旋转式压缩机用泵体及包含该泵体的旋转式压缩机

摘要

本发明公开了一种旋转式压缩机用泵体及包含该泵体的旋转式压缩机，泵体包括上轴承、下轴承、气缸、活塞及曲轴，其中汽缸的壁设有贯通汽缸上、下端面的通孔，上轴承与汽缸上端面、下轴承与汽缸下端面之间分别设有上、下导流槽，该上、下导流槽分别将上述通孔的上、下开口与泵体外界连通。本发明通过在泵体汽缸的壁设有通孔，上导流槽、通孔和下导流槽形成了冷媒/冷冻机油的流路，由于冷媒/冷冻机油的导热系数远远低于汽缸材料的导热系数，因此其在一定程度上减少泵体内密闭容积与泵体外冷媒的热交换，应用在旋转式压缩机上，可提高压缩机能力，优化了压缩机性能。

说明书

技术领域

本发明涉及压缩机领域，特别是一种旋转式压缩机用的泵体，以及包含该泵体的压缩机。

背景技术

现有的旋转式压缩机一般由壳体1、马达2、泵体3等组成（如图1所示）。其中，泵体 3如图2所示，至少由上轴承4、下轴承5、气缸6’、活塞7及曲轴8等组成，所述气缸6’ 上设有排气孔9、沉孔10及螺栓孔11。

压缩机运转时，气缸6’与活塞7之间形成两个密封的空间，即吸气腔和排气腔，因泵 体3整个处在一定温度的冷媒中，因此无论吸气腔或是排气腔，都会和泵体3外的气体发生 热交换。吸气腔与泵体3外部气体发生热交换时，会使得吸气无效过热发生，压缩机功率增 大，而排气腔和泵体3外部气体发生热交换时，会引起排气温度降低，压缩机能力降低，在 两者综合作用下，使得压缩机性能恶化。因此现有的旋转式压缩机泵体与泵体外冷媒发生热 交换，会造成压缩机性能恶化。

发明内容

为克服现有技术中的缺点，本发明的目的是提供一种旋转式压缩机用泵体，其在一定程 度上减少泵体内密闭容积（吸气腔/排气腔）与泵体外冷媒的热交换，从而提高压缩机性能。

本发明的目的是这样实现的：一种旋转式压缩机用泵体，包括上轴承、下轴承、气缸、 活塞及曲轴，其特征在于：所述的汽缸的壁设有贯通汽缸上、下端面的通孔，上轴承与汽缸 上端面、下轴承与汽缸下端面之间分别设有上、下导流槽，该上、下导流槽分别将上述通孔 的上、下开口与泵体外界连通。

所述的通孔设有1个或2个以上。

所述的上、下导流槽分别设于汽缸的上端面和下端面，所述通孔的上、下开口分别设于 汽缸的上端面和下端面。

所述的上导流槽设于上轴承的下端面，下导流槽设于下轴承的上端面，所述通孔的上、 下开口分别设于汽缸的上端面和下端面。

所述的通孔的直径与汽缸壁厚的比例为0.3~0.7:1。

所述的导流槽的宽度与通孔直径的比例为0.3~0.7:1。

所述的导流槽的方向为沿着气缸中心向外辐射。

所述的导流槽为直线型或曲线型。

包含上述泵体的旋转式压缩机。

本发明通过在泵体的汽缸的壁设有通孔，上导流槽、通孔和下导流槽形成了冷媒/冷冻机 油的流路，由于冷媒/冷冻机油的导热系数远远低于汽缸材料的导热系数，因此其在一定程度 上减少泵体内密闭容积与泵体外冷媒的热交换，从而提高压缩机能力，优化了压缩机性能。

附图说明

图1是压缩机剖面图；

图2是泵体组立示意图；

图3是现有技术的气缸结构的俯视图；

图4是本发明的气缸结构的俯视图；

图5是本发明的气缸结构的立体图。

具体实施方式

下面结合附图和具体实施方式对本发明作进一步详细的说明。

本发明是一种旋转式压缩机用泵体3如图2所示，同样包括上轴承4、下轴承5、气缸6、 活塞7及曲轴8等。其中，如图3、图4、图5所示，汽缸6的壁设有贯通汽缸6上、下端面 的通孔13，上轴承4与汽缸6上端面、下轴承5与汽缸5下端面之间分别设有上、下导流槽 12a、12b，该上、下导流槽12a、12b分别将上述通孔13的上、下开口与泵体3外界连通。 通过钻头在汽缸6的壁上钻出一个或两个以上的通孔13，具体数量因机种而异。通孔13的 上、下开口分别设于汽缸6的上端面和下端面，对应的，通过铣刀铣出的上、下导流槽12a、 12b可以分别设于汽缸6的上端面和下端面，或者上导流槽12a设于上轴承4的下端面，下 导流槽12b设于下轴承5的上端面，只要能够将通孔13的上、下开口与泵体3外界连通即可。

导流槽宽度、深度及通孔孔径尺寸因机种而异（主要取决于气缸的壁厚、高度等），设计 时，应在保证气缸的密封效果及汽缸刚性、减小泵体变形的基础上，使由上导流槽12a、通 孔13和下导流槽12b形成了冷媒/冷冻机油的流路的容积尽量大。对气缸3追加通孔13距气 缸6中心不宜太小，一般参照相关螺栓孔位置。同时追加通孔13孔径不宜过大（孔径在设置 时主要要考虑到气缸6的壁厚）。将气缸6上、下端面与泵体2外冷媒及冷冻机油连通的上、 下导流槽12a、12b宽度及深度也不宜过大。优选的，通孔13的直径与汽缸6壁厚的比例为 0.3~0.7:1，同时气缸6通孔13中心距离气缸6内径边缘距离应适中。上、下导流槽12a、 12b宽度与气缸通孔13直径比值应适中，优选的，上、下导流槽12a、12b的宽度与通孔13 直径的比例为0.3~0.7:1。上、下导流槽12a、12b的方向为沿着气缸6中心向外辐射，其形 状可为直线型或曲线型。上、下导流槽12a、12b为两个以上时，上导流槽12a之间、下导流 槽12b之间、上导流槽12a与下导流槽12b之间的深度可以相同或不同，其宽度也可以相同 或不同。通孔13横截面可以为圆形，方形或者椭圆形等。

原理分析如下：

旋转式压缩机正常运转时，冷媒/冷冻机油经导流槽进入气缸通孔13。气缸6材质一般 为共晶石墨铸铁，导热系数参照表1示（20℃）。

表1.

名称 R22 R407C R410A 铸铁 导热系数（W/m·K) 0.01122 0.0128 0.1025 42-90

经验表明，液体的导热系数数值介于金属和气体之间，20℃时常见机种液体导热系数如 表2。

表2.

名称 水 甘油 发动机油 氨水 导热系数（W/m·K) 0.599 0.32 0.18 0.49

由以上常见机种液体导热系数推定，旋转式压缩机润滑用冷冻机油导热系数应远小于铸 铁导热系数，因此冷冻机油及冷媒导热性在此处可忽略。因此，在汽缸通孔13部位充注冷冻 机油及冷媒，能够形成绝热空间，阻断汽缸内气体经气缸壁与外界的热传递。热损失减少， 这样就达到了提高压缩机性能的目的。

旋转式压缩机正常工作时，冷冻机油和冷媒是互溶，二者的流动是一个复杂的两相流问 题，以下只对此传热过程进行简要的分析，提出如下假定以便于分析下面的分析：

1、冷冻机油和冷媒是互溶的；

2、为便于建立传热模型，将汽缸6简化为圆柱体，圆柱体分为吸气腔和排气腔，腔内气 体温度时刻变化着，而泵体2外部气体温度基本维持恒定。因压缩机启动阶段导热过程比较 复杂，暂时无法建立模型进行分析，如此汽缸6内气体汽缸壁传热过程就简化为一维非稳态 导热过程。

采用现有技术的气缸时传热过程如下：

圆柱半径为R，初始温度t₀，处于温度为t_∞的流体中，流体与圆柱表面间的表面传热系 数h为常数，通过传热过程分析如下：

圆柱中无量纲温度分析解如下：

$\frac{\theta (\eta ,\tau )}{{\theta }_0}=\underset{n=1}{\overset{\infty }{\Sigma }}{C}_n\exp (-{\mu }_n^2\mathrm{Fo})J_0\left({\mu }_n\eta \right)$

式中：系数C_n应该使上述无穷级数在τ=0时满足初始条件，由傅里 叶级数理论可得：

$C_n=\frac{2}{{\mu }_n}\frac{J_1\left({\mu }_n\right)}{J_0^2\left({\mu }_n\right)+J_1^2\left({\mu }_n\right)}$

μ_n是下列超越方程的根（特征值）：

${\mu }_n\frac{J_1\left({\mu }_n\right)}{j_0\left({\mu }_n\right)}=\mathrm{Bi},$n=1，2，…

其中（Bi意为特征长度为R的毕渥数），Fo称为傅里叶数，这里也以R为其特 征长度，λ导热系数。

采用本发明的汽缸的压缩机中，因在汽缸6中追加通孔13及上、下导流槽12a、12b， 冷媒及冷冻机油经上、下导流槽12a、12b进入汽缸通孔13，与用现有汽缸相比，可减小汽 缸6内气体与泵体外部气体的热交换，相当于增大了汽缸的壁厚，进而提高压缩机性能。

在本发明的汽缸内气体经汽缸壁与外部气体传热过程分析如下：

圆柱中无量纲温度分析解如下：

$\frac{\theta (\eta ,\tau )}{{\theta }_0}=\underset{n=1}{\overset{\infty }{\Sigma }}{C}_n\exp (-{\mu }_n^2\mathrm{Fo})J_0\left({\mu }_n\eta \right)$

式中：系数C_n应该使上述无穷级数在τ=0时满足初始条件，由傅里 叶级数理论可得：

$C_n=\frac{2}{{\mu }_n}\frac{J_1\left({\mu }_n\right)}{J_0^2\left({\mu }_n\right)+J_1^2\left({\mu }_n\right)}$

μ_n是下列超越方程的根（特征值）：

${\mu }_n\frac{J_1\left({\mu }_n\right)}{j_0\left({\mu }_n\right)}=\mathrm{Bi},$n=1，2，…

其中（Bi意为特征长度为R的毕渥数），Fo称为傅里叶数，这里也以（R+r） 为其特征长度，λ导热系数，r为新型汽缸通孔追加后等效增加的壁厚。

由上述公式可以看出，气缸6追加通孔13后，泵体3内部冷媒与外部冷媒发生热交换时 热阻增大，从而减少通过泵体热流量。

实施例1

以某型号的机种为例（气缸高度20mm，内径48mm，气缸壁厚11.5mm）,如图5所示，在 汽缸6上设有四个通孔13，直径为Ф5mm。上、下导流槽12a、12b分别从通孔13的上、下 开口沿着气缸中心向外辐射延伸至汽缸6边缘，上、下导流槽12a、12b的宽度为1.5mm、深 度2mm。上、下导流槽12a、12b的宽度及通孔13过大或过小都不合适，过大气缸刚性变差， 泵体组立后气缸变形较大；气缸通孔13过小时则隔热效果不明显，上、下导流槽12a、12b 宽度及深度过小时则无法起到导流的作用。

将相同机种的现有样机与应用有实施例1泵体的压缩机进行测试，相关试验数据如表3。

表3.

组别 能力（W） 功率（W） COP 现有样机 3118 1084 2.876 应用有实施例1泵体的压缩机 3135 1083 2.895

应用有实施例1泵体的压缩机较现有样机，能力0.54%↑，功率基本保持不变，COP0.66%↑； 实验结果能力、功率变化与理论分析保持一致，即能力上升，压缩机性能提升。因此，气缸 6追加通孔13及上、下导流槽12a、12b后，因减少了泵体内冷媒与泵体外部冷媒的热量传 递，从而使得压缩机能力上升，压缩机性能良化。