多气缸的旋转式压缩机的制作方法

1.本发明涉及压缩机技术领域，具体地说，涉及一种多气缸的旋转式压缩机。


背景技术：

2.目前的旋转式压缩机都在往大容量方向发展，这样的大容量旋转式压缩机由于受限于整机结构尺寸，气缸容量无法进一步增大。所以，一般需要采用多缸方式。
3.但很多多缸旋转式压缩机都是采用单级压缩的形式，随着压缩机的制冷剂逐渐采用新型制冷剂，吸排气压比普遍较大；比如co2制冷剂，吸气压力为3.4mpa，排气压力达到12mpa。在这种吸排气压比值较大的使用环境下，压缩机运行时单级的压力比将大大提高，性能降低，压缩机长期运行可靠性变差，易发生损坏。


技术实现要素：

4.有鉴于此，本发明提供一种多气缸的旋转式压缩机，有效降低单级压缩的压比，以及曲轴所受气体合力，提高了压缩机的可靠性。
5.根据本发明的一个方面，提供一种多气缸的旋转式压缩机，至少包括两储液器以及沿压缩机的高度方向依次设置的两气缸组，所述两储液器为第一储液器和第二储液器，所述两气缸组为第一气缸组和第二气缸组；每一气缸组中仅有一气缸连通所述储液器；
6.自第一储液器进入的制冷剂在第一气缸组中两级压缩后，沿与压缩机的轴向方向平行的第一方向的流路排出至压缩机的壳体内；
7.自第二储液器进入的制冷剂在第二气缸组中两级压缩后，沿与压缩机的轴向方向平行的第二方向的流路排出至压缩机的壳体内；所述第二方向与所述第一方向相反。
8.可选地，所述气缸组中的每一气缸均设有叶片槽以容纳叶片进行滑动，所述叶片用于与活塞配合将气缸内部腔体分隔为吸气腔与排气腔；每一所述气缸组中的两个气缸对应的叶片的轴线的夹角为0
°
，分别位于相邻两所述气缸组中且沿压缩机的轴线方向相邻设置的两个气缸对应的叶片的轴线的夹角大于90
°
。
9.可选地，所述压缩机还包括上缸盖与下缸盖，所述第一气缸组包括第一气缸以及与所述第一储液器连通的第二气缸；自所述第一储液器进入的制冷剂在所述第二气缸中进行一级压缩后，进入所述第一气缸中进行二级压缩，二级压缩后的制冷剂经所述上缸盖排出，形成所述第一方向的流路；
10.所述第二气缸组包括第四气缸以及与所述第二储液器连通的第三气缸；自所述第二储液器进入的制冷剂在所述第三气缸中进行一级压缩后，进入所述第四气缸中进行二级压缩；二级压缩后的制冷剂经所述下缸盖排出，形成所述第二方向的流路。
11.可选地，所述压缩机还包括曲轴，所述曲轴沿轴向设有多个分别与气缸组中的气缸一一对应的偏心部，且相邻两偏心部呈180
°
对称。
12.可选地，气缸组中的每一气缸均具有用于吸入制冷剂的吸气口，所述第二气缸的吸气口与所述第三气缸的吸气口的相位差为180
°
，所述第一气缸的吸气口与所述第四气缸
的吸气口的相位差为180
°
，所述第一气缸的吸气口和所述第二气缸的吸气口的相位差为0
°
。
13.可选地，所述第一气缸的吸气口的轴线与所述第三气缸的吸气口的轴线形成的平面与所述第一气缸的端面垂直，所述第二气缸的吸气口的轴线与所述第四气缸的吸气口的轴线形成的平面与所述第一气缸的端面垂直。
14.可选地，气缸组中的每一气缸均具有用于吸入制冷剂的吸气口以及用于排出制冷剂的排气口，所述吸气口与所述吸气腔连通，所述排气口与所述排气腔连通，所述第一气缸的吸气腔和所述第四气缸的吸气腔关于第一气缸端面的中心点成点对称，所述第二气缸的吸气腔和所述第三气缸的吸气腔关于第二气缸端面的中心点成点对称。
15.可选地，所述第一气缸和所述第四气缸的吸气腔容积相等且排气腔容积相等，所述第二气缸和所述第三气缸的吸气腔容积相等且排气腔容积相等。
16.本发明与现有技术相比的有益效果在于：
17.本发明提供的多气缸的旋转式压缩机一方面通过一气缸组内双气缸连接一储液器，实现两级压缩，可以有效降低单级压缩的压比，有利于提升压缩机长期运行的可靠性。
附图说明
18.此处的附图被并入说明书中并构成本说明书的一部分，示出了符合本发明的实施例，并与说明书一起用于解释本发明的原理。显而易见地，下面描述中的附图仅仅是本发明的一些实施例，对于本领域普通技术人员来讲，在不付出创造性劳动的前提下，还可以根据这些附图获得其他的附图。
19.图1为现有技术中的一种双缸旋转式压缩机的结构剖视图；
20.图2为图1中上气缸的结构示意图；
21.图3为图1中下气缸的结构示意图；
22.图4为本发明实施例公开的一种多气缸的旋转式压缩机的结构剖视图；
23.图5为图4中曲轴的结构剖视图；
24.图6为图4中第一气缸的结构示意图；
25.图7为图4中第二气缸的结构示意图；
26.图8为图4中第三气缸的结构示意图；
27.图9为图4中第四气缸的结构示意图。
具体实施方式
28.现在将参考附图更全面地描述示例实施方式。然而，示例实施方式能够以多种形式实施，且不应被理解为限于在此阐述的实施方式。相反，提供这些实施方式使得本发明将全面和完整，并将示例实施方式的构思全面地传达给本领域的技术人员。所描述的特征、结构或特性可以以任何合适的方式结合在一个或更多实施方式中。在下面的描述中，提供许多具体细节从而给出对本公开的实施方式的充分理解。然而，本领域技术人员将意识到，可以实践本公开的技术方案而没有所述特定细节中的一个或更多，或者可以采用其它的方法、材料、装置等。在其它情况下，不详细示出或描述公知技术方案以避免模糊本公开的各方面。图中相同的附图标记表示相同或类似的结构，因而将省略它们的详细描述。
29.用语“一个”、“一”、“该”、“所述”和“至少一个”用以表示存在一个或多个要素/组成部分/等；用语“包括”、“具有”以及“设有”用以表示开放式的包括在内的意思并且是指除了列出的要素/组成部分/等之外还可存在另外的要素/组成部分/等。
30.现有技术中的旋转式压缩机以单缸和双缸为主。单缸旋转式压缩机即具有一个气缸，气缸设于上缸盖与下缸盖之间。气缸的吸气口和储液器连接。图1是现有技术中的一种双缸旋转式压缩机结构示意图。如图1所示，该双缸压缩机包括壳体101、上缸盖102、上气缸103、中间板104、下气缸105、下缸盖106以及曲轴107，中间板104位于上气缸103和下气缸105之间，上气缸103和下气缸105均设于上缸盖102与下缸盖106之间。
31.图2和图3分别是图1中的上气缸103与下气缸105的结构示意图。如图2所示，上气缸103的内部空间被第一叶片201和第一活塞202分隔成了第一吸气腔203和第一排气腔204。如图3所示，下气缸105的内部空间被第二叶片301和第二活塞302分隔成了第二吸气腔303和第二排气腔304。曲轴107分别带动第一活塞202和第二活塞302旋转。
32.上气缸103具有第一吸气口205，下气缸105具有第二吸气口305，且第一吸气口205和第二吸气口305位于同一侧，也即第一吸气口205的轴线和第二吸气口305的轴线各自在上气缸103的端面上的投影之间的夹角为0
°
。
33.一方面，该压缩机是单级压缩。当在需要排气压力与吸气压力比值较大的使用环境下，单级压缩使得压缩机内部的压力比明显增加，使得压缩机内部零部件在长期运行下的可靠性变差，降低了压缩机长期运行的可靠性。
34.另一方面，当上气缸103内部的第一活塞202的圆心点转过θ角时，下气缸105内部的第二活塞302的圆心点将转过(θ+180
°
)角度，此刻第一吸气腔203和第二吸气腔303的容积始终不一致，类似地，第一排气腔204和第二排气腔304的容积也始终不一致。由于对于相同结构设计的压缩机来说，若为了增大压缩机的排量，而单纯增加气缸的个数时，比如采用上述双缸旋转式压缩机结构设计的四缸压缩机，那么该四缸压缩机的曲轴受力将会是上述双缸旋转式压缩机曲轴受力的两倍。这将使得曲轴变形的风险明显提高，而曲轴弯曲对压缩机泵体各部件配合间隙将会产生不良影响，导致无法保证大排量压缩机工作的可靠性。其中，图2和图3中箭头方向即为气缸内部制冷剂气体流动方向。
35.因此，本发明公开了一种多气缸的旋转式压缩机。该压缩机至少包括两个储液器以及沿压缩机的高度方向依次设置的至少两气缸组。且气缸组的个数为偶数。每一气缸组中仅有一气缸连通储液器。自上述储液器进入的制冷剂在上述气缸组中进行两级压缩后，由压缩机的顶部排出。
36.每一上述气缸组中包含两个气缸。每一气缸均设有叶片槽以容纳叶片进行滑动。上述叶片用于与活塞配合将气缸内部腔体分隔为吸气腔与排气腔。每一上述气缸组中的两个气缸对应的叶片的轴线的夹角为0
°
。位于相邻两上述气缸组中且沿压缩机的轴线方向相邻设置的两个气缸对应的叶片的轴线的夹角大于90
°
。通过使同一气缸组的气缸对应叶片重合，不同气缸组相邻气缸对应叶片夹角大于90
°
，即使得同一气缸组内的气缸吸气口位于同侧，不同气缸组内的气缸吸气口位于不同侧，减小了压缩机运转时曲轴所受的气体合理，有利于降低曲轴磨耗，提高压缩机的运转可靠性。
37.上述两个储液器为第一储液器和第二储液器。上述两气缸组为第一气缸组和第二气缸组。自第一储液器进入的制冷剂在第一气缸组中两级压缩后，沿与压缩机的轴向方向
平行的第一方向的流路排出至压缩机的壳体内，对压缩机产生第一方向的作用力。自第二储液器进入的制冷剂在第二气缸组中两级压缩后，沿与压缩机的轴向方向平行的第二方向的流路排出至压缩机的壳体内，对压缩机产生第二方向的作用力。
38.本实施例中，上述压缩机还包括上缸盖与下缸盖。上述第一气缸组包括第一气缸以及与上述第一储液器连通的第二气缸。自上述第一储液器进入的制冷剂在上述第二气缸中进行一级压缩后，进入上述第一气缸中进行二级压缩，二级压缩后的制冷剂经压缩机的上缸盖排出，形成上述第一方向的流路。
39.上述第二气缸组包括第四气缸以及与上述第二储液器连通的第三气缸。自上述第二储液器进入的制冷剂在上述第三气缸中进行一级压缩后，进入上述第四气缸中进行二级压缩。二级压缩后的制冷剂经压缩机的下缸盖排出，形成上述第二方向的流路。
40.也即本技术利用两个气缸组分别实现了两级压缩，使得在压排气比较大的使用环境中，降低了每一级压缩的压比，有利于提升压缩机长期运行的可靠性。
41.另一方面，本技术中，上述第二方向与上述第一方向相反，从而可以使得两个方向的气体流路对压缩机运转过程中产生冲击力可以部分抵消，降低该冲击力，有利于压缩机运转过程中的稳定性。
42.其中，上述第一气缸、第二气缸、第三气缸与第四气缸为沿压缩机的轴向依次设置的，也即为沿曲轴的轴向依次设置的。
43.本技术中，上述压缩机还包括曲轴，上述曲轴沿轴向设有多个分别与气缸组中的气缸一一对应的偏心部，也即上述偏心部与上述气缸一一对应地设置，且相邻两偏心部呈180
°
对称。每一个偏心部上套设有一个活塞。
44.由于现有技术中，在由多气缸组成的大容量旋转式压缩机中，其曲轴受力较大。尤其是，随着压缩机排量有越做越大的趋势，曲轴所受气体力也会随着排量的增加而逐渐增大。曲轴弯曲变形的风险也增大，而曲轴弯曲对压缩机泵体各部件配合间隙将会产生不良影响，导致压缩机可靠性及性能降低。
45.本技术的技术方案有利于使得相邻两个气缸内的气体对曲轴的作用力实现等大反向的效果，降低曲轴所受作用力，提高压缩机的运转可靠性。
46.本技术中，气缸组中的每一气缸均具有一用于吸入和排出制冷剂的制冷剂流通部。上述制冷剂流通部包括吸气口和排气口。其中，吸气口用于吸入制冷剂，排气口用于排出制冷剂。上述吸气口的轴线和上述排气口的轴线在一气缸的端面上确定一预设线条。制冷剂流通部具有一经过上述预设线条的方向向量。所以，每一气缸均具有一与其对应的上述方向向量。其中，第一气缸对应的方向向量与上述第二气缸对应的方向向量方向相同。第三气缸对应的方向向量与第四气缸对应的方向向量方向相同。第二气缸对应的方向向量与第三气缸对应的方向向量之间的夹角大于90
°
。
47.第一气缸和第四气缸内的吸气腔和排气腔的容积分别相等。这使得第一气缸内的气体和第四气缸的气体对曲轴的作用力大小相等，方向相反。所以，第一气缸和第四气缸内气体对曲轴的作用力的合力为零。类似地，第二气缸和第三气缸内气体对曲轴的作用力的合力也为零。所以，每一个气缸分组对曲轴的作用力合力始终为零，从而改善了曲轴受力情况，减小了曲轴的弯曲变形程度。
48.由于第一气缸对应的方向向量与上述第二气缸对应的方向向量方向相同，且第一
气缸和第二气缸内的偏心部呈180
°
对称，所以，第一气缸内的气体和第二气缸内的气体合力矩与现有技术的双缸压缩机一致。类似地，第三气缸内的气体和第四气缸内的气体合力矩也与现有技术的双缸压缩机一致。类似地，第三气缸内的气体和第四气缸内的气体合力矩也与现有技术的双缸压缩机一致。且每一个气缸分组内的第一气缸内的气体和第二气缸内的气体合力矩，与第三气缸内的气体和第四气缸内的气体合力矩大小相等，方向相同。这使得本技术提供的压缩机在排量增大、气缸数量增加的前提下，力矩波动与常规的双缸压缩机保持一致，较为平缓，保证了压缩机运转噪音较低。
49.图4为本发明的一实施例对应的压缩机结构示意图。如图4所示，本实施例中，该压缩机包括曲轴408、第一储液器409、第二储液器410和四个气缸。四个气缸分别为沿上述曲轴408的轴向依次设置的第一气缸401、第二气缸402、第三气缸403和第四气缸404。该压缩机还包括壳体405、上缸盖406与下缸盖407。四个气缸均设于上缸盖406与下缸盖407之间。每一个气缸均具有一中空的环形本体。
50.如图5所示，上述曲轴408设有四个偏心部，分别为沿上述曲轴408的轴向依次设置的第一偏心部501、第二偏心部502、第三偏心部503与第四偏心部504。相邻的两个偏心部呈180
°
对称布置。上述第一偏心部501位于上述第一气缸401中，上述第二偏心部502位于上述第二气缸402中，上述第三偏心部503位于上述第三气缸403中，上述第四偏心部504位于上述第四气缸404中。
51.如图6所示，第一气缸401上具有第一制冷剂流通部601和第一环形本体602，且设有第一叶片槽以容纳第一叶片603进行滑动。第一制冷剂流通部601包括第一吸气口604和第一排气口605。第一偏心部501上套设有第一活塞606，第一活塞606与第一叶片603配合，将第一气缸401的内部空间分割为与第一吸气口604连通的第一吸气腔607和与上述第一排气口605连通的第一排气腔608。
52.类似地，如图7所示，第二气缸402对应具有第二制冷剂流通部701、第二叶片702、第二活塞703、第二吸气口704、第二排气口705、第二吸气腔706、第二排气腔707和第二环形本体708。如图8所示，第三气缸403对应具有第三制冷剂流通部801、第三叶片802、第三活塞803、第三吸气口804、第三排气口805、第三吸气腔806、第三排气腔807和第三环形本体808。如图9所示，第四气缸404对应具有第四制冷剂流通部901、第四叶片902、第四活塞903、第四吸气口904、第四排气口905、第四吸气腔906、第四排气腔907和第四环形本体908。
53.第二吸气口704与上述第一储液器409连通。第三吸气口804与上述第二储液器410连通。自上述第一储液器409进入的制冷剂在上述第二气缸402的第二环形本体708中进行一级压缩后，进入上述第一气缸401的第一环形本体602中进行二级压缩，二级压缩后的制冷剂经压缩机的上缸盖406排出，形成上述第一方向的流路。
54.自上述第二储液器410进入的制冷剂在上述第三气缸403的第三环形本体808中进行一级压缩后，进入上述第四气缸404的第四环形本体908中进行二级压缩。二级压缩后的制冷剂经压缩机的下缸盖407排出，形成上述第二方向的流路。
55.上述第一吸气腔607和第四吸气腔906关于第一气缸401端面的中心点成点对称，第一排气腔608和第四排气腔907关于第一气缸401端面的中心点成点对称。第二吸气腔706和第三吸气腔806关于第一气缸401端面的中心点成点对称，第二排气腔707和第三排气腔807关于第一气缸401端面的中心点成点对称。
56.参考图6至图9，在气缸的端面上，第一吸气口604的轴线和第一排气口605的轴线关于第二预设线条对称，第一制冷剂流通部601对应的第一方向向量穿过上述第二预设线条。第二吸气口704的轴线和第二排气口705的轴线关于第三预设线条对称，第二制冷剂流通部701对应存在一穿过上述第三预设线条的第二方向向量。第三吸气口804和第三排气口805的轴线关于第四预设线条对称，第三制冷剂流通部801对应存在一穿过上述第四预设线条的第三方向向量。第四吸气口904和第四排气口905的轴线关于第五预设线条对称，第四制冷剂流通部901对应存在一穿过上述第五预设线条的第四方向向量。图6至图9中箭头方向即为气缸内部制冷剂气体流动方向。需要说明的是，在其他实施例中，各个吸气口也可以不与排气口关于预设线条对称。
57.本实施例中，第一方向向量和第二方向向量的方向相同。第三方向向量和第四方向向量的方向相同。第二方向向量和第三方向向量的方向相反。也即第二方向向量和第三方向向量之间的夹角大于90
°
。
58.第一吸气口604的轴线与第三吸气口804的轴线形成的平面与上述第一气缸401的端面垂直。第二吸气口704的轴线与第四吸气口904的轴线形成的平面与上述第一气缸401的端面垂直。
59.在本技术的另一实施例中，上述第二预设线条和第一叶片603的中心线重合。上述第三预设线条和第二叶片702的中心线重合。上述第四预设线条和第三叶片802的中心线重合。上述第五预设线条和第四叶片902的中心线重合。
60.参考图6至图9，本实施例中，上述第一吸气口604和第二吸气口704的相位差为0
°
。第三吸气口804和第四吸气口904的相位差为0
°
。第二吸气口704与第三吸气口804具有180
°
的相位差。第一吸气口604与第四吸气口904具有180
°
的相位差。上述第一叶片603的轴线与第二叶片702的轴线之间的夹角为0
°
。第三叶片802的轴线与第四叶片902的轴线之间的夹角为0
°
。第二叶片702的轴线与第三叶片802的轴线之间的夹角大于90
°
。示例性地，本实施例中第二叶片702的轴线与第三叶片802的轴线之间的夹角为180
°
。但本技术不以此为限。
61.继续参考图6至图9，当第一气缸401内部的第一活塞606的圆心点转过θ角时，则第二气缸402内部的第二活塞703的圆心点将转过(θ+180
°
)角。同时，第三气缸403内部的第三活塞803的圆心点将转过(θ+180
°
)角，且第四气缸404内部的第四活塞903的圆心点将转过θ角。
62.由于第一吸气口604与第四吸气口904具有180
°
的相位差，而第一偏心部501和第四偏心部504也呈180
°
对称设置，这样使得在曲轴408的任意转角时刻，第一吸气腔607和第四吸气腔906的容积均相等，第一排气腔608和第四排气腔907的容积也均相等。所以，第一气缸401内的气体和第四气缸404内的气体对曲轴408的作用力大小相等，方向相反。类似地，在曲轴408的任意转角时刻，第二吸气腔706和第三吸气腔806的容积均相等，第二排气腔707和第三排气腔807的容积也均相等。第二气缸402内的气体和第三气缸403内的气体对曲轴408的作用力也是大小相等，方向相反。这样使得所有气缸作用在曲轴408上的力始终恒为零，有效降低曲轴408所受气体力，有利于减小曲轴408的弯曲程度，有利于提升压缩机的运转可靠性。
63.另一方面，由于第一吸气口604与第二吸气口704的相位差为0
°
，第一偏心部501和第二偏心部502呈180
°
对称设置，使得这两个气缸形成的结构相当于常规的双缸压缩机结
构，因此第一气缸401内的气体和第二气缸402内的气体合力矩与现有技术的双缸压缩机一致。类似地，第三气缸403内的气体和第四气缸404内的气体合力矩也与现有技术的双缸压缩机一致。且第一气缸401内的气体和第二气缸402内的气体合力矩，与第三气缸403内的气体和第四气缸404内的气体合力矩大小相等，方向相同。这使得本技术提供的压缩机在气缸数量增加能够实现大排量的前提下，力矩波动与图1所示的现有技术中常规的双缸压缩机保持一致，较为平缓，保证了压缩机运转噪音较低。
64.采用本技术发明思路设计的多气缸旋转式压缩机，即使相比于图1所示的现有技术的双缸旋转式压缩机，增大了压缩机的排量，但能够保证曲轴所受合力始终为零，有利于保证压缩机运转的可靠性。
65.在本技术的另一实施例中，上述第二环形本体708的径向宽度等于上述第三环形本体808的径向宽度，上述第一环形本体602的径向宽度等于上述第四环形本体908的径向宽度，上述第二环形本体708的径向宽度大于上述第一环形本体602的径向宽度，这样有利于提高压缩机运转过程中的稳定性。上述径向为各个环形本体分别对应的直径方向。
66.综上，本发明的多气缸的旋转式压缩机至少具有如下优势：
67.本实施例公开的多气缸的旋转式压缩机一方面通过一气缸组内双气缸连接一储液器，实现两级压缩，可以有效降低单级压缩的压比，有利于提升压缩机长期运行的可靠性；另一方面，通过使同一气缸组的气缸对应叶片重合，不同气缸组中相邻气缸对应叶片夹角大于90
°
，即使得同一气缸组内的气缸吸气口位于同侧，不同气缸组内的气缸吸气口位于不同侧，减小了压缩机运转时曲轴所受的气体合理，有利于降低曲轴磨耗，提高压缩机的运转可靠性。
68.在本发明的描述中，需要理解的是，术语“底部”、“纵向”、“横向”、“上”、“下”、“前”、“后”、“竖直”、“水平”等指示的方位或者位置关系为基于附图所示的方位或者位置关系，仅是为了便于描述本发明和简化描述，而不是指示或者暗示所指的结构或元件必须具有特定的方位、以特定的方位构造和操作，因此不能理解为对本发明的限制。此外，限定有“第一”、“第二”的特征可以明示或者隐含地包括一个或者更多个该特征。在本发明的描述中，除非另有说明，“多个”的含义是两个或两个以上，“若干个”的含义是一个或一个以上。
69.在本说明书的描述中，参考术语“一个实施例”、“一些实施例”、“示意性实施例”、“示例”、“具体示例”等的描述是指结合该实施例或示例描述的具体特征、结构、材料或者特点包含于本发明的至少一个实施例或者示例中。在本说明书中，对上述术语的示意性表述不一定指的是相同的实施例或者示例。而且，描述的具体特征、结构、材料或者特点可以在任何的一个或者多个实施例或者示例中以合适的方式结合。
70.以上内容是结合具体的优选实施方式对本发明所作的进一步详细说明，不能认定本发明的具体实施只局限于这些说明。对于本发明所属技术领域的普通技术人员来说，在不脱离本发明构思的前提下，还可以做出若干简单推演或替换，都应当视为属于本发明的保护范围。