CN111365260B - 双级动压气悬浮离心压缩机、冷媒循环系统和制冷设备 - Google Patents

Abstract

本公开涉及一种压缩机、冷媒循环系统和制冷设备。压缩机包括：壳体和电机驱动系统；所述电机驱动系统包括压缩机转子和电机定子，所述壳体具有电机容纳腔和压缩腔，所述电机定子固定设置于所述电机容纳腔内并具有转子安装孔，所述压缩机转子可转动地设于所述壳体内；所述电机定子内设有沿所述压缩机转子的轴向延伸的回流通孔，所述电机容纳腔内的部分流体从所述电机定子的一端经所述回流通孔流向所述电机定子的另一端。本公开能够改善压缩机内部冷却效果。

Description

双级动压气悬浮离心压缩机、冷媒循环系统和制冷设备

技术领域

本公开涉及压缩机领域，尤其涉及一种双级动压气悬浮离心压缩机、冷媒循环系统和制冷设备。

背景技术

离心式制冷压缩机属于高速度型压缩机，压缩机转子在工作中高速旋转，需要可靠的轴承对转子进行支撑。常规转子使用的轴承主要有滚动轴承、油膜轴承和磁悬浮轴承。对于滚动轴承和油膜轴承，压缩机需要额外的油润滑系统以及复杂的供油油路系统，同时在制冷剂与润滑油具有兼容性，需要在系统里面增加分离系统，这会导致整个系统过于复杂和庞大。

由于滚动轴承和油膜轴承承载力较高，常规离心式压缩机使用的电机转子都是一体式结构，该结构的压缩机转子重量相对较重，不利于转子临界转速的提升。一体式结构在制作较大的转子时，加工过程相对发杂，且对设备要求相对较高，会增加成本。

另外，压缩机在工作过程中，由于机械损耗会产生热量，主要是由于定子绕组损耗和转子涡流相互作用的结果，使压缩机内部的温度急剧升高。若不进行冷却，过多的热量将影响绝缘材料的使用寿命、降低电机的输出功率、以及导致永磁体退磁，严重时烧毁压缩机零部件。

因此，为了解决压缩机复杂油路系统，出现了无油环保的磁悬浮轴承。对于磁悬浮轴承，省去了供油系统和分离系统，却增加了更加复杂的控制系统，由于磁悬浮轴承需要稳定的电源，为防止系统突然断电，需要增加保护系统，这导致整个压缩机维护成本增加，结构更加复杂化。

而为了解决压缩机转子临界转速问题，现有压缩机主要通过减少转子的长度或者提高轴承的刚度来提高转子的临界转速。但是减少转子长度方向，受到各零部件大小尺寸的影响，可以优化的程度相对较少。提高轴承刚度，在高转速下需要增大轴承的体积，会导致压缩机整体变大，违背了小型化的发展趋势。

对于电机冷却问题，现有技术的离心压缩机大多采用蒸发式或者喷液式冷却电机。该方法主要是液态冷媒通过电机冷却流道后，吸收定子表面的热量变成气态。之后从电机腔的前端排出，在通过定子与转子之间的缝隙回到电机腔的后端，对电机转子的表面进行再次冷却。但是此冷却主要涉及转子和定子表面，内部冷却并不充分，转子内部存在温度集中，当温度过高时，会导致永磁体存在退磁的现象。

发明内容

有鉴于此，本公开实施例提供一种压缩机、冷媒循环系统和制冷设备，能够改善压缩机内部冷却效果。

在本公开的一个方面，提供一种压缩机，包括：壳体和电机驱动系统；所述电机驱动系统包括压缩机转子和电机定子，所述壳体具有电机容纳腔和压缩腔，所述电机定子固定设置于所述电机容纳腔内并具有转子安装孔，所述压缩机转子可转动地设于所述壳体内；

所述电机定子内设有沿所述压缩机转子的轴向延伸的回流通孔，所述电机容纳腔内的部分流体从所述电机定子的一端经所述回流通孔流向所述电机定子的另一端。

在一些实施例中，所述回流通孔包括：

回气孔，位于所述压缩机转子上方，用于流通气体；和/或，

回液孔，位于所述压缩机转子下方，用于流通液体。

在一些实施例中，还包括压缩系统，所述压缩系统包括蜗壳，所述蜗壳在不同的角度范围具有至少两种蜗壳型线。

在一些实施例中，所述至少两种蜗壳型线包括沿所述蜗壳内部气流方向分布的第一蜗壳型线和第二蜗壳型线，所述第一蜗壳型线和所述第二蜗壳型线的分型界面相对于从蜗壳中心垂直指向所述蜗壳的气流出口的方向呈80°～100°。

在一些实施例中，所述第一蜗壳型线为D形、梯形或椭圆形，所述第二蜗壳型线为大于180°的圆形。

在一些实施例中，所述压缩机转子包括：

电机转子，位于所述电机容纳腔并穿设于所述转子安装孔内，具有中空部和通气孔，所述通气孔与所述中空部及所述电机容纳腔均连通；和

压缩单元转动部，位于所述压缩腔内，固定连接于所述电机转子端部并与所述电机转子之间形成与所述中空部连通的进气通路，所述压缩腔内的流体经所述进气通路进入所述中空部，并经所述通气孔进入所述电机容纳腔。

在一些实施例中，所述压缩机转子包括：电机转子，位于所述电机容纳腔并穿设于所述转子安装孔内，具有中空部和通气孔，所述通气孔与所述中空部及所述电机容纳腔均连通；所述电机转子包括：

永磁体；

第一端部轴段，固定设置于所述永磁体的第一端；和

第二端部轴段，固定设置于所述永磁体的第二端。

在一些实施例中，所述压缩机为离心压缩机，所述压缩单元转动部为叶轮。

在一些实施例中，还包括气体轴承，所述压缩机转子通过所述气体轴承可转动地支承于所述壳体内。

在一些实施例中，所述第一端部轴段包括第一轴向孔和连通所述第一轴向孔与所述电机容纳腔的多个第一穿孔，所述中空部包括所述第一轴向孔，所述通气孔包括所述第一穿孔；和/或，

所述第二端部轴段包括第二轴向孔和连通所述第二轴向孔与所述电机容纳腔的多个第二穿孔，所述中空部包括所述第二轴向孔，所述通气孔包括所述第二穿孔。

在一些实施例中，所述电机转子的端部设有用于与所述压缩单元转动部配合的轴向凹口，所述轴向凹口的侧壁上设置向径向外侧凹入的第一泄漏槽，所述进气通路包括所述第一泄漏槽；和/或

所述压缩单元转动部的端面与所述电机转子的端面配合，所述压缩单元转动部的该端面设置第二泄漏槽，所述进气通路包括所述第二泄漏槽；和/或

所述压缩单元转动部的端面与所述电机转子的端面配合，所述电机转子的该端面设置第三泄漏槽，所述进气通路包括所述第三泄漏槽。

在一些实施例中，所述壳体上设有：

冷却流体入口；

螺旋槽，设置于所述壳体的内壁上，与所述电机定子的外周面形成螺旋冷却流道，所述螺旋冷却流道的第一端与所述冷却流体入口连通，所述螺旋冷却流道的第二端与所述电机定子的一端的所述电机容纳腔连通；和

冷却流体出口，与所述电机定子的另一端的电机容纳腔连通。

因此，根据本公开实施例，通过在电机定子中设置沿压缩机转子的轴向延伸的回流通孔，以使电机容纳腔内的部分流体从所述电机定子的一端经所述回流通孔流向所述电机定子的另一端，这样就利用回流通孔实现了电机定子内部的冷却，并且增加了流体回流时的流通面积，利于电机散热。

附图说明

构成说明书的一部分的附图描述了本公开的实施例，并且连同说明书一起用于解释本公开的原理。

参照附图，根据下面的详细描述，可以更加清楚地理解本公开，其中：

图1是根据本公开压缩机的一些实施例的结构示意图；

图2-图3分别是根据本公开压缩机的一些实施例中两种电机转子的结构示意图；

图4a和图4b分别是根据本公开压缩机的一些实施例中蜗壳的截面和结构示意图；

图5a和图5b分别是根据本公开压缩机的一些实施例中电机转子和电机定子的截面示意图；

图6是根据本公开压缩机的一些实施例中内部冷却流体循环示意图；

图7是根据本公开压缩机的一些实施例中压缩机转子的结构示意图；

图8是图7实施例中电机转子的截面示意图；

图9是图7实施例中锁紧杆的活动凸出部的结构示意图；

图10是根据本公开压缩机的一些实施例中压缩机转子的结构示意图；

图11是根据本公开压缩机的一些实施例的压缩机转子中连接杆的结构示意图；

图12是根据本公开压缩机的一些实施例的压缩机转子中锁紧螺母的结构示意图；

图13是根据本公开压缩机的另一些实施例的压缩机转子的结构示意图；

图14是根据本公开压缩机的另一些实施例的结构示意图；

图15是根据本公开压缩机的一些实施例中压缩机转子的结构示意图；

图16是根据本公开压缩机的另一些实施例中压缩机转子的结构示意图；

图17-图20分别是根据本公开压缩机的一些实施例中多种电机转子的结构示意图；

图21是根据本公开压缩机的再一些实施例的结构示意图；

图22-图23分别是根据本公开压缩机的一些实施例中两种压缩机转子的结构示意图；

图24是根据本公开压缩机的又一些实施例的结构示意图；

图25是图24实施例中内部冷却流体循环示意图；

图26是根据本公开压缩机的一些实施例中电机转子的截面结构示意图；

图27-图29分别是本公开压缩机的一些实施例中电机转子表面的三种凸起结构的示意图；

图30是根据本公开压缩机的另一些实施例的结构示意图；

图31是图30实施例中轴承与轴承支座的装配示意图；

图32和图33分别是根据本公开压缩机的一些实施例中轴承支座的立体结构和截面示意图；

图34是根据本公开压缩机的一些实施例的局部结构示意图；

图35是根据本公开压缩机的一些实施例中轴承支撑组件中固定板与轴承支座的组合结构示意图；

图36是图35实施例中的轴承支座结构示意图；

图37是根据本公开压缩机的一些实施例中轴承支撑组件进行组合加工的结构示意图；

图38和图39分别是根据本公开压缩机的另一些实施例中轴承支座的立体结构和截面示意图；

图40是根据本公开压缩机的另一些实施例的局部结构示意图；

图41是根据本公开压缩机的一些实施例的结构示意图；

图42和图43分别是根据本公开压缩机的一些实施例中扩压器的截面和侧向结构示意图；

图44是根据本公开压缩机的一些实施例的局部结构示意图；

图45是根据本公开压缩机的另一些实施例的结构示意图；

图46是根据本公开压缩机的再一些实施例的结构示意图；

图47是根据本公开压缩机的再一些实施例中扩压器、推力盘和固定板的安装结构示意图；

图48是根据本公开压缩机的再一些实施例中扩压器、推力盘、固定板和轴承支座的安装结构示意图；

图49是根据本公开压缩机的再一些实施例中固定板和轴承支座采用一体化结构的示意图；

图50是根据本公开压缩机的再一些实施例中轴承支座与壳体的安装结构示意图；

图51是根据本公开压缩机的再一些实施例中密封结构的结构示意图。

应当明白，附图中所示出的各个部分的尺寸并不是按照实际的比例关系绘制的。此外，相同或类似的参考标号表示相同或类似的构件。

具体实施方式

现在将参照附图来详细描述本公开的各种示例性实施例。对示例性实施例的描述仅仅是说明性的，决不作为对本公开及其应用或使用的任何限制。本公开可以以许多不同的形式实现，不限于这里所述的实施例。提供这些实施例是为了使本公开透彻且完整，并且向本领域技术人员充分表达本公开的范围。应注意到：除非另外具体说明，否则在这些实施例中阐述的部件和步骤的相对布置、材料的组分、数字表达式和数值应被解释为仅仅是示例性的，而不是作为限制。

本公开中使用的“第一”、“第二”以及类似的词语并不表示任何顺序、数量或者重要性，而只是用来区分不同的部分。“包括”或者“包含”等类似的词语意指在该词前的要素涵盖在该词后列举的要素，并不排除也涵盖其他要素的可能。“上”、“下”、“左”、“右”等仅用于表示相对位置关系，当被描述对象的绝对位置改变后，则该相对位置关系也可能相应地改变。

在本公开中，当描述到特定器件位于第一器件和第二器件之间时，在该特定器件与第一器件或第二器件之间可以存在居间器件，也可以不存在居间器件。当描述到特定器件连接其它器件时，该特定器件可以与所述其它器件直接连接而不具有居间器件，也可以不与所述其它器件直接连接而具有居间器件。

本公开使用的所有术语(包括技术术语或者科学术语)与本公开所属领域的普通技术人员理解的含义相同，除非另外特别定义。还应当理解，在诸如通用字典中定义的术语应当被解释为具有与它们在相关技术的上下文中的含义相一致的含义，而不应用理想化或极度形式化的意义来解释，除非这里明确地这样定义。

对于相关领域普通技术人员已知的技术、方法和设备可能不作详细讨论，但在适当情况下，所述技术、方法和设备应当被视为说明书的一部分。

如图1所示，为本公开压缩机的一些实施例的内部结构示意图。参考图1及图2-图6，本公开提供了一种压缩机，包括：壳体A-10、压缩系统、电机驱动系统和循环供气自冷却系统。在图1中，壳体A-10具有电机容纳腔A-14和压缩腔。

电机驱动系统可包括电机定子A-30和压缩机转子A-20。电机定子A-30可固定设置于电机容纳腔A-14内并具有转子安装孔A-31。压缩机转子A-20可转动地设于壳体A-10内，包括电机转子A-21和压缩单元转动部。

电机转子A-21位于电机容纳腔A-14并穿设于转子安装孔A-31内。电机转子A-21具有中空部和通气孔(图1未示出通气孔)，通气孔与中空部及电机容纳腔A-14均连通。

压缩系统可包括蜗壳、扩压器和轴承支座等。而壳体A-10包括电机筒体A-11和设置于电机筒体A-11的轴向至少一端的蜗壳。蜗壳在不同的角度范围可以具有至少两种蜗壳型线。例如壳体A-10包括电机筒体A-11和设置于电机筒体A-11的轴向两端的第一蜗壳A-12和第二蜗壳A-13。

参考图4a和图4b，在一些实施例中，至少两种蜗壳型线包括沿所述蜗壳内部气流方向分布的第一蜗壳型线A-1a和第二蜗壳型线A-1b，所述第一蜗壳型线A-1a和所述第二蜗壳型线A-1b的分型界面相对于从蜗壳中心垂直指向所述蜗壳的气流出口的方向呈80°～100°，这样可保证蜗壳中流速变化不会太剧烈。分型界面相对于从蜗壳中心垂直指向所述蜗壳的气流出口的方向优选呈90°。以90°为例，在0°～90°的第一蜗壳型线可采用D形，即类似于大写字母D的形状。这种形状可使得蜗壳在铸造时容易清砂，结构更加简单。除了采用D形，第一蜗壳型线还可以采用梯形或椭圆形。而90°～360°的第二蜗壳型线优选为大于180°的圆形。也就是说，圆形的蜗壳型线的大部分位于蜗壳内部，这样可使得蜗壳的外壁尺寸减小，从而使蜗壳更加小型化。另外，蜗壳在分型界面可细分成多个过渡截面，以实现两种蜗壳型线的均匀过渡，从而消除气流在流经分型界面时的波动。

压缩单元转动部位于压缩腔内，固定连接于电机转子A-21端部并与电机转子A-21之间形成与中空部连通的进气通路，压缩腔内的流体经进气通路进入中空部，并经通气孔进入电机容纳腔A-14。

本公开实施例的压缩机因在电机转子A-21内设置中空部和与中空部及电机容纳腔A-14均连通的通气孔，并在压缩单元转动部与电机转子A-21之间形成与中空部连通的进气通路，通过进气通路可以使压缩单元转动部内的流体进入中空部，随着电机转子A-21转动，该流体可以从通气孔流出至电机容纳腔A-14，从而可以对电机转子A-21内部进行冷却，可以解决电机转子A-21发热集中问题，利于保证压缩机中电机冷却充分，实现高效可靠运行。

如图1所示，在一些实施例中，压缩机可以是离心压缩机，压缩单元转动部为离心压缩机的叶轮。可以仅在电机转子的一侧设置压缩单元转动部，也可以在电机转子的两侧分别设置压缩单元转动部。每一侧的压缩单元转动部可以是单级的，也可以是多级的。例如，压缩单元转动部为叶轮时，电机转子一侧的叶轮的数量可以是一个，也可以是两个以上。

如图1所示，在一些实施例中，压缩机转子A-20包括电机转子A-21、一级叶轮A-22和二级叶轮A-23。压缩机转子A-20还包括第一锁紧杆A-24、第二锁紧杆A-25、第一锁紧螺母A-26和第二锁紧螺母A-27。一级叶轮A-22通过第一锁紧杆A-24和第一锁紧螺母A-26固定于电机转子A-21的左端，二级叶轮A-23通过第二锁紧杆A-25和第二锁紧螺母A-27固定于电机转子A-21的右端。第一锁紧杆A-24和第二锁紧杆A-25与电机转子A-21可以是一体设置，也可以分体设置再通过如螺纹连接等连接方式连接在一起。与一级叶轮A-22和二级叶轮A-23对应地，压缩腔有两个，分别为一级压缩腔A-15和二级压缩腔A-16。一级叶轮A-22位于一级压缩腔A-15内，二级叶轮A-23位于二级压缩腔A-16内。

在一些未图示的实施例中，压缩机可以具有其它压缩单元转动部，如压缩单元转动部可以为螺杆，也不排除为动涡卷，滚子等。

如图1所示，在一些实施例中，压缩机还包括电机定子A-30、第一扩压器A-40、第一轴承支座A-50、第一径向轴承A-60，第二扩压器A-60、第二轴承支座A-80和第二径向轴承A-90及未标示的第一推力轴承和第二推力轴承。

如图1和图6所示，电机定子A-30固定于壳体A-10并具有转子安装孔A-31，电机转子A-21穿设于转子安装孔A-31内。

第一轴承支座A-50和第二轴承支座A-80分别固定于壳体A-10的电机筒体A-11内部并分别位于电机定子A-30的轴向两端。第一径向轴承A-60位于第一轴承支座A-50内，第二径向轴承A-90位于第二轴承支座A-80内。第一径向轴承A-60和第二径向轴承A-90分别支撑于电机转子A-21的轴向两端，从而将电机转子A-21支撑于壳体A-10的电机筒体A-11内的电机容纳腔A-14内。

压缩机转子A-20还包括设置于电机转子A-21轴向一端(图1中的左端)的推力盘A-28。在第一轴承支座A-50与推力盘A-28之间设有第一推力轴承，在第一扩压器A-40背离扩压器A-40上的扩压结构的一端设有第二推力轴承，从而，电机转子A-21在轴向上限位于壳体A-10的电机容纳腔A-14内。

第一扩压器A-40和第二扩压器A-70分别具有扩压结构，如叶片或扩压面，并集成密封结构，如梳齿，以使第一扩压器A-40和第二扩压器A-70还分别用于隔离一级压缩腔A-15与电机容纳腔A-14及隔离二级压缩腔A-16第二叶轮A-23所在空间与电机容纳腔A-14，防止一级压缩腔A-15和二级压缩腔A-16的流体经压缩机转子A-20与第一扩压器A-40的间隙及压缩机转子A-20与第二扩压器A-70之间的间隙泄漏至电机容纳腔A-14内。

如图1至图3、图6所示，在一些实施例中，电机转子包括永磁体A-211。永磁体A-211可以产生磁场，用于在电机定子A-30的绕组通电时，带动电机转子A-21及压缩机转子A-20转动。

本公开实施例适用于各种压缩机的电机冷却，尤其适用于采用永磁同步电机的压缩机的电机冷却，利于解决电机冷却的均匀性问题，利于避免电机转子因为长期运行在高温环境中造成永磁体退磁而造成电机损坏。

如图1至图3、图6所示，在一些实施例中，电机转子A-21包括永磁体A-211、第一端部轴段A-212和第二端部轴段A-213。

永磁体A-211可以为如图2所示的实心柱体，也可以为图3所示的具有通孔的空心柱体。永磁体A-211作为电机转子A-21与电机定子A-30共同构成驱动压缩机转子A-20转动的电机。永磁体A-211的材料例如为磁钢。

第一端部轴段A-212固定设置于永磁体A-211的第一端。第二端部轴段A-213固定设置于永磁体A-211的第二端。

如图2和图3所示，在一些实施例中，电机转子A-21还包括在第一端部轴段A-212的靠近永磁体A-211的一端一体设置的安装套筒A-214。永磁体A-211和第二端部轴段A-213通过热套方式固定安装于安装套筒A-214内。

在未图示的一些实施例中，可以设置独立的安装套筒，第一端部轴段、永磁体和第二端部轴段均通过热套的方式套装在安装套筒内。

如图2和图3所示，在一些实施例中，第一端部轴段A-212包括第一轴向孔A-2121和连通第一轴向孔A-2121与电机容纳腔A-14的多个第一穿孔A-2122，中空部包括第一轴向孔A-2121，通气孔包括第一穿孔A-2122。第二端部轴段A-213包括第二轴向孔A-2131和连通第二轴向孔A-2131与电机容纳腔A-14的多个第二穿孔A-2132，中空部包括第二轴向孔A-2131，通气孔包括第二穿孔A-2132。

如图2、图3和图6所示，中空部和通气孔轴对称分布。中空部为轴向孔，通气孔为径向孔。多个通气孔沿轴向、周向分别均匀地分布于相应的轴段上。也可以将两端部轴段的通气孔的数量设置为相同和/或角度设置为相同。以上各种设置方式有利于电机转子A-21的动平衡。

电机转子A-21的多个通气孔可以是整齐排布，也可以是交错排布或者螺旋排布等。通气孔的截面形状不限，例如可以是圆形、方形、三角等形状。

如图2所示，在一些实施例中，第一轴向孔A-2121和第二轴向孔A-2131均为轴向通孔。图2中，永磁体A-211为由永磁体制成的实心圆柱体。此时，在电机转子的两端均需对应设置进气通路，各进气通路为对应一端的中空部部分供应流体用于冷却电机转子A-21。

为了更好地冷却，永磁体上可以开设一个或一些孔。这些孔一方面可以使流体进入永磁体内部以更好地冷却电机转子，另一方面，前述一个孔或一些孔中的连通永磁体的两个轴向端面的孔还可以起到连通电机转子两侧的中空部的作用。此时，可以在电机转子的两端对应设置进气通路，也可以仅在电机转子的一端设置进气通路。

如图3所示，在一些实施例中，第一轴向孔A-2121和第二轴向孔A-2131中的一个为轴向通孔，另一个为开口端朝向永磁体A-211的盲孔，永磁体A-211具有连通第一轴向孔A-2121和第二轴向孔A-2131的第三轴向孔A-2111。受到永磁体材料影响，第三轴向孔A-2111的大小以直径小于或等于4mm为宜。

如图1至3、图6所示，在一些实施例中，电机转子A-21的端部设有用于与压缩单元转动部配合的轴向凹口，轴向凹口的侧壁上设置向径向外侧凹入的第一泄漏槽，进气通路包括第一泄漏槽。在图2或图3中，在电机转子A-21的左端的第一端部轴段A-211的左端部设置有第一轴向凹口A-2123，在电机转子A-21的右端的第二端部轴段A-212的右端部设置有第二轴向凹口A-2133。

下面结合图5a以电机转子A-21的左端面为例说明一实施例的第一泄漏槽。如图5a所示，在电机转子A-21的左端的第一端部轴段A-211的左端部的第一轴向凹口A-2123的侧壁上设置有四个第一泄漏槽A-2124。四个第一泄漏槽A-2124沿电机转子A-21的轴向均布。第一泄漏槽A-2124的截面形状为V形。

在图2所示的实施例中，在电机转子A-21的左右两端的轴向凹口内均设置有第一泄漏槽。在图3所示的实施例中，在电机转子A-21的右端的轴向凹口A-2133内设置有第一泄漏槽。

如图2所示，第一轴向凹口A-2123设置于第一轴向孔A-2121的端部，第二轴向凹口A-2133设置于第一轴向孔A-2131的端部。

如图3所示，第一轴向凹口A-2123与第一轴向孔A-2121分设于第一端部轴段A-212的两端，中间用隔离壁A-2125隔离。第二轴向凹口A-2133设置于第一轴向孔A-2131的端部。

在一些实施例中，压缩单元转动部的端面与电机转子A-21的端面配合，压缩单元转动部的该端面设置第二泄漏槽，进气通路包括第二泄漏槽。

在一些实施例中，压缩单元转动部的端面与电机转子A-21的端面配合，电机转子A-21的该端面设置第三泄漏槽，进气通路包括第三泄漏槽。

为了使进气通路向电机转子A-21的中空部内导入压缩腔内的流体，在一些实施例中，可以同时包括第一泄漏槽、第二泄漏槽和第三泄漏槽中的两者或三者。

前述各种泄漏槽的截面形状不限，除V形以外，例如还可以为弧形、方形、梯形、U形等。前述各种泄漏槽的数量也不限，例如也可以小于4个或大于4个。泄漏槽的截面大小以满足用于电机转子A-21冷却的流体通过为宜。

以上实施例中，电机转子A-21包括三段结构，左右两段端部轴段加工成空心结构，中间为整体永磁体，有利于简化结构，减少装配。电机转子A-21制有多个通气孔，在电机转子A-21上制作多个穿孔，形成蜂窝式的孔隙，在电机转子A-21高速旋转时，通过从中空部和通气孔中流过冷媒等流体，可将电机转子A-21内部的热量带走。

如图1、图5b和图6所示，在一些实施例中，电机定子A-30内部具有沿轴向设置的回流通孔。电机容纳腔A-14内的流体部分从电机定子A-30的一端经回流通孔流向电机定子A-30的另一端，部分从电机定子A-30的一端经转子安装孔A-31与电机转子A-21之间的配合间隙A-311流向电机定子A-30的另一端。

如图1、图5和图6所示，回流通孔包括：回气孔A-32，位于压缩机转子A-20上方，用于流通气体；和/或，回液孔A-33，位于压缩机转子A-20下方，用于流通液体。参考图5，在一些实施例中，回流通孔包括三个回气孔A-32和三个回液孔A-33。

设置回流通孔可以使电机定子A-30内部得到冷却，也增加了流体回流时的流通面积，利于电机散热。

如图6所示，在一些实施例中，壳体A-10上还设有冷却流体入口A-111、螺旋槽A-112和冷却流体出口A-113。螺旋槽A-112设置于壳体A-10的电机筒体A-11的内壁上，与电机定子A-30的外周面形成螺旋冷却流道，螺旋冷却流道的第一端与冷却流体入口A-111连通，螺旋冷却流道的第二端与电机定子A-30的一端(图6所示左端)的电机容纳腔A-14连通。冷却流体出口A-113与电机定子A-30的另一端(图6所示右端)的电机容纳腔A-14连通。冷却流体出口A-113设置于电机筒体A-11的右端。

压缩腔内的气体经电机转子一端或两端的进气通路泄漏至电机转子A-21的中空部后，对电机转子A-21进行冷却，之后在电机转子A-21高速旋转的作用下，从电机转子A-21上的通气孔甩出至电机容纳腔A-14内，带走电机转子A-21内部的热量，与经螺旋冷却流道进入电机容纳腔A-14的左端的流体混合，再经回流通孔和转子安装孔A-31与电机转子A-21之间的配合间隙A-311流至电机容纳腔的右端，后经冷却流体出口A-113从压缩机流出。

本公开的压缩机中，转子可通过各种类型的轴承支承于壳体上，例如滑动轴承、滚动轴承、液压轴承、磁悬浮轴承等。

在一些实施例中，压缩机包括气体轴承，压缩机转子A-20通过气体轴承可转动地支承于壳体A-10上。气体轴承例如为动压气体轴承，也可以为静压气体轴承。采用气体轴承可以使用与压缩机压缩的工质气体相同的气体作为悬浮气体，从而使电机转子的通气孔的设置位置无需避让气体轴承的安装位置。

由于电机转子具有中空部，利于减轻电机转子的重量，更适宜于气体轴承应用。

如图1所示，在一些实施例中，前述第一径向轴承A-60、第二径向轴承A-90、第一推力轴承和第二推力轴承均为动压气体轴承。

下面结合图1至图6对以上各实施例的压缩机以用作冷媒循环系统的制冷压缩机为例对电机冷却流体循环的工作过程和原理进行说明。

作为冷却流体的冷媒通过冷却流体入口A-111进入螺旋冷却流道，冷却流体在电机筒体A-11与电机定子A-30之间进行螺旋流动，在螺旋流道内流动的冷却流体不断吸收热量，降低电机定子A-30表面的温度。从电机转子A-21两端部泄露的作为冷却流体的冷媒进入电机转子A-21的中空部，吸收电机转子A-21内部的热量，然后在高速旋转的作用下从电机转子A-21的通气孔甩出，对电机转子A-21内部进行冷却。冷媒在电机容纳腔A-14左端聚集后，一部分通过电机定子A-30和电机转子A-21间的配合间隙A-311流向电机容纳腔A-14右端，吸收电机转子A-21外表面热量。同时，由于电机定子A-30上部设置回气孔A-32、下部设有回液孔A-33，电机容纳腔A-14左端的气态冷媒也会通过回气孔A-32流向电机容纳腔A-14右端，电机容纳腔A-14左端的液态冷媒会通过回液孔A-33流向电机容纳腔A-14右端，带走电机定子A-30内部热量，使电机冷却更加充分。

在各径向轴承和各推力轴承为气体轴承时，由于各气体轴承位于电机容纳腔A-14中，电机容纳腔A-14内的冷媒可以直接为气体轴承供气以及冷却气体轴承。因此，以上实施例的压缩机，不但利于解决电机转子A-21内部冷却问题，还能为压缩机的气体轴承供气，省去外部供气装置，进一步提高压缩机的工作稳定性和可靠性。

本公开实施例的压缩机，可以使电机转子冷却均匀，消除集中热量带来的局部温度偏高现象，利于保证压缩机安全可靠的运行。

在上述实施例中，结合图1-3和图6示出了电机驱动系统中的压缩机转子及电机转子的结构，此外还通过图1还示出了气体轴承、扩压器和轴承支座等装配结构。下面将通过多个实施例对压缩机转子及电机转子、电机驱动系统、气体轴承、扩压器和轴承支座等结构及相互间的装配结构的其他可能的变形结构进行说明。需要说明的是，本公开在这些实施例中所描述的各个具体技术特征可以在不矛盾的情况下，通过任何合适的方式进行组合。为了避免不必要的重复，本实用新型实施例对各种可能的组合方式不再另行说明。

转子结构变形例一

参考图7-图9，在一些实施例中，提供了一种压缩机转子，包括电机转子B-10、锁紧杆B-20、压缩单元转动部和锁紧部件。

如图7所示，电机转子B-10包括沿轴向固定连接的多个转子段，多个转子段具有轴向通孔B-15。锁紧杆B-20贯穿轴向通孔B-15。压缩单元转动部位于电机转子B-10的端部并连接于锁紧杆B-20上。锁紧部件将压缩单元转动部锁定于锁紧杆B-20上。锁紧杆、压缩单元转动部和锁紧部件形成对电机转子B-10施加朝向轴向内侧的压力的压紧结构。

本公开的压缩机转子中，电机转子B-10包括沿轴向固定连接的多个转子段，在电机转子B-10内部穿设锁紧杆B-20，锁紧杆、压缩单元转动部和锁紧部件形成对电机转子B-10施加朝向轴向内侧的压力的压紧结构，可以在分段加工电机转子B-10的同时，使具有多个转子段的电机转子B-10的各转子段之间连接更加可靠牢固。

如图7所示，在一些实施例中，压缩机可以是离心压缩机，压缩单元转动部为离心压缩机的离心叶轮。可以仅在电机转子的一侧设置压缩单元转动部，也可以在电机转子的两侧分别设置压缩单元转动部。每一侧的压缩单元转动部可以是单级的，也可以是多级的。例如，压缩单元转动部为叶轮时，电机转子一侧的叶轮的数量可以是一个，也可以是两个以上。

在一些实施例中，锁紧杆B-20的两端分别连接压缩单元转动部。

在一些实施例中，锁紧杆B-20的端部设有外螺纹，锁紧部件包括与锁紧杆B-20的外螺纹配合的锁紧螺母。

如图7所示，在一些实施例中，压缩机转子包括电机转子B-10、一级离心叶轮B-30和二级离心叶轮B-50。锁紧杆B-20的左右两端分别设有外螺纹。一级离心叶轮B-30通过作为锁紧部件的第一锁紧螺母B-40锁紧于锁紧杆B-20的左端。二级离心叶轮B-50通过作为锁紧部件的第二锁紧螺母B-60锁紧于锁紧杆B-20的右端。

如图7和图8所示，在一些实施例中，轴向通孔B-15包括小径段B-151和直径大于小径段B-151的大径段。

轴向通孔B-15包括小径段B-151和直径大于小径段B-151的大径段，可以根据电机转子B-10的各转子段的性质尽可能地将电机转子制作为空心结构，从而利于减轻电机转子B-10及压缩机转子的整体重量，利于提高压缩机转子的临界转速。

在一些实施例中，锁紧杆B-20包括杆体B-21和凸出部。杆体B-21与轴向通孔B-15的小径段B-151配合。凸出部设置于杆体B-21上，从杆体B-21向径向外侧凸出，凸出部与轴向通孔B-15的大径段配合。

设置凸出部，可以在不过于增加压缩机转子的整体重量的基础上，提高锁紧杆B-20的整体刚度，从而利于压缩机转子的动平衡。

在一些实施例中，凸出部为凸环。凸环可以为杆体B-21提供周向各位置的支撑，利于压缩机转子的动平衡。

在一些实施例中，电机转子B-10的轴向中部包括永磁体B-11，小径段B-151位于轴向通孔B-15的轴向中部，两个大径段分别位于轴向通孔B-15的两端。如图7和图8所示，两个大径段分别为位于电机转子左端的第一大径段B-152和位于电机转子B-10右端的第二大径段B-153。

对于具有多个转子段的电机转子B-10来说，轴向中部一般为永磁体的设置位置，在该部分设置小径段，可以减少设置轴向通孔对永磁体的影响。电机转子B-10的轴向两端则为非磁性体，在该部位设置大径段，利于减轻电机转子及压缩机转子的整体重量，从而利于提高压缩机转子的临界转速。

如图7所示，锁紧杆B-20包括两个凸出部，两个凸出部分别与两个大径段配合。该设置利于提高锁紧杆B-20的整体刚度，从而利于压缩机转子的动平衡。

如图7所示，两个凸出部中的一个为固定于杆体B-21上的固定凸出部B-22，另一个为相对于杆体B-21可活动的活动凸出部B-23。分别设置固定凸出部B-22和活动凸出部B-23，利于锁紧杆B-20与电机转子B-10的组装。

如图7所示的实施例中，固定凸出部B-22与第一大径段B-152配合，活动凸出部B-23与第二大径段B-153配合。

在一些未图示的实施例中，也可以是两个凸出部均为相对于杆体可活动的活动凸出部。

在一些实施例中，活动凸出部B-23与轴向通孔B-15的内壁通过键配合以限制活动凸出部B-23相对于轴向通孔B-15的周向位置。

如图7至图9所示，在第二大径段B-153的孔壁上设有键槽B-1531，在活动凸出部B-23的外周设有键B-232。当活动凸出部B-23的中心孔B-231套装于已穿设于电机转子B-10的轴向通孔B-15内的杆体B-21和第二大径希B-153的内壁之间时，键B-232与键槽B-1531配合，活动凸出部B-23的周向位置被限定。

图7至图9中仅示出了方键的形式，在未图示的实施例中，键也可以是固定于电机转子上的而在活动凸出部上设置槽；键也可以是独立的，在电机转子B-10和活动凸出部上分别设置键槽。键的形式也不限于方键，还可以是圆键、半圆键或花键等。

如图7所示，在一些实施例中，杆体B-21上设置轴肩，活动凸出部B-23位于所在的电机转子B-10的一端的端面与轴肩之间。例如，活动凸出部B-23可抵靠于轴肩上。该设置利于限定活动凸出部B-23的轴向位置，利于保证锁紧杆B-20的刚度稳定。

在一些实施例中，活动凸出部B-23所在的电机转子B-10的一端的压缩单元转动部包括伸入轴向通孔B-15内部的轴向凸台，活动凸出部B-23沿轴向限位于前述轴肩和轴向凸台的端面之间。

如图7所示，第二离心叶轮B-50的左端具有轴向凸台，该轴向凸台的外周与第二大径段B-153的右端内壁配合，该轴向凸台的左端面与杆体B-21上的轴肩可将活动凸出部B-23的轴向位置限定于一定的范围内。当该轴向凸台的左端面与轴肩的距离设定得等于或略大于活动凸出部B-23的轴向两端的距离时，活动凸出部B-23的轴向位置基本确定，利于保证锁紧杆B-20的刚度稳定，从而利于保证压缩机转子的动平衡。

在一些实施例中，固定凸出部B-22与对应的大径段的配合间隙小于杆体B-21与小径段B-151的配合间隙。该设置利于压缩机转子快速组装。

在一些实施例中，活动凸出部B-23与对应的大径段过盈配合；活动凸出部B-23与杆体B-21间隙配合。该设置利于压缩机转子快速组装。

如图7所示，在一些实施例中，电机转子B-10的多个转子段包括永磁体B-11、第一端部轴段B-12和第二端部轴段B-13。第一端部轴段B-12固定设置于永磁体B-11的一端。第二端部轴段B-13固定设置于永磁体B-11的另一端。

永磁体B-11可以为具有轴向通孔的空心柱体。永磁体B-11作为电机转子B-10与压缩机的电机定子共同构成驱动压缩机转子转动的电机。永磁体B-11的材料例如为磁钢。

如图7所示，在一些实施例中，电机转子B-10还包括在第一端部轴段B-12的靠近永磁体B-11的一端一体设置的安装套筒B-14。永磁体B-11和第二端部轴段B-13通过热套方式固定安装于安装套筒B-14内。

在未图示的一些实施例中，可以设置独立的安装套筒，第一端部轴段、永磁体和第二端部轴段均通过热套的方式套装在安装套筒内。

以下结合图7至图9对本公开一些实施例进行更详细说明。

如图7至图9所示，本公开实施例的压缩机转子的电机转子B-10包括永磁体B-11、第一端部轴段B-12和第二端部轴段B-13三个转子段和一个安装套筒B-14。安装套筒B-14的左端与第一端部轴段B-12的右端一体设置。第一端部轴段B-12、第二端部轴段B-13和永磁体B-11均加工成具有轴向通孔的空心结构。第二端部轴段B-13与第一端部轴段B-12结构类似但对称设置，且第二端部轴段B-13左端为台阶形式，利于三段转子段连接后电机转子B-10外周直径相等。

每段转子段分开加工并保证合理精度，之后进行组装形成电机转子B-10。在电机转子B-10装配过程中，首先将永磁体B-11与第二端部轴段B-13胶结固定在一起。然后将第一端部轴段B-12及安装套筒B-14加热到较高温度，例如700～900℃，再快速将永磁体B-11与第二端部轴段B-13套入安装套筒B-14内。该方式可以缩短热套式过盈连接的时间，提高组装成功率。由于电机转子B-10在高速旋转过程受到离心力的作用，存在材料膨胀现象，为防止过盈量减少后零件松动，过盈量宜较大。

由于三段转子段均为空心结构，在热套过程中产生的气体能够从轴向通孔B-15排除，无需增加额外的排气孔，方便加工，利于提高电机转子B-10的生产效率。

永磁体B-11内部的轴向通孔的直径与锁紧杆B-20的杆体B-21的相应杆段的直径大致相同。考虑到永磁材料的性质，永磁体B-11内部的轴向通孔的直径宜为1/4～1/3倍的永磁体外径。如图7所示，永磁体B-11内部的轴向通孔构成电机转子B-10的轴向通孔B-15的小径段B-151的一部分孔段。

永磁体B-11内部的轴向通孔与杆体B-21的相应杆段采用间隙配合，配合间隙例如可以为0.03～0.05mm。永磁体B-11的轴向通孔与杆体B-21接触的表面的粗糙度可以为0.8～1.6μm，该粗糙度范围利于防止表面峰值影响装配。

由于安装套筒壁厚相对较薄，过盈连接后会存在一定程度的强度问题，在电机转子B-20径向中部使用锁紧杆B-20可以增加连接可靠性。

考虑到锁紧杆B-20的长度相对较长，会影响其刚度和强度，因此在其左端加工支撑定位台阶形式的固定凸出部B-22增加刚度，以降低锁紧杆B-20的挠度。固定凸出部B-22与第一大径段B-152间隙配合。固定凸出部B-22与第一大径段B-152的配合间隙可以小于永磁体B-11与锁紧杆B-20的相应杆段B-21的配合间隙。固定凸出部B-22与第一大径段B-152的配合间隙例如可以为0.01～0.03mm。

锁紧杆B-20的右端采用活动凸出部B-23进行径向定位。该活动凸出部B-23的中心孔B-231与锁紧杆B-20的相应杆段B-21间隙配合。其中活动凸出部B-23与设置于第二端部轴段B-13内的第二大径段B-153的内壁采用小过盈量的过盈配合以对锁紧杆B-20右端时行径向定位。

如图8和图9所示，通过固定设置于活动凸出部B-23上的键B-232和第二大径段B-153内壁上的键槽B-1531的配合实现活动凸出部B-23的周向定位。

第二大径段B-153与活动凸出部B-23为过盈配合，第二大径段B-153的直径为负偏差，活动凸出部B-23的外径为正偏差，总过盈量可以0.01～0.02mm。

在电机转子B-10与锁紧杆B-20、离心叶轮组装过程中，活动凸出部B-23与电机转子B-10采用冷装配的方式，先顺着键槽B-1531的方向向左装入活动凸出部B-23，然后在电机转子B-10左端将锁紧杆B-20的杆体B-21插入电机转子B-10的轴向通孔B-15，接着在杆体B-21的左右两端分别装入一级离心叶轮B-30和二级离心叶轮B-50，再使用反向拧紧的方式通过第一锁紧螺母B-40和第二锁紧螺母B-60将一级离心叶轮B-30和二级离心叶轮B-50分别压靠于电机转子B-10的左右两端。组装完毕后，锁紧杆B-20、一级离心叶轮B-30、二级离心叶轮B-50、第一锁紧螺母B-40和第二锁紧螺母B-60形成压紧结构，对电机转子B-10施加向轴向内侧的压力，从而使电机转子B-10的各转子段之间的连接列加牢固稳定。

两端部轴段分别安装在永磁体B-11的轴向两端，在电机转子的两个轴向端面各自装配一级离心叶轮，还可以有效避免双级离心压缩机的两级离心叶轮安装在电机转子同一端导致的电机转子过长的问题。

如图7所示，两个离心叶轮分别在第一端部轴段B-12端部和第二端部轴段B-13端部的中空处，即轴向通孔B-15的轴向两端处定位，依靠离心叶轮背面的定位止口进行离心叶轮相对于电机转子B-10的径向和轴向定位。

锁紧杆B-20的杆体右段设置轴肩，活动凸出部B-23位于该轴肩与二级离心叶轮B-50的定位止口的轴向凸台端面之间。二级离心叶轮B-50的定位止口的轴向凸台与活动凸出部B-23间隙配合，配合间隙例如0.01～0.02mm。该设置可以有效防止活动凸出部B-23在第二大径段B-153内部沿轴向移动，又利于防止装配过程中二级离心叶轮B-50在轴向上过定位。

当二级离心叶轮B-50的定位止口的轴向凸台与活动凸出部B-23的间隙距离为小间隙配合时，还可以通过轴肩实现锁紧杆B-20的轴向定位。

根据以上描述可知，本公开以上实施例的压缩机转子可以有效地提高具有多个转子段的电机转子的转子段连接强度，还能通过减少悬臂端的长度，提高转子的临界转速，进一步提高压缩机转子所在的压缩机及其电机的工作稳定性和可靠性，既能实现高转速工作，又能使压缩机结构更加简单，系统更加简洁，压缩机更加小型化。

基于本转子结构变形例的上述说明，本公开实施例还提供一种压缩机，包括本公开前述实施例的压缩机转子。本公开实施例的压缩机与本公开实施例的压缩机转子具有相同的优点。进一步地，在一些实施例中，压缩机可以包括气体轴承，压缩机转子支撑于所述气体轴承上。气体轴承可以包括径向轴承和推力轴承。气体轴承可以是动压气体轴承，也可以是静压气体轴承。本公开实施例的压缩机中，其压缩机转子有较高的工作稳定性和可靠性，适于采用气体轴承支承。采用气体轴承可以以被压缩工质作为悬浮气体，从而省去采用滚动轴承或油膜轴承时所需的润滑油系统及油分离系统，可以减少压缩机所在的流体系统，如冷媒循环系统的复杂程度和占用空间。

转子结构变形例二

参考图10所示，在一些实施例中，提供了一种压缩机转子，该压缩机转子包括叶轮C-1、转子轴C-2和连接杆C-3，叶轮C-1设有第一连接孔C-11，转子轴C-2设有第二连接孔C-21，连接杆C-3的一端插入第一连接孔C-11，且连接杆C-3与叶轮C-1可拆卸地连接；连接杆C-3的另一端插入第二连接孔C-21，且连接杆C-3与转子轴C-2可拆卸地连接。

在上述实施例中，压缩机转子包括连接杆C-3，连接杆C-3的一端插入第一连接孔C-11，并与叶轮C-1可拆卸地连接，连接杆C-3的另一端插入第二连接孔C-21，并与转子轴C-2可拆卸地连接，使得叶轮C-1与转子轴C-2的安装和拆卸都比较方便，解决了现有技术中采用热套配合方式存在的不易拆卸的问题，同时不需要加热设备，简化了叶轮装配的工艺和设备，有效提高装配效率，改善后期维修的可操作性。

进一步地，如图11所示，连接杆C-3的周向侧面设有沿径向延伸的凸台C-31，凸台C-31用于支撑连接杆C-3。通过该凸台C-31可以对连接杆C-3进行支撑，有效防止连接杆悬臂太长而引起挠度偏大，防止连接杆C-3在转子轴高速旋转时发生变形，有效增加连接杆的强度，提高连接杆的使用寿命。凸台C-31还有利于保证连接杆C-3与叶轮C-1以及转子轴C-2的同心度。

凸台C-31可以间隔布置，也可以沿周向连续布置，从而形成凸环。

凸台C-31的数量可以根据需要灵活设置，比如，凸台C-31的数量为一个，该凸台C-31设置在连接杆C-3的中段；凸台C-31的数量也可以为多个，多个凸台C-31可以设置在连接杆C-3的同一轴向位置，并沿径向间隔布置，也可以分别设置在连接杆C-3的不同轴向位置，以实现更好的支撑。

相比来说，转子轴C-2的轴向长度比叶轮C-1的轴向长度长，因此第二连接孔C-21的长度设置得比第一连接孔C-11的长度长，此时可将凸台C-31设置在第二连接孔C-21内，并与第二连接孔C-21的内壁面间隙配合，以支撑连接杆C-3，有利于实现比较平衡的支撑作用。

凸台C-31与第二连接孔C-21之间为间隙配合，配合间隙在0.03mm～0.05mm，同时为保证有效支撑，凸台C-31的轴向长度可选地大于10mm。

可选地，第二连接孔C-21为盲孔。将第二连接孔C-21设置为盲孔的好处，一是可以便于连接杆C-3与转子轴C-2的连接；二是，可以保证转子轴C-2具有足够的强度。

连接杆C-3与转子轴C-2的连接方式可以有多种选择。可选地，第二连接孔C-21的远离叶轮C-1的一端设有内螺纹，连接杆C-3的远离叶轮C-1的一端设有外螺纹，连接杆C-3和转子轴C-2通过螺纹连接。螺纹连接方式不但安装和拆卸都比较方便，而且相比于键连接方式来说，可以缓解应力集中问题，有效提高连接杆C-3的强度。为了保证连接的可靠性，连接杆C-3与转子轴C-2通过螺纹旋紧后，还可以通过固定胶进行粘接固定。

具体来说，第二连接孔C-21包括第一孔段、第二孔段和第三孔段，其中，第一孔段靠近叶轮C-1设置，第二孔段设置在第一孔段的远离叶轮C-1的一侧，且第二孔段的直径小于第一孔段的直径，第三孔段设置在第二孔段的远离叶轮C-1的一侧，且第三孔段的直径小于第二孔段的直径，其内壁设有内螺纹。

其中，第一孔段的远离叶轮C-1的一端设有倒角，该倒角的设置可以方便第一孔段的开设，降低加工难度。

相应地，如图11所示，连接杆C-3包括第一杆段C-32、第二杆段C-33和第三杆段C-34，第一杆段C-32设置在第一孔段内，且第一杆段C-32的远离叶轮C-1的端面与第一孔段的端面顶紧接触，以对连接杆C-3进行轴向定位。第一杆段C-32的远离叶轮C-1的端面和第一孔段的端面加工精度比较高，比如，两个端面的粗糙度Ra应满足：Ra≤3.2um，且相对于转子轴C-2的中心线的同轴度应≤0.05mm，以实现精确定位。

第二杆段C-33的直径小于第一杆段C-32的直径，第二杆段C-33设置在第二孔段内，且第二杆段C-33沿轴向的长度小于或等于第二孔段的长度，第二杆段C-33用于对连接杆C-3进行径向定位。第二杆段C-33与第二孔段之间为间隙配合，间隙控制在0.01mm～0.03mm。为了实现较好的径向定位作用，第二杆段C-33的长度可选地大于或等于10mm。

第三杆段C-34的直径小于第二杆段C-33的直径，第三杆段C-34设置在第三孔段内，且第三杆段C-34的外周设有外螺纹，与第三孔段内的内螺纹配合锁紧。

如图10所示，第一连接孔C-11为通孔。这样设置的好处是，可以方便实现连接杆C-3与叶轮C-1的连接，将连接位置从叶轮C-1和转子轴C-2之间较小的空间转移至叶轮C-1的远离转子轴C-2的一侧，可操作空间较大，便于实现更可靠的连接。

如图12所示，连接杆C-3的第一杆段C-32的远离第二杆段C-33的一侧设有施力段C-35，施力段C-35的远离第一杆段C-32的一侧设有第四杆段C-36。

施力段C-35的截面呈六边形形状，以便于与旋拧工具配合。施力段C-35的直径小于第一杆段C-32的直径，第四杆段C-36的直径小于施力段C-35的直径。

为了配合连接杆C-3上施力段C-35和第四杆段C-36的直径变化，第一连接孔C-11也为阶梯孔，靠近转子轴C-2的孔段的直径大于远离转子轴C-2的孔段的直径。连接杆C-3的第一杆段C-32的部分和施力段C-35位于第一连接孔C-11的直径较大的孔段。第四杆段C-36与第一连接孔C-11的直径较小的孔段配合。

连接杆C-3与叶轮C-1的具体连接方式也可以有多种选择。为了便于操作和装拆，压缩机转子还包括连接件，连接件用于连接连接杆C-3和叶轮C-1。

可选地，连接件为锁紧螺母C-4。通过设置锁紧螺母C-4，采用螺纹连接方式实现连接杆C-3与叶轮C-1的连接，不但安装和拆卸都比较方便，而且相比于键连接方式来说，可以缓解应力集中问题，有效提高连接杆C-3的强度。

如图12所示，锁紧螺母C-4设有连接孔，连接孔包括第一连接孔段C-41和第二连接孔段C-42，第一连接孔段C-41的直径大于第二连接孔段C-42的直径，且第一连接孔段C-41比第二连接孔段C-42更靠近叶轮C-1。锁紧螺母C-4的这种结构设置，可以在锁紧螺母C-4穿入连接杆C-3时更加顺畅，直径较大的第一连接孔段C-41具有引导作用；而且，连接杆C-3与第二连接孔段C-42螺纹配合，第一连接孔段C-41设置为光段，可以使锁紧螺母C-4的端面先与叶轮C-1的端面相互接触顶紧，有效避免与连接杆C-3上的外螺纹末端根部发生干涉或者无法顶紧叶轮C-1，保证连接的可靠性。

第四杆段C-36的外周设有外螺纹，锁紧螺母C-4的第二连接孔段C-42的内壁设有内螺纹，第四杆段C-36与锁紧螺母C-4通过螺纹配合锁紧，锁紧螺母C-4顶紧在叶轮C-1的端面上，以实现连接杆C-3与叶轮C-1的锁紧。

第四杆段C-36上的外螺纹和第三杆段C-34上的外螺纹的规格可以相同，也可以不同。第四杆段C-36上的外螺纹和第三杆段C-34上的外螺纹的旋向与转子轴C-2的转动方向相同，有效防止转动过程中螺纹松动。

可选地，叶轮C-1的靠近转子轴C-2的一端设有插入部C-12，插入部C-12插入第二连接孔C-21内。通过设置插入部C-12，可以使叶轮C-1与转子轴C-2实现预定位，方便进一步的连接。

插入部C-12的外周面的加工精度比非插入部的加工精度高，第二连接孔C-21的内壁面的与插入部C-12相配合的部分比内壁面的其他部分的加工精度高，有利于实现精确定位。

插入部C-12与第二连接孔C-21之间为间隙配合，其间隙大小应该能够保证顺利插入，同时又不会使叶轮C-1在转子轴C-2旋转过程中跳动过大。

可选地，叶轮C-1的靠近转子轴C-2的一端设有第一配合端面，转子轴C-2的靠近叶轮C-1的一端设有第二配合端面，第一配合端面与第二配合端面顶紧接触。

其中，第一配合端面可以是相对于叶轮C-1的靠近转子轴C-2的端面向靠近转子轴C-2的方向凸出的凸台，该凸台的径向尺寸小于叶轮C-1的端面的径向尺寸。通过设置该凸台，可以只对该凸台的端面进行精加工，而不需要对叶轮C-1的整个端面进行精加工，有利于节约加工成本；同时通过设置该凸台，还可以方便加工，降低加工难度。

类似地，第二配合端面可以是相对于转子轴C-2的靠近叶轮C-1的端面向靠近叶轮C-1的方向凸出的一段凸台，该凸台的径向尺寸小于转子轴C-2的端面的径向尺寸。通过设置该凸台，可以只对该凸台的端面进行精加工，而不需要对转子轴C-2的整个端面进行精加工，有利于节约加工成本；同时通过设置该凸台，还可以方便加工，降低加工难度。

如图13所示，压缩机转子包括两段转子轴C-2，两个转子轴C-2之间设有磁钢。其中，左侧的转子轴C-2的右段设有容纳槽，磁钢设置在该容纳槽内，且右侧的转子轴C-2也至少部分地位于该容纳槽内，以通过该容纳槽的槽壁来实现两段转子轴C-2和中间磁钢的连接。右侧的转子轴C-2的左段的直径小于其右段的直径，以在左段插入容纳槽时，通过直径变化处形成的台阶进行限位。

相应地，压缩机转子包括两个叶轮C-1，左侧的转子轴C-2与其中一个叶轮C-1之间可以通过上述实施例中的连接方式进行连接，右侧的转子轴C-2与另一个叶轮C-1之间也可以通过上述实施例中的连接方式进行连接。

通过对本转子结构变形例所对应的多个压缩机转子实施例的说明，可以知晓以下一种或多种优点：

1、转子轴与叶轮通过连接杆连接，安装和拆卸都比较方便，解决了热套配合方式难以拆卸的问题，同时不需要加热设备，简化了叶轮装配的工艺和设备，有效提高装配效率，方便后期维护；

2、连接杆上设有凸台，用于支撑连接杆，提高连接杆的强度；

3、连接杆与叶轮以及转子轴均采用螺纹连接，相对于键连接的方式来说，缓解了应力集中问题；

4、连接杆为阶梯轴，对连接杆的连接进行有效定位，有利于提高装配效率；

5、锁紧螺母内设有阶梯孔，有效保证锁紧螺母与叶轮端面顶紧接触，实现较好的锁紧效果。

基于本转子结构变形例的上述说明，本公开实施例还提供一种压缩机，包括本公开前述实施例的压缩机转子。本公开实施例的压缩机与本公开实施例的压缩机转子具有相同的优点。在一些实施例中，压缩机还包括气体轴承，压缩机转子支撑于气体轴承上。压缩机可以为离心式压缩机，叶轮与转子轴的连接可靠性高，有利于提升压缩机的制冷能力。

转子结构变形例三

参考图14～图16，在一些实施例中，提供了一种压缩机转子，包括主轴、叶轮D-14和锁紧部件。其中，主轴的端部设有空腔D-111，以在主轴的中心处形成轴芯D-112，轴芯D-112的端部伸出主轴的端部，以便安装叶轮D-14，轴芯D-112作为叶轮D-14的支撑部件；叶轮D-14套设在轴芯D-112的外端，并通过主轴外环的端部进行轴向定位；锁紧部件用于将叶轮D-14锁紧在轴芯D-112上。叶轮D-14可以只安装在主轴的一端，或者同时安装在两端。

该压缩机转子至少具备如下优点之一：

(1)叶轮与主轴通过锁紧部件固定，使叶轮相对于主轴可拆卸地设置，可降低叶轮拆装难度，并简化叶轮的装配工艺和所需设备，提高装配效率以及拆检工作及维护的可操作性。

(2)与热套或键槽连接方式相比，此种安装方式既能防止主轴或叶轮发生变形，也可保证叶轮安装强度，避免产生应力集中，从而提升压缩机的压缩能力。

(3)轴芯通过在加工空腔时直接形成，使轴芯与主轴的其余部分加工形成一体，无需将轴芯额外安装在主轴的空腔内，可进一步降低装配难度，增加轴芯与主轴的连接强度，还可保证轴芯的位置精度，有效解决转子前端的跳动问题，减少悬臂端长度，从而提高压缩机的工作稳定性和可靠性。

(4)通过在主轴上设置空腔，可减轻转子重量，提高转子的临界转速，进一步提高了压缩机的极限工作能力。

在一些实施例中，空腔D-111相对于主轴的轴线中心对称。转子在工作时，主轴重量分布均匀，可减小转子高速转动过程中受到的不平衡力。

例如，空腔D-111可以为与主轴同心的环槽，环槽沿主轴的整周设置，具备较优的减重效果，易于在加工后形成轴芯D-112，而且利于对叶轮D-14进行安装和定位。或者空腔D-111包括多个离散的孔，各个孔相对于主轴的轴线中心对称，孔可以是圆形孔、直线形或弧形的长圆孔等，此种结构可提高主轴的刚度，易于加工。

如图15所示，叶轮D-14的内端设有定位部D-141，定位部D-141伸入空腔D-111内，定位部D-141的外侧壁与空腔D-111的内侧壁配合，以对叶轮D-14进行径向定位，定位部D-141的内侧壁与空腔D-111的内侧壁具有间隙。为了更好的解决叶轮D-14在前端的径向跳动，可使定位部D-141嵌入空腔D-111内的长度达到预设长度，例如在20mm以上。

该实施例通过对叶轮D-14进行径向定位，便于在装配过程中保证叶轮D-14的径向安装精度；而且，定位部D-141的内侧壁与空腔D-111的内侧壁具有间隙，可避免对叶轮D-14过定位；另外，叶轮D-14内端伸入主轴的安装方式能够提高压缩机转子的整体强度，可减小转子端部的挠度变形，提高转子转动的稳定性。

为了降低轴芯D-112过长产生的前端挠度问题，空腔D-111的径向宽度应该与叶轮定位部D-141的定位径向厚度尺寸相同，在精度方面进行精确控制，例如可保证0.01-0.02mm间隙。此种结构中轴芯D-112、叶轮D-14和主轴之间的定位相互限制，可提高结构整体刚度。

对于空腔D-111为环槽的实施例，定位部D-141为定位环，定位环伸入环槽内，定位部D-141的外侧壁与环槽的内侧壁配合，以对叶轮D-14进行径向定位，定位部D-141的内侧壁与环槽的内侧壁(即轴芯的外侧壁)具有间隙。

如图15所示，轴芯D-112的外端为螺纹段，锁紧部件包括锁紧螺母D-16，锁紧螺母D-16旋合在轴芯D-112的外端对叶轮D-14锁紧。采用锁紧螺母D-16易于拆卸，而且能够保证锁紧可靠性。可替代地，锁紧部件也可以采用卡扣等结构锁紧。

进一步地，轴芯D-112的外端超出锁紧螺母D-16的外端，防止在长期使用后锁紧螺母D-16产生向外退出量，以保证叶轮D-14高速旋转时的锁紧可靠性。轴芯D-112的外伸长度应满足叶轮锁紧螺纹段、叶轮定位光滑段和安全余量的总长度。

仍参考图15，叶轮D-14上设有从内至外直径逐渐减小的阶梯孔，轴芯D-112的外端为从内至外直径逐渐减小的阶梯轴，阶梯孔直径最小的孔段与阶梯轴直径最小的轴段配合。将轴芯D-112设计为阶梯轴可在保证结构强度的基础上实现减重，并将轴径渐缩至与叶轮D-14安装孔配合的尺寸，可降低轴芯D-112上的应力。

在图15中，阶梯轴从内至外依次包括尺寸逐渐减小的第一轴部D-1121、第二轴部D-1122和第三轴部D-1123，叶轮D-14安装在第三轴部D-1123上，第三轴部D-1123内端位为光轴，外端设有螺纹，以安装锁紧螺母D-16。

如图15所示，主轴为分段式结构，包括沿轴向依次安装且结构独立的第一轴段D-11、第二轴段D-12和第三轴段D-13，第二轴段D-12位于第一轴段D-11和第三轴段D-13之间。其中，第二轴段D-12为永磁体，作为磁钢，分段式主轴利于在中间设置磁钢。第一轴段D-11和第三轴段D-13的外端均设有空腔D-111，且在相应的轴芯D-112上均安装有叶轮D-14，可用于两级压缩机中。第一轴段D-11和第三轴段D-13的内端位实心结构，其厚度直接影响轴芯D-112前端的挠度和稳定性，因此不能太薄，加工尺寸可在30mm以上。

进一步地，主轴还包括连接件，用于实现第一轴段D-11、第二轴段D-12和第三轴段D-13的连接。连接件可以为筒状结构，既能提高转子的连接强度，又能对磁钢进行保护，还可降低转子前端的跳动问题。

如图15所示的结构，连接件包括第一筒体D-15，第一筒体D-15同轴设在第一轴段D-11上靠近第二轴段D-12的一端，第二轴段D-12整体和第三轴段D-13的至少部分长度位于第一筒体D-15内。第一筒体D-15可在加热的状态下热套在第二轴段D-12和第三轴段D-13上，实现三个零件的连接，连接可靠。

进一步地，第三轴段D-13位于第一筒体D-15内的部分直径减小，形成阶梯轴，以使第一筒体D-15与第三轴段D-13位于第一筒体D-15之外部分的侧面平齐，可有效保证转子工作时的动平衡。而且，可依靠第三轴段D-13的轴肩对第一筒体D-15进行轴向定位。

进一步地，第一轴段D-11对应空腔D-111沿轴向的底部设有排气孔。由于第一轴段D-11靠近第一筒体D-15的一端为实心结构，在将第二轴段D-12与第三轴段D-13装入第一筒体D-15时，可释放第二轴段D-12与第一筒体D-15形成封闭区域内的气体，以便顺利安装。

如图16所示，连接件包括第二筒体D-17，第二筒体D-17整体套设在第一轴段D-11、第二轴段D-12和第三轴段D-13的侧壁。主轴的外表面采用整体式筒体，可保证转子外表面整体的连续性，避免在筒体与部分轴段之间产生缝隙，达到更优的保护效果。对于此种结构，各轴段也可通过热套的方式装入第二筒体D-17内。

进一步地，第二筒体D-17的两端分别与第一轴段D-11和第三轴段D-13接触面的外缘平齐。参考图14和图15，为了使推力盘D-4与主轴配合，主轴的端部可设置尺寸减小部D-113，尺寸减小部D-113在主轴上形成轴肩，第二筒体D-17只需延伸至轴肩位置即可。

进一步地，第一轴段D-11或第三轴段D-13与第二筒体D-17接触面的外端设有限位部，用于限制第二筒体D-17的轴向位置，易于对第二筒体D-17进行安装定位。限位部可呈台阶状，其外径与第二筒体D-17的外径一致。

第一筒体D-15和第二筒体D-17作为磁钢护套，厚度不能过厚，以免影响电机磁性，也不能太薄影响护套本身的强度，可选择范围3mm～5mm。由于磁钢护套具有连接的作用，可使用性能很好的高温合金钢材料加工。

基于前述的压缩机转子的各实施例，本公开还提供了一种压缩机，包括各上述实施例的压缩机转子D-1。如图14所示，压缩机可以为离心式压缩机。可替代地，压缩机也可以是离心式制冷压缩机或螺杆式制冷压缩机等。

由于本发明的叶轮安装方式既能防止主轴或叶轮发生变形，也可保证叶轮安装强度，避免产生应力集中，从而提升压缩机的压缩能力，在需要维修时也易于拆卸；而且，通过在主轴上设置空腔，可减轻转子重量，提高转子的临界转速，进一步提高了压缩机的极限工作能力；另外，通过加工直接形成轴芯可增加轴芯与主轴的连接强度，并保证轴芯的位置精度，能够有效解决转子前端的跳动问题，提高压缩机的工作稳定性和可靠性。

如图14所示，为两级离心式压缩机，包括第一蜗壳D-2、第二蜗壳D-8和中间壳体D-6，中间壳体D-6沿轴向的两端分别设置第一蜗壳D-2和第二蜗壳D-8，共同形成压缩机壳体。压缩机转子D-1设在压缩机壳体的中心位置，主轴的两端分别设置一个叶轮D-14，叶轮D-14的内端设置扩压器D-3，叶轮D-14高速旋转时，气体随着旋转，在离心力作用下，气体被甩到后扩压器D-3中进行扩压，压力提高后的气体从蜗壳排出。

为了对主轴进行支撑，主轴的两端设有径向轴承，径向轴承通过轴承支座D-5进行支撑，轴承支座D-5连接在中间壳体D-6上，径向轴承可以是动压气体轴承。主轴与中间壳体D-6之间设有定子组件D-7。

由于叶轮D-14在工作过程中会产生轴向力，因此在主轴的一端设置两个推力轴承，两个推力轴承可分别固定在扩压器D-3和轴承支座D-5相对的一端，并使两个推力轴承与推力盘D-4两端之间均具有间隙，以形成推力轴承，此种结构能够同时平衡两个方向的轴向力。径向轴承和推力轴承除了采用气悬浮轴承，也可以是磁悬浮轴承。

此种压缩机的工作原理为：在压缩机工作过程中，压缩机转子D-1高速旋转，使气体通过左侧的叶轮D-14进入扩压器D-3中，气体经过一级压缩后进入第一蜗壳D-2中，第一蜗壳D-2上的排气通道将压缩气体引导至进入右侧叶轮D-14中，经过右侧叶轮D-14的离心作用后进入右侧扩压器D-3中，气体经过二级压缩后进入第二蜗壳D-8中，并通过第二蜗壳D-8上的排气通道排出压缩机。

转子结构变形例四

如图17所示，为本公开电机转子的一些实施例的结构示意图。参考图17，在一些实施例中，提供了一种电机转子，包括用于在通电线圈的作用下转动的磁性部E-1和与磁性部E-1连接并沿电机转子的轴向远离磁性部E-1延伸的轴体E-2，轴体E-2上设置有沿其轴向延伸的空腔E-3。

本实施例的压缩机的电机转子上设置有沿其轴向延伸的空腔E-3，电子转子的重量降低，有利于提升电机转子的最高转速。

在本实施例中，空腔E-3由轴体E-2的远离磁性部E-1的一端延伸至轴体E-2的邻近磁性部E-1的一端。

如图18所示，在另一实施例中，空腔包括第一空腔E-31和与第一空腔E-31间隔设置的第二空腔E-32。第一空腔E-31和第二空腔E-32之间为实心轴体，实心轴体起到支撑作用，有利于提高电机转子的结构强度。

如图19所示，在另一实施例中，空腔E-3由轴体E-2的远离磁性部E-1的一端朝磁性部E-1延伸，并与轴体E-2的邻近磁性部E-1的一端相间隔，空腔E-3与磁性部E-1之间为实心轴体。

轴体E-2包括设在磁性部E-1的沿电机转子的轴向的第一端的第一轴体E-21，电机转子还包括与第一轴体E-21连接的套筒E-4，磁性部E-1套设在套筒E-4内。

在本实施例中，本实施例中套筒E-4与第一轴体E-21一体成型。在另一些可选的实施例中，第一轴体E-21部分或全部套设在套筒E-4中。

轴体E-2还包括设在磁性部E-1的沿电机转子的轴向的第二端的第二轴体E-22，第二轴体E-22至少部分套设在套筒E-4内。

电机转子还包括用于在磁性部E-1套入套筒E-4内时排出套筒E-4内的气体的第一流道。

第一流道包括设在第一轴体E-21上的空腔E-3。第一轴体E-21上的空腔E-3由第一轴体E-21邻近磁性部E-1的一端延伸至另一端。在将磁性部E-1热套在套筒E-4内的过程中，套筒E-4内的气体经第一轴体E-21上的空腔E-3排出。

在一些实施例中，第一轴体E-21上的空腔E-3由第一轴体E-21邻近磁性部E-1的一端朝另一端延伸，第一轴体E-21上还设有用于连通空腔E-3和轴体E-2的外部空间的通孔，可选地通孔沿轴体E-2的径向延伸。上述的空腔E-3可不必延伸至第一轴体E-21的邻近磁性部E-1的一端，在将磁性部E-1热套在套筒E-4内的过程中，套筒E-4内的气体经第一轴体E-21上的空腔E-3和上述的通孔排出。

电机转子还包括用于在第二轴体E-22套装入套筒E-4内时排出套筒E-4内的气体的第二流道。

第二流道包括设在第二轴体E-22上的空腔E-3。第二轴体E-22上的空腔E-3由第二轴体E-22的邻近磁性部E-1的一端延伸朝另一端延伸。在将第二轴体E-22热套在套筒E-4内的过程中，套筒E-4内的气体经设在第二轴体E-22上的空腔E-3排出。

在一些实施例中，空腔E-3由邻近磁性部E-1的一端朝另一端延伸，第二轴体E-22上还设有连通空腔E-3的轴体E-2的外部空间的通孔。可选地，该通孔沿第二轴体E-2的径向延伸。在将第二轴体E-22热套在套筒E-4内的过程中，套筒E-4内的气体经设在第二轴体E-22上的空腔E-3和通孔排出。

在一些实施例中，空腔E-3由第二轴体E-22的远离磁性部E-1的一端朝磁性部E-1延伸，空腔E-3与磁性部E-1相间隔，空腔E-3和磁性部E-1的实心轴体上设有排气孔道。

图18示出了另一可选实施例的电机转子的结构示意图，该实施例的电机转子包括用于在将磁性部E-1热套入套筒E-4时排出套筒E-4内的气体的第一流道，第一流道包括设在磁性部E-1上的第一孔道E-5，第一孔道E-5由磁性部E-1的沿电机转子轴向的一端延伸至另一端。在将磁性部E-1热套入套筒E-4内的过程中，套筒E-4内的气体可经磁性部E-1上的第一孔道E-5排出。

如图18所示，设在第一轴体E-21上的空腔E-3包括第一空腔E-31和与第一空腔E-31间隔设置的第二空腔E-32。

电机转子还包括用于在将第二轴体E-22套入套筒E-4的过程中排出套筒E-4内气体的第二流道，第二流道包括设在第二轴体E-22上的空腔E-3，该空腔E-3由第二轴体E-22的邻近磁性部E-1的一端延伸至另一端。

在一些实施例中，第二轴体E-22上设置有用于连通空腔E-3和轴体E-2的外部空间的通孔。第二轴体E-22上的空腔E-3由邻近磁性部E-1的一端朝另一端延伸，空腔E-3可不必延伸至第二轴体E-22的远离磁性部E-1的一端。

图19示出另一可选实施例的电机转子的结构示意图，该实施例的电机转子包括用于在将磁性部E-1热套入套筒E-4时排出套筒E-4内的气体的第一流道，第一流道包括设在第一轴体E-21上的空腔E-3和用于连通该空腔E-3和套筒E-4的内腔的第二孔道E-6。

本实施例中第一轴体E-21上的空腔E-3由第一轴体E-21的远离磁性部E-1的一端朝磁性部E-1延伸，空腔E-3与套筒E-4的内腔相间隔，空腔E-3和套筒E-4的内腔之间的实心轴体上设有第二孔道E-6，第二孔道E-6的两端分别与空腔E-3和套筒E-4的内腔连通。

在将磁性部E-1套入套筒E-4内的过程中，套筒E-4内气体经第二孔道E-6和设在第一轴体E-21上的空腔E-3排出。

在一些实施例中，用于在将第二轴体E-22套入套筒E-4时排出气体的第二流道包括设在磁性部E-1上的第一孔道和设在第一轴体E-21上的空腔E-3。

结合图17至图19所示，本实施例的电机转子主要由第一轴体E-21、磁性部E-1和第二轴体E-22三段组成，其中中间段为磁性部E-1，第一轴体E-21和第二轴体E-22上设置有轴向延伸的空腔E-3。电机转子的整体质量降低，从而提升了转子的临界转速，提高轴承的承载力。

采用本转子结构变形例的压缩机可为双级动压气悬浮离心压缩机。压缩机包括第一压缩部、用于压缩第一压缩部压缩后的冷媒的第二压缩部、用于驱动第一压缩部和第二压缩部的电机以及循环供气自冷却系统。循环供气自冷却系统为压缩机腔体内的轴承E-12提供用于降温和/或润滑的冷媒。

压缩机的电机转子系统主要包含第一压缩部的离心叶轮、中空式第一轴体E-21、磁性部E-1、中空式第二轴体E-22、第二压缩部的离心叶轮以及推力轴承止推体。其中，压缩机的电机转子的轴体E-2包括中空结构和实心结构。该结构类型的电机转子可适用于离心式制冷压缩机、螺杆式制冷压缩机等旋转机械。

方案涉及到的轴承可以是滑动轴承，也可以是滚动轴承，也可以使磁悬浮轴承或者是气悬浮轴承，考虑无油环保结构简单，优选气悬浮轴承。

新型三段中空高速转子结构示意图如图18所示，电机转子主要由第一轴体E-21、磁性部E-1和第二轴体E-22三段组成，左右两段轴体E-2加工成空心结构，中间为整体磁性部E-1省去中间芯轴，有利于简化结构，减少装配。左端的第一轴体E-21加工成两段空心式结构，左端为冷却气体通道，右端为装配磁性部E-1的空心套筒。或者将右端的第二轴体E-22加工成类似于第一轴体E-21结构；左端第一轴体E-21实心部分可以设置在远离磁性部E-1位置，在磁性部E-1中心加工出第一孔道E-5，第一孔道可以光孔或者是螺纹孔。第一孔道E-5数量根据空间结构合理布置。类似的，右端的第二轴体E-22可以使用与第一轴体E-21相同结构。左右两端第一轴体E-21和第二轴体E-22的中空结构也可以加工全孔或者在实心部分加工成小孔、螺纹孔结构，但是对孔的直径需要严格控制，防止轴与磁性部E-1的接触面积过小，损坏磁性部E-1，即D_孔≤(1/2)D_磁性部。两段轴体E-2的空腔E-3的体积保持相同或者相差套筒段体积的量，或者通过轴体E-2的实心段进行调节使电机转子的重心靠近整体转子的中心。

该电机转子进行分体式加工，通过分别加工第一轴体E-21、第二轴体E-22和磁性部E-1，能够有效保证所需要的关键尺寸，简化了加工的复杂性，方便转子检验，提高检验精度。两段轴体E-2和磁性部E-1中心可以加工出小孔，但是受到磁性部E-1材料影响，小孔的大小不能太大，一般以φD₃≤E-4mm为宜。由于电机转子在热套过程中存在气体无法排除，需要在第一轴体E-21或第二轴体E-22的实心部分增加小孔排气，孔径为2至3mm。

通过上述结构，不仅有效地解决轴承的承载力问题，还能通过减少悬臂端的长度，提高转子的临界转速，进一步提高电机的工作稳定性和可靠性。

转子结构变形例五

图20示出了本实施例的压缩机的电机转子的结构示意图。参考图20，在一些实施例中，电机转子包括用于在通电线圈F-13的作用下转动的磁性部F-1和与磁性部F-1连接并沿电机转子的轴向远离磁性部F-1延伸的轴体F-2，轴体F-2包括沿其轴向延伸的空腔F-3和用于连接压缩工作部件的连接部F-5，连接部F-5和空腔F-3间隔设置。其中，连接部F-5设在轴体的端部。

本实施例中的电机转子上设置有沿其轴向延伸的空腔F-3，电子转子的重量降低，有利于提升电机转子的最高转速。

空腔F-3与用于连接压缩工作部件的连接部间隔设置，电机转子在设置有减重的空腔F-3的同时保留了用于安装压缩工作部件的连接部，电机转子具有结构简单、易于加工和制造成本低的优点。

轴体F-2包括位于磁性部F-1的轴向的第一端的第一轴体F-21和位于磁性部F-1的轴向的第二端的第二轴体F-22。

第一轴体F-21上的空腔F-3由第一轴体F-21的邻近磁性部F-1的一端朝设有连接部F-5的第一端延伸。第二轴体F-22上的空腔F-3由第二轴体F-22的邻近磁性部F-1的一端朝另一端延伸。可选地，第二轴体F-22的远离磁性部F-1的一端设有连接部F-5。

电机转子还包括与轴体F-2连接的套筒F-4，磁性部F-1套设在套筒F-4内。至少部分第一轴体F-21和至少部分第二轴体F-22套设在套筒F-4内。

在组装电机转子的过程中，可将第一轴体F-21、磁性部F-1和第二轴体F-22整体一起套入到两端开口的套筒F-4中，在将第一轴体F-21、磁性部F-1和第二轴体F-22装入套筒的过程中，套筒F-4内的气体可经套筒F-4的端口排出，因此无需增设排气流道。

如图21所示，在一些实施例中，套筒F-4和第一轴体F-21是一体的。磁性部F-1和第二轴体F-22依次套入套筒F-4中。电机转子还包括用于在将磁性部F-1套入套筒F-4时排出套筒F-4内的气体的第一流道。

可选地，第一流道包括设在磁性部F-1上的第一孔道，第一孔道由磁性部F-1的沿电机转子的轴向的一端延伸至另一端。在将磁性部F-1套入套筒F-4时，套筒F-4内的气体经第一孔道向磁性部F-1的背对第一轴体F-21的一侧排出。

可选地，第一流道包括设置在第一轴体F-21上的第二孔道，第二孔道与第一轴体F-21上的空腔F-3连通。在将磁性部F-1套入套筒F-4时，套筒F-4内的气体经第一轴体F-21上的空腔F-3和第二孔道排出。

根据本发明的另一方面还提供了一种压缩机，图21示出了本实施例的压缩机的结构示意图。如图21所示，本实施例的压缩机包括电机转子，电机转子包括磁性部F-1和与磁性部F-1连接的轴体F-2。

压缩机还包括有电机转子驱动的离心压缩部。离心压缩部包括安装在电机转子的连接部F-5上的离心叶轮F-8、用于经离心叶轮F-8加速后的冷媒在其中压缩的扩压器F-9以及排出压缩后的冷媒的蜗壳F-10。

离心压缩部包括设在电机转子的第一端的第一离心压缩部和设在电机转子的第二端的第二离心压缩部。第二离心压缩部的吸气口与第一离心压缩部的排气口连通，第二离心压缩部用于压缩经第一离心压缩部压缩后的冷媒。

压缩机还包括轴承支座F-11和安装在轴承支座F-11上的轴承F-12，轴承F-12用于承载电机转子。轴承F-12为气悬浮轴承。优选地，气悬浮轴承为动压气悬浮轴承。

如图20所示，本实施例的压缩机的电机转子主要由第一轴体F-21、磁性部F-1和第二轴体F-22三段组成，其中中间段为磁性部F-1，第一轴体F-21和第二轴体F-22上设置有轴向延伸的空腔F-3。电机转子的整体质量降低，从而提升了转子的临界转速，提高轴承的承载力。

本实施例的压缩机为双级动压气悬浮离心压缩机。压缩机包括第一压缩部、用于压缩第一压缩部压缩后的冷媒的第二压缩部、用于驱动第一压缩部和第二压缩部的电机以及循环供气自冷却系统。循环供气自冷却系统为压缩机腔体内的轴承F-12提供用于降温和/或润滑的冷媒。

压缩机的电机转子系统主要包含第一压缩部的离心叶轮F-8、中空式第一轴体F-21、磁性部F-1、中空式第二轴体F-22、第二压缩部的离心叶轮F-8以及推力轴承止推体。其中，压缩机的电机转子的轴体F-2包括中空结构和实心结构。该结构类型的电机转子可适用于离心式制冷压缩机、螺杆式制冷压缩机等旋转机械。

方案涉及到的轴承可以是滑动轴承，也可以是滚动轴承，也可以使磁悬浮轴承或者是气悬浮轴承，考虑无油环保结构简单，优选气悬浮轴承。

如图21所示，电机转子主要由第一轴体F-21、磁性部F-1和第二轴体F-22三段组成，左右两段轴体F-2加工成空心结构，中间为整体磁性部F-1省去中间芯轴，有利于简化结构，减少装配。第一轴体F-21的远离磁性部的一端的用于安装叶轮的连接部F-5为实体结构，第一轴体F-21上的空腔F-3由第一轴体F-21邻近磁性部的一端朝另一端延伸。

右端的第二轴体F-22为与第一轴体F-21成类似的结构，第一轴体F-21和第二轴体F-22对称地布置在磁性部F-1的两侧。

在第一轴体F-21、磁性部F-1和第二轴体F-22外表面套设套筒F-4，以将第一轴体F-21、磁性部F-1和第二轴体F-22连接在一起。上述三个部件与套筒过盈连接，套筒F-4整体穿过三个部件，该结构在安装过程中，无需增加排气孔，有效防止热套气体无法排除。

电机转子两端的连接部F-5为实心结构。连接部F-5用于安装离心叶轮F-8。离心叶轮F-8与连接部F-5使用锁紧螺母进行轴向锁紧，同时离心叶轮F-8的径向定位可以使用过盈或者间隙连接。

轴体F-2上的空腔F-3的内径需要严格控制，防止轴体与磁性部F-1的接触面积过小，损坏磁性部F-1，即D_孔≤(1/2)D_磁性部。两个轴体F-2上空腔F-3的体积保持相同，或者通过轴体实心段进行调节使重心靠近整体转子的中心。该电机转子进行分体式加工，通过分别加工第一轴体F-21、第二轴体F-22和磁性部F-1，能够有效保证所需要的关键尺寸，简化了加工的复杂性，方便转子检验，提高检验精度。中空结构靠近磁性部F-1侧可以降低孔的加工精度，能够提高加工效率。

通过上述结构，不仅有效地解决轴承的承载力问题，还能通过减少悬臂端的长度，提高转子的临界转速，进一步提高电机的工作稳定性和可靠性。

本发明使用动压气悬浮轴承，既使得压缩机无需使用润滑油和控制系统，又能使压缩机更加环保和结构更加简单；同时也解决了压缩机转子一体化加工检验困难问题，而且有效提高转子的临界转速，保证轴系工作可靠性与安全性，降低压缩机的维护成本。

转子结构变形例六

如图22和图23所示，本发明实施例公开了一种压缩机转子。该压缩机转子包括电机转子G-10、锁紧杆G-20、叶轮和锁紧部件G-40。

如图22所示，电机转子G-10包括沿轴向固定连接的多个转子段。叶轮位于电机转子G-10的端部并连接于锁紧杆G-20上。锁紧部件G-40将叶轮锁定于锁紧杆G-20上。电机转子G-10一端的端部轴段G-12在外端部设有第一空腔G-121和在内端部设有第二空腔G-122，并且在第一空腔G-121和第二空腔G-122之间具有安装部G-123，安装部G-123邻近于电机转子G-10一端，锁紧杆G-20伸入到第一空腔G-121中并固定于安装部G-123且与电机转子G-10同轴。

在一些实施例中，安装部G-123被构造成向内突出的环形凸起，锁紧杆G-20的内端部被固定在环形凸起的中心孔中。

在一些实施例中，安装部G-123被构造成向内突出且周向上间隔的多个凸起，锁紧杆G-20的内端部被固定在多个凸起之间。

锁紧杆G-20的内端部与安装部G-123之间可以采用过盈配合。

在本发明中，在电机转子G-10中设置第一空腔G-121和第二空腔G-122，尽可能地将电机转子G-10尽可能轻，从而利于减轻电机转子G-10及压缩机转子的整体重量，利于提高压缩机转子的临界转速。而且安装部G-123邻近于电机转子的端部，由此减少了锁紧杆G-20的悬臂长度，改善了叶轮的跳动问题，而且提高锁紧杆G-20的整体刚度，从而利于压缩机转子的动平衡。

如图22所示，在一些实施例中，压缩机可以是离心压缩机，叶轮为离心压缩机的离心叶轮。也可以是螺杆式制冷压缩机等其它压缩机。

可以仅在电机转子G-10的一侧设置叶轮，也可以在电机转子G-10的两侧分别设置叶轮。每一侧的叶轮可以是单级的，也可以是多级的。例如，电机转子一侧的叶轮的数量可以是一个，也可以是两个以上。

在一些实施例中，如图22和图23所示，锁紧杆G-20的两端分别连接叶轮。

锁紧杆G-20的端部设有外螺纹，锁紧部件包括与锁紧杆G-20的外螺纹配合的锁紧螺母。

如图22所示，在一些实施例中，压缩机转子包括电机转子G-10、一级离心叶轮G-30和二级离心叶轮G-50。锁紧杆G-20的左右两端分别设有外螺纹。一级离心叶轮G-30通过作为锁紧部件的锁紧螺母G-40锁紧于锁紧杆G-20的左端。二级离心叶轮G-50通过作为锁紧部件的锁紧螺母G-40锁紧于锁紧杆G-20的右端。

如图22所示，在一些实施例中，电机转子G-10的多个转子段包括永磁体G-11和两个端部轴段G-12。两个端部轴段G-12固定在永磁体G-11的两端

永磁体G-11可以为实心的，其形状可以为柱状。永磁体G-11作为电机转子G-10与压缩机的电机定子共同构成驱动压缩机转子转动的电机。永磁体G-11的材料例如为磁钢。

如图22所示，本发明实施例的压缩机转子的电机转子G-10包括永磁体G-11、两个端部轴段G-12和磁钢护套G-14。磁钢护套G-14的左端与第一端部轴段G-12的右端一体设置，磁钢护套G-14紧固地套装在永磁体和右侧的端部轴段G-12的外周上，以将永磁体G-11和两个端部轴段G-12连接在一起。

在一些实施例中，如图23所示，磁钢护套G-14、永磁体G-11和两个端部轴段G-12是彼此分离的，磁钢护套G-14紧固套装在永磁体G-11和两个端部轴段G-12的整个外周上，例如通过热套方式，即加热瓷钢护套G-14，然后将磁钢护套套装在永磁体G-11和两个端部轴段G-12上。

电机驱动系统变形例

参考图24和图25，在一些实施例中，本公开提供的电机驱动系统可包括：电机筒体N-15、电机定子N-16和电机转子N-14。电机筒体N-15具有电机容纳腔。电机定子N-16设置于电机容纳腔内。电机转子N-14可转动地设置于电机容纳腔内，电机定子N-16套设在电机转子N-14的外侧且电机定子的内周壁与电机转子N-14的外周壁之间形成有气隙通道Q，气隙通道Q内设置有用于使冷却介质流经且弯折设置的冷却介质通道。

本发明实施例的冷却介质在沿着弯折的冷却介质通道通过时可以与电机转子外周壁和电机定子内周壁进行充分接触进而对电机进行充分冷却，从而改善电机的冷却效果。

具体在本实施例中，如图25和图26所示，冷却介质通道包括设置于电机转子N-14的外周壁上的第一螺旋槽N-144。冷却介质在第一螺旋槽N-144的导向作用下通过气隙通道Q以吸收电机转子外周壁的热量从而使冷却更加充分。

在本实施例中，第一螺旋槽N-144的螺旋方向与电机转子N-14的转动方向同向。

如图26至图29所示，电机转子N-14的外周壁上设置有沿螺旋状延伸的凸起N-145，相邻的凸起N-145之间形成第一螺旋槽N-144。本实施例的凸起N-145的截面为直角梯形(图27所示)或三角形(图28所示)或圆形(图29所示)或矩形。

本实施例的第一螺旋槽可以是单螺旋或双螺旋。

如图26所示，本实施例的电机转子N-14包括轴体和设置于轴体内的永磁体N-143，轴体的与永磁体N-143连接的部分外周壁上设置有第一螺旋槽。本实施例将第一螺旋槽设置在轴体的与永磁体N-143连接的部分外周壁上使得冷却介质可以对永磁体进行充分冷却而利于避免永磁体由于温度过高而导致退磁进而提高电机的可靠性。具体在本实施例中，如图26所示，轴体包括第一端部轴段N-141和第二端部轴段N-142，第一端部轴段N-141具有安装套筒，永磁体N-143和第二端部轴段N-142均安装于安装套筒内，第一螺旋槽设置于第一端部轴段N-141上。

本实施例的轴体还具有位于端部的中空部和以及与中空部和电机容纳腔连通的通气孔，冷却介质通过中空部以及通气孔进入电机容纳腔。

如图26所示，本实施例的第一端部轴段N-141包括中空部N-146和连通中空部N-146与电机容纳腔的通气孔N-147。在电机转子N-14高速旋转时，通过从中空部N-146和通气孔N-147中流过冷媒等流体，可将电机转子N-14内部的热量带走。本实施例的第二端部轴段N-142上也对称设置有中空部和通气孔。

以上实施例中，电机转子N-14包括三段结构，左右两段端部轴段加工成空心结构，中间为整体永磁体，有利于简化结构，减少装配。

如图25所示，本实施例的电机筒体N-15上设置有：冷却介质入口N-152、第二螺旋槽N-151和冷却介质出口N-153。第二螺旋槽N-151设置于电机筒体N-15的内壁上，与电机定子N-16的外周壁之间形成电机筒体螺旋流道。冷却介质通过冷却介质入口N-152进入电机筒体螺旋通道以对电机定子N-16进行冷却。

冷却介质从冷却介质入口N-152进入并通过第二螺旋槽N-151进入到电机容纳腔的左端且冷却介质在电机容纳腔的左端聚集后形成高压，然后冷却介质在电机转子N-14的外周壁的第二螺旋槽的导向作用下通过电机定子和电机转子之间的气隙通道流向右端，在此过程中吸收电机转子外表面的热量使冷却更加充分。

如图24所示，本实施例还提供一种压缩机，包括以上实施例的电机驱动系统、分别设置于电机筒体N-15轴向两端(图24中的左右两端)的第一蜗壳N-11和第二蜗壳N-19。本实施例的压缩机还包括分别固定于电机转子N-14两端的一级叶轮N-20和二级叶轮N-21。与一级叶轮N-20和二级叶轮N-21对应地，压缩腔有两个，分别为一级压缩腔和二级压缩腔。一级叶轮N-20位于一级压缩腔内，二级叶轮N-21位于二级压缩腔内。

本实施例的压缩机还包括第一扩压器N-12、第一轴承支座N-13、第一径向轴承N-22，第二扩压器N-18、第二轴承支座N-17和第二径向轴承N-23及第一推力轴承和第二推力轴承。第一轴承支座N-13和第二轴承支座N-17分别固定于电机筒体N-15内部并分别位于电机定子N-16的轴向两端。第一径向轴承N-22位于第一轴承支座N-13内，第二径向轴承N-23位于第二轴承支座N-17内。第一径向轴承N-22和第二径向轴承N-23分别支撑于电机转子N-15的轴向两端，从而将电机转子N-14支撑于电机筒体N-15的电机容纳腔内。

压缩机还包括设置于电机转子N-14轴向一端(图24中的左端)的推力盘N-24。在第一轴承支座N-13与推力盘N-24之间设有第一推力轴承，在第一扩压器N-12背离扩压器N-12上的扩压结构的一端设有第二推力轴承，从而，电机转子N-14在轴向上限位于电机筒体N-15内。

本实施例的轴承可以是滑动轴承，也可以是滚动轴承，也可以是磁悬浮轴承或者气悬浮轴承。

当轴承为气悬浮轴承时，冷却介质进入电机筒体的电机容纳腔后，由于径向轴承位于电机容纳腔内，因此冷却介质可以直接为径向轴承供气并对径向轴承进行冷却。同时电机容纳腔内的冷却介质在高压作用下可以通过轴承支座的上缘开口进入左部腔内为推力轴承进行供气及冷却。

如图24所示，在一些实施例中，压缩机可以是离心压缩机。

下面结合图24至图26对以上各实施例的压缩机以用作冷媒循环系统的制冷压缩机为例对电机冷却介质循环的工作过程和原理进行说明。此时冷却介质为冷媒。

当冷媒通过冷却介质入口N-152进入电机筒体螺旋流道，冷媒在电机筒体N-15和电机定子N-16之间进行螺旋流动，在电机筒体螺旋流道内流动的冷媒不断吸收热量，降低电机定子N-16表面的温度；冷媒经过不断循环后，从流道出口N-154进入电机的电机容纳腔的左端。当较多的冷媒在左端空腔聚集后形成高压，同时在电机转子N-14的第一螺旋槽的导向作用下通过电机定子N-16和电机转子N-14间的气隙通道Q流向右端，吸收电机转子N-14的外表面热量，使冷却更加充分。由于大量冷媒在左端聚集形成高压，同时在电机转子与电机定子配合处设计成螺旋线形状，对左端聚集的冷媒具有导向作用，会使左端冷媒在旋转作用和高压作用下，通过定电机转子之间的气隙通道流向右端，对电机转子外表面和电机定子内表面进行再次冷却。

冷媒在通过电机筒体螺旋流道后进入电机的电机容纳腔，由于径向轴承处于电机容纳腔中，冷媒可以直接为径向轴承供气并冷却径向轴承。同时电机容纳腔内的冷媒在高压作用下，通过轴承支座的上缘开口为推力轴承供气以及冷却。

由上可知，本实施例的压缩机不仅有效地解决压缩机的冷却问题，还能为压缩机轴承进行供气，省去外部供气装置。

轴承支座结构变形例一

如图32-图33所示，为本公开轴承支座的一些实施例的结构示意图。参考图32和图33，在一些实施例中，本公开提供了一种轴承支座H-2，包括第一端部和第二端部。轴承支座H-2的第二端部与第一端部可为沿轴承支座H-2的轴向相反的两端。沿轴承支座H-2的第一端部至第二端部的方向，轴承支座H-2的至少部分部位的径向尺寸逐渐增大。轴承支座H-2的轴向与轴承所支撑的轴的轴向一致。轴承支座H-2的径向与轴承所支撑的轴的径向一致。在一些实施例中，轴承所支撑的轴为压缩机的转子H-8。在一些实施例中，轴承支座H-2的第一端部的径向尺寸小于第二端部的径向尺寸。在一些实施例中，轴承支座H-2还包括轴承孔H-21，轴承孔H-21用于安装轴承。

在一些实施例中，轴承支座H-2还包括环形槽H-22，环形槽H-22围绕轴承孔H-21设置。在一些实施例中，轴承支座H-2的第二端部包括限位部H-23，限位部H-23用于抵靠于待安装件的内侧。

在一些实施例中，轴承支座H-2的第二端部包括连接部H-24，连接部H-24相对于限位部H-23向轴承支座H-2的径向的外侧延伸，用于与待安装件连接。在一些实施例中，限位部H-23与连接部H-24之间形成止口，用于与待安装件配合定位。在一些实施例中，待安装件为压缩机的壳体H-1。在一些实施例中，连接部H-24为环形，沿限位部H-23的周向设置。

在一些实施例中，轴承支座H-2还包括轴承孔H-21，轴承孔H-21沿轴承支座H-2的轴向设置，用于安装轴承。在一些实施例中，轴承支座H-2还包括通气孔H-25，通气孔H-25沿轴承支座H-2的径向设置，通气孔H-25的第一端连通轴承孔H-21，通气孔H-25的第二端连通轴承支座H-2的径向的外部。

如图30所示，为一些实施例提供的压缩机的示意图。参考图30，在一些实施例中，压缩机包括壳体H-1。壳体H-1沿中轴线的两端均可以设置端盖。压缩机可包括设于壳体H-1内的电机转子H-8和电机定子H-9。电机转子H-8沿壳体H-1的中轴线设置。电机定子H-9设于壳体H-1的内壁与电机转子H-8之间，且与壳体H-1的内壁固定连接。在一些实施例中，电机转子H-8的两端均设有径向轴承H-3和轴承支座H-2。

在一些实施例中，压缩机包括轴承支座H-2，轴承支座H-2设于壳体H-1内。进一步地，轴承支座H-2适用于气体轴承，例如：动压气体轴承。在一些实施例中，轴承支座H-2的第一端部与壳体H-1的端盖部位临近，轴承支座H-2的第二端部与壳体H-1的内壁连接。

在一些实施例中，轴承支座H-2的第一端部与第二端部为沿轴承支座H-2的轴向相反的两端，轴承支座H-2的第一端部相对于轴承支座H-2的第二端部靠近壳体H-1的端部。该壳体H-1的端部为靠近该轴承支座H-2所在的壳体H-1的端部。在一些实施例中，沿轴承支座H-2的第一端部至第二端部的方向，轴承支座H-2的至少部分部位的径向尺寸逐渐增大。

发明人发现：轴承支座H-2所受的径向力基本等于转子重力，径向载荷相对较小，对轴承支座H-2的径向强度要求不高，但当轴承支座H-2同时承受径向载荷和轴向载荷时，轴承支座H-2也需要有一定的结构强度来承受径向载荷和轴向载荷，因此，本公开提供的轴承支座H-2其至少部分部位的径向尺寸逐渐增大，能够满足径向强度要求，且径向尺寸逐渐增大，能够提高轴承支座H-2的结构强度。

相关技术中通过增加壁厚和额外设置加强筋将整个轴承支座H-2的径向尺寸设置一致，增加轴承支座H-2的结构强度，造成设备重量增加和成本提高的问题。

发明人还发现：轴承支座H-2所受的轴向载荷较径向载荷大，轴向载荷通过推力轴承H-4和推力轴承固定板H-5传递到轴承支座H-2上，因此，本公开提供的轴承支座H-2的第一端部与推力轴承固定板H-5和推力轴承H-4配合，轴承支座H-2的第一端部的径向尺寸小于轴承支座H-2的与壳体H-1连接的第二端部的径向尺寸，且沿轴承支座H-2的第一端部至第二端部的方向，轴承支座H-2的至少部分部位的径向尺寸逐渐增大，能够很好地把轴向力传递到压缩机电机的壳体H-1上，提高轴承支座H-2的强度和使用寿命。

在一些实施例中，沿轴承支座H-2的第一端部至第二端部的方向，轴承支座H-2位于第一端部与第二端部之间的中间部位的径向尺寸逐渐增大，该轴承支座结构既能够满足强度要求，又能够可靠专递动力。

在一些实施例中，轴承支座H-2呈V型，结构强度高，便于铸造。既能够保证动压轴承高精度装配，又能够提高轴承转子系统的稳定性。在一些实施例中，轴承支座H-2的第一端部的径向尺寸小于轴承支座H-2的第二端部的径向尺寸。

在一些实施例中，轴承支座H-2包括轴承孔H-21，轴承孔H-21用于安装轴承。在一些实施例中，轴承支座H-2包括环形槽H-22，环形槽H-22围绕轴承孔H-21设置。可选地，环形槽H-22的截面呈V型，与轴承支座H-2的V型结构相适配。

轴承支座H-2围绕轴承孔H-21掏空成V型的环形槽H-22，以保证铸件壁厚相对均匀，减轻支座自重的同时，也便于铸造成型。

在一些实施例中，壳体H-1的内壁设有向壳体H-1的中心延伸的安装部，安装部用于与轴承支座H-2的第二端部连接。在一些实施例中，轴承支座H-2的第二端部包括限位部H-23，限位部H-23抵靠于安装部的内侧。

在一些实施例中，轴承支座H-2的第二端部还包括连接部H-24，连接部H-24相对于限位部H-23向轴承支座H-2的径向的外侧延伸，用于与安装部连接。

在一些实施例中，限位部H-23与连接部H-24之间形成止口，用于与安装部配合定位。在一些实施例中，连接部H-24通过销钉与壳体H-1内壁设置的安装部连接，轴承支座H-2通过销钉和设置的安装止口一起定位的方式，可以保证轴承高精度装配。

在一些实施例中，连接部H-24为环形，沿限位部H-23的周向设置。在一些实施例中，轴承支座H-2包括轴承孔H-21，轴承孔H-21用于安装轴承。在一些实施例中，轴承支座H-2包括通气孔H-25，通气孔H-25沿轴承支座H-2的径向设置，通气孔H-25的第一端连通轴承孔H-21，通气孔H-25的第二端连通轴承支座H-2的径向的外部。

在一些实施例中，压缩机包括径向轴承H-3，径向轴承H-3设于轴承孔H-21内。进一步地，径向轴承H-3与轴承支座H-2采用过盈配合的方式连接。

在一些实施例中，压缩机还包括推力轴承H-4，推力轴承H-4设于轴承支座H-2的第一端部。通气孔H-25将径向轴承H-3所在的空间与推力轴承H-4所在的空间连通，可以保证推力轴承H-4和径向轴承H-3的工作背压一致，提高轴承转子系统的稳定性。

可选地，轴承支座H-2上均布4～12个连通径向轴承H-3所在的空间与推力轴承H-4所在的空间的通气孔H-25，可以保证径向轴承H-3与推力轴承H-4处于相同的工作环境，提高轴承转子系统的稳定性。

在一些实施例中，压缩机包括推力轴承固定板H-5，推力轴承固定板H-5设于推力轴承H-4与轴承支座H-2的第一端部之间。推力轴承固定板H-5与轴承支座H-2的第一端部固定连接。推力轴承H-4与推力轴承固定板H-5固定连接。

推力轴承固定板H-5设有配合部，配合部向外延伸，用于与轴承支座H-2的第一端部上设置的孔配合。进一步地，轴承支座H-2内设置的轴承孔H-21包括第一孔和第二孔，第一孔相对于第二孔靠近轴承支座H-2的第一端部，第一孔的孔径大于第二孔的孔径，径向轴承H-3设于轴承孔H-21内，径向轴承H-3与第一孔之间的间隙用于容纳推力轴承固定板H-5上设置的配合部。

轴承支座H-2的第一端部为推力轴承固定板H-5的安装端，推力轴承H-4通过螺钉锁紧在推力轴承固定板H-5上。

轴承支座H-2内的轴承孔H-21内安装径向轴承H-3，轴承支座H-2通过销钉和止口双定位在压缩机电机的壳体H-1上，轴承支座H-2上设置的通气孔H-25的作用是保证推力轴承H-4和径向轴承H-3的工作气压环境一致。

在一些实施例中，压缩机包括转子H-8和定子H-9。转子H-8沿壳体H-1的中轴线设置。定子H-9设于壳体H-1的内壁与转子H-8之间，且与壳体H-1的内壁固定连接。

转子H-8的两端均设有径向轴承H-3和轴承支座H-2。转子H-8的其中一端设有推力轴承H-4和推力轴承固定板H-5，径向轴承H-3通过推力轴承固定板H-5轴向限位。

在一些实施例中，压缩机包括推力盘H-6和扩压器H-7。扩压器H-7设于壳体H-1的端部。推力盘H-6固定设于转子H-8，推力盘H-6的相对两侧均设有推力轴承H-4，其中一侧的推力轴承H-4固定设于推力轴承固定板H-5，另一侧的推力轴承H-4固定设于扩压器H-7。进一步地，该径向轴承H-3和推力轴承H-4为气体轴承。进一步地，该径向轴承H-3和推力轴承H-4为动压气体轴承。

动压气体轴承支承的旋转机械，对转子H-8两侧的径向轴承H-3的同轴承要求极高，如果同轴度差，会使轴承性能降低，严重时会导致转子无法浮起。

本公开提供的轴承支座H-2在定位方面采用销钉与止口一起的双重定位方式，用止口可以保证轴承装配后的同轴度，然后再用销钉精确定位，销钉可以是水平布置也可以是竖直布置，用止口和销钉完成最终定位，保证两径向轴承H-3的微米级同轴度。

本公开提供的轴承支座H-2上所开的多个(例如：四个)通气孔H-25使轴承支座H-2左右相通(图30中的左右)，即推力轴承H-4所在的一侧为左侧，径向轴承H-3所在的一侧为右侧，保证推力轴承H-4和径向轴承H-3的运行背压相同且稳定。

例如：对于离心制冷压缩机而言，该通气孔H-25也可保证推力轴承H-4和径向轴承H-3的背压始终等于压缩机电机腔内的压力，稳定且相同的轴承背压可以提高轴承转子系统的稳定性。

综上所述，本公开提供的轴承支座H-2的结构强度高，寿命长；采用止口和销钉双重定位，轴承装配精度高；通过通气孔H-25连通轴承支座H-2的内外，提高了轴承转子系统的稳定性。

轴承支座结构变形例二

结合图34至图37，本发明提供了一种轴承支撑组件，在一个示意性的实施例中，包括固定板I-51和轴承支座I-52。其中，轴承支座I-52上设有通孔I-522，用于安装径向轴承I-8；固定板I-51可拆卸地安装于轴承支座I-52沿轴向的一端，固定板I-51远离轴承支座I-52的侧面用于安装推力轴承。固定板I-51可通过紧固件安装于轴承支座I-52上。

如图36所示，由于轴承支座I-52的通孔I-522用于安装径向轴承I-8，端面A用于安装固定板I-51，会影响固定板I-51相对于轴线的安装垂直度，从而影响推力轴承与径向轴承的垂直度。该实施例中的固定板I-51和轴承支座I-52采用分体式结构，利于在加工时保证通孔I-522与端面A的垂直度关系；而且，在设有两个径向轴承I-8时，也利于保证两个轴承支座I-52对应通孔I-522的同轴度，由此保证两个径向轴承I-8的同轴度。因此，能够通过保证加工精度来提高轴承的装配精度，以提高轴承转子系统稳定性；而且还能提高零件加工合格率，降低加工成本。

如图34所示，固定板I-51还用于限制径向轴承I-8沿轴向朝向远离轴承支座I-52的位移。由此，固定板I-51既能安装第一推力轴承I-10’，又能对径向轴承I-8进行轴向限位，可使轴承支撑组件的结构更加紧凑，且利于通过固定板I-51两侧的加工平行度保证第一推力轴承I-10’安装面与径向轴承I-8轴向限位面的平行度，从而提高第一推力轴承I-10’与径向轴承I-8的安装精度。

如图35所示，固定板I-51朝向轴承支座I-52的一端设有定位环I-511，轴承支座I-52上设有环形的第一凹槽I-521，定位环I-511嵌入第一凹槽I-521中，以对固定板I-51进行径向定位，固定板I-51与主轴I-1之间具有间隙。而且，定位环I-511的内壁I-512与径向轴承I-8部分长度段的外壁配合，用于对径向轴承I-8的部分长度段进行支撑，同时对径向轴承I-8起到轴向止推的作用。为了实现轴向止推，固定板I-51上与径向轴承I-8配合的孔沿固定板I-51的部分厚度设置，在远离轴承支座I-52的一端留有止推台。

结合图35和图37，本发明的轴承支撑组件还包括壳体I-6，轴承支座I-52的第一端与固定板I-51连接，第二端与壳体I-6连接，由于推力轴承的外径小于壳体I-6内径，相应地，轴承支座I-52从第一端至与第二端截面外廓尺寸逐渐增大。

为了减重，如图35所示，还可在轴承支座I-52远离推力轴承的一侧设置减重槽I-524，例如减重槽I-524环形设置，内壁与轴线平行，外壁与轴承支座I-52的外廓形状一致。

此种V形轴承支座I-52通过采用截面积渐变的结构，可提高轴承支座I-52的整体结构强度，各处受力分布均匀，可优化承载能力，而且外侧壁为斜面易于通过铸造实现，通过模具进行铸造时具有拔模斜度。

进一步地，如图35所示，轴承支座I-52上设有通气孔I-526，用于使径向轴承I-8的工作环境与第一推力轴承I-10’一致，例如使径向轴承I-8的工作背压和温度与第一推力轴承I-10’一致。电机腔内有冷却电机的制冷剂进出，压缩机正常运行时，整体电机腔压力和温度是稳定的，推力轴承与径向轴承工作环境与电机腔相同，也就是保证气体循环，且背压相对稳定，如果背压波动太大，会造成轴承气膜波动，影响轴承性能。

如图36所示，轴承支座I-52上沿径向设有操作孔I-523，以便通过操作孔I-523在径向轴承I-8的外壁上安装振动传感器或者温度传感器，以监测径向轴承I-8的工作状态。操作孔I-523沿径向外侧的孔段可作为旁通孔，保证推力轴承与径向轴承I-8和电机腔压力温度都相同，操作孔I-523沿径向内侧的孔段起到给径向轴承I-8散热的作用。

在一些实施例中，结合图36和图37所示，轴承支座I-52的第二端设有法兰盘I-525，且在法兰盘I-525的外端设有止口I-527，轴承支座I-52通过法兰盘I-525安装在壳体I-6内，并通过紧固件固定，同时，轴承支座I-52依靠止口I-527进行径向定位，并依靠法兰盘I-525的端部进行轴向定位。

止口I-527用于对轴承支座I-52与壳体I-6的连接进行第一重定位，能够对轴承支座I-52与壳体I-6的安装位置关系进行初步定位，进一步地，轴承支撑组件还包括销钉，轴承支座I-52的法兰盘I-525上设有销孔I-528，可通过销钉穿设销孔I-528和壳体I-6上的销孔，对轴承支座I-52与壳体I-6的连接进行第二重定位，以对轴承支座I-52与壳体I-6的安装位置关系进行精确定位。销钉可轴向设置，也可径向设置。

该实施例通过采用两重定位，可精确保证轴承支座I-52在壳体I-6内的安装精度，从而提高径向轴承I-8与推力轴承之间的位置精度。

如图36和图37所示，轴承支座I-52设在壳体I-6内，轴承支座I-52的通孔I-522和用于安装固定板I-51的端面A被配置为在轴承支座I-52与壳体I-6装配为组合体的状态下加工至预设尺寸。

该实施例通过在轴承支座I-52与壳体I-6之间定位且形成组合体的状态下加工，可通过组合体的加工精度保证轴承的安装精度，而且可通过一次定位装夹保证通孔I-522与端面A的垂直度。

进一步地，如图37所示，壳体I-6内沿轴向间隔设有两个轴承支座I-52，用于对主轴I-1的两个不同位置进行支撑，两个轴承支座I-52的通孔I-522被配置为在两个轴承支座I-52与壳体I-6装配为组合体的状态下加工至预设尺寸。

该实施例通过将两个轴承支座I-52与壳体I-6之间定位且形成组合体的状态下加工，可从组合体的一侧起依次加工两个通孔I-522，而且可通过一次定位装夹保证两个通孔I-522的尺寸及同轴度。

由于轴承支座I-52上的各个关键部位在一个定位装夹工序完成加工，因此可提高两个通孔I-522的同轴度，以及每个轴承支座I-52对应通孔I-522与端面A的垂直度，从而保证两个径向轴承I-8的同轴度以及推力轴承的垂直度，进而提高转子系统的工作稳定性。通过实际测量，可将两个径向轴承I-8的同轴度、径向轴承I-8与推力轴承的垂直度提高至5微米之内。

下面对轴承支撑组件的具体加工方式进行阐述。在加工时，先将两个轴承支座I-52通过止口I-527进行第一重定位与壳体I-6配合，接着通过紧固件将法兰盘I-525与壳体I-6固定，再打销钉固定。随后，将壳体I-6和两个轴承支座I-52作为整体组件在加工设备上定位，加工两个轴承支座I-52与固定板I-51配合的端面A，以保证推力轴承与径向轴承I-8的垂直度，再从一侧起依次加工两个轴承支座I-52的通孔I-522，以保证两个径向轴承I-8的同轴度。

在加工完毕后，拆下轴承支座I-52，并通过热装的方式将径向轴承I-8装入轴承支座I-52的通孔I-522，再将固定板I-51安装在轴承支座I-52的第一端。接着，可将安装有固定板I-51的轴承支座I-52一起固定在壳体I-6上，轴承支座I-52可通过止口I-527和加工时确定的销钉位置进行定位。

若各轴承采用动压气体轴承，由于轴承本身加工精度高，且要求装配位置精度极高，若装配精度降低，会使轴承性能降低，严重时会导致转子无法浮起；当采用两个或两个以上的动压径向轴承时，要求轴承的同轴度在微米级，要求所有推力面相对转子中心的垂直度也在微米级。本发明的方法可将两个轴承支座I-52的通孔I-522和端面A在一个定位装夹工序中加工，可提高加工精度和后续装配精度。

其次，本发明提供了一种基于上述实施例轴承支撑组件的加工方法，在一些实施例中，包括：

步骤I-101、将轴承支座I-52与壳体I-6装配为组合体；

步骤I-102、将组合体在加工设备上定位装夹，加工设备可以是机床等；

步骤I-103、将轴承支座I-52的通孔I-522和用于安装固定板I-51的端面A通过一次定位装夹加工至预设尺寸。

该实施例通过在轴承支座I-52与壳体I-6之间定位且形成组合体的状态下加工，可通过组合体的加工精度保证轴承的安装精度，而且通过一次定位装夹，可采用统一的加工基准，以保证通孔I-522与端面A的加工垂直度，从而保证径向轴承I-8与推力轴承的垂直度。

在一些实施例中，壳体I-6内设有两个沿轴向间隔设置的轴承支座I-52，在通过步骤I-101将两个轴承支座I-52与壳体I-6装配为组合体之后，加工方法还包括：

步骤I-104、将两个轴承支座I-52的通孔I-522通过一次定位装夹加工至预设尺寸。

步骤I-104与步骤I-103的执行顺序不作限制，在实际加工时，根据加工的便捷性，在一个定位装夹工序中对两个通孔I-522和端面A进行精加工。

该实施例通过将两个轴承支座I-52与壳体I-6之间定位且形成组合体的状态下加工，可通过组合体的加工精度保证轴承的安装精度，而且通过一次定位装夹，可采用统一的加工基准，而且可通过一次定位装夹保证两个通孔I-522的尺寸及同轴度。

在一些实施例中，步骤I-104将两个轴承支座I-52的通孔I-522通过一次定位装夹加工至预设尺寸的步骤具体包括：从壳体I-6的一侧将两个轴承支座I-52的通孔I-522依次加工至预设尺寸。

通孔I-522可采用镗孔的方式进行加工，加工刀具从壳体I-6一侧通过轴向进给依次加工两个通孔I-522可提高加工效率，并进一步提高两个通孔I-522的同轴度。

在一些实施例中，轴承支座I-52与壳体I-6连接的一端设有止口I-527，步骤I-101将轴承支座I-52与壳体I-6装配为组合体的步骤具体包括：

步骤I-101A、将轴承支座I-52与壳体I-6通过止口I-527配合进行第一重定位；

步骤I-101B、将轴承支座I-52与壳体I-6通过紧固件固定；

步骤I-101C、在法兰盘与壳体I-6固定后，打销钉进行第二重定位。

在该实施例中，步骤I-101～步骤I-103顺序执行。

在通过止口I-527初步定位后，通过紧固件约束轴承支座I-52与壳体I-6的位置关系，在此基础上，在原来销孔I-528的基础上，在轴承支座I-52和壳体I-6上配合打销孔，并将销钉插入销孔中，通过销钉既能防止在加工过程中受到较大的切削力使轴承支座I-52与壳体I-6发生位置变化，也可为后续产品装配过程提供精确定位。通过采用两重定位，可精确保证轴承支座I-52在壳体I-6内的安装精度，从而提高径向轴承I-8与推力轴承之间的位置精度。

进一步地，在加工完成后，此种加工方法还包括：

步骤I-105、将轴承支座I-52与壳体I-6装配形成的组合体拆开，以便在轴承支座I-52与壳体I-6分离的状态下装入径向轴承I-8。

在加工完毕后，拆下轴承支座I-52，并通过热装的方式将径向轴承I-8装入轴承支座I-52的通孔I-522，再将固定板I-51安装在轴承支座I-52的第一端。轴承支座I-52可通过加工时确定的销钉位置固定安装在壳体I-6上。轴承支座I-52通过止口I-527和销钉双重定位方式来保证轴承的装配精度，提高轴承转子系统稳定性。

最后，本发明还提供了一种压缩机，包括上述实施例的轴承支撑组件。例如，压缩机为离心压缩机。可替代地，压缩机也可以是离心式制冷压缩机或螺杆式制冷压缩机等。

离心压缩机的工作原理为：在压缩机工作过程中主轴I-1高速旋转，气体通过左侧的叶轮I-2加速后进入扩压器I-3中，气体经过扩压器I-3进行一级压缩增压后进入第一蜗壳中，第一蜗壳上的排气通道将压缩气体引导至进入右侧叶轮I-2中，经过右侧叶轮I-2的离心作用后进入右侧扩压器I-3中，气体经过二级压缩后进入第二蜗壳中，并通过第二蜗壳上的排气通道排出压缩机。

如图34所示，本发明的离心压缩机还包括：主轴I-1、扩压器I-3、推力盘I-4和第二推力轴承I-10，推力盘I-4被配置为与主轴I-1一起可转动，且沿轴向位于扩压器I-3与固定板I-51之间。第一推力轴承I-10’设在固定板I-51远离轴承支座I-52的一端，第二推力轴承I-10设在扩压器I-3远离扩压面的一端。具体地，推力盘I-4具有推力部I-41，推力部I-41左右两面与两侧推力轴承形成工作面，可承受双向轴向力，保证压缩机全工况运行和反转时运行稳定可靠性。

进一步地，推力盘I-4还可包括连接部I-42，推力盘I-4与推力部I-41连接，且套设在主轴I-1上，第二凹槽I-31的底部设有通孔，连接部I-42嵌入通孔内。连接部I-42可与主轴I-1过盈配合，以使推力盘I-4可随主轴I-1一起转动。扩压器I-3和固定板I-51固定设置，且与主轴I-1之间均具有间隙。例如，推力盘I-4可以为圆柱阶梯形结构。

例如，第一推力轴承I-10’、第二推力轴承I-10和/或径向轴承I-8可以为静压或动压气体推力轴承，或者也可以是磁悬浮轴承。

以图34为例，由于推力轴承与推力盘I-4之间有间隙，气体会在此间隙内形成具有压力的气膜起止推和润滑作用，由于推力轴承本身就在压缩机腔体内，气体就来腔体环境，在转子旋转过程中，可将气体带入间隙中，形成动压气体推力轴承。

该实施例的离心压缩机中，推力盘可与两侧的推力轴承配合，可承受左右两个方向的轴向力，以保证压缩机在全工况运行和反转运行时的稳定性。压缩机运行工况是指压缩机所在系统的蒸发温度和冷凝温度，全工况即指压缩机在一定蒸发温度范围和冷凝温度范围内工作，压缩机停机时，由于排气压力高于吸气压力，会出现停机后反转情况。

进一步地，推力盘I-4的两侧与第一推力轴承I-10’和第二推力轴承I-10之间均具有间隙，且两侧的间隙通过扩压器I-3与固定板I-51相互抵靠进行限定。

例如，第一推力轴承I-10’、第二推力轴承I-10和/或径向轴承I-8可以为静压或动压气体推力轴承，或者也可以是磁悬浮轴承。

以图34为例，由于推力轴承与推力盘I-4之间有间隙，气体会在此间隙内形成具有压力的气膜起止推和润滑作用，由于推力轴承本身就在压缩机腔体内，气体就来腔体环境，在转子旋转过程中，可将气体带入间隙中，形成动压气体推力轴承。

通过固定板I-51与扩压器I-3相互抵靠进行组合限位，限定了推力盘I-4的位置以及与两侧推力轴承之间的间隙，由此可精确保证推力轴承间隙，降低装配难度，提高装配效率和装配精度，并保证推力轴承的工作性能，从而提高压缩机的运行稳定性。

进一步地，推力盘I-4还可包括连接部I-42，推力盘I-4与推力部I-41连接，且套设在主轴I-1上，第二凹槽I-31的底部设有通孔，连接部I-42嵌入通孔内。连接部I-42可与主轴I-1过盈配合，以使推力盘I-4可随主轴I-1一起转动。扩压器I-3和固定板I-51固定设置，且与主轴I-1之间均具有间隙。例如，推力盘I-4可以为圆柱阶梯形结构。

进一步地，仍参考图34，扩压器I-3远离扩压面的一端设有第二凹槽I-31，第一推力轴承I-10’设在第二凹槽I-52沿轴向的底部，固定板I-51与扩压器I-3固定，推力盘I-4的推力部I-41位于第二凹槽I-31内。

由于轴承支座I-52需要固定在压缩机的壳体I-6上，因此自身位置固定，由此可对固定板I-51进行轴向定位。而且扩压器I-3也固定在壳体I-6上，且扩压器I-3与固定板I-51相互抵靠，这样就能通过第二凹槽I-31的轴向深度准确地保证两侧推力轴承的间隙，可提高装配精度，并降低装配难度，提高装配效率，同时还能保证推力轴承的性能，防止间隙控制不准确造成推力轴承性能降低甚至失效，从而提高压缩机的运行稳定性。

如图34所示，第二凹槽I-31的深度包括：推力部I-41厚度、两侧推力轴承的厚度和两侧推力轴承的间隙，因此，为了保证两侧推力轴承的间隙，可通过提高第二凹槽I-31深度、推力部I-41厚度和两侧推力轴承的厚度来控制间隙。具体方法为：根据推力轴承需要达到的间隙范围、推力部I-41厚度公差范围和推力轴承厚度公差范围，来反推第二凹槽I-31的设计深度及公差范围。由此，可通过提高第二凹槽I-31深度的加工精度来保证推力轴承间隙，可提高装配精度，并降低装配难度，从而提高装配效率。

在一些实施例中，第一推力轴承I-10’直接固定在第二凹槽I-31的底部。此种结构将扩压器I-3和推力轴承固定板集成为一个零件，可采用第二凹槽I-31的底部作为第二推力轴承I-10中的固定板，无需额外设置推力轴承固定板，可进一步减小轴承支承组件的轴向尺寸，使结构更加紧凑。

在一种具体的结构中，参考图34，第一推力轴承I-10’通过紧固件固定在固定板I-51上，第二推力轴承I-10通过紧固件固定在扩压器I-3上，固定板I-51与扩压器I-3通过紧固件固定，扩压器I-3的外周设有定位止口，以便与壳体I-6定位安装。

轴承支座结构变形例三

参见图38至图40，本发明实施例提供了一种压缩机，包括轴承支座J-1、径向轴承J-2、主轴J-4和推力轴承J-3。轴承支座J-1包括第一通孔J-11，径向轴承J-2安装于第一通孔J-11中。主轴J-4同时安装于径向轴承J-2和推力轴承J-3；推力轴承J-3抵接于轴承支座J-1的侧面。

轴承支座J-1一侧的侧面作为推力轴承J-3的安装面J-17，实现推力轴承J-3的安装定位。径向轴承J-2也直接安装于轴承支座J-1。轴承支座J-1同时起到定位推力轴承J-3和径向轴承J-2的作用。在零件加工时，安装面J-17的垂直度更容易保证。

在一些实施例中，推力轴承J-3没有支座，推力轴承J-3是薄片状的。推力轴承J-3的一侧面直接抵接轴承支座J-1的侧面，其另一侧直接抵接推力盘J-6。推力轴承J-3和安装面J-17之间没有设置其他的承载、定位或安装结构。径向轴承J-2包括基体以及与基体通孔内壁固定的承载体，承载体是筒状薄片。基体用于实现径向轴承J-2的安装。

由于旋转机械的径向力基本等于转子重力，所以径向载荷相对较小，对轴承支座J-1径向强度要求不高，轴承支座J-1较易满足径向强度要求。而轴向载荷较径向载荷较大，轴向载荷通过推力轴承J-3传递到轴承支座J-1上。

上述技术方案，轴承支座J-1本身集成了两个功能，分别对径向轴承J-2起到支承作用和对推力轴承J-3起到定位和固定作用。达到轴承支座J-1的加工精度，使得推力轴承J-3安装时达到了微米级垂直度要求。并且，轴承支座J-1同时定位径向轴承J-2和推力轴承J-3，由于不需要设置推力轴承固定板，所以减少了推力轴承固定板所占用的厚度。进一步地，两个径向轴承J-2支撑主轴J-4；推力轴承J-3承受轴向力，对主轴J-4轴向定位。上述结构也使得主轴J-4的长度变短，整个压缩机的尺寸变小，重量减轻。

参见图38，第一通孔J-11内设有定位台阶面J-12，径向轴承J-2的端面抵接于定位台阶面J-12。

参见图38和图39，轴承支座J-1与径向轴承J-2过盈配合，径向轴承J-2通过定位台阶面J-12轴向限位。定位台阶面J-12具体为台阶面，径向轴承J-2的一端抵顶于定位台阶面J-12，实现径向轴承J-2在轴承支座J-1上的定位，且不需设置其他定位部件，简化了系统结构，使得压缩机结构更加紧凑。

参见图38和图40，在一些实施例中，推力轴承J-3背离轴承支座J-1的一侧安装有推力盘J-6。推力轴承J-3与推力盘J-6直接接触。

参见图38，在一些实施例中，轴承支座J-1设有将第二通孔J-13，第二通孔J-13用于将推力轴承J-3所在的空腔J-18与径向轴承J-2所在的第一通孔J-11连通，以使得径向轴承J-2与推力轴承J-3相同的工作环境。

工作环境是指温度和压力，具体地是使得推力轴承J-3与径向轴承J-2的工作环境与电机腔相同。

第二通孔J-13的中轴线垂直于第一通孔J-11的中轴线，或者成夹角。第二通孔J-13比如采用多段直径不同的孔。

在一些实施例中，第二通孔J-13的数量为2～14个。比如为2个、4个、8个、12个。

上述技术方案，轴承支座J-1上均匀布置2到12个连通左右通道的第二通孔J-13，使得径向轴承J-2与推力轴承J-3相同的工作环境。电机腔有冷却电机的制冷剂流入和流出，压缩机正常运行时，整体电机腔压力和温度是稳定的，推力轴承J-3与径向轴承J-2工作环境与电机腔相同，也就是保证了气体是循环的，且背压相对稳定，减少了轴承气膜波动，优化了轴承性能。

参见图40和图41，在一些实施例中，第二通孔J-13相对于轴承支座J-1的圆周方向均匀设置。

参见图40和图41，在一些实施例中，轴承支座J-1朝向推力轴承J-3的一侧的外缘尺寸小于轴承支座J-1背离推力轴承J-3的一侧的外缘尺寸。以图40所示方向为例，轴承支座J-1右侧的外缘尺寸大，左侧的外缘尺寸小。该结构使得轴承支座J-1易于安装在压缩机中。

参见图40和图41，在一些实施例中，轴承支座J-1的外缘尺寸大致是渐变的，在轴承支座J-1的阔口端，设有一环形凸台，凸台设有安装孔J-15，通过安装孔J-15实现轴承支座J-1安装于筒体J-5时的定位。安装孔J-15比如为销孔。

上述技术方案，采用一体化轴承支座，结构强度高，且便于铸造。轴承支座J-1采用V形结构，有效地实现了轴向力向电机筒体J-5的传递，提高了轴承支座J-1的强度和使用寿命；

参见图40，在一些实施例中，轴承支座J-1设有用于与压缩机筒体J-5定位的止口J-14。

具体地，在凸台背离轴承支座J-1的一侧，轴承支座J-1还设有止口J-14，通过止口J-14实现轴承支座J-1相对于压缩机筒体J-5的定位。

上述技术方案中，轴承支座J-1采用安装孔J-15与止口J-14双重定位，用止口J-14保证了轴承装配后的同轴度，然后再用销钉穿过安装孔J-15精确定位。上述结构满足了主轴J-4两端的两个径向轴承J-2达到微米级的同轴度要求，使得径向轴承J-2的性能可靠，使得转子正常工作。

在一些实施例中，轴承支座J-1设有减重孔J-16，以实现压缩机的轻量化。

减重孔J-16的形状与轴承支座J-1的形状匹配，减重孔J-16是环形的，以横截面图来看，位于轴承支座J-1中心轴线每一侧的减重孔J-16的轮廓线也大致呈喇叭状。上述结构的减重孔J-16使得轴承支座J-1的壁厚大致是均匀的。轴承支座J-1中间掏空成V字形，保证铸件壁厚相对均匀，减轻支座自重的同时，也便于铸造成型。

扩压器结构变形例

参见图42至图45，在一些实施例中，本公开提供一种压缩机，包括叶轮K-1、推力轴承K-2以及扩压器K-3。扩压器K-3的一侧侧面K-31抵接叶轮K-1，且另一侧设有轴向内凹部K-32，轴向内凹部K-32的底面抵顶推力轴承K-2。推力轴承K-2的另一侧设有推力盘K-7。

上述的扩压器K-3集成了推力轴承固定板的功能，扩压器K-3的轴向内凹部K-32的底面直接抵顶推力轴承K-2，对推力轴承K-2起到定位作用。推力轴承K-2通过螺钉直接锁紧，承受转子轴向力。扩压器K-3的轴向内凹部K-32的底面作为推力轴承K-2的固定面，该固定面垂直度精度高，使得推力盘K-7与推力轴承K-2配合面的气膜均匀，推力轴承K-2受力均匀，减缓了推力轴承K-2的磨损，延长了推力轴承K-2的使用寿命。

上述技术方案提供的压缩机，由于采用了上述结构的扩压器K-3，减少了零件数目，提高了质量控制；在满足功能需求的情况下，减少了推力轴承固定板的厚度，从而减小了转子长度，不仅提高了转子的刚度，提高了轴承转子系统弯曲模态的临界转速，也减少了转子重量，减轻了轴承负载，从而提高了轴承转子系统稳定性。

在一些实施例中，扩压器K-3的通孔内壁设有密封件K-4。

扩压器K-3将叶轮K-1出口介质的速度能转化为压力能，扩压器K-3的通孔内壁设有密封件K-4，密封件K-4与转子配合形成轴封，阻止叶轮K-1排气进入电机腔。

在一些实施例中，密封件K-4包括密封梳齿。

在一些实施例中，扩压器K-3与密封件K-4是一体的。该结构将密封件K-4、推力轴承固定板和已有的扩压器集成为一个零件，集成化程度高，减少了零件数目，提高了质量控制；满足功能需求的情况下减少该部分零件的长度，从而减小了转子长度，不仅提高转子的刚度，提高轴承转子系统弯曲模态的临界转速，也减少了转子重量，减轻了轴承负载，两者共同提高了轴承转子系统稳定性。

在一些实施例中，压缩机还包括筒体K-5，筒体K-5与扩压器K-3相连且由扩压器K-3的定位止口K-33定位。

装配时，先将推力轴承K-2通过螺钉固定在扩压器K-3上，然后将扩压器K-3通过止口定位在电机筒体K-5上，然后用销钉精确定位。上述结构实现了扩压器与筒体K-5的精确定位、装配。

扩压器K-3轴封部分的同轴度和推力轴承K-2固定面的垂直度都在一个零件上保证，不仅降低了加工和装配难度，同时也大大降低加工和装配累积尺寸公差和形位误差。

并且，一个零件相较多个零件，只有一个装配基准，提高了装配精度和装配效率。由于梳齿密封的同轴度精度高，减少了梳齿密封与转子工作过程中磨损的几率，减少了密封间隙增大现象，减少了泄露损失增加，提高了压缩机能效。

在一些实施例中，扩压器K-3是铸造的。扩压器K-3以及密封件K-4一体铸造成形，提高了生产效率。

在一些实施例中，扩压器K-3的通孔中安装有主轴K-6，扩压器K-3的材质比主轴K-6的材质软。

工作过程中，在出现磨损时，被磨损的是扩压器K-3，主轴K-6不会或者较少被磨损。上述结构起到了保护主轴K-6的作用。

在一些实施例中，扩压器K-3的厚度小于14mm。扩压器K-3的厚度较现有的扩压器K-3的推力轴承固定板的总厚度有较明显的减少，实现了压缩机的轻量化。

扩压器、推力盘及相关配合结构变形例一

参考图46，在一些实施例中，本公开提供了一种离心压缩机。为了使本领域技术人员更清楚地了解本发明的改进点，先结合图46对离心压缩机的整体结构进行说明。

如图46所示，以两级离心式压缩机为例，包括第一蜗壳L-61、第二蜗壳L-63和中间壳体L-62，中间壳体L-62沿轴向的两端分别设置第一蜗壳L-61和第二蜗壳L-63，共同形成压缩机壳体L-6。主轴L-1设在压缩机壳体的中心位置，主轴L-1的两端分别设置一个叶轮L-2，叶轮L-2的内端设置扩压器L-3，叶轮L-2高速旋转时，气体随着旋转，在离心力作用下，气体被甩到后扩压器L-3中进行扩压，将叶轮L-2出口介质的速度能转化为压力能，压力提高后的气体从蜗壳排出。

为了对主轴L-1进行支撑，主轴L-1的两端分别设有径向轴承L-8，径向轴承L-8通过轴承支座L-52进行支撑，轴承支座L-52连接在中间壳体L-62上。主轴L-1与中间壳体L-62之间设有定子组件L-7。由于叶轮L-2在工作过程中会产生轴向力，因此在主轴L-1的一端设置推力轴承，以平衡叶轮L-2产生的轴向力。

此种压缩机的工作原理为：在压缩机工作过程中主轴L-1高速旋转，气体通过左侧的叶轮L-2进入扩压器L-3中，气体经过一级压缩后进入第一蜗壳L-61中，第一蜗壳L-61上的排气通道将压缩气体引导至进入右侧叶轮L-2中，经过右侧叶轮L-2的离心作用后进入右侧扩压器L-3中，气体经过二级压缩后进入第二蜗壳L-63中，并通过第二蜗壳L-63上的排气通道排出压缩机。

接下来将对离心压缩机中的轴承支承组件进行详细说明，在一些实施例中，如图47所示，离心压缩机包括：主轴L-1、叶轮L-2、扩压器L-3、推力盘L-4和支承组件L-5。

其中，主轴L-1的中间可设有磁钢L-13，扩压器L-3固定在壳体L-6上，扩压器L-3远离扩压面的一端设有第一推力轴承L-10，扩压面为靠近叶轮L-2的端面。支承组件L-5设在扩压器L-3远离扩压面的一端，其一端与压缩机的壳体L-6固定，另一端抵靠在扩压器L-3的端面上，支承组件L-5朝向扩压器L-3的一侧设有第二推力轴承L-10’。推力盘L-4被配置为可与主轴L-1一起转动，推力盘L-4具有推力部L-41，例如采用盘状结构，且推力部L-41的两侧与第一推力轴承L-10和第二推力轴承L-10’之间的间隙通过扩压器L-3与支承组件L-5相互抵靠进行限定。推力部L-41左右两面与两侧推力轴承形成工作面，可承受双向轴向力，保证压缩机全工况运行和反转时运行稳定可靠性。

例如，第一推力轴承L-10和第二推力轴承L-10’可以为静压或动压气体推力轴承，或者也可以是磁悬浮轴承。

以图47为例，由于推力轴承与推力盘L-4之间有间隙，气体会在此间隙内形成具有压力的气膜起止推和润滑作用，由于推力轴承本身就在压缩机腔体内，气体就来腔体环境，在转子旋转过程中，可将气体带入间隙中，形成动压气体推力轴承。

该实施例的离心压缩机中，推力盘可与两侧的推力轴承配合，可承受左右两个方向的轴向力，以保证压缩机在全工况运行和反转运行时的稳定性。压缩机运行工况是指压缩机所在系统的蒸发温度和冷凝温度，全工况即指压缩机在一定蒸发温度范围和冷凝温度范围内工作，压缩机停机时，由于排气压力高于吸气压力，会出现停机后反转情况。

而且，由于扩压器L-3和支承组件L-5均需要固定在压缩机的壳体L-6上，因此自身位置固定，通过支承组件L-5与扩压器L-3相互抵靠进行组合限位，限定了推力盘L-4的位置以及与两侧推力轴承之间的间隙，由此可精确保证推力轴承间隙，降低装配难度，提高装配效率和装配精度，并保证推力轴承的工作性能，从而提高压缩机的运行稳定性。

如图47所示，扩压器L-3远离扩压面的一端设有第一凹槽L-31，第一凹槽L-31沿轴向的底部设有第一推力轴承L-10，推力部L-41位于第一凹槽L-31内，且推力部L-41的两侧与第一推力轴承L-10和第二推力轴承L-10’之间均具有间隙。

由于扩压器L-3与支承组件L-5相互抵靠，通过第一凹槽L-31的轴向深度可准确地保证两侧推力轴承的间隙，可提高装配精度，并降低装配难度，提高装配效率，同时还能保证推力轴承的性能，防止间隙控制不准确造成推力轴承性能降低甚至失效，从而提高压缩机的运行稳定性。

如图47所示，第一凹槽L-31的深度包括：推力部L-41厚度、两侧推力轴承的厚度和两侧推力轴承的间隙，因此，为了保证两侧推力轴承的间隙，可通过提高第一凹槽L-31深度、推力部L-41厚度和两侧推力轴承的厚度来控制间隙。具体方法为：根据推力轴承需要达到的间隙范围、推力部L-41厚度公差范围和推力轴承厚度公差范围，来反推第一凹槽L-31的设计深度及公差范围。由此，可通过提高第一凹槽L-31深度的加工精度来保证推力轴承间隙，可提高装配精度，并降低装配难度，从而提高装配效率。

在一些实施例中，如图47和图48所示，离心压缩机还包括壳体L-6和径向轴承L-8，用于承载转子的径向力，主要来自转子本身的重力。例如，径向轴承L-8可以为静压或动压气体径向轴承，或者也可以是磁悬浮轴承。

支承组件L-5包括固定板L-51和轴承支座L-52。其中，固定板L-51抵靠在扩压器L-3上，第二推力轴承L-10’设在固定板L-51上朝向扩压器L-3的一侧；轴承支座L-52设在固定板L-51远离扩压器L-3的一侧，轴承支座L-52的第一端与固定板L-51连接，第二端与壳体L-6连接，用于通过径向轴承L-8对主轴L-1进行支撑。

该实施例中的支承组件L-5采用分体式结构，通过固定板L-51安装第二推力轴承L-10’，轴承支座L-52安装径向轴承L-8，有利于提高主轴L-1两端的径向轴承L-8以及推力轴承的安装位置精度，包括两个径向轴承L-8的同轴度以及推力轴承的垂直度，可提高转子系统的工作稳定性。

具体地，如图50所示，可通过如下方式实现。轴承支座L-52的第二端设有法兰盘L-52L-5，且在法兰盘L-52L-5的外端设有止口L-52L-7，轴承支座L-52通过法兰盘L-52L-5安装在中间壳体L-62内，并通过紧固件固定，同时，轴承支座L-52依靠止口L-52L-7进行径向定位。

在加工时，先将两个轴承支座L-52通过止口L-52L-7进行第一重定位与中间壳体L-62配合，接着通过紧固件将法兰盘L-52L-5与中间壳体L-62固定，再打销固定。随后，将中间壳体L-62和两个轴承支座L-52作为整体组件在加工设备上定位，加工两个轴承支座L-52与固定板L-51配合的端面，以保证推力轴承与径向轴承L-8的垂直度，再从一侧起依次加工两个轴承支座L-52的安装孔L-52，以保证两个径向轴承L-8的同轴度。

在加工完毕后，拆下轴承支座L-52，并通过热装的方式将径向轴承L-8装入轴承支座L-52的安装孔L-52，再将固定板L-51安装在轴承支座L-52的第一端。轴承支座L-52可通过加工时确定的销钉位置固定安装在壳体L-6上。

由于各个关键的定位部分在一个装夹工序完成加工，因此可保证两个径向轴承L-8的同轴度以及推力轴承的垂直度，从而提高转子系统的工作稳定性。

如图48所示，固定板L-51还用于限制径向轴承L-8沿轴向朝向扩压器L-3一侧的位移，由此，固定板L-51既能安装第二推力轴承L-10’，又能对径向轴承L-8进行轴向限位，可使轴承支撑组件的结构更加紧凑，且利于通过固定板L-51两侧的加工平行度保证第二推力轴承L-10’安装面与径向轴承L-8轴向限位面的平行度，从而提高推力轴承与径向轴承L-8的安装精度。

进一步地，固定板L-51朝向轴承支座L-52的一端设有定位环L-51，轴承支座L-52上设有环形的第二凹槽L-52，定位环L-51嵌入第二凹槽L-52中，以对固定板L-51进行径向定位，固定板L-51与主轴L-1之间具有间隙。而且，定位环L-51的内壁与径向轴承L-8部分长度段的外壁匹配，用于对径向轴承L-8的部分长度段进行支撑，同时对径向轴承L-8起到轴向止推的作用。

在一种具体的结构中，如图47所示，第一推力轴承L-10通过紧固件L-32固定在扩压器L-3上，第二推力轴承L-10’通过紧固件L-32固定在固定板L-51上，固定板L-51与扩压器L-3相互抵靠，扩压器L-3的外周设有定位止口L-33，以便与壳体L-6定位安装。

在一些实施例中，如图49所示，固定板L-51与轴承支座L-52形成一体结构。支承组件L-5采用一体式结构可简化结构，降低装配难度，且易于通过支承组件L-5的加工精度保证径向轴承L-8与推力轴承的垂直度。

在一些实施例中，图中未示出，离心压缩机还包括壳体L-6和径向轴承L-8，其中，支承组件L-5包括轴承支座L-52，轴承支座L-52的第一端抵靠在扩压器L-3上，第二端与壳体L-6连接，第二推力轴承L-10’设在轴承支座L-52上朝向扩压器L-3的一侧，轴承支座L-52还用于通过径向轴承L-8对主轴L-1进行支撑。轴承支座L-52在加工安装孔L-52时预留止推台，以对径向轴承L-8进行轴向限位。

与图49所示实施例相比，省去了固定板L-51，可进一步减小轴承支承组件的轴向尺寸，还能简化结构，降低装配难度，且易于通过支承组件L-5的加工精度保证径向轴承L-8与推力轴承的垂直度。

如图48和图49所示，离心压缩机还包括壳体L-6和径向轴承L-8，支承组件L-5包括轴承支座L-52，轴承支座L-52的第一端抵靠在扩压器L-3上，第二端与壳体L-6连接，用于通过径向轴承L-8对主轴L-1进行支撑。由于推力轴承的外径小于壳体L-6内径，相应地，轴承支座L-52从第一端至与第二端截面外廓尺寸逐渐增大。为了减重，如图50所示，还可在轴承支座L-52远离推力轴承的一侧设置减重槽L-52L-4，例如减重槽L-52L-4环形设置，内壁与轴线平行，外壁与轴承支座L-52的外廓形状一致。

此种V形轴承支座L-52通过采用截面积渐变的结构，可提高轴承支座L-52的整体结构强度，各处受力分布均匀，可优化承载能力，而且外侧壁为斜面易于通过铸造实现，通过模具进行铸造时具有拔模斜度。

进一步地，如图50所示，轴承支座L-52上设有通气孔L-52L-6，用于使径向轴承L-8的工作环境与第一推力轴承L-10和第二推力轴承L-10’一致，例如使径向轴承L-8的工作背压与第一推力轴承L-10和第二推力轴承L-10’一致。电机腔内有冷却电机的制冷剂进出，压缩机正常运行时，整体电机腔压力和温度是稳定的，推力轴承与径向轴承工作环境与电机腔相同，也就是保证气体循环，且背压相对稳定，如果背压波动太大，会造成轴承气膜波动，影响轴承性能。

如图48所示，轴承支座L-52上沿径向设有操作孔L-52，以便通过操作孔L-52在径向轴承L-8的外壁上安装振动传感器或者温度传感器，以监测径向轴承L-8的工作状态。操作孔L-52沿径向外侧的孔段可作为旁通孔，保证推力轴承与径向轴承L-8和电机腔压力温度都相同，操作孔L-52沿径向内侧的孔段起到给径向轴承L-8散热的作用。

在一些实施例中，如图48所示，第一推力轴承L-10直接固定在扩压器L-3的第一凹槽L-31底部。例如，第一推力轴承L-10采用动压推力轴承，为薄片结构，该动压推力轴承可直接固定在第一凹槽L-31底部。此种结构将扩压器L-3和推力轴承固定板集成为一个零件，可采用第一凹槽L-31的底部作为第一推力轴承L-10的固定板，无需额外设置推力轴承固定板，可进一步减小轴承支承组件的轴向尺寸，使结构更加紧凑。

在一些实施例中，如图46所示，离心压缩机还包括叶轮L-2和锁紧部件L-9，主轴L-1内设有空腔L-11并在中心处设有轴芯L-12，轴芯L-12的端部伸出主轴L-1的端部；叶轮L-2套设在轴芯L-12的外端，并通过锁紧部件L-9将叶轮L-2锁紧在轴芯L-12上，且叶轮L-2位于扩压器L-3的外侧。

该实施例使叶轮L-2相对于主轴L-1可拆卸地设置，可降低叶轮拆装难度，并简化叶轮的装配工艺和所需设备，提高装配效率以及拆检工作及维护的可操作性。而且，此种安装方式既能防止主轴或叶轮发生变形，也可保证叶轮安装强度，避免产生应力集中，从而提升压缩机的压缩能力。另外，通过在主轴上设置空腔，可减轻主轴重量，以提高转子的临界转速，进一步提高了压缩机的极限工作能力。

仍参考图46，轴芯L-12通过在加工空腔L-11时直接形成，使轴芯L-12与主轴L-1的其余部分加工形成一体，无需将轴芯L-12额外安装在主轴L-1的空腔内，可进一步降低装配难度，增加轴芯L-12与主轴L-1的连接强度，还可保证轴芯L-12的位置精度，有效解决转子前端的跳动问题，减少悬臂端长度，从而提高压缩机的工作稳定性和可靠性。例如，空腔L-11可以是环槽，或者多个相对于轴线中心对称的孔。

如图48所示，推力盘L-4还包括连接部L-42，推力盘L-4与推力部L-41连接，且套设在主轴L-1上，第一凹槽L-31的底部设有通孔L-34，连接部L-42嵌入通孔L-34内。连接部L-42可与主轴L-1过盈配合，以使推力盘L-4可随主轴L-1一起转动。扩压器L-3和固定板L-51固定设置，且与主轴L-1之间均具有间隙。例如，推力盘L-4可以为圆柱阶梯形结构。

如图51所示，离心压缩机还包括设在主轴L-1端部的叶轮L-2，叶轮L-2位于扩压器L-3的外侧，通孔L-34的侧壁设有第一轴向梳齿密封结构L-35，与推力盘L-4形成轴封，可减少制冷剂随着叶轮排气通过扩压器L-3与推力盘L-4的间隙进入电机腔。和/或叶轮L-2朝向扩压器L-3的端部设有径向梳齿密封结构L-21，可减少制冷剂沿着叶轮L-2与扩压器L-3之间的间隙向外周流动。和/或叶轮L-2具有嵌入扩压器L-3内的嵌入部L-22，例如，嵌入部L-22可以是沿轴向延伸的细长条状结构，嵌入部L-22上沿长度方向在径向内侧设有第二轴向梳齿密封结构L-23，以可减少制冷剂沿着叶轮L-2与扩压器L-3之间的间隙向外周流动。

具体地，梳齿的斜面从高压侧向低压侧倾斜，并且将梳齿的顶端可以呈梯形。

该实施例能够减少叶轮L-2与扩压器L-3之间、扩压器L-3与推力盘L-4之间的制冷剂泄漏量，既能保证主轴L-1和叶轮L-2运转时需要的间隙，又能防止因间隙过大导致的制冷剂泄露，有效地解决压缩机密封问题，有利于提升压缩机能效。

而且，此种结构将扩压器L-3、推力轴承固定板和轴封件集成为一个零件，可简化安装结构，使结构更紧凑，并提高装配效率。如图47所示，扩压器L-3的外周设有定位止口L-33，以便与壳体L-6定位安装，再配合销钉精确定位。由此，扩压器上轴封部分的同轴度和推力轴承固定面的垂直度都在一个零件上保证，不仅降低了加工难度，同时也大大降低装配累积误差，将要求高同轴度的轴封和要求高垂直度的的推力轴承共用定位止口L-33和销钉进行定位，统一装配基准，降低装配难度，并提高装配精度，既能提高推力轴承固定面的垂直度，以保证推力轴承的工作性能，还能提高第一轴向梳齿密封结构L-35的同轴度，防止梳齿发生磨损而影响密封性能。

在材料选择方面扩压器L-3的材料要比推力盘L-4的硬度低，一般扩压器L-3可选铝，推力盘可选L-45钢或L-40Cr等。这样如果扩压器L-3上的第一轴向梳齿密封结构L-35与主轴L-1发生磨损，则梳齿先磨损，以防止主轴L-1磨损。

仍参考图51，第一轴向梳齿密封结构L-35、径向梳齿密封结构L-21和第二轴向梳齿密封结构L-23同时设置，且径向梳齿密封结构L-21沿径向位于第一轴向梳齿密封结构L-35和第二轴向梳齿密封结构L-23之间。此种设置方式能够使气流形成迂回的流动路径，优化气流减速降压效果，提高密封性能。

具体地，叶轮L-2朝向扩压器L-3的一端设有凸台，凸台伸入扩压器L-3的凹槽内，径向梳齿密封结构L-21设在凸台的端部，以便在实现径向密封的同时，进一步延长气体流动路径，优化气流减速降压效果，提高密封性能。

另外，本发明还提供了一种空调设备，包括上述实施例的离心压缩机。本发明离心压缩机可承受两个方向的轴向力，保证压缩机全工况运行和反转时运行稳定性；而且能精确保证推力轴承的装配间隙，保证推力轴承的性能，从而提高压缩机的运行稳定性。这两个因素均能提高空调设备工作的稳定性和可靠性。

扩压器、推力盘及相关配合结构变形例二

参考图30，在一些实施例中，本公开提供了一种转子装配组件，包括壳体H-1。壳体H-1内形成容纳腔。

在一些实施例中，转子装配组件包括转轴H-8，转轴H-8可转动地设于壳体H-1的容纳腔内。转轴H-8相当于压缩机的转子。

进一步地，转轴H-8沿壳体H-1内的容纳腔的中轴线方向设置。

在一些实施例中，转子装配组件应用电机(但不限于此)，电机的壳体与转子装配组件的壳体H-1为同一壳体。

在一些实施例中，电机包括定子H-9，定子H-9设于壳体H-1内壁与转轴H-8之间，且定子H-9固定设于壳体H-1的内壁。

在一些实施例中，转子装配组件包括推力盘H-6，推力盘H-6设于壳体H-1内，且推力盘H-6固定设于转轴H-8的端部；推力盘H-6随转轴H-8转动。

在一些实施例中，转子装配组件包括第一固定件和第二固定件，第一固定件和第二固定件分别设于推力盘H-6的两侧。第一固定件和第二固定件不随转轴H-8和推力盘H-6转动。

在一些实施例中，转子装配组件包括第一推力轴承H-4，第一推力轴承H-4设于推力盘H-6与第一固定件之间。且第一推力轴承H-4固定于第一固定件。

在一些实施例中，转子装配组件包括第二推力轴承H-4，第二推力轴承H-4设于推力盘H-6与第二固定件之间。且第二推力轴承H-4固定设于第二固定件。

在一些实施例中，推力盘H-6两侧设置推力轴承，推力盘H-6承受双向轴向力，能够提高推力轴承的性能，该结构装配简单，结构紧凑，能够最大限度减小转子长度，减小轴承负载，提高转子刚度，提高弯曲模态临界转速，提高轴承转子系统的稳定性。

在一些实施例中，第一推力轴承H-4和第二推力轴承H-4包括气体轴承。进一步地，第一推力轴承H-4和第二推力轴承H-4为动压气体轴承。

在一些实施例中，第一推力轴承H-4和第二推力轴承H-4为薄片状结构。

在一些实施例中，第一固定件包括扩压器H-7，扩压器H-7与壳体H-1的端部连接。第一推力轴承H-4固定于扩压器H-7。扩压器H-7也起到推力轴承固定件的作用。扩压器H-7设有轴孔，转轴H-8穿过扩压器H-7上设置的轴孔。

进一步地，第一推力轴承H-4通过螺钉锁紧固定于扩压器H-7。

在一些实施例中，推力盘H-6的截面呈L型，其包括第一部位和第二部位。第一部位设于扩压器H-7的轴孔内壁与转轴H-8之间的间隙内。第二部位设于第一推力轴承H-4与第二推力轴承H-4之间。

在一些实施例中，扩压器H-7的轴孔包括第一轴孔和第二轴孔，第一轴孔的孔径小于第二轴孔的孔径，转轴H-8的端部以及推力盘H-6的第一部位均位于第一轴孔内，第一推力轴承H-4位于第二轴孔内，且与第二轴孔的内壁面固定连接，推力盘H-6的第二部位设于第二轴孔内，第二推力轴承H-4设于第二轴孔内。

推力轴承的间隙与推力盘H-6的厚度、扩压器H-7的第二轴孔的深度以及推力轴承有关，将这三者的精度通过提高扩压器H-7精度来达到控制间隙目的。

在一些实施例中，通过已知的推力轴承间隙范围、推力盘厚度公差范围、推力轴承厚度公差范围，来反推扩压器H-7的第二轴孔的深度，即：形成第二轴孔的凸台长度公差范围，通过提高扩压器H-7凸台长度加工精度来保证推力轴承的间隙，防止间隙控制不准确，造成推力轴承性能降低或失效，同时降低装配难度，提高装配效率和装配精度。

通过提高扩压器H-7加工精度，精确保证推力轴承间隙，防止因推力轴承间隙不合适，造成轴承性能降低或轴承失效，同时结构紧凑，最大限度减小转子长度。

进一步地，扩压器H-7的轴孔内壁设有轴封结构，轴封结构用于与推力盘H-6之间形成动密封，具有轴封作用，能够阻止外部的气体进入壳体H-1内。在扩压器H-7为一级扩压器的情况下，轴封结构用于防止一级叶轮的排气进入壳体H-1内，即：电机腔内。

可选地，轴封结构包括梳齿密封结构。

在一些实施例中，扩压器H-7具备轴封功能以及连接第一推力轴承H-4的功能。即：将轴封结构以及第一推力轴承H-4的固定板集成设置在扩压器H-7上，结构紧凑。

在一些实施例中，第二固定件包括轴承支座H-2，轴承支座H-2设于壳体H-1内。轴承支座H-2的第一端与第二推力轴承H-4固定连接，轴承支座H-2的第二端与壳体H-1的内壁连接。

轴承支座H-2的第一端与第二端为沿转轴H-8的轴向相反的两个端部。

上述实施例中，轴承支座H-2还具有第二推力轴承H-4的固定板的作用。

在另一些实施例中，第二固定件包括设于壳体H-1内的固定板H-5和轴承支座H-2。

固定板H-5的第一端与第二推力轴承H-4固定连接；固定板H-5的第二端与轴承支座H-2固定连接。

固定板H-5设于第二推力轴承H-4与轴承支座H-2之间。

轴承支座H-2的第一端与固定板H-5的第二端固定连接；轴承支座H-2的第二端与壳体H-1的内壁连接。

轴承支座H-2的第一端与第二端为相反的两个端部。

在上述实施例中，轴承支座H-2和固定板H-5分体式设置。

在一些实施例中，固定板H-5设有配合部，配合部向外延伸，用于与轴承支座H-2的第一端部上设置的轴承孔H-21配合。

进一步地，轴承支座H-2内设置的轴承孔H-21包括第一孔和第二孔，第一孔相对于第二孔靠近轴承支座H-2的第一端部，第一孔的孔径大于第二孔的孔径，径向轴承H-3设于轴承孔H-21内，径向轴承H-3与第一孔之间的间隙用于容纳固定板H-5上设置的配合部。

推力盘H-6的一侧设置第一推力轴承H-4，推力盘H-6的另一侧设置第二推力轴承H-4。第一推力轴承H-4固定在扩压器H-7上。第二推力轴承H-4固定在固定板H-5上。

进一步地，第一推力轴承H-4通过螺钉锁紧固定在扩压器H-7上。第二推力轴承H-4通过螺钉锁紧在固定板H-5上；固定板H-5通过螺钉锁紧在轴承支座H-2上。

进一步地，壳体H-1的内壁向壳体H-1的中轴线方向延伸形成安装部，安装部用于与轴承支座H-2的第二端固定连接。

在一些实施例中，如图33所示，轴承支座H-2的第二端的径向尺寸大于轴承支座H-2的第一端的径向尺寸。

沿轴承支座H-2的第一端部至第二端部的方向，轴承支座H-2的第一端与第二端之间至少部分部位的径向尺寸逐渐增大。

发明人发现：轴承支座H-2所受的径向力基本等于转子重力，径向载荷相对较小，对轴承支座H-2的径向强度要求不高，但当轴承支座H-2同时承受径向载荷和轴向载荷时，轴承支座H-2也需要有一定的结构强度来承受径向载荷和轴向载荷，因此，本公开提供的轴承支座H-2其至少部分部位的径向尺寸逐渐增大，能够满足径向强度要求，且径向尺寸逐渐增大，能够提高轴承支座H-2的结构强度。

相关技术中通过增加壁厚和额外设置加强筋将整个轴承支座H-2的径向尺寸设置一致，增加轴承支座H-2的结构强度，造成设备重量增加和成本提高的问题。

发明人还发现：轴承支座H-2所受的轴向载荷较径向载荷大，轴向载荷通过推力轴承和推力轴承固定板传递到轴承支座H-2上，因此，本公开提供的轴承支座H-2的第一端部与推力轴承固定板和推力轴承配合，轴承支座H-2的第一端部的径向尺寸小于轴承支座H-2的与壳体H-1连接的第二端部的径向尺寸，且沿轴承支座H-2的第一端部至第二端部的方向，轴承支座H-2的至少部分部位的径向尺寸逐渐增大，能够很好地把轴向力传递到转子装配组件电机的壳体H-1上，提高轴承支座H-2的强度和使用寿命。

在一些实施例中，沿轴承支座H-2的第一端部至第二端部的方向，轴承支座H-2位于第一端部与第二端部之间的中间部位的径向尺寸逐渐增大，该轴承支座结构既能够满足强度要求，又能够可靠专递动力。

在一些实施例中，轴承支座H-2呈V型，结构强度高，便于铸造。既能够保证动压轴承高精度装配，又能够提高轴承转子系统稳定性。

在一些实施例中，轴承支座H-2的第一端部的径向尺寸小于轴承支座H-2的第二端部的径向尺寸。

在一些实施例中，如图33所示，轴承支座H-2包括轴承孔H-21，轴承孔H-21用于安装轴承。

在一些实施例中，轴承支座H-2包括环形槽H-22，环形槽H-22围绕轴承孔H-21设置。

可选地，环形槽H-22的截面呈V型，与轴承支座H-2的V型结构相适配。

轴承支座H-2围绕轴承孔H-21掏空成V型的环形槽H-22，以保证铸件壁厚相对均匀，减轻支座自重的同时，也便于铸造成型。

在一些实施例中，壳体H-1的内壁设有向壳体H-1的中心延伸的安装部，用于与轴承支座H-2的第二端部连接。

在一些实施例中，轴承支座H-2的第二端部包括限位部H-23，限位部H-23抵靠于安装部的内侧。

轴承支座H-2的第二端部还包括连接部H-24，连接部H-24相对于限位部H-23向外延伸，用于与安装部连接。

限位部H-23与连接部H-24之间形成止口，用于与安装部配合定位。

进一步地，连接部H-24通过销钉与壳体H-1内壁设置的安装部连接，轴承支座H-2通过销钉和设置的安装止口一起定位的方式，可以保证轴承高精度装配。

在一些实施例中，连接部H-24为环形沿限位部H-23的周向设置。

在一些实施例中，轴承支座H-2包括轴承孔H-21，轴承孔H-21用于安装轴承。

在一些实施例中，轴承支座H-2包括通气孔H-25，通气孔H-25沿轴承支座H-2的径向设置，通气孔H-25的第一端连通轴承孔H-21，通气孔H-25的第二端连通轴承支座H-2的外部。

在一些实施例中，转子装配组件包括径向轴承H-3，径向轴承H-3设于转轴H-8的端部。且径向轴承H-3位于轴承支座H-2的轴承孔H-21内。

在另一些实施例中，转子装配组件包括径向轴承H-3，径向轴承H-3设于转轴H-8的端部，且位于轴承支座H-2的轴承孔H-21内。径向轴承H-3和第二推力轴承H-4分别位于固定板H-5的两侧。

在一些实施例中，径向轴承H-3通过热套方式设于轴承支座H-2的轴承孔H-21内。

在一些实施例中，径向轴承H-3包括气体轴承。进一步地，径向轴承H-3包括动压气体轴承。

在一些实施例中，推力盘H-6设于转轴H-8的第一端。

在一些实施例中，转轴H-8的第二端设有径向轴承H-3以及与径向轴承H-3配合的轴承支座H-2。

在一些实施例中，转轴H-8的第一端设有推力盘H-6、第一推力轴承H-4、第二推力轴承H-4、径向轴承H-3、轴承支座H-2等结构，转轴H-8的第二端设有径向轴承H-3和轴承支座H-2，转轴H-8的第一端与第二端为非对称式装配形式，该装配形式在保证双向承载的同时，可最大限度地减小转轴H-8的长度和重量，减小径向轴承负载，提高转子刚度，提高转子弯曲模态临界转速；且便于间隙调整，可高精度保证两径向轴承H-3的同轴度和推力轴承的垂直度，提高装配效率和装配精度。

而如果采用对称式装配形式：一方面，增加装配难度，同时也增加了整个转子的长度和重量，另一方面，由于推力轴承间隙很小，如果对称结构，间隙调整会难度很大。

在一些实施例中，将径向轴承H-3设置转轴H-8两端承受径向力，推力盘H-6两侧设置推力轴承，承受双向轴向力，该结构装配简单，结构紧凑，能最大限度减小转子长度，减小轴承负载，提高转子刚度，提高弯曲模态临界转速，提高轴承转子系统的稳定性。

在一些实施例中，转轴H-8的两端均设有轴承支座H-2，两个轴承支座H-2通过配镗方式镗轴承孔H-21，能很好地保证两轴承孔H-21的同轴度和固定件配合面的垂直度。

进一步地，径向轴承H-3与轴承支座H-2的轴承孔H-21过盈配合，这种方式能更好地减小装配误差，保证两轴承孔H-21的同轴度，通过机加工和热套装配工艺两种手段共同保证了径向轴承孔H-21的同轴度。

另外推力盘H-6两侧推力面的垂直度也可以通过机加工的方式很好地保证，这样同轴度和垂直度的精度都可以得到保证，防止因精度偏低造成轴承性能降低，严重时轴承失效，转子无法浮起。

一些实施例提供了一种压缩机，其包括上述实施例中的转子装配组件。

在一些实施例中，压缩机的电机壳体与转子装配组件的壳体H-1为同一壳体。

在一些实施例中，压缩机包括离心式压缩机。

上述压缩机内转轴H-8端部的装配形式：1)可减小轴承负载，提高转子刚度，提高弯曲模态临界转速，提高轴承转子系统的稳定性；2)高精度保证两径向轴承同轴度和推力轴承的垂直度，提高装配效率和装配精度；3)高精度保证双向承载的推力轴承间隙，防止间隙控制不准确造成推力轴承性能降低甚至失效。

上述压缩机内转轴H-8端部的装配形式结构紧凑，可减小转子长度和轴承负载，提高转子刚度和弯曲模态临界转速。

本公开可通过机加工和装配工艺提高径向轴承同轴度和推力面垂直度，提高装配效率和装配精度。

本公开通过控制扩压器H-7的加工精度来精确保证推力轴承间隙，防止间隙控制不准确，造成推力轴承性能降低或失效。

上述压缩机及压缩机内部件或装配结构的实施例适用于各种冷媒循环系统和制冷设备，因此本公开还提供了包括前述压缩机及压缩机内部件或装配结构的任一实施例的冷媒循环系统，以及包括前述压缩机及压缩机内部件或装配结构的任一实施例的制冷设备。

至此，已经详细描述了本公开的各实施例。为了避免遮蔽本公开的构思，没有描述本领域所公知的一些细节。本领域技术人员根据上面的描述，完全可以明白如何实施这里公开的技术方案。

虽然已经通过示例对本公开的一些特定实施例进行了详细说明，但是本领域的技术人员应该理解，以上示例仅是为了进行说明，而不是为了限制本公开的范围。本领域的技术人员应该理解，可在不脱离本公开的范围和精神的情况下，对以上实施例进行修改或者对部分技术特征进行等同替换。本公开的范围由所附权利要求来限定。

Claims (12)

1.一种压缩机，其特征在于，包括：壳体和电机驱动系统；所述电机驱动系统包括压缩机转子和电机定子，所述壳体具有电机容纳腔和压缩腔，所述电机定子固定设置于所述电机容纳腔内并具有转子安装孔，所述压缩机转子可转动地设于所述壳体内；

所述电机定子内设有沿所述压缩机转子的轴向延伸的回流通孔，所述电机容纳腔内的部分流体从所述电机定子的一端经所述回流通孔流向所述电机定子的另一端；

所述压缩机转子包括：

电机转子，位于所述电机容纳腔并穿设于所述转子安装孔内，具有中空部和通气孔，所述通气孔与所述中空部及所述电机容纳腔均连通；和

压缩单元转动部，位于所述压缩腔内，固定连接于所述电机转子端部并与所述电机转子之间形成与所述中空部连通的进气通路，所述压缩腔内的流体经所述进气通路进入所述中空部，并经所述通气孔进入所述电机容纳腔；

其中，所述电机转子的端部设有用于与所述压缩单元转动部配合的轴向凹口，所述轴向凹口的侧壁上设置向径向外侧凹入的第一泄漏槽，所述进气通路包括所述第一泄漏槽；和/或

所述压缩单元转动部的端面与所述电机转子的端面配合，所述压缩单元转动部的该端面设置第二泄漏槽，所述进气通路包括所述第二泄漏槽；和/或

所述压缩单元转动部的端面与所述电机转子的端面配合，所述电机转子的该端面设置第三泄漏槽，所述进气通路包括所述第三泄漏槽。

2.根据权利要求1所述的压缩机，其特征在于，所述回流通孔包括：

回气孔，位于所述压缩机转子上方，用于流通气体；和/或，

回液孔，位于所述压缩机转子下方，用于流通液体。

3.根据权利要求1所述的压缩机，其特征在于，还包括压缩系统，所述压缩系统包括蜗壳，所述蜗壳在不同的角度范围具有至少两种蜗壳型线。

4.根据权利要求3所述的压缩机，其特征在于，所述至少两种蜗壳型线包括沿所述蜗壳内部气流方向分布的第一蜗壳型线和第二蜗壳型线，所述第一蜗壳型线和所述第二蜗壳型线的分型界面相对于从蜗壳中心垂直指向所述蜗壳的气流出口的方向呈80º~100º。

5.根据权利要求4所述的压缩机，其特征在于，所述第一蜗壳型线为D形、梯形或椭圆形，所述第二蜗壳型线为大于180º的圆形。

6.根据权利要求1所述的压缩机，其特征在于，所述压缩机转子包括：电机转子，位于所述电机容纳腔并穿设于所述转子安装孔内，具有中空部和通气孔，所述通气孔与所述中空部及所述电机容纳腔均连通；所述电机转子包括：

永磁体；

第一端部轴段，固定设置于所述永磁体的第一端；和

第二端部轴段，固定设置于所述永磁体的第二端。

7.根据权利要求1所述的压缩机，其特征在于，所述压缩机为离心压缩机，所述压缩单元转动部为叶轮。

8.根据权利要求1所述的压缩机，其特征在于，还包括气体轴承，所述压缩机转子通过所述气体轴承可转动地支承于所述壳体内。

9.根据权利要求6所述的压缩机，其特征在于，

所述第一端部轴段包括第一轴向孔和连通所述第一轴向孔与所述电机容纳腔的多个第一穿孔，所述中空部包括所述第一轴向孔，所述通气孔包括所述第一穿孔；和/或，

所述第二端部轴段包括第二轴向孔和连通所述第二轴向孔与所述电机容纳腔的多个第二穿孔，所述中空部包括所述第二轴向孔，所述通气孔包括所述第二穿孔。

10.根据权利要求1所述的压缩机，其特征在于，所述壳体上设有：

冷却流体入口；

螺旋槽，设置于所述壳体的内壁上，与所述电机定子的外周面形成螺旋冷却流道，所述螺旋冷却流道的第一端与所述冷却流体入口连通，所述螺旋冷却流道的第二端与所述电机定子的一端的所述电机容纳腔连通；和

冷却流体出口，与所述电机定子的另一端的电机容纳腔连通。

11.一种冷媒循环系统，其特征在于，包括权利要求1至10中任一项所述的压缩机。

12.一种制冷设备，其特征在于，包括权利要求1至10中任一项所述的压缩机。