凹槽731的最上部尖点x点的挠度和转角满足下式：

第二轴承环形槽74的最下方边缘的挠度和转角满足下式：

图3所示的几何关系满足下式：

c1+δ1＝h2tanα[10]

c2+δ2＝h3tanβ[11]

其中，c1和c2并非实际物理尺寸，可理解为分配给轴承凹槽731和第二轴承环形槽74对应部分的半径间隙。

若要满足曲轴6不与轴承凹槽731的最上部尖点x点及第二轴承环形槽74的下边缘接触，需满足以下条件：

c1+c2<2c[12]

由公式[1]～[12]最终可得到轴承凹槽731与第二轴承环形槽74承载的几何约束条件为：

其中，根据《制冷压缩机》可知，滚动转子式压缩机在最大负荷连续工况点的最大气体力满足下式，其中最大负荷连续工况点详见附图11的运行范围中的a点。

如图3所示，在本发明的一个实施例中，优选地，曲轴6和第二轴承7的半径间隙c、曲轴6的最大旋转角速度为ω、压缩机100在最大负荷连续工况点的吸气压力ps、压缩机100在最大负荷连续工况点的排气压力pd、压缩机100在最大负荷连续工况点的排气开始角θ0、压缩机100润滑油粘度η、第二轴承7和第一轴承8允许最小油膜厚度h0、曲轴6的偏心量e、第一轴承段71的轴向高度h1、第二轴承环形槽74的轴向深度h4、活塞10的轴向高度h5、第二轴承7的内径d1、活塞10的外径d5满足：

其中，

在该实施例中，泵体组件在满足前述几何约束条件，以达到可靠的力学性能的基础上，为进一步保证轴承润滑可靠性，还需要满足润滑条件。该实施例通过引入具体的不等式限定了第一轴承段71和第二轴承段72应分别满足的承载润滑可靠性条件，从而确保了第二轴承7润滑的可靠性。具体地，取h0＝0.3μm。

接下来介绍上述承载润滑可靠性条件对应的不等式的推导过程。

根据《摩擦学原理》中提到的轴承润滑理论，假定轴承的最大承载量w0，则相应的轴承(或轴承段)的轴向高度h、内径d及最大偏心率ε0满足以下关系：

第二轴承7的第一轴承段71为满足润滑条件，其承受的外载荷应小于其最大承载量：

f<w′0[16]

其中，外力f满足前述公式[3]，将第一轴承段71的轴向高度h1和第二轴承7的内径d1代入公式[15]可得到第一轴承段71的最大承载w′0，于是，轴承凹槽731需满足的润滑条件为：

其中：

第二轴承7的第二轴承段72下方由于设置有第二轴承环形槽74，仿真计算表明，承载区域几乎全在第二轴承环形槽74的轴向深度h4范围内，其承受的外载荷应小于最大承载量：

其中，fg满足前述公式[14]，将第二轴承环形槽74的轴向深度h4和第二轴承7的内径d1代入公式[15]可得到第二轴承环形槽74对应的轴段的最大承载w″0，于是，第二轴承环形槽74需满足的润滑条件为：

其中：

在本发明的一个实施例中，优选地，沿着从第二轴承段72到第一轴承段71的方向，第二轴承环形槽74的内壁直径保持不变或逐渐增大。

在该实施例中，第二轴承环形槽74的内壁直径d4可如图3所示保持不变，以便于加工，也可由下至上逐渐增大，即令第二轴承7根部承载区刚性减弱的部分厚度由下至上逐渐增大，相应地，该部分的刚性由下至上逐渐增强，与如图9所示的内壁直径d4保持不变时第二轴承7根部的油膜压力分布规律刚好相反，即油膜压力较大的区域刚性较弱，可进一步降低该区域的油膜压力，进而令第二轴承环形槽74对应的区域油膜压力分布更均匀。

如图6所示，在本发明的一个实施例中，优选地，第一轴承8还包括环绕曲轴6的第一轴承环形槽81，第一轴承环形槽81位于第一轴承8朝向第二轴承7的端壁。

在该实施例中，在第一轴承8上朝向第二轴承7的端壁上增加了第一轴承环形槽81，类似于第二轴承环形槽74的作用，第一轴承环形槽81可改善第一轴承8根部磨损，提高产品的可靠性。具体地，如图7至图9所示，在未设置第一轴承环形槽81时，第一轴承8根部油膜力的合力f13、f23、f33的作用点处于第一轴承8的根部，在第一轴承8根部设置第一轴承环形槽81后，该作用点位置不变，但第一轴承8根部承载区局部刚性减弱，使得第一轴承8油膜压力分布更均匀，其峰值油膜压力显著下降，从而改善了第一轴承8根部磨损。

在本发明的一个实施例中，优选地，曲轴6和第一轴承8的半径间隙c′、曲轴6的最大旋转角速度为ω、压缩机100在最大负荷连续工况点的吸气压力ps、压缩机100在最大负荷连续工况点的排气压力pd、压缩机100在最大负荷连续工况点的排气开始角θ0、压缩机100润滑油粘度η、第二轴承7和第一轴承8允许最小油膜厚度h0、曲轴6的偏心量e、活塞10的轴向高度h5、第一轴承环形槽81的轴向深度h6、活塞10的外径d5、第一轴承8的内径d6满足：

其中，

在该实施例中，类似于第二轴承环形槽74，通过引入具体的不等式限定了第一轴承8应满足的承载润滑可靠性条件，从而确保了第一轴承8润滑的可靠性。具体地，取h0＝0.3μm；上述不等式的推导过程也类似于第二轴承环形槽74的润滑条件推导过程，不同之处在于，第一轴承环形槽81对应的轴段的最大承载是将第一轴承环形槽81的轴向深度h6、第一轴承8的内径d6、曲轴6和第一轴承8的半径间隙c′代入公式[15]得到的。

在本发明的一个实施例中，优选地，沿着从第一轴承8到第二轴承7的方向，第一轴承环形槽81的内壁直径保持不变或逐渐减小。

在该实施例中，第一轴承环形槽81的内壁直径d7可如图6所示保持不变，以便于加工，也可由下至上逐渐减小，即令第一轴承8根部承载区刚性减弱的部分厚度由下至上逐渐减小，相应地，该部分的刚性由下至上逐渐减弱，类似于第二轴承环形槽74，该刚性分布特征与第一轴承环形槽81的内壁直径d7保持不变时第一轴承8根部的油膜压力分布规律刚好相反，即油膜压力较大的区域刚性较弱，可进一步降低该区域的油膜压力，进而令第一轴承环形槽81对应的区域油膜压力分布更均匀。

接下来以三个实施例介绍本发明提供的泵体组件。

实施例一：

如图1至图3所示，泵体组件包括曲轴6、第一轴承8和第二轴承7，曲轴6的一端用于连接压缩机100的电机；第一轴承8套设在曲轴6的另一端；第二轴承7套设在曲轴6上，第二轴承7包括由上至下依次相连的第一轴承段71、间隙轴承段73和第二轴承段72；其中，间隙轴承段73的内侧壁上设有轴承凹槽731，第二轴承7还包括环绕曲轴6的第二轴承环形槽74，第二轴承环形槽74位于第二轴承段72朝向第一轴承8的端壁，即第二轴承底壁75。

如图9所示，压缩机运行时，曲轴6受到平衡块离心力fa、fb，偏心部离心力fe和气体力fg，在第二轴承7和第一轴承8的支撑作用下发生“弓形”倾斜变形，曲轴6“弓形”凸面背离上支承点，且与同侧第二轴承7内壁形成沿轴向的狭长楔形油膜，而曲轴6与第二轴承7上端支撑处由于倾斜较大，形成的油楔有效距离很短。当第二轴承7设置有轴承凹槽731时，轴承凹槽731处与曲轴6之间形成较大间隙，这部分无法形成油膜支撑，此时，第二轴承7上端支撑力f31位置不变，第二轴承7根部油膜力的合力f32的作用点就会下移，于是曲轴6上部倾斜减小，第二轴承7上端磨损改善。

轴承凹槽731与第二轴承环形槽74承载的几何约束条件为：

其中，

轴承凹槽731需满足的润滑条件为：

其中，

第二轴承环形槽74需满足的润滑条件为：

其中，

实施例二：

如图4和图5所示，本实施例与实施例一的结构大致相同，唯一不同的是：实施例一的凹槽在第二轴承7上且将第二轴承7分成第一轴承段71和第二轴承段72，而本实施例是将凹槽设置在曲轴6上，从而将曲轴6与第二轴承7对应的主轴61分为第一主轴段611、第二主轴段613以及二者之间形成的曲轴凹槽612。实施例二提供的压缩机100，依据与实施例一相同的原理，可改善第二轴承7上端和第二轴承7根部磨损，且减小压缩机100的粘滞阻力损失，提升压缩机100的能效。

实施例一中限定的几何约束条件及润滑条件在实施例二中依然适用，在此不再赘述。

应当指出的是，曲轴6开设曲轴凹槽612后，曲轴6的刚性略有减弱，本实施例对于第二轴承7上端段的减磨改善效果理论上略差于实施例一，但试验和仿真结果表明，本实施例仍然能起到本发明应有的可靠性和能效改善趋势。

实施例三：

如图6所示，本实施例与实施例二的结构大致相同，本实施例在实施例二的基础上，在第一轴承8上增加了第一轴承环形槽81。实施例三提供的压缩机100，依据与实施例一及实施例二相同的原理，可改善第二轴承7上端和第二轴承7根部以及第一轴承8根部磨损，且减小压缩机100的粘滞阻力损失，提升压缩机100的能效。

实施例一及实施例二中限定的几何约束条件及润滑条件在实施例三中依然适用，此外，第一轴承环形槽81需满足的润滑条件为：

其中，

如图1、图4和图6所示，本发明另一个方面的实施例提供了一种压缩机100，包括：如上述任一实施例所述的泵体组件。

本发明提供的压缩机100，由于具有上述任一实施例所述的泵体组件，因而具有该泵体组件的全部有益效果，在此不一一赘述。可选地，本发明提供的压缩机100为单缸压缩机、双缸压缩机或多缸压缩机。

在本发明中，术语“多个”则指两个或两个以上，除非另有明确的限定。术语“安装”、“相连”、“连接”、“固定”等术语均应做广义理解，例如，“连接”可以是固定连接，也可以是可拆卸连接，或一体地连接；“相连”可以是直接相连，也可以通过中间媒介间接相连。对于本领域的普通技术人员而言，可以根据具体情况理解上述术语在本发明中的具体含义。

在本说明书的描述中，术语“一个实施例”、“一些实施例”、“具体实施例”等的描述意指结合该实施例或示例描述的具体特征、结构、材料或特点包含于本发明的至少一个实施例或示例中。在本说明书中，对上述术语的示意性表述不一定指的是相同的实施例或实例。而且，描述的具体特征、结构、材料或特点可以在任何的一个或多个实施例或示例中以合适的方式结合。

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