旋转式压缩机的制作方法

技术领域

本发明涉及制冷设备领域，尤其是涉及一种旋转式压缩机。

背景技术：

相关技术中指出，旋转式压缩机在加工、装配的过程中，电机的转子中心和定子中心总是不能完全重合，也就是转子偏心，从而定转子之间的气隙是不完全均匀。当定子绕组接通电源的时候，因为气隙不均匀，会使电机定转子之间产生磁拉力，这个磁拉力不仅会在压缩机运转时加大端部位移，加剧气隙的不均匀，而且会因为额外的力产生新的激励源，产生噪声，同时因为额外的激励增加了压缩机曲轴磨耗，从而影响了压缩机启动和运转的可靠性。

另外，压缩机为了实现排气功能，在支撑件轴承上开了槽，实现排气阀片和升程限位器的安装，同时为了有利于排气，扩大阀口处的挖空体积，扩大区域，一般设置为梯形或者斜坡型，以有利于压缩机气体顺利排出。

目前压缩机轴承采用这样的设计，导致压缩机泵体周向刚性不均匀，当载荷朝向刚性较弱的方向的时候，转子会产生较大变形，该载荷可以是前述磁拉力载荷或者其他压缩机导致转子变形的载荷。

技术实现要素：

本发明旨在至少解决现有技术中存在的技术问题之一。为此，本发明的一个目的在于提出一种旋转式压缩机，所述旋转式压缩机能够提高压缩机构的刚性，且可以有效减少转子启动和运转时的端部变形量，减小曲轴磨耗以及旋转式压缩机的振动，从而提高了旋转式压缩机的启动和运转可靠性。

根据本发明的旋转式压缩机，包括压缩机构，所述压缩机构包括气缸、主轴承和副轴承，所述气缸的两侧敞开，所述主轴承和副轴承分别设在所述气缸的两侧，且所述主轴承、所述副轴承和所述气缸共同限定出压缩腔，所述主轴承和副轴承中的其中一个上具有轴承阀座，所述轴承阀座的横截面积为A1，所述气缸内径的横截面积为A2，其中，所述A1、A2被构造成：0.08<A1/A2<0.3。

根据本发明实施例的旋转式压缩机，通过将A1、A2设置为0.08<A1/A2<0.3，能够提高压缩机构的刚性，且可以有效减少转子启动和运转时的端部变形量，减小曲轴磨耗以及旋转式压缩机的振动，从而提高了旋转式压缩机的启动和运转可靠性。

另外，根据本发明实施例的旋转式压缩机，还可以具有如下附件的技术特征：

根据本发明的一些实施例，所述A1、A2进一步被构造成：0.11<A1/A2<0.2。

具体地，所述A1被构造成：A1＝L×W，其中，L为所述压缩机构的排气口的中心轴线与所述轴承阀座的安装孔的中心轴线之间的距离，W为所述轴承阀座的宽度。

本发明的附加方面和优点将在下面的描述中部分给出，部分将从下面的描述中变得明显，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是根据本发明实施例的旋转式压缩机的示意图；

图2是图1中所示的旋转式压缩机的剖面图，其中定子副绕组在内侧；

图3是图1中所示的旋转式压缩机的另一个剖面图，其中定子副绕组在外侧；

图4是图1中所示的旋转式压缩机的再一个剖面图；

图5是图1中所示的旋转式压缩机的气缸的示意图；

图6是夹角θ与转子变形的关系图；

图7是A1/A2与转子变形的关系图。

附图标记：

1：壳体；

21：定子；211：定子副绕组；2111：定子副绕组轴线；

212：定子主绕组；22：转子；

31：主轴承；311：轴承阀座；3111：排气口；3112：安装孔；

32：气缸；33：副轴承。

具体实施方式

下面详细描述本发明的实施例，所述实施例的示例在附图中示出，其中自始至终相同或类似的标号表示相同或类似的元件或具有相同或类似功能的元件。下面通过参考附图描述的实施例是示例性的，仅用于解释本发明，而不能理解为对本发明的限制。

在本发明的描述中，需要理解的是，术语“中心”、“横向”、“长度”、“宽度”、“厚度”、“上”、“下”、“前”、“后”、“左”、“右”、“竖直”、“水平”、“顶”、“底”、“内”、“外”、“轴向”、“径向”、“周向”等指示的方位或位置关系为基于附图所示的方位或位置关系，仅是为了便于描述本发明和简化描述，而不是指示或暗示所指的装置或元件必须具有特定的方位、以特定的方位构造和操作，因此不能理解为对本发明的限制。

此外，术语“第一”、“第二”仅用于描述目的，而不能理解为指示或暗示相对重要性或者隐含指明所指示的技术特征的数量。由此，限定有“第一”、“第二”的特征可以明示或者隐含地包括一个或者更多个该特征。在本发明的描述中，除非另有说明，“多个”的含义是两个或两个以上。

在本发明的描述中，需要说明的是，除非另有明确的规定和限定，术语“安装”、“相连”、“连接”应做广义理解，例如，可以是固定连接，也可以是可拆卸连接，或一体地连接；可以是直接相连，也可以通过中间媒介间接相连，可以是两个元件内部的连通。对于本领域的普通技术人员而言，可以具体情况理解上述术语在本发明中的具体含义。

发明人经过研究发现：定子在不同方向的偏心产生的磁拉力不相同，沿定子主绕组轴线偏心和沿定子副绕组轴线偏心是有非常大的差异，相同偏心间隙下，沿定子副绕组轴线偏心产生的磁拉力远大于沿定子主绕组轴线偏心。因此在设计上要控制最大载荷，防止最大载荷直接对着最小刚度。

下面参考图1-图7描述根据本发明实施例的旋转式压缩机，旋转式压缩机可以为立式旋转式压缩机。在本申请下面的描述中，以旋转式压缩机为立式旋转式压缩机为例进行说明。当然，本领域内的技术人员可以理解，旋转式压缩机还可以为其它类型的旋转式压缩机，而不限于立式旋转式压缩机。

如图1所示，根据本发明实施例的旋转式压缩机，包括压缩机构，该压缩机构包括气缸32、主轴承31和副轴承33。

气缸32的两侧敞开，主轴承31和副轴承33分别设在气缸32的两侧，且主轴承31、副轴承33和气缸32共同限定出压缩腔。例如在图1的示例中，气缸32的顶部和底部均敞开，主轴承31和副轴承33分别设在气缸32的顶部和底部，从而主轴承31、副轴承33和气缸32共同限定出用于压缩制冷剂的压缩腔。

主轴承31和副轴承33中的其中一个上具有轴承阀座311，也就是说，轴承阀座311可以设置在主轴承31上，也可以设置在副轴承33上。

轴承例如主轴承31的受力可以看成一个悬臂梁，而且是一个短梁，而主轴承31可以看成一个具有多个变横截面的短梁，对于悬臂梁的受力变形有相关公式，即

挠度

其中I为梁截面的惯性矩，从上述挠度公式可以看到惯性矩与挠度是反比例函数关系，截面惯性矩越大，说明刚性越强。

从该式子可以看出惯性矩实际上是一种类面积矩，如果截面上有位置被挖空，要减去相应的面积对惯性矩的贡献。

由于主轴承31和气缸32通过螺栓连接，有相应的接触部分，主轴承31端面和气缸32端面接触部分类似于固定，这里不考虑该面积的贡献，气缸32内径面所构成面积A2和轴承端面没有直接接触，处于悬空状态，换句话说，在主轴承31保证基本的密封和螺栓安装之后，对刚度影响较大的是主轴承31和气缸32悬空部分面积，也就是气缸32内径面所构成的面积A2，定义气缸32的内径为d，从而A2＝πd²/4，如图5所示。

轴承阀座311的在压缩机构的横截面上的挖空面积直接影响到轴承例如主轴承31的刚性。优选地，参照图4，A1被构造成：A1＝L×W，其中，L为压缩机构的排气口3111的中心轴线与轴承阀座311的安装孔3112的中心轴线之间的距离，W为轴承阀座311的宽度。当然，轴承阀座311的横截面积还可以为轴承阀座311在垂直于压缩机构的中心轴线的平面上的投影的面积。

理论上来讲，A1越小越好。从图7中可以看出，当A1/A2满足0.08<A1/A2<0.3时，转子22的变形较小。

根据本发明实施例的旋转式压缩机，通过将A1/A2设置为0.08<A1/A2<0.3，能够提高压缩机构的刚性，且可以有效减少转子22启动和运转时的端部变形量，减小曲轴磨耗以及旋转式压缩机的振动，从而提高了旋转式压缩机的启动和运转可靠性。

进一步地，A1/A2进一步被构造成：

0.11<A1/A2<0.2

从图7中可以明显看出，当A1/A2的取值在该范围内时，转子22的变形较小，从而进一步改善了转子22偏心，定转子22之间的气隙不均匀造成的噪声和压缩机曲轴的磨耗问题。

如图1所示，根据本发明实施例的旋转式压缩机还包括壳体1和电机。其中，壳体1沿竖向布置，此时壳体1的中心轴线沿竖直方向延伸，电机和压缩机构均安装在壳体1内，且电机和压缩机构上下布置，压缩机构与电机相连，当电机工作时，可以驱动压缩机构压缩进入到压缩机构内部的制冷剂。

具体地，参照图2和图3，电机包括定子21和转子22，转子22可转动地设在定子21内，定子21包括定子主绕组212和定子副绕组211，可选地，参照图2和图3，定子副绕组211设在电机的定子主绕组212的内侧或外侧。这里，需要说明的是，方向“内”指的是朝向定子21中心的方向，其相反方向被定义为“外”，即远离定子21中心的方向。可以理解，定子副绕组211和定子主绕组212的具体位置等可以根据不同的电机而适应性改变，本发明对此不作特殊限定。

压缩机构具有轴承阀座311，轴承阀座311可以设置在压缩机构的主轴承31或副轴承33上。也就是说，轴承阀座311可以设置在主轴承31上，也可以设置在副轴承33上。可以理解，轴承阀座311的具体位置等可以根据不同的旋转式压缩机而适应性改变，本发明对此不作特殊限定。

压缩机构的排气口3111形成在轴承阀座311上，排气阀片设在轴承阀座311内以打开或关闭排气口3111，如图4所示，排气阀片的一端通过紧固部件例如铆钉或螺钉固定在轴承阀座311上，排气阀片的另一端相对于其上述一端可上下移动以封闭或打开排气口3111。其中，轴承阀座311的对应铆钉或螺钉的一端形成有适于容纳铆钉或螺钉的安装孔3112，该安装孔3112与排气口3111分别位于轴承阀座311的长度方向的两端。

如图2和图3所示，与轴承阀座311的长度方向上的中心轴线垂直的参考平面与定子副绕组轴线2111之间成夹角θ，具体而言，定子副绕组211为对称设置的两个绕组，在与定子轴线垂直的水平截面内每个定子副绕组211具有对称轴线，其中与轴承阀座311的长度方向上的中心轴线垂直的参考平面与每个定子副绕组211的对称轴线之间成夹角θ。夹角θ被构造成：30°＜θ＜150°。

其中，轴承阀座311的排气口3111与上述安装孔3112构成一条直线，通过轴承例如主轴承31的中心构建与该直线垂直的一个平面即为参考平面，定义参考平面与定子副绕组轴线2111之间的夹角为θ，夹角θ满足自然的几何关系：0°≤θ≤180°。

通过研究得出的该夹角与转子22端部的变形在该范围内有如图6所示的关系。从图6中可以看出，随着夹角θ增大，转子22变形先减小、后增大。在夹角θ小于30°或大于150°的时候，曲线斜率过大，转子22变形太大，因此要求该角度不低于30°，且不大于150°。这里，需要说明的是，定子副绕组轴线2111的定义已为本领域的技术人员所熟知，这里不再详细说明。

由此，通过将夹角θ设置为30°＜θ＜150°，可以减小定转子22间隙偏心带来的影响，从而能够有效地减少转子22启动和运转时的端部变形量，减小旋转式压缩机曲轴磨耗，减小旋转式压缩机振动，换言之，提高了旋转式压缩机启动和运转的可靠性。

进一步地，夹角θ进一步被构造成：

45°≤θ≤135°

从图6中可以明显看出，当夹角θ的取值在该范围内时，转子22的变形较小，从而进一步改善了转子22偏心，定转子22之间的气隙不均匀造成的噪声和压缩机曲轴的磨耗问题。

从图6的曲线中还可以看出，夹角θ优选为90°，此时参考平面与定子副绕组轴线2111互相垂直，转子22端部变形最小，实现了最弱的刚度和最大磁拉力载荷错开。

根据本发明实施例的旋转式压缩机，提高了压缩机构的刚性，且减少了转子22启动和运转时的端部变形量，减小了曲轴磨耗以及旋转式压缩机的振动，从而提高了旋转式压缩机的启动和运转可靠性。

在本说明书的描述中，参考术语“一个实施例”、“一些实施例”、“示意性实施例”、“示例”、“具体示例”、或“一些示例”等的描述意指结合该实施例或示例描述的具体特征、结构、材料或者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示例。而且，描述的具体特征、结构、材料或者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。

尽管已经示出和描述了本发明的实施例，本领域的普通技术人员可以理解：在不脱离本发明的原理和宗旨的情况下可以对这些实施例进行多种变化、修改、替换和变型，本发明的范围由权利要求及其等同物限定。