泵体组件及具有其的流体机械的制作方法
本实用新型涉及泵体组件技术领域，具体而言，涉及一种泵体组件及具有其的流体机械。
背景技术：
目前，单转子式滚动转子式压缩机在家用空调领域的应用十分广泛，提效和降成本是滚动转子式压缩机的两大发展趋势和目标。具体地，压缩机小型化生产是降低成本的重要途径，而提效则需要从压缩机本身结构出发。其中，相对偏心距ф(即曲轴偏心量e与气缸内圆半径r的比值)对压缩机的性能至关重要。
然而，在现有技术中，从提高气缸容积利用率、减少压缩机体积和重量和提升压缩机性能的角度考虑，相对偏心距ф宜选择较大的值，但是随着偏心量e的加大，压缩机在结构设计时的难度增加，同时也会导致滑片与滚子间的接触力和摩擦磨损增加，引起压缩机的功耗增大，可靠性降低。因此，现有技术中并未存在最优相对偏心距ф以使压缩机性能处于较优的状态。
技术实现要素：
本实用新型的主要目的在于提供一种泵体组件及具有其的流体机械，以解决现有技术中并未对最优相对偏心距进行选取的问题。
为了实现上述目的，根据本实用新型的一个方面，提供了一种泵体组件，包括：气缸组件，包括气缸、滚子及滑片，气缸具有内腔及与内腔相连通的滑片槽，滚子可转动地设置在内腔中，滑片可滑动地设置在滑片槽内，且滑片的头部与滚子的外周面相接触；曲轴，穿设在气缸组件上，曲轴包括偏心部，偏心部位于内腔中，且滚子套设在偏心部上；其中，偏心部的偏心量e与气缸的内圆半径r之间满足以下关系：
进一步地，气缸的高度h与气缸的内圆直径d之间满足以下关系：
进一步地，气缸的高度h与气缸的内圆直径d之间满足以下关系：
进一步地，气缸的高度h与气缸的内圆直径d之间满足以下关系：
进一步地，曲轴还包括长轴段和短轴段，长轴段和短轴段通过偏心部连接，长轴段和短轴段的外径一致；其中，泵体组件的排气量v与长轴段的外径d之间满足以下关系：
进一步地，泵体组件的排气量v与长轴段的外径d之间满足以下关系：
进一步地，泵体组件的排气量v与长轴段的外径d之间满足以下关系：
进一步地，滚子的厚度a满足以下关系：3.80≤a≤7.85。
进一步地，滚子的厚度a满足以下关系：3.80≤a≤7.5。
进一步地，气缸组件为两个，两个气缸组件沿泵体组件的高度方向间隔设置，曲轴包括两个偏心部，两个偏心部与两个气缸组件的滚子一一对应设置。
根据本实用新型的另一方面，提供了一种流体机械，包括上述的泵体组件。
应用本实用新型的技术方案，在泵体组件运行过程中，驱动装置驱动曲轴转动，以使套设在曲轴的偏心部外的滚子在气缸内运动，进而压缩并排出冷媒。这样，偏心部的偏心量e与气缸的内圆半径r之间的上述关系使得相对偏心距(偏心量e与气缸的内圆半径r之比)为最优值，进而提高了气缸容积利用率、减小了泵体组件的占用体积、提升了泵体组件的运行性能、降低了泵体组件的功耗，解决现有技术中并未对最优相对偏心距进行选取的问题，提升了泵体组件的运行可靠性。
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主视图；
图2示出了图1中的泵体组件的a处放大示意图；
图3示出了根据本实用新型的流体机械的实施例的剖视图；
图4示出了流体机械的相对偏心距ф与压缩机性能系数cop之间的关系图；
图5示出了流体机械的高径比λ与压缩机性能系数cop之间的关系图；
图6示出了流体机械的排气量v与轴径的比值ε与压缩机性能系数cop之间的关系图；以及
图7示出了流体机械的滚子的厚度a与压缩机性能系数cop之间的关系图。
其中，上述附图包括以下附图标记：
10、气缸；11、内腔；12、滑片槽；20、滚子；30、滑片；40、曲轴；41、偏心部；42、长轴段；43、短轴段；50、上盖组件；60、壳体组件；70、下盖组件；80、驱动装置；81、定子；82、转子；90、分液器；100、上法兰；110、下法兰；120、下盖板；130、弹簧；140、隔板。
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。
需要指出的是，除非另有指明，本申请使用的所有技术和科学术语具有与本申请所属技术领域的普通技术人员通常理解的相同含义。
在本实用新型中，在未作相反说明的情况下，使用的方位词如“上、下”通常是针对附图所示的方向而言的，或者是针对竖直、垂直或重力方向上而言的；同样地，为便于理解和描述，“左、右”通常是针对附图所示的左、右；“内、外”是指相对于各部件本身的轮廓的内、外，但上述方位词并不用于限制本实用新型。
为了解决现有技术中并未对最优相对偏心距进行选取的问题，本申请提供了一种泵体组件及具有其的流体机械。
如图1和图3所示，泵体组件包括气缸组件和曲轴40。气缸组件包括气缸10、滚子20及滑片30，气缸10具有内腔11及与内腔11相连通的滑片槽12，滚子20可转动地设置在内腔11中，滑片30可滑动地设置在滑片槽12内，且滑片30的头部与滚子20的外周面相接触。曲轴40穿设在气缸组件上，曲轴40包括偏心部41，偏心部41位于内腔11中，且滚子20套设在偏心部41上。其中，偏心部41的偏心量e与气缸10的内圆半径r之间满足以下关系：
应用本实施例的技术方案，在泵体组件运行过程中，驱动装置驱动曲轴40转动，以使套设在曲轴40的偏心部41外的滚子20在气缸10内运动，进而压缩并排出冷媒。这样，偏心部41的偏心量e与气缸10的内圆半径r之间的上述关系使得相对偏心距(偏心量e与气缸的内圆半径r之比)为最优值，进而提高了气缸容积利用率、减小了泵体组件的占用体积、提升了泵体组件的运行性能、降低了泵体组件的功耗，解决现有技术中并未对最优相对偏心距进行选取的问题，提升了泵体组件的运行可靠性。
需要说明的是，偏心部41的偏心量e与气缸10的内圆半径r之间的关系不限于此。在附图中未示出的其他实施方式中，偏心部的偏心量e与气缸的内圆半径r之间满足以下关系：
需要说明的是，偏心部41的偏心量e与气缸10的内圆半径r之间的关系不限于此。在附图中未示出的其他实施方式中，偏心部的偏心量e与气缸的内圆半径r之间满足以下关系：
在本实施例中，相对偏心距ф(偏心部41的偏心量e与气缸10的内圆半径r之比)对泵体组件的结构尺寸及气缸容积的利用率均有较大的影响，气缸容积利用率
可选地，气缸10的高度h与气缸10的内圆直径d之间满足以下关系：
可选地，气缸10的高度h与气缸10的内圆直径d之间满足以下关系：
可选地，气缸10的高度h与气缸10的内圆直径d之间满足以下关系：
可选地，曲轴40还包括长轴段42和短轴段43，长轴段42和短轴段43通过偏心部41连接，长轴段42和短轴段43的外径一致。其中，泵体组件的排气量v与长轴段42的外径d之间满足以下关系：
可选地，泵体组件的排气量v与长轴段42的外径d之间满足以下关系：
可选地，泵体组件的排气量v与长轴段42的外径d之间满足以下关系：
可选地，滚子20的厚度a满足以下关系：3.80≤a≤7.85。具体地，滚子20与下法兰110或隔板140的接触面积直接影响到滚子20的端面泄漏及摩擦损失，滚子20的厚度a越大，则端面泄漏越小，但相应的端面摩擦损失也越大。因此，要取得泄漏损失和摩擦损失的平衡，选择合适的滚子厚度较为重要。这样，滚子20的厚度a的上述设置使得泄漏损失与摩擦损失之间得到较好的平衡，以使泵体组件的性能处于较优的状态。
可选地，滚子20的厚度a满足以下关系：3.80≤a≤7.5。这样，滚子20的厚度a的上述设置使得泄漏损失与摩擦损失之间得到较好的平衡，以使泵体组件的性能处于较优的状态。
可选地，气缸组件为两个，两个气缸组件沿泵体组件的高度方向间隔设置，曲轴40包括两个偏心部41，两个偏心部41与两个气缸组件的滚子20一一对应设置。这样，上述设置使得泵体组件为双缸泵体组件，进而提升了泵体组件的运行效率。
如图1至图3所示，泵体组件还包括上法兰100、下法兰110、下盖板120及弹簧130。其中，弹簧130设置在滑片槽12内，且弹簧130的一端与滑片30远离滚子20的一端抵接，弹簧130的另一端与滑片槽12的内壁抵接，以向滑片30施加朝向滚子20运动的弹性力。上法兰100设置在气缸10的上方且具有排气孔，下法兰110设置在气缸10的下方，下盖板120设置在下法兰110的下方且与下法兰110连接。
如图3所示，本申请还提供了一种流体机械，包括上述的泵体组件。可选地，流体机械为压缩机。
在本实施例中，压缩机性能系数cop满足以下关系：
其中，q为压缩机制冷量，制冷量的大小受泄露影响，泄漏又受到滚子20的厚度a、气缸10的高度h及气缸10的内圆直径d的影响。w为压缩机功耗，功耗与摩擦损失、指示功损等有关，摩擦损失与滚子20的厚度a、气缸10的内圆半径r及偏心部41的偏心量e相关。相对偏心距ф(偏心部41的偏心量e与气缸10的内圆半径r之比)与压缩机性能系数cop之间的关系如图4所示，当相对偏心距ф范围为0.17～0.25时，压缩机性能系数达到最优范围。高径比λ(气缸10的高度h与气缸10的内圆直径d之比)与压缩机性能系数cop之间的关系如图5所示，随着高径比λ增大，压缩机性能系数先增后减，当高径比λ范围为0.4≤λ≤0.58时，压缩机性能系数达到较优范围。排气量v与轴径的比值ε(泵体组件的排气量v与长轴段42的外径d之比)与压缩机性能系数cop及零件磨损量之间的关系如图6所示，当排气量v与曲轴轴径的比值范围为0.6≤ε≤1.8时，压缩机性能达到较优范围，且此时压缩机的磨损量较小。滚子20的厚度a与压缩机性能系数cop之间的关系如图7所示，当滚子20的厚度范围为4～7.5mm时，测得压缩机性能系数达到较优范围。
如图3所示，流体机械还包括上盖组件50、壳体组件60、驱动装置80、分液器90及下盖组件70。其中，上盖组件50盖设在壳体组件60上，下盖组件70位于壳体组件60的下方且与壳体组件60连接，上盖组件50、壳体组件60及下盖组件70围绕形成安装腔，驱动装置80及泵体组件均设置在安装腔内。驱动装置80包括定子81和转子82，驱动装置80套设在曲轴40的长轴段42外且带动长轴段42旋转，进而驱动曲轴40转动。分液器90与泵体组件的排气口和进气口均连接。
具体地，在压缩机运行过程中，滑片30的头部紧贴滚子20的外壁，并随着滚子20的旋转沿滑片槽12作往复运动，滚子20、滑片30与气缸10形成的月牙形工作容积不断产生变化，以此实现压缩机的吸气、压缩和排气过程，当滑片30伸出滑片槽12内的长度(偏心量e大则滑片30伸出的长度长)较长时，滚子20与滑片30之间的跟随性变差、滑片30本身的稳定性也变差。另外，滚子20的外圆周面与气缸10的内圆周面、滚子20的端面泄漏(与滚子20的厚度a有关)、滑片30与气缸10的高度方向、滑片30的侧面与滑片槽12之间属于间隙配合，在压缩机工作过程中依靠油膜密封，但是仍然会存在泄漏，且滚子20的外圆周面与气缸10的内圆周面之间的径向间隙泄露占比最大，而气缸10的高度h决定径向间隙泄露通道的行程。
从以上的描述中，可以看出，本实用新型上述的实施例实现了如下技术效果：
在泵体组件运行过程中，驱动装置驱动曲轴转动，以使套设在曲轴的偏心部外的滚子在气缸内运动，进而压缩并排出冷媒。这样，偏心部的偏心量e与气缸的内圆半径r之间的上述关系使得相对偏心距(偏心量e与气缸的内圆半径r之比)为最优值，进而提高了气缸容积利用率、减小了泵体组件的占用体积、提升了泵体组件的运行性能、降低了泵体组件的功耗，解决现有技术中并未对最优相对偏心距进行选取的问题，提升了泵体组件的运行可靠性。
显然，上述所描述的实施例仅仅是本实用新型一部分的实施例，而不是全部的实施例。基于本实用新型中的实施例，本领域普通技术人员在没有做出创造性劳动前提下所获得的所有其他实施例，都应当属于本实用新型保护的范围。
需要注意的是，这里所使用的术语仅是为了描述具体实施方式，而非意图限制根据本申请的示例性实施方式。如在这里所使用的，除非上下文另外明确指出，否则单数形式也意图包括复数形式，此外，还应当理解的是，当在本说明书中使用术语“包含”和/或“包括”时，其指明存在特征、步骤、工作、器件、组件和/或它们的组合。
需要说明的是，本申请的说明书和权利要求书及上述附图中的术语“第一”、“第二”等是用于区别类似的对象，而不必用于描述特定的顺序或先后次序。应该理解这样使用的数据在适当情况下可以互换，以便这里描述的本申请的实施方式能够以除了在这里图示或描述的那些以外的顺序实施。
以上所述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。
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