转子压缩机的泵体组件、转子压缩机和空调器
技术领域
本实用新型涉及压缩机的技术领域，具体而言，涉及一种转子压缩机的泵体组件、转子压缩机和空调器。
背景技术
近几年在转子式压缩机的行业内部，压缩机的机型日趋以小型化和高频化为主要发展方向，针对从小排量覆盖到大排量，低能效到高能效进行新品研发，通过降低压缩机的材料成本，来提高空调产品在国内外市场的核心竞争力。
滚动转子式压缩机的泵体结构主要是由气缸、滚动活塞、曲轴、滑片、弹簧以及装配在气缸两端的法兰组成。对于传统的单缸滚动转子式压缩机在高速领域的发展，主要存在曲轴挠度变形严重的问题：由于曲轴上具有偏心部，因此在曲轴以较高转速转速在120rps左右旋转时，偏心部和套在偏心部外圆上的滚动活塞具有较大的离心力，使得曲轴的偏心部和曲轴的悬臂端曲轴长轴伸出气缸上法兰的部分产生较大的挠度变形，引起压缩机摩擦功耗增加、电机定转子之间的气隙减小以及压缩机振动效应增加，造成压缩机的功耗增加、电机效率降低以及压缩机的振动和噪声水平变差。
实用新型内容
本实用新型的主要目的在于提供一种转子压缩机的泵体组件、转子压缩机和空调器，以解决现有技术中的泵体组件的由于质心的偏心设置，曲轴容易产生挠度变形的问题。
为了实现上述目的，根据本实用新型的一个方面，提供了一种转子压缩机的泵体组件包括：气缸结构；活塞，活塞设置在气缸结构内，活塞上设置有安装空间，活塞的第一端面具有安装空间的开口；平衡块，平衡块设置在安装空间内；曲轴，曲轴与活塞的第一端面相连。
进一步地，平衡块低于活塞的第一端面，以使平衡块的第一端面与活塞的第一端面之间形成动能耗散空腔。
进一步地，平衡块的第一端面为非平面。
进一步地，平衡块的第一端面具有凹槽。
进一步地，平衡块的凹槽在沿活塞的径向方向上的宽度为b0，其中，b0的取值范围在 0.3mm至0.5mm之间。
进一步地，垂直于活塞的端面的截面切割的动能耗散空腔为T型、三角矩型或矩型。
进一步地，垂直于活塞的端面的截面切割的动能耗散空腔为T型或三角矩型时，平衡块的第一端面径向方向上的靠近活塞的中心轴的端面的宽度为b1，远离活塞的中心轴的端面的宽度为b3，靠近活塞的中心轴的端面与远离活塞的中心轴的端面之间的宽度为b3，且满足如下关系：b1+b2+b3＝b，b1＝b2＝b3。
进一步地，垂直于活塞的端面的截面切割的动能耗散空腔为T型时，动能耗散空腔的最大深度为H，动能耗散空腔的最小深度为h，其中，H的取值在0.3mm至0.8mm之间，且H 的取值为h的2至2.5倍。
进一步地，垂直于活塞的端面的截面切割的动能耗散空腔为三角矩型时，动能耗散空腔的三角型截面部分的靠近活塞的中心轴的一侧的边长为L1，远离活塞的中心轴的一侧的边长为L2，L1与L2的夹角为D，其中D的取值范围为20°～47°。
进一步地，而动能耗散空腔的最大深度为H，其最小深度为h1，其中H与h1满足H的取值在0.3mm至0.8mm之间，且H的取值为h1的2至3倍。
进一步地，动能耗散空腔在沿着活塞的第二端面的径向方向上，靠近活塞的中心轴的端面的宽度为B1，远离活塞的中心轴的端面的宽度为B2，满足如下关系：B1＝B2。
进一步地，气缸结构包括气缸、上法兰和下法兰，活塞的第一端面与上法兰的端面相邻且平行设置，活塞的第一端面与上法兰的距离为δ，动能耗散空腔的最深的深度为H，H/δ在 1.5～2.25之间。
进一步地，安装空间为贯穿活塞的第一端面和活塞的第二端面的安装通孔；或者安装空间为设置在活塞的第一端的安装凹槽。
进一步地，安装空间为安装通孔时，平衡块的第二端面与活塞的第二端面位于同一平面上。
进一步地，安装通孔为多个，多个安装通孔沿活塞的周向相间隔地设置以形成环形安装通孔。
进一步地，一个环形安装通孔的安装通孔的数量为Z，其中，Z的取值为18至36之间的正整数。
进一步地，安装通孔的弧长对应的圆周角度为d1，同一圆周上相邻的两个安装通孔的距离的圆周角度为d2，d1和d2满足：3°<d2<5°，且d1/d2在3～5之间。
进一步地，环形安装通孔包括多个，多个环形安装通孔沿活塞的径向相间隔地设置。
进一步地，在径向不同的环形安装通孔在沿活塞的第二端面的周向方向错开一定的角度排列。
进一步地，相邻的两个圆周上的环形安装通孔错开的角度为d3，且d1/d3等于3。
进一步地，相邻的环形安装通孔在沿活塞的径向的最小距离为Δr，且Δr的取值范围在 0.4mm～1.0mm之间。
进一步地，活塞的第一端面上最外侧圆周上的安装通孔的外边缘距离活塞的第一端面外边缘的距离为E1，活塞的第一端面上最内侧圆周上的安装通孔的内边缘距离活塞的第一端面内边缘的距离为E2，满足E1＝E2＝E，且E/Δr在2至3之间。
进一步地，多个环形安装通孔的数量为Y，其中，Y的取值为3至5之间的正整数。
进一步地，各环形安装通孔的安装通孔的数量相同，或者各环形安装通孔的包含的安装通孔数量不同。
进一步地，安装通孔在沿活塞的第二端面的径向方向上的宽度为b，其中，b的取值范围在0.9mm至1.5mm之间。
进一步地，活塞和平衡块均由陶瓷材料制成。
进一步地，活塞和平衡块的材料不同。
根据本实用新型的另一方面，提供了一种转子压缩机，包括压缩机主体和安装在压缩机主体上的泵体组件，泵体组件为上述的泵体组件。
根据本实用新型的另一方面，提供了一种空调器，包括压缩机，压缩机为上述的转子压缩机。
应用本实用新型的技术方案，活塞自身设置有安装空间，平衡块设置在安装空间内。通过设置平衡块可以使得泵体组件的质心位于曲轴上，这样大大地减小了由于泵体组件的偏心而导致的曲轴产生的较大的挠度变形。本实用新型的技术方案有效地解决了现有技术中的泵体组件的由于质心的偏心设置，曲轴容易产生挠度变形的问题。
附图说明
构成本申请的一部分的说明书附图用来提供对本实用新型的进一步理解，本实用新型的示意性实施例及其说明用于解释本实用新型，并不构成对本实用新型的不当限定。在附图中：
图1示出了根据本实用新型的泵体组件的实施例的剖视示意图；
图2示出了图1的泵体组件的E处放大示意图；
图3示出了图1的泵体组件的压缩过程示意图；
图4示出了图1的泵体组件的活塞的端面结构示意图；
图5示出了图4的活塞的A-A处剖视示意图；
图6示出了图1的泵体组件的活塞和平衡块的的配合结构示意图。
其中，上述附图包括以下附图标记：
10、气缸结构；11、气缸；12、上法兰；13、下法兰；20、活塞；30、平衡块；40、曲轴；100、动能耗散空腔。
具体实施方式
需要说明的是，在不冲突的情况下，本申请中的实施例及实施例中的特征可以相互组合。下面将参考附图并结合实施例来详细说明本实用新型。
如图1至图6所示，本实施例的转子压缩机的泵体组件包括：气缸结构10、活塞20、平衡块30和曲轴40。活塞20设置在气缸结构10内，活塞20上设置有安装空间，活塞20的第一端面具有安装空间的开口。平衡块30设置在安装空间内。曲轴40与活塞20的第一端面相连。
如图2和图6所示，在本实施例的技术方案中，平衡块30低于活塞20的第一端面，以使平衡块30的第一端面与活塞20的第一端面之间形成动能耗散空腔100。动能耗散空腔100的设置使得泵体组件内的气体的动能转化为压力能，这样大大的减少了泵体组件内的压缩腔的气体的泄漏。气体吸入泵体组件内的吸气腔时，会形成旋涡，动能耗散空腔100能够使气体旋涡的动能转化为压力能，进而更好的将压缩腔和排气腔隔离。
具体地，为了更好地将气体的动能转化为压力能，平衡块30的第一端面为非平面。非平面可以为曲面、凹槽等结构。以凹槽为例，平衡块30的凹槽在沿活塞20的径向方向上的宽度为b0，其中，b0的取值范围在0.3mm至0.5mm之间。需要说明的是，b0为凹槽的最宽处的宽度，b0的取值范围在0.3mm至0.5mm之间时，效果较好。凹槽的两个侧壁可以为竖向面，也可以为斜面。
如图2和图6所示，在本实施例的技术方案中，垂直于活塞20的端面的截面切割的动能耗散空腔100为T型、三角矩型或矩型。图2位T型的动能耗散空腔100，图6为三角矩形的动能耗散空腔100，三角矩形解释为下部为三角形上部为矩形的组合，三角形上部的边为矩形下部的边。上述的三种动能耗散空腔100的气体泄漏实验数据见下表，由下表可知T型截面的动能耗散空腔100的密封效果最好。
如图2所示，在本实施例的技术方案中，垂直于活塞20的端面的截面切割的动能耗散空腔100为T型或三角矩型时，平衡块30的第一端面径向方向上的靠近活塞20的中心轴的端面的宽度为b1，远离活塞20的中心轴的端面的宽度为b3，靠近活塞20的中心轴的端面与远离活塞20的中心轴的端面之间的宽度为b3，且满足如下关系：b1+b2+b3＝b，b1＝b2＝b3。上述结构加工成本较低，而且平衡块30比较坚固，使用周期较长。
如图2所示，在本实施例的技术方案中，垂直于活塞20的端面的截面切割的动能耗散空腔100为T型时，动能耗散空腔100的最大深度为H，动能耗散空腔100的最小深度为h，其中，H的取值在0.3mm至0.8mm之间，且H的取值为h的2至2.5倍。动能耗散空腔100的上述结构还能够保证活塞20的强度，当本实施例的动能耗散空腔100的结构形式为T型时，上述的H和h的取值气体的密封效果较好。
如图6所示，作为本实施例的动能耗散空腔100的另一种结构形式，垂直于活塞20的端面的截面切割的动能耗散空腔100为三角矩型时，动能耗散空腔100的三角型截面部分的靠近活塞20的中心轴的一侧的边长为L1，远离活塞20的中心轴的一侧的边长为L2，L1与L2 的夹角为D，其中D的取值范围为20°～47°。上述结构加工成本较低，平衡块30的结构较坚固。
具体地，动能耗散空腔100为三角矩形截面的时候，动能耗散空腔100的最大深度为H，其最小深度为h1，其中H与h1满足H的取值在0.3mm至0.8mm之间，且H的取值为h1的 2至3倍。上述的取值在保证了密封效果的同时，使得平衡块30比较坚固。动能耗散空腔100 在沿着活塞20的第二端面的径向方向上，靠近活塞20的中心轴的端面的宽度为B1，远离活塞20的中心轴的端面的宽度为B2，满足如下关系：B1＝B2。上述的宽度相等使得平衡块30 的强度相同，延长了平衡块30的使用周期。
如图2所示，在本实施例的技术方案中，气缸结构10包括气缸11、上法兰12和下法兰 13，活塞20的第一端面与上法兰12的端面相邻且平行设置，活塞20的第一端面与上法兰12 的距离为δ，动能耗散空腔100的最深的深度为H，H/δ在1.5～2.25之间。上述的动能耗散空腔100的密封效果较好。
如图1至图6所示，在本实施例的技术方案中，安装空间为贯穿活塞20的第一端面和活塞20的第二端面的安装通孔；或者安装空间为设置在活塞20的第一端的安装凹槽。上述结构使得泵体组件的结构紧凑，不需要在泵体组件上另外再附加平衡块结构。
如图1至图6所示，在本实施例的技术方案中，安装空间为安装通孔时，平衡块30的第二端面与活塞20的第二端面位于同一平面上。根据泵体组件的特点，下法兰与活塞之间通过油膜密封即可，因此，平衡块30的第二端面与活塞20的第二端面位于同一平面上。
如图3所示，在本实施例的技术方案中，安装通孔为多个，多个安装通孔沿活塞20的周向相间隔地设置以形成环形安装通孔。上述结构的安装通孔规律性较强，便于设置平衡块30。
如图3所示，在本实施例的技术方案中，一个环形安装通孔的安装通孔的数量为Z，其中， Z的取值为18至36之间的正整数。上述的安装通孔加工比较容易，设置的规律性较强。
如图4所示，在本实施例的技术方案中，安装通孔的弧长对应的圆周角度为d1，同一圆周上相邻的两个安装通孔的距离的圆周角度为d2，d1和d2满足：3°<d2<5°，且d1/d2在3～5 之间。上述的安装通孔既保证了活塞20的强度，又能够很好的和平衡块30配合防止气体由高压区向低压区泄漏。
如图4所示，在本实施例的技术方案中，环形安装通孔包括多个，多个环形安装通孔沿活塞20的径向相间隔地设置。平衡块30与安装通孔装配在一起所组成的动能耗散空腔与节流间隙共同作用，起到密封气体的作用。安装通孔的排列方式是为最后形成的密封结构(动能耗散空腔+节流间隙)而设计的。上述结构的动能耗散空腔100相间排列可以让流经该泄漏通道的气体尽可能在更多的动能耗散腔中进行动能耗散，尽可能降低相邻的压差，以求得到最小泄漏量的效果，且泵体转速越高，密封效果就越显著。多组所述密封结构(动能耗散空腔+节流间隙)对气体的泄漏形成了多层的隔离，有利于气体的密封。
如图4所示，在本实施例的技术方案中，在径向不同的环形安装通孔在沿活塞20的第二端面的周向方向错开一定的角度排列。上述结构避免了不同圆环的安装通孔和安装通孔之间的间隙相对，不同圆环的安装通孔和安装通孔之间的间隙相对时，结构的强度较大。
如图4所示，在本实施例的技术方案中，相邻的两个圆周上的环形安装通孔错开的角度为d3，且d1/d3等于3。上述结构的不同圆环的安装通孔之间的重叠量较大，有利于避免气体的泄漏。
如图6所示，在本实施例的技术方案中，相邻的环形安装通孔在沿活塞20的径向的最小距离为Δr，且Δr的取值范围在0.4mm～1.0mm之间。上述结构保证了活塞20的结构比较坚固，使用周期较长。
如图6所示，在本实施例的技术方案中，活塞20的第一端面上最外侧圆周上的安装通孔的外边缘距离活塞20的第一端面外边缘的距离为E1，活塞20的第一端面上最内侧圆周上的安装通孔的内边缘距离活塞20的第一端面内边缘的距离为E2，满足E1＝E2＝E，且E/Δr在2 至3之间。活塞20的最外部和最内部受力较大，上述结构保证了活塞20比较坚固。
如图4和图5所示，在本实施例的技术方案中，多个环形安装通孔的数量为Y，其中，Y 的取值为3至5之间的正整数。上述结构一方面保证了活塞20的比较坚固，另一方便保证了泵体组件的密封效果较好。
如图4所示，在本实施例的技术方案中，各环形安装通孔的安装通孔的数量相同，或者各环形安装通孔的包含的安装通孔数量不同。可以根据需要对环形安装通孔进行上述设置。
如图2所示，在本实施例的技术方案中，安装通孔在沿活塞20的第二端面的径向方向上的宽度为b，其中，b的取值范围在0.9mm至1.5mm之间。上述结构保证了活塞20比较坚固，且平衡块30较容易与活塞20配合。
如图1至图6所示，在本实施例的技术方案中，活塞20和平衡块30均由陶瓷材料制成。上述材料使得泵体组件的质量较轻，降低曲轴40在高速旋转时的离心力。具体地，活塞20 和平衡块30均经过高温烧结和喷砂处理等过程加工制成，这样活塞20和平衡块30配合的较牢固。进一步具体地，活塞20和平衡块30的材料不同。
本申请的泵体组件在活塞20与上法兰12配合的端面上开设了多个环形动能耗散空腔，大幅度地增强了活塞20与上法兰12之间的密封性，滚动转子式压缩机泵体泄漏量最大部位的密封的问题，从而提高了滚动转子式压缩机的泵体的密封性和容积效率。本申请的活塞20 与上法兰12配合的端面上开设了多个环形动能耗散空腔100，减少了活塞20的端面与上法兰 12的端面的接触面积，减少了摩擦副的摩擦和磨损，降低了压缩机的功耗。本申请的活塞20 与上法兰12配合的端面上开设的多个动能耗散空腔100，增大了冷冻油在活塞和上法兰配合间隙内的储油量，有利于配合表面形成油膜，增强了配合表面之间的润滑，减少了压缩机的摩擦功耗。本申请中活塞材料的密度是常规活塞材料密度的二分之一左右，并且在所述活塞端面上开设有多个环形动能耗散空腔100，使得活塞20的质量至少降低了50％，所以可以有效地降低曲轴40超高速旋转时偏心部所产生的离心力，改善压缩机的振动和噪音问题，同时减小了安装在转子两端平衡块的质量，降低了压缩机的生产成本。且本申请的活塞材料的表面摩擦系数较小且表面光洁度较好，可以有效的减少滚子摩擦副的磨损，降低压缩机功耗。活塞材料的硬度较大，耐磨性较好，可以大幅度提升压缩机长时间在超高速工况条件下运转的可靠性。
通过上述可知：传统的单缸滚动转子式压缩机在高速领域的发展，主要存在两点瓶颈问题，一曲轴挠度变形严重：由于曲轴上具有偏心部，因此在曲轴以较高转速(转速在120rps 左右)旋转时，偏心部和套在偏心部外圆上的滚动活塞具有较大的离心力，使得曲轴的偏心部和曲轴的悬臂端(曲轴长轴伸出气缸上法兰的部分)产生较大的挠度变形，引起压缩机摩擦功耗增加、电机定转子之间的气隙减小以及压缩机振动效应增加，造成压缩机的功耗增加、电机效率降低以及压缩机的振动和噪声水平变差。二气体泄漏量大：由于滚动转子式压缩机的泵体零件存在一定的装配间隙，这就使得当装配间隙两侧存在较大压力差时，会引起气体冷媒由高压区经过泵体装配间隙向低压区的大量泄漏，造成压缩机容积效率减少和能效降低。然而，为了实现转子式压缩机小型化和高速化的研发，即单缸滚动转子式压缩机的电机转速由120rps提升至超高转速200rps甚至达到240rps，会使得上述两方面的问题进一步加剧并恶化，引起压缩机泵体零件严重磨损、气体工质在单位时间内泄漏总量的急剧增加、电机转子与定子碰撞扫镗以及压缩机振动和噪声水平超标，严重时将造成压缩机泵体卡死停机。本申请的技术方案有效地解决了电机转速在高于120rps时出现的上述的两个问题。
本申请还提供了一种转子压缩机，包括压缩机主体和安装在压缩机主体上的泵体组件。泵体组件为上述的泵体组件。
本申请还提供了一种空调器，包括压缩机。压缩机为上述的转子压缩机。
以上仅为本实用新型的优选实施例而已，并不用于限制本实用新型，对于本领域的技术人员来说，本实用新型可以有各种更改和变化。凡在本实用新型的精神和原则之内，所作的任何修改、等同替换、改进等，均应包含在本实用新型的保护范围之内。
