曲轴组件、泵体结构及压缩机的制作方法

本发明涉及压缩机及其配件技术领域，特别是涉及一种曲轴组件、泵体结构及压缩机。

背景技术：

滚动转子式压缩机由于其体积相对较小、结构简单可靠、输气系数高等特点，广泛应用于家电冰箱和空调器等设备中。而泵体结构作为滚子转子式压缩机的重要组成部分，主要包括转子部件、曲轴以及上下法兰。

在进行泵体结构的设计时，为了防止压缩机在运行过程中，驱动滚子转动的曲轴的偏心部受热变形、加工误差等因素造成曲轴的止推面与上下法兰端面磨损，因此往往会将偏心部的高度与气缸的高度保留一定容差。然而，在压缩机运行过程中，由于排气冲击电机转子，导致转子带动曲轴沿曲轴的中心轴线方向上下窜动，从而导致曲轴的止推面撞击上下法兰的端面造成异响，特别是在压缩机处于高频运行状态时，撞击异响更加明显，从而增大了压缩机的工作噪音。

技术实现要素：

基于此，有必要针对压缩机的曲轴上下窜动产生异响的问题，提供一种可避免因曲轴上下窜动产生异响的曲轴组件、泵体结构及压缩机。

一种曲轴组件，所述曲轴组件包括：

主轴；

偏心件，套设于所述主轴外周，所述偏心件的最大外圆面的中心轴线与所述主轴的中心轴线相互平行且偏心设置；

止推件，套设于所述主轴外周，所述止推件与所述偏心件在所述主轴的中心轴线方向上间隔设置；以及

缓冲件，套设于所述主轴外周且抵持于所述偏心件与所述止推件之间，所述缓冲件在沿所述主轴的中心轴线方向的外力作用下发生弹性形变以吸收外力。

上述曲轴组件，在设有该曲轴组件的压缩机运行过程中，当转子在排气冲击下带动主轴沿中心轴线方向上下窜动时，缓冲件可起到缓冲作用，有效减小曲轴组件撞击法兰端面产生的异响。而且，由于缓冲件位于偏心件与止推件之间，因此仅承受轴线方向的压力而不受滑动摩擦力的影响，从而具有较高的可靠性。

在其中一个实施例中，所述偏心件包括沿所述主轴的中心轴线方向设置的偏心部与限位部，所述缓冲件抵持于所述偏心部背离所述限位部的一侧端面，所述限位部背离所述偏心部的一侧端面的面积小于所述偏心部连接所述限位部一侧端面的面积。

在其中一个实施例中，所述止推件的外圆面形成呈圆弧面的第一外轮廓与呈圆弧面的第二外轮廓，所述第一外轮廓的中心轴线与所述主轴的中心轴线平行且偏心设置，且所述第一外轮廓的圆心角大于180°，所述第二外轮廓相对所述第一外轮廓的中心轴线的距离小于所述第一外轮廓的半径。

在其中一个实施例中，所述缓冲件为波形弹簧，包括沿周向交替设置的波峰与波谷。

在其中一个实施例中，所述止推件与所述主轴一体成型设置。

在其中一个实施例中，所述偏心件开设有用于卡设所述主轴的偏心件安装槽及偏心件安装缺口，所述偏心件安装槽贯穿所述偏心件在所述主轴的中心轴线方向上的两侧端面，所述偏心件安装缺口设置于所述偏心件的外圆面并与所述偏心件安装槽连通。

在其中一个实施例中，所述偏心件与所述主轴一体成型设置。

在其中一个实施例中，所述止推件开设有用于卡设所述主轴的止推件安装槽及止推槽安装缺口，所述止推件安装槽贯穿所述止推件在所述主轴的中心轴线方向上的两侧端面，所述止推槽安装缺口设置于所述止推件的外圆面并与所述止推件安装槽连通。

一种泵体结构，包括上述曲轴组件，所述泵体结构还包括第一法兰、第二法兰及位于所述第一法兰与所述第二法兰之间的滚子，所述滚子套设于所述曲轴组件外，所述偏心件背离所述缓冲件的一侧端面抵持于所述第一法兰与所述第二法兰两者中的其中之一，所述止推件背离所述缓冲件的一侧端面抵持于所述第一法兰与所述第二法兰两者中的其中之另一。

一种压缩机，包括上述曲轴组件。

附图说明

图1为本发明的第一实施例的泵体结构的结构示意图；

图2为第一实施例的曲轴组件的结构示意图；

图3为图2所示的曲轴组件的设有止推件的主轴的正视图；

图4为图3所示的主轴的侧视图；

图5为图2所示的曲轴组件的偏心件的正视图；

图6为图5所示的偏心件的侧视图；

图7为图2所示的曲轴组件的缓冲件的正视图；

图8为图7所示的缓冲件的侧视图；

图9为第二实施例的泵体结构的结构示意图；

图10为图9所示的泵体结构的曲轴组件的结构示意图；

图11为图10所示的曲轴组件的设有偏心件的主轴的正视图；

图12为图10所示的曲轴组件的止推件的正视图；

图13为图12所示的止推件的侧视图；

图14为本发明的一实施例的曲轴组件的结构示意图；

图15为本发明的一实施例的曲轴组件的结构示意图；

图16为本发明的一实施例的曲轴组件的结构示意图；

图17为本发明的一实施例的曲轴组件的结构示意图。

具体实施方式

为了便于理解本发明，下面将参照相关附图对本发明进行更全面的描述。附图中给出了本发明的较佳实施例。但是，本发明可以以许多不同的形式来实现，并不限于本文所描述的实施例。相反地，提供这些实施例的目的是使对本发明的公开内容的理解更加透彻全面。

需要说明的是，当元件被称为“固定于”另一个元件，它可以直接在另一个元件上或者也可以存在居中的元件。当一个元件被认为是“连接”另一个元件，它可以是直接连接到另一个元件或者可能同时存在居中元件。本文所使用的术语“垂直的”、“水平的”、“左”、“右”以及类似的表述只是为了说明的目的。

除非另有定义，本文所使用的所有的技术和科学术语与属于本发明的技术领域的技术人员通常理解的含义相同。本文中在本发明的说明书中所使用的术语只是为了描述具体的实施例的目的，不是旨在于限制本发明。本文所使用的术语“及/或”包括一个或多个相关的所列项目的任意的和所有的组合。

请参阅图1，本发明的实施例的一种压缩机(图未示)，在以下各个实施例中，该压缩机均为滚动转子式压缩机，主要包括主壳体、定子200、转子(图未示)以及泵体结构100。其中，转子在定子200的作用下转动为泵体结构100提供动力，从而实现压缩功能。

泵体结构100包括气缸10、第一法兰20、第二法兰30、滚子40以及曲轴组件50。其中，均开设有安装孔的第一法兰20与第二法兰30呈一上一下间隔设置，气缸10位于第一法兰20与第二法兰30之间，开设有圆形通孔的滚子40收容于气缸10内。曲轴组件50由上至下依次穿设于第一法兰20的安装孔、滚子40的通孔以及第二法兰30的安装孔，在第一法兰20与第二法兰30的支撑下，曲轴组件50由转子驱动而带动滚子40在气缸10内转动，进而不断压缩气缸10内的气体实现压缩功能。

如图1及图2所示，在本发明的第一实施例中，曲轴组件50包括主轴52、偏心件54、止推件56以及缓冲件58，偏心件54、止推件56以及缓冲件58均沿主轴52的轴向套设于主轴52外周并收容于滚子40内。在运行过程中，偏心件54、止推件56以及缓冲件58在主轴52的带动下以主轴52的中心轴线为转动轴进行偏心转动，进而驱动滚子40以主轴52的中心轴线为转动轴在气缸10内转动。

具体地，如图1及图3所示，主轴52包括长轴521及连接于长轴521的轴线方向上的一端的短轴523，长轴521与短轴523的横截面均为圆形，长轴521在主轴52轴向上的长度大于短轴523在主轴52轴向上的长度，且长轴521在主轴52径向的外径大于短轴523在主轴52径向的外径。长轴521远离短轴523的一端固接于转子以可在转子的驱动下转动，长轴521远离转子的另一端依次穿设于第一法兰20与滚子40，且长轴521面向短轴523的轴向端面与滚子40远离第二法兰20的轴向端面大致齐平，短轴523则插设于第二法兰30并在第二法兰30内与长轴521同步转动。

如图1、图3及图4所示，止推件56位于长轴521连接短轴523一侧的端部，且止推件56与长轴521一体成型设置而固定于主轴52上。止推件56面向短轴523一侧的轴向端面与长轴521连接短轴523的轴向端面齐平，止推件56的外径大于主轴52的外径，从而沿轴向抵持于第二法兰30朝向第一法兰20一侧的端面，以将曲轴组件50沿轴向支撑于第二法兰30。

具体地，止推件56的外圆面形成圆弧状的第一外轮廓561与圆弧状的第二外轮廓563，第二外轮廓563连接第一外轮廓561弧长方向的两侧，第一外轮廓561的中心轴线与主轴52的中心轴线平行并偏心设置。第一外轮廓561与滚子40的内轮廓匹配(即第一外轮廓561的半径与滚子40的内径相匹配)，且第一外轮廓561的圆心角大于180°，因此当止推件56位于滚子40内时，第一外轮廓561可限制滚子40相对止推件56在径向方向上的位移。第二外轮廓563相对第一外轮廓561的中心轴线的距离小于第一外轮廓561的半径，因此在保证支撑作用的同时减小了与第二法兰30的接触面积，从而减少摩擦。

如图1、图2、图5及图6所示，偏心件54可拆卸地套设于主轴52外周并与主轴52过盈配合，偏心件54的最大外圆面的中心轴线与主轴52的中心轴线相互平行且存在间距从而相对主轴52偏心设置。如此，主轴52可带动偏心件54以主轴52的中心轴线为转动轴偏心转动，进而带动滚子40转动。

具体地，在第一实施例中，偏心件54开设有偏心件安装槽545及偏心件安装缺口547，偏心件安装槽545贯穿偏心件54在主轴52的中心轴线方向上的两侧轴向端面，偏心件安装缺口547设置于偏心件54的外圆面并与偏心件安装槽545连通。如此，偏心件54作为独立的部件通过偏心件安装缺口547及偏心件安装槽545可拆卸地卡设于主轴52上。而由于偏心件54独立加工而成，因此相对于偏心件54与主轴52一体加工的现有技术，有效减小了曲轴组件50的加工难度，保证了的偏心件54的加工精度。

具体在第一实施例中，偏心件54包括沿主轴52的中心轴向方向设置的偏心部541与限位部543。其中，偏心部541的外圆面与滚子40的内圆面匹配以驱动滚子40转动(即偏心部541的外径与滚子40的内径匹配)。限位部543位于偏心部541远离止推件56一侧，限位部543背离偏心部541一侧的轴向端面抵持于第一法兰20的端面，且限位部543背离偏心部541一侧的轴向端面的面积小于偏心部541连接限位部543一侧的轴向端面的面积。如此，限位部543可限制偏心件54在轴向上的位移，并与第一法兰20之间的接触面积较小而减小了与第一法兰21之间的摩擦力。

如图1、图2、图7及图8所示，缓冲件58套设于主轴52的外周且抵持于偏心件54与止推件56之间，缓冲件58在沿主轴52的中心轴线方向的外力作用下发生在轴向方向上的弹性形变以吸收外力。具体在第一实施例中，缓冲件58为波形弹簧，包括沿周向交替设置的波峰与波谷。优选地，波形弹簧的波峰与波谷沿周向均匀设置，所有波峰与波谷的波幅相同，从而可均匀地吸收轴向冲击。可以理解，缓冲件58也可为其它可起到缓冲作用的结构。

进一步地，可根据偏心件54的重量选择合适的缓冲件58。当缓冲件58在轴向上具有最大压缩量时，偏心件54的限位部543与第一法兰20之间的间隙为在0.2mm与0.6mm之间，从而给缓冲件58留下足够的缓冲空间，避免缓冲件58在轴向力的作用下发生塑性形变而失效。

上述第一实施例的曲轴组件50，偏心件54、止推件56以及缓冲件58限位于第一法兰20与第二法兰30之间并与滚子40配合，主轴52通过带动偏心件54偏心转动以带动滚子40绕主轴52的中心轴线转动。在设有该曲轴组件50的压缩机运行中，当转子在排气冲击下带动主轴52沿中心轴线方向上下窜动时，缓冲件58可起到缓冲作用，从而减小偏心件54的限位部543撞击第一法兰20端面产生的异响。而且，由于缓冲件58位于偏心件54与止推件56之间，因此并未于第一法兰20或第二法兰30直接接触，从而不存在相对转动，进而仅承受轴线方向的压力而不受滑动摩擦力的影响，从而具有较高的可靠性。

如图9、图10所示，本发明的第二实施例的一种泵体结构100’的曲轴组件70，曲轴组件70包括主轴72、偏心件74、止推件76以及缓冲件78。偏心件74、止推件76以及缓冲件78均沿主轴72的轴向套设于主轴72外周并收容于滚子40’内，以在主轴72的带动下转动。与第一实施例相同，在第二实施例中，主轴72包括长轴721及连接于长轴721的轴线方向上的一端的短轴723，长轴721与短轴723的横截面均为圆形，长轴721在主轴72的轴向上的长度大于短轴723在主轴72的轴向上的长度，且长轴721在主轴72径向上的外径大于短轴723在主轴72径向上的外径。长轴721远离短轴723的一端固接于转子以可在转子的驱动下转动，长轴721的另一端依次穿设于第一法兰20’与滚子40’，且长轴721面向短轴723的轴向端面与滚子40’远离第二法兰20’一侧的轴向端面大致齐平。短轴723则插设于第二法兰30’并在第二法兰30’内与长轴721同步转动。

第二实施例与第一实施例相比，具有如下不同之处。

如图9、图10及图11所示，在第二实施例中，偏心件74与长轴721一体成型设置而固定于长轴721上，偏心件74的最大外圆面的中心轴线与主轴72的中心轴线相互平行且存在间距从而相对主轴72偏心设置。如此，主轴72可带动偏心件74以主轴72的中心轴线偏心转动，进而带动滚子40’转动。

具体地，偏心件74包括沿主轴72的中心轴线方向设置的偏心部741与限位部743。其中，偏心部741的外圆面的外径与滚子40的内圆面匹配以驱动滚子40’转动(即偏心部741的外径与滚子40’的内径匹配)。限位部743位于偏心部741靠近短轴723一侧，限位部743靠近短轴723一侧的轴向端面与长轴721连接短轴723的轴向端面齐平，且限位部743的外径大于主轴72的外径，限位部743背离偏心部741一侧的轴向端面的面积小于偏心部741连接限位部743一侧的轴向端面的面积。如此，限位部743背离偏心部741的一侧的轴向端面抵持于第二法兰30’，从而将主轴72支撑于第二法兰30’上，同时与第二法兰30’之间的接触面积较小而减小与第二法兰30’之间的摩擦力。

如图9、图10、图12及图13所示，止推件76可拆卸地套设于长轴721并位于偏心部741远离限位部743一端，止推件76的外径大于长轴721的外径，止推件76远离偏心件74的一侧轴向端面抵持于第一法兰20的端面，从而限制偏心件74在轴向上的位移。

具体地，止推件76开设有止推件安装槽765及止推件安装缺口767，止推件76安装槽765贯穿止推件76的两端轴向端面，止推件安装缺口767设置于止推件76的外圆面并与止推件安装槽765连通。因此，止推件76为独立于主轴72的元件，并可拆卸地卡设于主轴72上并与主轴72过盈配合。

进一步地，止推件76的外圆面形成圆弧状的第一外轮廓761与圆弧状的第二外轮廓763，第二外轮廓763连接第一外轮廓761弧长方向的两侧，第一外轮廓761的中心轴线与主轴72的中心轴线平行并偏心设置，因此该止推件76相对主轴72偏心设置。第一外轮廓761与滚子40’的内轮廓匹配(即第一外轮廓761的半径与滚子40的内径相匹配)，且第一外轮廓761的圆心角大于180°，因此当止推件76位于滚子40’内时，第一外轮廓761可限制滚子40’相对止推件76在径向方向上的位移。第二外轮廓763相对第一外轮廓761的中心轴线的距离小于第一外轮廓761的半径，从而在保证限位作用的同时减小了与第二法兰30’的接触面积以减少摩擦。具体在本第二实施例中，第一外轮廓761由止推件安装槽765与止推件安装缺口767两侧的外圆面共同形成。

请继续参阅图9及图10，缓冲件78套设于主轴72外周且抵持于止推件76与偏心部741背离限位部743一侧的轴向端面之间，缓冲件78可在沿主轴72的中心轴线方向的压力作用下发生在轴向方向上的弹性形变以吸收作用力。与第一实施例相同，在第二实施例中，缓冲件78也为波形弹簧，包括沿周向交替设置的波峰与波谷。而且波峰与波谷沿周向均匀设置，所有波峰与波谷的波幅相同，从而可均匀地吸收轴向冲击。可以理解，缓冲件78也可为其它可起到缓冲作用的结构。

如此，在第二实施例中，偏心件74、止推件76以及缓冲件78限位于第一法兰20’与第二法兰30’之间并与滚子40’配合，主轴72通过带动偏心件74偏心转动以带动滚子40’绕主轴72的中心轴线转动。在设有该曲轴组件70的压缩机运行中，当转子在排气冲击下带动主轴72沿中心轴线方向上下窜动时，缓冲件78可起到缓冲作用，从而减小止推件76撞击第一法兰20’端面产生的异响。而且，由于缓冲件78位于偏心件74与止推件76之间，因此也并未与第一法兰20’和第二法兰30’直接接触，从而不存在相对转动，进而仅承受轴线方向的压力而不受滑动摩擦力的影响，从而具有较高的可靠性。

在上述第一实施例与第二实施例中，曲轴组件(50/70)应用于仅有一个气缸(10/10’)的压缩机中。而在其它实施例中，如图14-17所示，压缩机还可包括不同数量的气缸(10/10’)，曲轴组件(50/70)的主轴(52/72)上除了设置上述偏心件(54/74)外，还可增设一个、两个设置多个偏心结构(59/79)以分别与气缸配合。

综上所述，本发明的曲轴组件(50/70)、泵体结构(100/100’)以及压缩机，缓冲件(58/78)的设置可有效缓冲了曲轴组件(50/70)的上下窜动，减小了撞击法兰端面的异响。而且，缓冲件(58/78)并非直接接触法兰端面，因此避免了缓冲件(58/78)磨损，同时可保证第一法兰(20/20’)与第二法兰(30/30’)端面受力均匀，从而提高了泵体结构(100/100’)与压缩机的工作稳定性、降低了工作噪音。而且，缓冲件(58/78)的设置对压缩机的整体结构的改动较小，不会影响到压缩机的其它结构的工作稳定性。

以上所述实施例的各技术特征可以进行任意的组合，为使描述简洁，未对上述实施例中的各个技术特征所有可能的组合都进行描述，然而，只要这些技术特征的组合不存在矛盾，都应当认为是本说明书记载的范围。

以上所述实施例仅表达了本发明的几种实施方式，其描述较为具体和详细，但并不能因此而理解为对发明专利范围的限制。应当指出的是，对于本领域的普通技术人员来说，在不脱离本发明构思的前提下，还可以做出若干变形和改进，这些都属于本发明的保护范围。因此，本发明专利的保护范围应以所附权利要求为准。