涡旋压缩机的制作方法

本申请涉及一种涡旋压缩机，更具体地，涉及一种能够防止轴向柔性安装机构失效的涡旋压缩机。
背景技术：
：本部分的内容仅提供了与本申请相关的背景信息，其可能并不构成现有技术。涡旋压缩机可以应用于例如制冷系统、空调系统和热泵系统中。涡旋压缩机包括用于压缩工作流体(例如制冷剂)的压缩机构、用于支承压缩机构的主轴承座、用于驱动压缩机构的旋转轴以及用于驱动旋转轴旋转的马达。压缩机构包括定涡旋和相对于定涡旋平动绕动的动涡旋。定涡旋和动涡旋均包括端板和从端板的一侧延伸的螺旋叶片。当动涡旋相对于定涡旋绕动时，定涡旋和动涡旋的螺旋叶片之间形成体积从径向外侧向径向内侧逐渐减小的一系列移动的压缩腔，由此压缩工作流体。在涡旋压缩机正常运行时，定涡旋和动涡旋中的一者的螺旋叶片的稍端与另一者的端板之间需要达到良好密封。另一方面，例如，在涡旋压缩机的压缩腔内的压力过高时，螺旋叶片可以与端板分离以卸载高压流体，从而避免压缩机构受到损害。为此，通过轴向柔性安装机构将定涡旋安装至主轴承座，使得定涡旋可以相对于动涡旋轴向移动一定距离。轴向柔性安装机构通常包括螺栓和位于螺栓外侧的套筒。螺栓插入定涡旋的安装孔中以将定涡旋螺纹连接至主轴承座。套筒也插入定涡旋的安装孔中并且设置在螺栓头部与主轴承座之间，使得螺栓头部与定涡旋之间存在一定间隙以供定涡旋的轴向移动。技术实现要素：本申请的发明人发现轴向柔性安装机构的螺栓容易松脱或断裂，为此深入研究螺栓疲劳损坏的原因，并提出了能够提高螺栓的抗疲劳强度的解决方案。本公开的目的是提供一种能够防止或减少轴向柔性安装机构损坏的涡旋压缩机。根据本公开的一个方面，提供一种涡旋压缩机。该涡旋压缩机包括定涡旋、动涡旋、主轴承座和轴向柔性安装机构。所述定涡旋具有定涡旋端板和从所述定涡旋端板的一侧延伸的定涡旋叶片。所述动涡旋具有动涡旋端板和从所述动涡旋端板的一侧延伸的动涡旋叶片，所述动涡旋构造成能够相对于所述定涡旋绕动，使得所述定涡旋叶片与所述动涡旋叶片之间形成用于压缩工作流体的一系列压缩腔。所述主轴承座固定地安装至所述涡旋压缩机的壳体，并且具有用于以滑动的方式支承所述动涡旋端板的支承表面。经由所述轴向柔性安装机构将所述定涡旋固定地连接至所述主轴承座的连接部使得所述定涡旋能够沿轴向方向移动预定距离。所述定涡旋还具有从其周壁部径向向外延伸的凸缘，所述凸缘具有面向所述定涡旋端板的第一表面、面向所述动涡旋端板的第二表面以及从所述第一表面延伸至所述第二表面的用于接收所述轴向柔性安装机构的安装孔，所述凸缘在所述第一表面和所述第二表面之间具有轴向几何中心位置，所述凸缘定位成使得所述轴向几何中心位置位于所述周壁部的相对于其轴向中间位置靠近所述动涡旋端板的一侧。所述凸缘在所述第一表面和所述第二表面之间的高度为h1，所述轴向柔性安装机构所承受的力的等效作用点轴向位置与所述第二表面之间的距离为h1，所述第一表面与所述连接部的端面之间的距离为h2，所述第二表面与所述端面之间的距离为h2，所述等效作用点轴向位置与所述端面之间的距离为h，h＝h1+h2。所述涡旋压缩机构造成在正常运行时使得施加至所述轴向柔性安装机构的力的等效作用点轴向位置相对于所述轴向几何中心位置朝向所述主轴承座偏移。根据本公开的涡旋压缩机，通过使施加至所述轴向柔性安装机构的力的等效作用点轴向位置相对于所述轴向几何中心位置朝向所述主轴承座偏移，可以减小距离h，即，减小从等效作用点轴向位置到达断裂位置p的力臂距离d，并因此可以显著缓解或防止螺栓断裂。在一些示例中，所述轴向柔性安装机构的外部轮廓和/或所述凸缘的所述安装孔的内部轮廓具有凸出部段使得所述等效作用点轴向位置相对于所述轴向几何中心位置朝向所述主轴承座偏移。在一些示例中，所述凸出部段为曲面的形式或者为形成台阶的肩部的形式。在一些示例中，所述凸缘包括从所述第二表面沿所述轴向方向朝向所述主轴承座延伸越过所述定涡旋叶片的顶面的延伸部。在一些示例中，所述主轴承座的与所述轴向柔性安装机构接合的连接部沿所述轴向方向朝向所述凸缘延伸越过所述支承表面。在一些示例中，所述轴向柔性安装机构包括螺栓和位于所述螺栓外侧的套筒；或者所述轴向柔性安装机构包括带肩螺栓。在一些示例中，0<h2/h1<0.3；0<h2/h2<0.3；0<h/h1<0.6或者0<h/h2<0.6。根据本公开，还提供一种涡旋压缩机。该涡旋压缩机包括定涡旋、动涡旋、主轴承座和轴向柔性安装机构。所述定涡旋具有定涡旋端板和从所述定涡旋端板的一侧延伸的定涡旋叶片。所述动涡旋具有动涡旋端板和从所述动涡旋端板的一侧延伸的动涡旋叶片，所述动涡旋构造成能够相对于所述定涡旋绕动，使得所述定涡旋叶片与所述动涡旋叶片之间形成用于压缩工作流体的一系列压缩腔。所述主轴承座具有用于以滑动的方式支承所述动涡旋端板的支承表面。经由所述轴向柔性安装机构将所述定涡旋固定地连接至所述主轴承座的连接部使得所述定涡旋能够沿轴向方向移动预定距离。所述定涡旋还具有从其周壁部径向向外延伸的凸缘，所述凸缘具有面向所述定涡旋端板的第一表面、面向所述动涡旋端板的第二表面以及从所述第一表面延伸至所述第二表面的用于接收所述轴向柔性安装机构的安装孔。所述凸缘在所述第一表面和所述第二表面之间的高度为h1，所述轴向柔性安装机构所承受的力的等效作用点轴向位置与所述第二表面之间的距离为h1，所述第一表面与所述连接部的端面之间的距离为h2，所述第二表面与所述端面之间的距离为h2，所述等效作用点轴向位置与所述端面之间的距离为h，h＝h1+h2。所述凸缘和/或所述连接部沿所述轴向方向朝向彼此延伸，使得所述凸缘的所述第二表面越过所述定涡旋叶片的顶面和/或所述连接部的所述端面越过所述支承表面。根据本公开的涡旋压缩机，通过使凸缘和主轴承座的连接部朝向彼此延伸，可以减小距离h，即，减小从等效作用点轴向位置到达断裂位置p的力臂距离d，并因此可以显著缓解或防止螺栓断裂。在一些示例中，0<h2/h1<0.3；0<h2/h2<0.3；0<h/h1<0.6或者0<h/h2<0.6。在一些示例中，所述轴向柔性安装机构包括螺栓和位于所述螺栓外侧的套筒；或者所述轴向柔性安装机构包括带肩螺栓。在一些示例中，所述涡旋压缩机构造成在正常运行时使得所述等效作用点轴向位置相对于所述第一表面与所述第二表面之间的轴向几何中心位置朝向所述主轴承座偏移。在一些示例中，所述轴向柔性安装机构的外部轮廓或所述凸缘的所述安装孔的内部轮廓具有凸出部段使得所述等效作用点轴向位置相对于所述轴向几何中心位置朝向所述主轴承座偏移。在一些示例中，所述凸出部段为曲面的形式或者为形成台阶的肩部的形式。从下文的详细描述中，本实用新型的其它应用领域将变得更为明显。应该理解的是，这些详细描述和具体示例，虽然示出了本实用新型的优选实施例，但是它们旨在为了示例性说明的目的，而非试图限制本实用新型。附图说明通过以下参照附图的描述，本实用新型的一个或多个实施方式的特征和优点将变得更加容易理解，在附图中：图1为根据本公开实施方式的涡旋压缩机的立体示意图；图2为图1的涡旋压缩机的局部剖面示意图；图3为图2的涡旋压缩机的局部放大示意图；图4为根据本公开另一实施方式的涡旋压缩机的局部剖面示意图；图5为图4的涡旋压缩机的定涡旋的局部放大示意图；图6为根据本公开又一实施方式的涡旋压缩机的局部剖面示意图；图7为图6的涡旋压缩机的定涡旋的局部放大示意图；图8为根据本公开另一实施方式的涡旋压缩机的局部剖面示意图；图9为图8的涡旋压缩机的主轴承座的局部放大示意图；图10为涡旋压缩机的轴向柔性安装机构与定涡旋和主轴承座相关联的参数尺寸示意图；图11a至图11d为根据本公开的各个实施方式的参数尺寸的示意图；图12为根据本公开的涡旋压缩机的效果曲线图；以及图13为说明螺栓断裂失效位置的示意图。具体实施方式现在将参照附图更全面地描述示例性实施方式。提供示例性实施方式以使得本公开将是详尽的并且将向本领域技术人员更全面地传达范围。阐述了许多具体细节比如具体部件、装置和方法的示例，以提供对本公开的各实施方式的透彻理解。对本领域技术人员而言将清楚的是，不需要采用具体细节，示例性实施方式可以以许多不同的形式实施，并且也不应当理解为限制本公开的范围。在一些示例性实施方式中，不对公知的过程、公知的装置结构和公知的技术进行详细的描述。下面参照图1来描述涡旋压缩机100的总体结构。如图所示，压缩机100包括壳体11、压缩机构cm、马达16、旋转轴(也可以称为驱动轴或曲轴)14以及主轴承座15。壳体11可以包括筒形本体11a、位于筒形本体11a的顶端的顶盖11b以及位于筒形本体11a的底端的底盖11c。壳体11形成封闭的空间，其中，压缩机构cm、马达16旋转轴14和主轴承座15容置在该封闭的空间中。在顶盖11b与筒形本体11a之间还可以设置有隔板11d。隔板11d将壳体11的封闭的空间分隔成高压侧和低压侧，其中，高压侧由隔板11d和顶盖11b限定而成，而低压侧由隔板11d、筒形本体11a和底盖11c限定而成。在筒形本体11a上设置有用于将具有吸气压力的工作流体引入壳体11内的进入口(未示出)。在顶盖11b上设置有用于将经过压缩机构cm压缩的具有排出压力的工作流体排出壳体11的排出口11e。在涡旋压缩机100运行时，低压工作流体经由进入口被引入至压缩机100(在图1的示例中引入至低压侧)中，然后被吸入压缩机构cm中，在经过压缩后被排出至高压侧，最后经由排出口11e被排出涡旋压缩机100。压缩机构cm包括固定至壳体11(具体为筒形本体11a)的定涡旋12和动涡旋13。马达16构造成使旋转轴14旋转，接着，旋转轴14驱动动涡旋13相对于定涡旋12绕动运动(即，动涡旋的中心轴线绕定涡旋的中心轴线运动，但是动涡旋不会绕其中心轴线旋转)以压缩工作流体。上述平动转动通过十字滑环17(参见图2)来实现。定涡旋12可以以任何合适的方式相对于壳体11固定，如图示的通过螺栓固定地安装至主轴承座15，后面将详细描述。定涡旋12可以包括定涡旋端板122、从定涡旋端板122的一侧延伸的定涡旋叶片124以及大致位于定涡旋端板122的中央部分的排气口121。为便于描述，本文中将定涡旋叶片124的径向最外侧部分称为周壁部126。如图2所示，定涡旋12还具有从周壁部126的外周面径向向外延伸的凸缘128。凸缘128中设置有安装孔127，用于接收轴向柔性安装机构从而连接至主轴承座15。动涡旋13可以包括动涡旋端板132、形成在动涡旋端板132一侧的动涡旋叶片134和形成在动涡旋端板132另一侧的毂部131。定涡旋叶片124与动涡旋叶片134能够彼此接合，使得当涡旋压缩机运行时在定涡旋叶片124和动涡旋叶片134之间形成一系列体积在从径向外侧向径向内侧逐渐减小的移动的压缩腔，从而实现对工作流体的压缩。毂部131与旋转轴14的偏心曲柄销接合并被偏心曲柄驱动。主轴承座15适于支承动涡旋13的动涡旋端板132。动涡旋端板132在主轴承座15的支承面155(参见图2)上绕动。主轴承座15可以通过任何合适地方式相对于涡旋压缩机100的壳体11固定。为了实现流体的压缩，定涡旋12和动涡旋部件13之间需要有效密封。一方面，在涡旋压缩机正常运行时，定涡旋12的螺旋叶片124的侧表面与动涡旋13的螺旋叶片134的侧表面之间也需要径向密封。二者之间的这种径向密封通常借助于动涡旋13在运转过程中的离心力以及旋转轴14提供的驱动力来实现。当不可压缩的异物(诸如固体杂质以及液态制冷剂)进入压缩腔中而卡在螺旋叶片124和134之间时，螺旋叶片124和134能够暂时沿径向彼此分开以允许异物通过，由此防止对螺旋叶片124和134造成损坏，从而为涡旋压缩机100提供了径向柔性。另一方面，在涡旋压缩机正常运行时，定涡旋12的螺旋叶片124的顶端与动涡旋13的端板132之间以及动涡旋13的螺旋叶片134的顶端与定涡旋12的端板122之间需要轴向密封。当涡旋压缩机的压缩腔中的压力过大时，压缩腔中的流体将通过定涡旋12的螺旋叶片124的顶端与动涡旋13的端板132之间的间隙以及动涡旋13的螺旋叶片134的顶端与定涡旋12的端板122之间的间隙泄漏到低压侧以实现卸载，从而为涡旋压缩机100提供了轴向柔性。为了提供轴向柔性，通过轴向柔性安装机构18将定涡旋12安装至主轴承座15。参见图2，轴向柔性安装机构18包括螺栓181和位于螺栓181径向外侧的套筒182。螺栓181具有杆部1813、位于杆部1813的一端的头部1811以及位于杆部1813的另一端的螺纹部1817。头部1811具有用于抵接套筒182的上端面1821(参见图3)和凸缘128的上表面(第一表面)1281的抵接表面1812。螺纹部1817构造成能够旋拧至主轴承座15的螺纹孔151中。套筒182也接收在定涡旋12的凸缘128的安装孔127中并且位于头部1811与主轴承座15的上表面153之间，由此限定头部1811的位置使得定涡旋12在轴向上能够移动预定距离。发明人发现现有的轴向柔性安装机构的螺栓容易松脱或断裂。下面参见图13来分析螺栓容易松脱或断裂的原因。螺栓的受力很复杂，在此仅简化说明以便理解断裂原因。虚线表示的位置p为螺栓容易断裂失效的位置，并且位于螺栓3与主轴承座2之间的上螺纹接合部。根据与凸缘128的距离远近，本文中将该“上螺纹接合部”称为近端接合部。如上所述，在动涡旋(图13中未示出)相对于定涡旋1绕动时，由于向心加速度而产生了叶片侧面接触力(作用力)，该叶片侧面接触力经由套筒4而传递至螺栓3。通常认为定涡旋1施加在螺栓3的作用力f的等效作用点在对应于定涡旋1的凸缘的轴向几何中心点的位置处。位置p与力f的距离为d，这样，以位置p为支点产生了力矩m(力f与距离d的乘积)。该力矩m使得螺栓容易在位置p处断裂。本公开旨在通过减小距离d来减缓或防止螺栓断裂。在本文中为了便于描述，假定在各个实施方式中位置p与主轴承座2的上表面2a的距离(即，沉孔2b的轴向高度)不变。这样，通过减小从主轴承座2的上表面2a至力f的等效作用点的距离h，可以减缓或防止螺栓断裂。当压缩机正常运行时，动涡旋通过定涡旋的凸缘(凸耳)对套筒施加力。通常，定涡旋的凸缘与套筒是面对面的接触配合，因此可以将施加于套筒上的力认为是一定接触面积上分布的力。当把这些分布的力的作用效果等价于一个集中力(本文中所述的力f)时，这个集中力f的位置，即为本文中所述的力f的等效点轴向位置。为了减小距离h，使定涡旋的凸缘182位于周壁部126的靠近主轴承座15的下半部以下的位置处，优选地，从周壁部126的端部径向向外地延伸(凸缘182的下表面1283基本与叶片124的顶面齐平)。图1至图3示出了通过改进套筒182的外部轮廓来减小距离h的一个示例。如图所示，套筒182的外部轮廓(外周表面)并不是直径恒定的筒形形状，而是具有凸出部段1828。图2中的虚线c1表示凸缘128的轴向几何中心位置，虚线c2对应于凸出部段1828的最大直径部1829并因此表示与凸缘182的安装孔127接触的位置(即，力f的等效作用点轴向位置)。凸出部段1828从最大直径部1829朝向凸缘128的上表面(第一表面)1281和下表面(第二表面)1283具有减小的直径。在图示的示例中，套筒182在邻近主轴承座15的一侧还具有直径恒定的直线部段1827。在图2中，从位置p至等效作用点轴向位置c2的距离显然小于从位置p至轴向几何中心位置c1的距离。应理解的是，本公开不局限于图示的具体示例。例如，凸出部段1828可以从最大直径部1829仅朝向凸缘128的第一表面1281具有减小的直径，而从最大直径部1829至邻接主轴承座15的端部具有恒定的直径。在这种情况下，等效作用点轴向位置可以进一步向下偏移，即，可以进一步减小从位置p至力的等效作用点的距离。在图示的示例中，凸出部段1828为曲面的形式，然而应理解的是，凸出部段1828也可以为形成台阶的肩部形式等。在示出的示例中，套筒182和螺栓181是分体部件，然而应理解的是，套筒182和螺栓181可以是一体件，即，带肩螺栓。通过上述内容可知，使轴向柔性安装机构18的外部轮廓具有凸出部段并且使等效作用点轴向位置c2低于轴向几何中心位置c1，可以缓解或防止螺栓181断裂。图4和图5示出了通过改进凸缘228的安装孔227的内部轮廓(内壁的形状)来减小距离h的一个示例。如图所示，安装孔227的内部轮廓(内壁的形状)并不是直径恒定的筒形形状，而是具有凸出部段2272。因此，套筒282可以为具有恒定直径的筒形形状。与图1至图3的示例类似，虚线c2对应于凸出部段2272的最大直径部2279并因此表示与套筒282接触的位置(即，力f的等效作用点轴向位置)。凸出部段2272从最大直径部2279朝向凸缘228的上表面(第一表面)2281和下表面(第二表面)2283具有减小的直径。在图示的示例中，安装孔227在邻近上表面(第一表面)2281的一侧还具有直径恒定的直线部段2271。在图4中，从位置p至等效作用点轴向位置c2的距离显然小于从位置p至轴向几何中心位置c1的距离。应理解的是，本公开不局限于图示的具体示例。例如，凸出部段2272可以具有任何其他合适的形式，只要等效作用点轴向位置c2在轴向几何中心位置c1以下即可。图6和图7示出了通过改进凸缘328的结构来减小距离h的另一个示例。如图所示，凸缘328还具有从下表面(第二表面)3283沿轴向向下延伸的延伸部3285，使得延伸部3285的下端面(第三表面)3284在定涡旋叶片124的顶面的下方。在该示例中，凸缘328的安装孔327可以具有恒定的内径，并且套筒382也可以具有与安装孔327的内径大致相等的恒定的外径。在图6和图7的示例中，虚线c1仍然表示从上表面(第一表面)3281至下表面(第二表面)3283的轴向几何中心位置，而虚线c2对应于从上表面(第一表面)3281至下端面(第三表面)3284的轴向几何中心位置并因此表示施加于螺栓上的力f的等效作用点轴向位置。在该示例中，通过朝向主轴承座15延长安装孔327的长度，使得等效作用点轴向位置朝向主轴承座15偏移，由此可以减小位置p至等效作用点轴向位置的距离，即，减小距离h。图8和图9示出了通过改进主轴承座15的结构来减小距离h的另一个示例。如图所示，主轴承座15具有用于与螺栓481螺纹接合的连接部452。连接部452可以朝向凸缘延伸使得连接部452的上端面453高于用于支承动涡旋13的端板432的支承表面455，更优选地，靠近凸缘428的下表面4283。如上所述，本文中为了便于描述，假定在各个实施方式中位置p与主轴承座的上表面的距离(即，沉孔的轴向高度)不变。因此，在图8和图9的示例中，通过使连接部452朝向凸缘428延伸，使得位置p朝向凸缘428偏移，由此减小了距离h。发明人还对与轴向柔性安装机构18相关的一些参数进行了有限元分析，通过优化一些参数设计也可以缓解或防止螺栓断裂。下面参见图10来了解与缓解或防止螺栓断裂有关的参数。图10中与图8相同的部件使用与图8中相同的附图标记来表示。如图10所示，凸缘428在第一表面4281和第二表面4283之间的高度为h1。凸缘428施加于轴向柔性安装机构的力的等效作用点轴向位置c2与第二表面4283之间的距离为h1。第一表面4281与连接部452的端面453之间的距离为h2。第二表面4283与端面453之间的距离为h2。等效作用点轴向位置c2与端面453之间的距离为h，h＝h1+h2。发明人经过有限元分析发现当满足下述条件时可以显著缓解或防止螺栓断裂：0<h2/h1<0.3；0<h2/h2<0.3；0<h/h1<0.6；或者0<h/h2<0.6。发明人还针对上述各种实施方式在这些参数范围内进行了测试。图11a对应于图1至图3的实施方式，图11b对应于图4和图5的实施方式。在图11a和图11b的示例中，h1/h1＝0.25，并且h＝14.5，测试表明该参数能够显著缓解或防止螺栓断裂。图11c对应于图8和图9的实施方式。在图11c的示例中，h2/h2＝0.06，h/h2＝0.36，并且h＝9.3，测试表明该参数能够显著缓解或防止螺栓断裂。图11d对应于图6和图7的实施方式。在图11d的示例中，h2/h2＝0.10，h/h2＝0.55，并且h＝14.3，测试表明该参数能够显著缓解或防止螺栓断裂。发明人还对相同作用力下不同的距离h在位置p处产生的力矩进行了测试。在该测试中，凸缘、主轴承座和轴向柔性安装机构的结构相同，仅仅改变距离h的值。测试结果如下面的表1。表1作用力f(n)距离h(mm)位置p处的力矩(nmm)30008.22803300010.23229300012.23665300014.24105300016.24546300018.24975300020.25418300022.25851300024.26289根据表1绘制了曲线图，参见图12。图12更直观地示出距离h越小，位置p处的力矩越小。因此，通过减小距离h，可以显著缓解或防止螺栓断裂。虽然已经参照示例性实施方式对本实用新型进行了描述，但是应当理解，本实用新型并不局限于文中详细描述和示出的具体实施方式，在不偏离权利要求书所限定的范围的情况下，本领域技术人员可以对示例性实施方式做出各种改变。还应理解的是，在技术方案不矛盾的情况下，各个实施方式的特征可以相互结合或者可以省去。当前第1页1 2 3