压缩机及空调器的制作方法

1.本发明涉及压缩机技术领域，具体而言，涉及一种压缩机及空调器。


背景技术：

2.变频旋转式压缩机作为变频空调的核心零部件，近十几年来得到了快速的发展，其通过变频控制来实现压缩机容积随负载的变化，能显著提高空调系统的季节能效比及在低环境温度下的热舒适性。随着新材料、新技术的发展，变频空调系统小型化和节能环保的需求越来越高。如何更好地实现压缩机应用于空调系统的小型化，是行业内技术发展面临的共同难题。
3.现阶段变频旋转式压缩机小型化的主要瓶颈在于转速的限制，主要是考虑可靠性的不利影响。从压缩机本体来看，转速提升后，压缩机运行时的轴系受力严重恶化，曲轴挠度显著增加，这对于压缩机的可靠性十分不利。
4.针对上述问题的解决，一般采取结构上的刚度提升措施进行解决，包括但不限于：曲轴轴径增加、轴承跨距减小等等。但是，前者在增大结构刚度的同时会导致机械摩擦损耗的显著增加，严重影响压缩机能效；后者由于泵体系统的整体设计需要受到极大限制导致实际应用困难。
5.因此，对于宽频技术应用条件下的变频压缩机，如何解决轴系受力影响带来的可靠性问题，又保证压缩机性能是本领域亟待解决的技术瓶颈之一。


技术实现要素：

6.本发明提供了一种压缩机及空调器，以解决压缩机因受力产生的可靠性问题，并保证压缩机的性能。
7.为了实现上述目的，根据本发明的一个方面，本发明提供了一种压缩机，其特征在于，包括壳体以及设置在所述壳体内的曲轴、滚子、气缸，所述曲轴包括顺次连接的长轴、偏心部和短轴，所述滚子套设在所述偏心部上，且所述滚子位于所述气缸的压缩腔内；其中，所述长轴的直径为d1，所述短轴的直径为d2，所述壳体的内径为d1，所述气缸的内径为d2，所述滚子的外径为d3，
8.进一步地，
9.进一步地，所述压缩机还包括上法兰和下法兰，所述长轴穿设在所述上法兰内，所述短轴穿设在所述下法兰内；其中，所述上法兰的轴向尺寸为h1，所述气缸的轴向尺寸为h2，所述下法兰的轴向尺寸为h3，
10.进一步地，
11.进一步地，所述长轴和所述短轴的直径相等。
12.进一步地，所述偏心部、所述滚子和所述气缸均为多个，多个所述偏心部和多个所述滚子一一对应设置，多个所述滚子和多个所述气缸一一对应设置。
13.进一步地，所述压缩机还包括定子和转子，所述定子设置在所述壳体内，所述转子设置在所述定子内，所述转子和所述长轴连接。
14.根据本发明的另一方面，提供了一种空调器，所述空调器包括上述的压缩机。
15.应用本发明的技术方案，提供了一种压缩机，压缩机包括壳体以及设置在壳体内的曲轴、滚子、气缸，曲轴包括顺次连接的长轴、偏心部和短轴，滚子套设在偏心部上，且滚子位于气缸的压缩腔内；其中，长轴的直径为d1，短轴的直径为d2，壳体的内径为d1，气缸的内径为d2，滚子的外径为d3，经过大量研究及试验验证，该方案将壳体、气缸、滚子以及曲轴的长轴、短轴的尺寸关系限定在上述范围内，可以有效降低曲轴在高转速下的挠度，从而可降低曲轴的磨损和噪音，提高了压缩机的可靠性和性能。
附图说明
16.构成本申请的一部分的说明书附图用来提供对本发明的进一步理解，本发明的示意性实施例及其说明用于解释本发明，并不构成对本发明的不当限定。在附图中：
17.图1示出了本发明的实施例提供的压缩机的结构示意图；
18.图2示出了压缩机的噪声、性能随曲轴轴径与压缩系统径向比值的变化规律图；
19.图3示出了压缩机的噪声、性能随曲轴轴径与压缩系统轴向比值的变化规律图。
20.其中，上述附图包括以下附图标记：
21.10、壳体；20、曲轴；21、长轴；22、偏心部；23、短轴；30、滚子；40、气缸；50、上法兰；60、下法兰；70、定子；80、转子。
具体实施方式
22.下面将结合本发明实施例中的附图，对本发明实施例中的技术方案进行清楚、完整地描述。显然，所描述的实施例仅仅是本发明一部分实施例，而不是全部的实施例。以下对至少一个示例性实施例的描述实际上仅仅是说明性的，决不作为对本发明及其应用或使用的任何限制。基于本发明中的实施例，本领域普通技术人员在没有作出创造性劳动前提下所获得的所有其他实施例，都属于本发明保护的范围。
23.如图1所示，本发明的实施例提供了一种压缩机，包括壳体10以及设置在壳体10内的曲轴20、滚子30、气缸40，曲轴20包括顺次连接的长轴21、偏心部22和短轴23，滚子30套设在偏心部22上，且滚子30位于气缸40的压缩腔内；其中，长轴21的直径为d1，短轴23的直径为d2，壳体10的内径为d1，气缸40的内径为d2，滚子30的外径为d3，
24.由旋转压缩机曲轴结构的工作过程可知，转子与曲轴长轴端进行配合，转子带动曲轴进行稳定运转是保证压缩机正常工作的必要条件。但随着压缩机小型化的发展趋势，其主要瓶颈在于转速的限制，因曲轴在转速提升后，压缩机轴系受力严重恶化，曲轴挠度显著增加、振动加剧，不仅增加摩擦损失及功耗等，使压缩机性能下降，还会导致可靠性和噪声等诸多问题，极大地影响了用户体验。
25.在该方案中，经过大量研究及试验验证，将壳体10、气缸40、滚子30以及曲轴20的长轴21、短轴23的尺寸关系限定在上述范围内，可以有效降低曲轴20在高转速下的挠度，从而可降低曲轴20的磨损和噪音，提高了压缩机的可靠性和性能。该方案大幅降低了压缩机转速提升后的轴系受力变形，可显著改善压缩机转速提升后运的振动问题和挠曲问题，且对高频下的能效影响可控，从根本上确保了压缩机小型化的应用可行性。
26.进一步地，通过上述设置，能够使压缩机的性能和可靠性进一步提高。
27.在本实施例中，压缩机还包括上法兰50和下法兰60，长轴21穿设在上法兰50内，短轴23穿设在下法兰60内；其中，上法兰50的轴向尺寸为h1，气缸40的轴向尺寸为h2，下法兰60的轴向尺寸为h3，
28.本方案通过研究发现，曲轴20的轴径与压缩系统(壳体10、气缸40、滚子30、上法兰50、下法兰60等结构)的轴向比值对压缩机性能、噪声振动及可靠性也有较大的影响，因为曲轴轴径与压缩系统的轴向比值表征单位宽径比的曲轴刚度。该方案将壳体10、气缸40、滚子30的高度，以及曲轴20的长轴21、短轴23的径向尺寸限定为上述范围，可以降低压缩机的磨损和噪音，提高压缩机的可靠性和性能。
29.优选地，通过上述设置，能够使压缩机的性能和可靠性进一步提高。
30.在本实施例中，长轴21和短轴23的直径可以设置为相等，即d1等于d2。当然，d1和d2也可以根据需要设置为不同的值。
31.在本实施例中，偏心部22、滚子30和气缸40均为多个，多个偏心部22和多个滚子30一一对应设置，多个滚子30和多个气缸40一一对应设置。即压缩机可以设置为多缸压缩机。当然，压缩机中也可以设置为一个气缸40，即单缸压缩机。本方案可以适用于单缸压缩机和多缸压缩机，适用范围广。
32.进一步地，压缩机还包括定子70和转子80，定子70设置在壳体10内，转子80设置在定子70内，转子80和长轴21连接。通过定子70和转子80的配合，可使转子80转动，转子80在转动时驱动曲轴20转动。
33.本发明的另一实施例提供了一种空调器，空调器包括上述的压缩机。采用该方案，由于提高了压缩机的可靠性和性能，也相应提高了空调器的可靠性和性能。
34.为了便于理解本方案，下面进一步进行说明。
35.由旋转压缩机曲轴20结构的工作过程可知，转子80与曲轴20长轴21端进行配合，转子80带动曲轴20进行稳定运转是保证压缩机正常工作的必要条件。但随着压缩机小型化的发展趋势，其主要瓶颈在于转速的限制，因曲轴20在转速提升后，压缩机轴系受力严重恶化，曲轴20挠度显著增加、振动加剧，不仅增加摩擦损失及功耗等，使压缩机性能下降，还会导致可靠性和噪声等诸多问题，极大地影响了用户体验。
36.针对上述问题，一般采取结构上的刚度提升措施进行解决，例如，曲轴20轴径增加、轴承(即上下法兰)跨距减小等等。但是增加轴径在增大结构刚度的同时会导致机械摩擦损耗的显著增加，严重影响压缩机能效；轴承跨距减小由于泵体系统的整体设计需要受到极大限制导致实际应用困难。而本专利提出的一种转子压缩机轴系结构刚度的优化设计方法，大幅降低了压缩机转速提升后的轴系受力变形，可显著改善压缩机转速提升后运的振动问题和挠曲问题，且对高频下的能效影响可控，从根本上确保了压缩机小型化的应用可行性。
37.旋转式压缩机，主要由壳体10、电机、泵体组件构成，其中泵体组件主要由曲轴20、滚动活塞、气缸40、滑片、弹簧及上下轴承构成，电机主要由定子70、转子80、主平衡块构成。曲轴20依次贯穿上轴承(即上法兰)、气缸40内腔的滚动活塞、下轴承(即下法兰)等。转子80与曲轴20长轴21端进行配合，从而带动曲轴20稳定运转，进而通过偏心部22在气缸40内腔与滑片等的配合完成吸气、压缩、排气的过程。
38.随着运行频率的增加，曲轴20中长轴21和短轴23受力将大幅增加，加剧曲轴20的挠曲变形，压缩机的摩擦损失及振动也会大幅增加，严重影响压缩机的性能及噪声。
39.本申请经过大量实验及研究发现，曲轴20直径与壳体10、气缸40、滚子30直径的比值即曲轴20与压缩机系统的径向比值控制在一定的范围内时，可以有效降低曲轴20在高转速下的挠度。曲轴20轴径与压缩系统的径向比值过小，则要么曲轴20直径过小，要么气缸40、滚子30的直径过大，曲轴20直径过小随着转速的提升曲轴20受力严重恶化，曲轴20挠曲变形加剧，影响压缩机的噪声、性能及可靠性；气缸40、滚子30直径过大，曲轴20偏心部22及止推面面积随着增大，且偏心质量增大，离心力也线性增长，偏心力矩大幅增加，曲轴20挠曲变形加剧，振动加剧，严重影响用户体验及压缩机的可靠性。曲轴20轴径与压缩系统的径向比值偏大，则单位径向的曲轴20刚度增大，因此曲轴20挠曲变形减小，但摩擦损失会大幅增加，严重影响压缩机的性能。因此，综合考虑性能、噪声振动及可靠性，曲轴20轴径与压缩系统的径向比值的范围为0.03～0.05。
40.本专利本申请进一步研究发现，曲轴20轴径与压缩系统的轴向比值对压缩机性能、噪声振动及可靠性也有较大的影响，因为曲轴20轴径与压缩系统的轴向比值表征单位宽径比的曲轴20刚度。曲轴20轴径与压缩系统的轴向比值过小，即可能是曲轴20直径过小或者是轴承及气缸40高度过大，前者偏心部22及止推面面积增大，偏心部22质量大，偏心力矩也大幅增加导致曲轴20挠曲变形加剧，振动加剧，严重影响用户体验及压缩机可靠性；后者则会增加压缩机的高度，影响泵体系统的整体设计，不利于压缩机的提效，也不利于变频转子80压缩机的小型化。曲轴20与压缩系统的轴向比值过大，即可能是曲轴20直径过大或者轴承高度及气缸40高度较小，曲轴20直径过大会导致曲轴20与轴承接触面积过大，摩擦损失增多，影响压缩机的性能；轴承高度及气缸40高度过小，则会导致曲轴20与轴承的接触应力过大，增大局部应力，影响压缩机的可靠性。因此，综合考虑压缩机性能、噪声振动及可
靠性，曲轴20与压缩系统的轴向比值范围应为0.30～0.34。
41.为了说明本方案的应用效果，本实施例做了大量的研究及实验，以验证压缩机噪声、性能的改善情况。以下实施例将具体说明压缩机及其对应的研究实验结果。图2给出了压缩机噪声、性能随曲轴轴径与压缩系统径向比值不同的变化情况，图3给出了压缩机噪声、性能随曲轴轴径与压缩系统轴向比值不同的变化情况。其中，性能(cop)是指冷量/压缩机消耗的功率。
42.通过研究及试验结果可以看出，随着曲轴20轴径与压缩系统的径向比值增大，噪声呈现出先降低到最低点后再继续上升的趋势，且比值在0.03～0.05时噪声水平较优；cop则先缓慢上升到最高点后急剧下降。曲轴20轴径与压缩系统的轴向比值也呈现出相同的变化趋势。而随着曲轴20轴径与压缩系统的轴向、径向比值的增大，曲轴20刚度也增加，压缩机可靠性得到有效的提升。
43.需要说明的是，测试压缩机的壳体10内径相同，压缩机排量也相同，且为了确保试验结果的准确性，试验过程中的工况设置为相同。
44.本方案具有以下技术效果：通过限定曲轴直径与压缩系统的轴向、径向比值解决了变频压缩机在高转速下因轴系受力变形大幅恶化，压缩机噪声振动经常规手段无法解决的问题，优化噪声体验；减小了曲轴在高转速下因挠曲产生的摩擦功耗损失，保证了压缩机的性能及可靠性。
45.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。