CN115701491A

CN115701491A - 曲轴及旋转式压缩机

Info

Publication number: CN115701491A
Application number: CN202110881049.2A
Authority: CN
Inventors: 杨琦; 吕林波
Original assignee: Shanghai Highly Electrical Appliances Co Ltd
Current assignee: Shanghai Highly Electrical Appliances Co Ltd
Priority date: 2021-08-02
Filing date: 2021-08-02
Publication date: 2023-02-10

Abstract

本发明提供一种曲轴及旋转式压缩机中，曲轴包括沿径向凸出且关于自身的中心轴线偏心设置的偏心部；偏心部具有沿自身的径向向内凹陷于外壁的油槽和凹槽；曲轴用于围绕自身的中心轴线按照预定旋转方向旋转，凹槽用于自油槽并沿预定旋转方向延伸。本发明通过开设如上所述的凹槽，可以减少偏心部与活塞之间的接触面积，且凹槽自油槽并沿所述预定旋转方向延伸，可以使旋转式压缩机在吸气阶段和压缩开始阶段时，凹槽对应气体合力方向，在旋转式压缩机完成气体压缩时和排气阶段，凹槽背对气体合力方向，使得偏心部与活塞之间的间隙足够大，从而降低油膜的粘滞阻力，提升旋转式压缩机的性能。

Description

曲轴及旋转式压缩机

技术领域

本发明涉及压缩机技术领域，特别涉及一种曲轴及旋转式压缩机。

背景技术

现有技术中，曲轴的偏心部的外表面与活塞的内表面是一对摩擦副，在旋转式压缩机的运转过程中，二者之间会带来摩擦损失，摩擦损失的大小与二者的接触面积相关。为了降低上述摩擦副的摩擦损失，需要在合理的范围内减小偏心部与活塞的接触面积。旋转式压缩机运转时，曲轴带动活塞旋转，活塞转过气缸时，封闭月牙腔内的气体开始压缩，压力升高时，随着曲轴转角的增大，曲轴的偏心部经历一段从轻载荷(压缩机吸气阶段和开始压缩气体时)到重载荷(完成对气体的压缩和排气阶段)的过程。

因此，如何减少曲轴的偏心部与活塞的接触面积以降低二者的摩擦损失，使得旋转式压缩机的性能得到提升，是一个亟待解决的问题。

发明内容

本发明的目的在于提供一种曲轴及旋转式压缩机，以解决现有技术中曲轴的偏心部与活塞之间具有较大的摩擦损失而影响压缩机性能的问题。

为解决上述技术问题，基于本发明的一个方面，本发明提供一种曲轴，其应用于旋转式压缩机，所述曲轴包括沿径向凸出且关于自身的中心轴线偏心设置的偏心部；所述偏心部具有沿自身的径向向内凹陷于外壁的油槽和凹槽，且所述凹槽沿所述偏心部的轴向贯通所述偏心部；所述曲轴用于围绕自身的中心轴线按照预定旋转方向旋转，所述凹槽用于自所述油槽并沿所述预定旋转方向延伸。

可选的，所述凹槽与所述油槽连通。

可选的，所述凹槽沿所述偏心部的周向尺寸与所述偏心部的周向尺寸的比值为开设角度，所述开设角度与所述偏心部关于所述曲轴的偏心量的比值在0.2～0.4之间。

可选的，所述凹槽沿所述偏心部的径向向内凹陷的深度与所述偏心部的径向尺寸之比在0.02～0.03之间。

可选的，所述凹槽沿所述偏心部的周向尺寸与所述偏心部的周向尺寸的比值为开设角度，所述开设角度与所述凹槽沿所述偏心部的径向向内凹陷的深度的乘积在0.2～0.5之间

可选的，所述凹槽沿所述偏心部的周向尺寸与所述偏心部的周向尺寸的比值为开设角度，所述开设角度在70°～90°之间。

可选的，所述曲轴包括两个所述偏心部，两个所述偏心部沿所述曲轴的轴向间隔地排布。

可选的，所述曲轴包括长轴部和短轴部，所述偏心部位于所述长轴部和所述短轴部之间，所述长轴部和所述短轴部共所述曲轴的中心轴线排布。

可选的，所述长轴部的外周轮廓与所述偏心部的外周轮廓沿所述曲轴的轴向于同一平面上的投影具有第一相交点和第二相交点，所述第一相交点和所述第二相交点沿所述预定旋转方向依次相邻，所述油槽位于所述第二相交点所对应的所述偏心部之外壁上的位置。

基于本发明的另一个方面，本发明还提供一种旋转式压缩机，其包括如上所述的曲轴。

综上所述，在本发明提供的曲轴及旋转式压缩机中，所述曲轴包括沿径向凸出且关于自身的中心轴线偏心设置的偏心部；所述偏心部具有沿自身的径向向内凹陷于外壁的油槽和凹槽；所述曲轴用于围绕自身的中心轴线按照预定旋转方向旋转，所述凹槽用于自所述油槽并沿所述预定旋转方向延伸。本发明通过开设如上所述的凹槽，可以减少偏心部与活塞之间的接触面积，且凹槽自油槽并沿所述预定旋转方向延伸，可以使旋转式压缩机在吸气阶段和压缩开始阶段时，凹槽对应气体合力方向，在旋转式压缩机完成气体压缩时和排气阶段，凹槽背对气体合力方向，使得偏心部与活塞之间的间隙足够大，从而降低油膜的粘滞阻力，提升旋转式压缩机的性能。

附图说明

本领域的普通技术人员应当理解，提供的附图用于更好地理解本发明，而不对本发明的范围构成任何限定。其中：

图1是本发明一实施例的曲轴的示意图；

图2是本发明一实施例的曲轴的仰视图；

图3是本发明一实施例的曲轴的俯视图；

图4是本发明一实施例的曲轴的轴向剖视图；

图5是曲轴旋转过程中曲轴受到的气体力荷载与曲轴转角的关系图；

图6是本发明一实施例的曲轴的轴系润滑模型仿真图；

图7是本发明的旋转式压缩机与现有技术的旋转式压缩机关于制冷量的对比图；

图8是本发明的旋转式压缩机与现有技术的旋转式压缩机关于输入功率的对比图；

图9是本发明的旋转式压缩机与现有技术的旋转式压缩机关于性能系数的对比图。

附图中：

10-偏心部；11-油槽；12-凹槽；20-长轴部；30-短轴部；α-开设角度；R-偏心部的径向尺寸；T-凹陷深度；e-偏心量。

具体实施方式

为使本发明的目的、优点和特征更加清楚，以下结合附图和具体实施例对本发明作进一步详细说明。需说明的是，附图均采用非常简化的形式且未按比例绘制，仅用以方便、明晰地辅助说明本发明实施例的目的。此外，附图所展示的结构往往是实际结构的一部分。特别的，各附图需要展示的侧重点不同，有时会采用不同的比例。

如在本发明中所使用的，单数形式“一”、“一个”以及“该”包括复数对象，术语“或”通常是以包括“和/或”的含义而进行使用的，术语“若干”通常是以包括“至少一个”的含义而进行使用的，术语“至少两个”通常是以包括“两个或两个以上”的含义而进行使用的，此外，术语“第一”、“第二”、“第三”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”、“第三”的特征可以明示或者隐含地包括一个或者至少两个该特征，“一端”与“另一端”以及“近端”与“远端”通常是指相对应的两部分，其不仅包括端点，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，或成一体；可以是机械连接，也可以是电连接；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或两个元件的相互作用关系。此外，如在本发明中所使用的，一元件设置于另一元件，通常仅表示两元件之间存在连接、耦合、配合或传动关系，且两元件之间可以是直接的或通过中间元件间接的连接、耦合、配合或传动，而不能理解为指示或暗示两元件之间的空间位置关系，即一元件可以在另一元件的内部、外部、上方、下方或一侧等任意方位，除非内容另外明确指出外。对于本领域的普通技术人员而言，可以根据具体情况理解上述术语在本发明中的具体含义。

本发明提供一种曲轴及旋转式压缩机，以解决现有技术中曲轴的偏心部与活塞之间具有较大的摩擦损失而影响压缩机性能的问题。

以下请参考附图对本实施例的曲轴进行描述。

如图1～图3所示，其中，图1是本发明一实施例的曲轴的示意图，图2是本发明一实施例的曲轴的仰视图，图3是本发明一实施例的曲轴的俯视图，本实施例提供一种曲轴，其应用于旋转式压缩机，所述曲轴包括沿径向凸出且关于自身的中心轴线偏心设置的偏心部10，即偏心部10的中心轴线与曲轴自身的中心轴线具有间隙；所述偏心部10具有沿自身的径向向内凹陷于外壁的油槽11(即现有技术中用于输油的槽，其内还包括油孔)和凹槽12，本实施中，所述凹槽12可以沿所述偏心部10的轴向贯通所述偏心部10(即凹槽12贯通偏心部10沿自身轴向的两侧)，当然也可以是凹槽12沿偏心部10的轴向不贯通偏心部10，还可以是凹槽12仅贯通偏心部10沿自身轴向的一侧；所述曲轴用于围绕自身的中心轴线按照预定旋转方向旋转，所述凹槽12用于自所述油槽11(可理解为以油槽11为起点)并沿所述预定旋转方向延伸。进一步，所述曲轴包括长轴部20和短轴部30，所述偏心部10位于所述长轴部20和所述短轴部30之间，所述长轴部20和所述短轴部30共所述曲轴的中心轴线排布。需说明的，这里的预定旋转方向，从长轴向短轴的方向看(图3所示)，曲轴按照逆时针旋转，从短轴向长轴的方向看(图2所示)，曲轴按照顺时针方向旋转。可选的，所述长轴部20的外周轮廓与所述偏心部10的外周轮廓沿所述曲轴的轴向于同一平面上的投影具有第一相交点和第二相交点，所述第一相交点和所述第二相交点沿所述预定旋转方向依次相邻，所述油槽11位于所述第二相交点所对应的所述偏心部10之外壁上的位置，即可理解为长轴部20投影形成的圆与偏心部10投影形成的圆，两个圆的位置关系是相交，两个圆按照曲轴的预定旋转方向的第二个相交点处是油槽11对应的投影位置(实际中，大致在第二个相交点的位置处)，需说明的是，图2中附图标记11实际上指的是油槽内的油孔(图2中虚线矩形框)，这里仰视方向看，可认为油槽的位置就是油孔的位置，故附图标记11可用于表示油槽。

旋转式压缩机运转时，曲轴带动活塞旋转，活塞转过气缸时，封闭气缸的月牙腔内的气体开始压缩，压力逐渐升高，随着曲轴转角的增大，曲轴的偏心部10经历一段从轻载荷(压缩机吸气阶段和开始压缩气体时)到重载荷(完成对气体的压缩和排气阶段)的过程，具体可参阅图5，图5是曲轴旋转过程中曲轴受到的气体力荷载与曲轴转角的关系图，随着曲轴转角的增大，在转动到120°后，曲轴的偏心部10所受的气体合力(气体力荷载)将逐渐增大，曲轴转角大约220°时，偏心部10所受到的气体力荷载达到最大，随后将跟随曲轴转角的增大逐渐减小，至360°时，曲轴转动一周。根据曲轴的偏心部10在运转过程中的状态及曲轴的受力分析(轻载荷阶段和重载荷阶段)，通过配置如上的曲轴，在旋转时压缩机工作时，偏心部10带动与之轴承配合的活塞旋转，在旋转式压缩机吸气阶段和压缩开始的时候(统称为轻载荷阶段，可理解为图中0°～120°阶段)，凹槽12对应着气体的合力方向，在旋转式压缩机完成气体压缩时和排气阶段(统称为重载荷阶段，可理解为图中120°至360°阶段)，凹槽12背对气体合力方向，使得偏心部10与活塞之间的间隙足够大，从而降低油膜的粘滞阻力，提升旋转式压缩机的性能。

本实施例中，所述凹槽12与所述油槽11连通。当然在其他实施例中，凹槽12与油槽11也可以不连通，但是凹槽12的尽量靠近油槽11。此外，油槽11可以是月牙形状、椭圆形状或方形，本发明对此不限制。

可选的，所述凹槽12沿所述偏心部10的周向尺寸与所述偏心部10的周向尺寸的比值为开设角度α，所述开设角度α在70°～90°之间，即开设角度α为凹槽12与偏心部10的中心所形成的扇形的度数。

如图6所示，图6是本发明一实施例的曲轴的轴系润滑模型仿真图，申请人通过对本实施例的曲轴进行轴系润滑模型仿真计算后得到如表1的计算结果。

表1曲轴的轴系润滑模型仿真计算结果表

表1中，“量产”表示现有技术中的曲轴(即未采用凹槽12方案的曲轴)，通过表1并结合图6可知，在开设角度α(终止角与起始角的差值)为80°时，最小油膜厚度降低到1.4um，曲轴的偏心部10与活塞内表面的综合粗糙度大致为Ra＝0.25um，即最小油膜厚度大于4倍的综合粗糙度，根据stribeck曲线(即斯特里贝克曲线)的原理，此时偏心部10处于流体动压润滑阶段，可认为此时的润滑状态仍然满足实际要求。因此，本实施例优选开设角度α为80°。

可选的，所述凹槽12沿所述偏心部10的周向尺寸(凹槽12沿偏心部10周向的长度)与所述偏心部10的周向尺寸(偏心部10的周长)的比值为开设角度α，所述开设角度α与所述偏心部10关于所述曲轴的偏心量e的比值在0.2～0.4之间(即不小于0.2，且不超过0.4)。如图4所示，图4是本发明一实施例的曲轴的轴向剖视图，曲轴的偏心量e，即偏心部10的中心轴线与曲轴的中心轴线之间的距离。需要说明的是，这里的比值省略了单位，仅保留数值，实际地，偏心量e的单位为“mm”，开设角度α的单位转换为弧度(比如开设角度α为80°，转换为4π/9)。

请继续参阅图2和图3，可选的，所述凹槽12沿所述偏心部10的径向向内凹陷的深度(后文称作凹陷深度T)与所述偏心部的径向尺寸R之比在0.02～0.03之间(即不小于0.02，且不超过0.03)。可理解的，这里的径向尺寸，指的是偏心部10的中心到外周轮廓的距离，偏心部10呈圆形时，径向尺寸为偏心部10的半径。

可选的，所述凹槽12沿所述偏心部10的周向尺寸与所述偏心部10的周向尺寸的比值为开设角度α，所述开设角度α与所述凹槽12沿所述偏心部10的径向向内凹陷的深度(凹陷深度T)的乘积在0.2～0.5之间(即不小于0.2，且不超过0.5)。需要说明的是，这里的比值同样省略了单位，仅保留数值，实际地，偏心量e的单位为“mm”，开设角度α的单位转换为弧度(比如开设角度α为80°，转换为4π/9)。

同时，申请人发现，凹槽12的凹陷深度T太小，油膜的粘滞阻力减小的效果会受到影响，若凹槽12的凹陷深度T太大，偏心部10就需要更多的泵油量来满足需求。一般而言，凹槽12的凹陷深度T不小于0.2mm，可以使油膜的粘滞阻力降低到较优的值，从而提高压缩机的性能，同时考虑到曲轴的刚性，凹槽12的凹陷深度T不宜高于0.3mm。因此，本实施例中，凹槽12的凹陷深度T介于0.2mm与0.3mm之间。

可选的，所述曲轴可以包括两个所述偏心部10，两个所述偏心部10沿所述曲轴的轴向间隔地排布。本实施例的曲轴可设置两个所述偏心部10，用于双压气缸的旋转式压缩机。

基于上述的曲轴，本实施例还提供一种旋转式压缩机，其包括如上所述的曲轴。可理解的，由于所述的旋转式压缩机具有所述的曲轴，故所述的旋转式压缩机也具有所述曲轴所带来的有益效果，本实施例着重在于说明曲轴给旋转式压缩机带来的技术效果，而对旋转式压缩机的工作原理及其他结构部件不再展开说明，本领域技术人员可根据现有技术获悉。

进一步地，请参阅图7至图9，其中，图7是本发明的旋转式压缩机与现有技术的旋转式压缩机关于制冷量的对比图，图8是本发明的旋转式压缩机与现有技术的旋转式压缩机关于输入功率的对比图，图9是本发明的旋转式压缩机与现有技术的旋转式压缩机关于性能系数的对比图，申请人通过实验发现，对于第一旋转压缩机(本实施例定义为未使用具有凹槽12的曲轴的旋转压缩机，可认为是现有技术的旋转式压缩机，即图中的“base”)和第二旋转压缩机(本文定义为使用具有凹槽12的曲轴的旋转式压缩机，即图中的“凹槽方案”)，在同一工况下的制冷量、需要的输入功率及性能明显不同。具体而言，请参阅图7，对于第一旋转式压缩机和第二旋转式的冷力对比(即制冷量的对比)，在工况1或工况2下，第二旋转式压缩机制冷量相较于第一旋转式压缩机明显提高；请参阅图8，对于第一旋转式压缩机和第二旋转式压缩机的入力对比(即需要的输入功率对比)，在工况1或工况2下，第二旋转式压缩机制需要的输入功率相较于第一旋转式压缩机需要的输入功率明显降低；请参阅图9，对于第一旋转式压缩机和第二旋转式的COP(COP表示压缩机制冷的性能系数，等于制冷量与输入功率的比值，这里可认为是“冷力”与“入力”的比值)对比，第二旋转式压缩机的制冷性能相较于第一旋转式压缩机的制冷性能明显提高。

上述描述仅是对本发明较佳实施例的描述，并非对本发明范围的任何限定，本发明领域的普通技术人员根据上述揭示内容做的任何变更、修饰，均属于本发明技术方案的保护范围。

Claims

1.一种曲轴，应用于旋转式压缩机，其特征在于，所述曲轴包括沿径向凸出且关于自身的中心轴线偏心设置的偏心部；所述偏心部具有沿自身的径向向内凹陷于外壁的油槽和凹槽；所述曲轴用于围绕自身的中心轴线按照预定旋转方向旋转，所述凹槽用于自所述油槽并沿所述预定旋转方向延伸。

2.根据权利要求1所述的曲轴，其特征在于，所述凹槽与所述油槽连通。

3.根据权利要求1所述的曲轴，其特征在于，所述凹槽沿所述偏心部的周向尺寸与所述偏心部的周向尺寸的比值为开设角度，所述开设角度与所述偏心部关于所述曲轴的偏心量的比值在0.2～0.4之间。

4.根据权利要求1所述的曲轴，其特征在于，所述凹槽沿所述偏心部的径向向内凹陷的深度与所述偏心部的径向尺寸之比在0.02～0.03之间。

5.根据权利要求1所述的曲轴，其特征在于，所述凹槽沿所述偏心部的周向尺寸与所述偏心部的周向尺寸的比值为开设角度，所述开设角度与所述凹槽沿所述偏心部的径向向内凹陷的深度的乘积在0.2～0.5之间。

6.根据权利要求1所述的曲轴，其特征在于，所述凹槽沿所述偏心部的周向尺寸与所述偏心部的周向尺寸的比值为开设角度，所述开设角度在70°～90°之间。

7.根据权利要求1所述的曲轴，其特征在于，所述曲轴包括两个所述偏心部，两个所述偏心部沿所述曲轴的轴向间隔地排布。

8.根据权利要求1所述的曲轴，其特征在于，所述曲轴包括长轴部和短轴部，所述偏心部位于所述长轴部和所述短轴部之间，所述长轴部和所述短轴部共所述曲轴的中心轴线排布。

9.根据权利要求8所述的曲轴，其特征在于，所述长轴部的外周轮廓与所述偏心部的外周轮廓沿所述曲轴的轴向于同一平面上的投影具有第一相交点和第二相交点，所述第一相交点和所述第二相交点沿所述预定旋转方向依次相邻，所述油槽位于所述第二相交点所对应的所述偏心部之外壁上的位置。

10.一种旋转式压缩机，其特征在于，包括根据权利要求1～9中任一项所述的曲轴。