一种用于压缩机泵体的轴承盖结构及压缩机泵体组件的制作方法

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1.本实用新型属于转子式压缩机技术领域，特别涉及一种用于压缩机泵体的轴承盖结构及压缩机泵体组件。

背景技术：

2.随着技术发展，对于转子式压缩机的可靠性和能效要求越来越高；为此，需要优化设计泵体润滑的结构，以便提高润滑可靠性，减小摩擦和功耗；其中，压缩机泵体中上轴承盖或下轴承盖的轴承内孔壁面上螺旋油槽的设计，作为影响润滑可靠性、摩擦和功耗的主要设计瓶颈之一。
3.目前，对于上轴承盖或下轴承盖的轴承内孔壁面上的螺旋油槽，大多参照已有螺旋油槽的设计结果；当上轴承盖或下轴承盖的结构参数发生变化时，由于无对应的理论依据进行参考设计，导致压缩机泵体运行过程中，对螺旋油槽的磨损较大，增大了曲轴-轴承盖运动副的摩擦功耗，严重影响了压缩机的可靠性。

技术实现要素：

4.针对现有技术中存在的技术问题，本实用新型提供了一种用于压缩机泵体的轴承盖结构及压缩机泵体组件，以解决压缩机泵体运行过程中，对螺旋油槽的磨损较大，增大了曲轴-轴承盖运动副的摩擦功耗，严重影响了压缩机的可靠性的技术问题。
5.为达到上述目的，本实用新型采用的技术方案为：
6.本实用新型提供了一种用于压缩机泵体的轴承盖结构，包括轴承盖本体；所述轴承盖本体的中心设置有轴承内孔，所述轴承内孔的壁面预设区域内设置有螺旋油槽；
7.其中，所述轴承内孔的壁面预设区域为：轴承内孔壁面的零受压区域；具体的，所述轴承内孔壁面的零受压区域为：在轴承内孔壁面上，所述曲轴旋转过程中轴承内孔壁面受压区域之外的壁面区域。
8.进一步的，所述螺旋油槽的截面为圆弧形结构，且所述螺旋油槽的槽深h与所述螺旋油槽的圆弧形截面的半径r的比值为0.2-1.0。
9.进一步的，所述螺旋油槽的圆弧形截面的半径为1.0-3.0mm。
10.进一步的，所述螺旋油槽的槽深为0.4-1.6mm。
11.进一步的，所述轴承内孔的壁面预设区域为：曲轴转角为-88
°
～13
°
对应的轴承内孔壁面范围。
12.进一步的，所述螺旋油槽的油槽起止角δγ与所述轴承内孔的高度h以及所述螺旋油槽的油槽螺距p相关。
13.本实用新型还提供了一种压缩机泵体组件，包括上轴承盖、气缸及下轴承盖；
14.所述上轴承盖密封设置在所述气缸的一端，所述下轴承盖设置在所述气缸的另一端；其中，所述上轴承盖及所述下轴承盖均采用所述的一种用于压缩机泵体的轴承盖结构；
15.进一步的，还包括曲轴、滚动活塞及滑片；所述滚动活塞设置在所述气缸的压缩腔
内；所述曲轴，用于驱动所述滚动活塞转动；所述滑片与所述滚动活塞相接；其中，所述滑片的顶端端面与所述滚动活塞相接，将气缸的压缩腔分隔为高压腔和低压腔。
16.与现有技术相比，本实用新型的有益效果为：
17.本实用新型提供了一种用于压缩机泵体的轴承盖结构及压缩机泵体组件，将轴承内孔壁面的零受压区域作为螺旋油槽的布设区域，避免了曲轴旋转过程中对螺旋油槽的磨损，确保曲轴-轴承盖运动副之间润滑作用的可靠性，有效降低了曲轴-轴承盖运动副功耗，提高了压缩机泵体的可靠性。
18.进一步的，将螺旋油槽的截面设计为圆弧形结构，且所述螺旋油槽的槽深h与所述螺旋油槽的圆弧形截面的半径r的比值为0.2-1.0，确保了螺旋油槽的供油量，进而提高了曲轴-轴承盖运动副之间润滑作用的可靠性。
附图说明
19.图1为本实用新型所述的轴承盖结构的纵剖图；
20.图2为本实用新型所述的轴承盖结构的平面示意图；
21.图3为附图1中a-a截面示意图；
22.图4为本实用新型中滚动活塞的受力分析图。
23.其中，1轴承盖本体，2滚动活塞，3螺旋油槽，4滑片。
具体实施方式
24.为了使本实用新型所解决的技术问题，技术方案及有益效果更加清楚明白，以下具体实施例，对本实用新型进行进一步的详细说明。应当理解，此处所描述的具体实施例仅仅用以解释本实用新型，并不用于限定本实用新型。
25.如附图1-3所示，本实用新型提供了一种用于压缩机泵体的轴承盖结构，包括轴承盖本体1；所述轴承盖本体1的中心设置有轴承内孔，所述轴承内孔的壁面预设区域内设置有螺旋油槽3；其中，所述轴承内孔的壁面预设区域为：轴承内孔壁面的零受压区域；具体的，所述轴承内孔壁面的零受压区域为：在轴承内孔壁面上，所述曲轴旋转过程中轴承内孔壁面受压区域之外的壁面区域；即所述轴承内孔的壁面预设区域为：曲轴转角为-88
°
～13
°
对应的轴承内孔壁面范围。
26.本实用新型中，所述螺旋油槽3的截面为圆弧形结构，且所述螺旋油槽3的槽深h与所述螺旋油槽3的圆弧形截面的半径r的比值为0.2-1.0；其中，所述螺旋油槽3的圆弧形截面的半径为1.0-3.0mm；所述螺旋油槽3的槽深为0.4-1.6mm。
27.本实用新型中，所述螺旋油槽3的油槽起止角δγ与所述轴承内孔的高度h以及所述螺旋油槽3的油槽螺距p相关。
28.设计过程：
29.以某压缩机泵体中轴承盖的轴承内孔壁面上螺旋油槽的设计过程为例，具体包括以下步骤：
30.步骤1、根据压缩机泵体的结构特征，对滚动活塞2进行受力分析，得到作用在滚动活塞2上的所有阻力的合外力，如附图4所示；其中，所述作用在滚动活塞2上的所有阻力，包括作用在滚动活塞2上的气体力fg、滚动活塞2与滑片4的径向接触力fn、滚动活塞2与滑片4
的切向接触力f
t
及滚动活塞2的旋转惯性力f
1p
。
31.其中，所述作用在滚动活塞2上的所有阻力的合外力大小为：
[0032][0033][0034][0035][0036]ft
＝μ
vfn
[0037][0038]f1p
＝m
p
eω2[0039]
其中，∑f为作用在滚动活塞上所有阻力的合外力；fr为作用在滚动活塞上的合外力沿滚动活塞径向的分力；f
θ
为作用在滚动活塞上的合外力沿滚动活塞切向的分力；fg为作用在滚动活塞上的气体力；θ为曲轴转角；α为滑片连心线与与滑片中心线之间的夹角，滑片连心线为滑片的r端圆弧圆心和滚动活塞的圆心之间连线；fn为滚动活塞与滑片的径向接触力；f
t
为滚动活塞与滑片的切向接触力；f
1p
为滚动活塞的旋转惯性力；r为滚动活塞的外半径；h为气缸高度；pc为气缸内的压缩腔压力；pb为气缸内的吸气腔压力；μv为滑片与滚动活塞间的摩擦系数；μ为润滑油的动力粘度；fh为滑片伸入气缸部分承受的压差力；l0为滑片的径向长度；μs为滑片与滑片槽间的摩擦系数；bv为滑片的厚度；fk为滑片的弹簧力；fc为滑片两端承受的的气体压差力；f
1v
为滑片的惯性力；x为滑片的位移；δrv为滑片的r端圆弧半径；m
p
为曲轴的偏心质量；e为曲轴的偏心距；ω为曲轴的旋转角速度。
[0040]
所述作用在滚动活塞2上的所有阻力的合外力方向为：
[0041][0042]
其中，θ
∑f
为作用在滚动活塞上的合外力方向角。
[0043]
步骤2、根据所述作用在滚动活塞2上的合外力方向，确定曲轴旋转过程中轴承内孔壁面的受压范围，即得到曲轴旋转过程中轴承内孔壁面的受压区域。
[0044]
步骤3、根据所述曲轴旋转过程中轴承内孔壁面的受压区域，得到轴承内孔壁面的零受压区域，即得到待设计螺旋油槽在轴承内孔壁面上的布设区域；其中，所述轴承内孔壁面的零受压区域为：在轴承内孔壁面上，所述曲轴旋转过程中轴承内孔壁面受压区域之外的壁面区域。
[0045]
步骤4、根据压缩机泵体的结构特征，确定螺旋油槽3的结构参数；其中，所述待设计螺旋油槽的结构参数，包括油槽起止角δγ、油槽起始角γ1、油槽终止角γ2及油槽螺距p；
[0046]
其中，螺旋油槽3的油槽起止角δγ为：
[0047][0048]
其中，h为上轴承盖的轴承内孔高度。
[0049]
本实用新型中，螺旋油槽3的油槽螺距p根据已有的设计规范要求进行确定；螺旋油槽的油槽起始角γ1及油槽终止角γ2的确定过程，具体如下：
[0050]
根据压缩机泵体中，曲轴的旋转方向，确定螺旋油槽3的旋向；
[0051]
结合螺旋油槽3的油槽起止角δγ以及螺旋油槽3在轴承内孔壁面的布设区域，对螺旋油槽3的油槽起始角γ1及油槽终止角γ2进行确定，以使螺旋油槽3的起始点和终止点均位于所述螺旋油槽3在轴承内孔壁面的布设区域内。
[0052]
步骤5、将所述螺旋油槽3的起止角δγ与螺旋油槽3在轴承内孔壁面的布设区域进行对比，若所述螺旋油槽3的起止角δγ大于螺旋油槽3在轴承内孔壁面的布设区域的角度，则将螺旋油槽3的起始点向压缩机泵体的吸气侧移动预设距离，以确保待设计螺旋油槽3的终止点位于待设计螺旋油槽在轴承内孔壁面的布设区域内。
[0053]
步骤6、所述螺旋油槽3的截面及槽深确定过程，具体如下：
[0054]
本实用新型中，所述螺旋油槽3的截面为圆弧形结构，通过改变螺旋油槽3的圆弧形截面的半径r，即螺旋油槽3的成型圆柱半径r，以及螺旋油槽3的槽深h的数值，实现对螺旋油槽3出口面积的调整；其中，螺旋油槽3的供油量随着螺旋油槽3的出口面积的改变而发生较大的变化。
[0055]
当螺旋油槽3的成型圆柱半径r为2mm，并保持不变；通过改变螺旋油槽3的槽深h，由0.8mm变化为1.0mm时，随着槽深的增加，所述螺旋油槽3的供油量如下表1所示：
[0056]
表1螺旋油槽的供油量
[0057]
油面高度2mm
×
0.8mm2mm
×
1.0mm相差％上轴承供油量g/s1.0131.43741.8下轴承供油量g/s0.8491.19640.9
[0058]
从表1的结果可以看出，相同的成型圆柱半径r，所切出的螺旋油槽的槽深对其出油量有较大的影响；其中，槽深从0.8mm增加到1.0mm时，深度增加了20％，使得在相同条件下的供油量增加40％以上。
[0059]
当螺旋油槽3的槽深h为1.0mm，并保持不变；通过改变螺旋油槽3的成型圆柱半径r，由2.0mm变化为2.5mm时，随着成型圆柱半径r的增加，所述螺旋油槽3的供油量如下表1所示：
[0060]
表2螺旋油槽的供油量
[0061]
油面高度2mm
×
1.0mm2.5mm
×
1.0mm相差％上轴承供油量g/s1.4371.66215.6下轴承供油量g/s1.1961.36914.5
[0062]
从表2的结果可以看出，相同的螺旋油槽3的槽深，在改变螺旋油槽3的成型圆柱半径的情况下，螺旋油槽3的成型圆柱半径从2mm增加到2.5mm时，曲率改变了20％，供油量变化了14.5％-15.6％。因此，在轴承的润滑油量不佳时，通过改变调整螺旋油槽的深度和曲率半径，以调整供油量。
[0063]
本实用新型中，所述螺旋油槽3的圆弧形截面的半径r为1.0-3.0mm，所述螺旋油槽3的槽深h为0.4-1.6mm；所述螺旋油槽3的截面为圆弧形结构，且所述螺旋油槽3的槽深h与所述螺旋油槽3的圆弧形截面的半径r的比值为0.2-1.0；在此范围内，选择相应参数进行组合，可以调整螺旋油槽3的截面半径及槽深的数值来获得不同的螺旋油槽截面积，调整供油量。
[0064]
设计原理及设计结果：
[0065]
为了在曲轴的长轴部及短轴部与上轴承盖及下轴承盖之间产生足够的油膜厚度，形成有效润滑，起到支撑和减摩作用，需要在曲轴-轴承盖运动副上设置有润滑油，以产生足够的油膜厚度；为此采用在上轴承盖及下轴承盖的轴承内孔壁面上设计螺旋油槽，以便强化相应运动副接触面上的润滑。
[0066]
定义：曲轴转角的起始点为滑片4的上止点处，曲轴沿逆时针旋转，以气缸滑片槽处为基准点，以曲轴逆时针转动方向为正方向。
[0067]
在压缩机泵体中，曲轴的偏心部外圆表面套装有能够自由转动的滚动活塞2；曲轴旋转过程中，滚动活塞2的运动包括：以旋转角速度ω绕气缸中心转动和以旋转角速度ω
p
绕其自身中心线转动；其中，滚动活塞2转动过程中，作用在滚动活塞2上的外力包括作用在滚动活塞2上的气体力fg、滚动活塞2与滑片4的径向接触力fn、滚动活塞2与滑片4的切向接触力f
t
及滚动活塞2的旋转惯性力f
1p
，如附图4所示。
[0068]
所述作用在滚动活塞2上的所有阻力的合外力的作用线通过滚动活塞2的中心，构成偏心轴承的负载；所述作用在滚动活塞2上的所有阻力的合外力的大小与工质、工况及压缩机泵体的结构有关；而所述作用在滚动活塞2上的所有阻力的合外力方向主要与压缩机泵体的结构有关；其中，作用在滚动活塞上的合外力的受力方向局限在曲轴转角为92
°
～193
°
对应的轴承内孔壁面范围；作用在滚动活塞上的合外力大小在170～1980n之间；在不同条件下，作用在滚动活塞上的合外力大小随曲轴转角变化而变化的趋势是相同的。
[0069]
压缩机泵体的气体压缩过程中，需要克服气体压缩阻力、摩擦力等，其负载是首先作用在滚动活塞上，而后传递给曲轴的偏心部，再次传递给曲轴的长轴部及短轴部，最后由上轴承盖及下轴承盖承担，其负荷的受力方向在半径方向；负载所产生的力矩由电机产生动力矩克服，负载所产生的力由上轴承盖及下轴承盖支撑反力平衡；通过负荷来源分析，为平衡曲轴-滚动活塞机构所受的力，上轴承盖及下轴承盖对曲轴的长轴部及短轴部产生的支撑反力恰好与滚动活塞所受到的力方向相反，且大小相等，满足力和力矩的平衡；理想状态下，上轴承盖及下轴承盖受力的范围也局限在曲轴转角为92
°
～193
°
对应的轴承内孔壁面范围；即：在压缩机工作周期中压缩一周的情况下，上轴承盖及下轴承盖受力局限在曲轴转角为92
°
～193
°
对应的轴承内孔壁面范围，其他部位不会承受半径方向的力。
[0070]
根据上轴承盖及下轴承盖受力局限在曲轴转角为92
°
～193
°
对应的轴承内孔壁面范围，且在上轴承盖及下轴承盖的轴承内孔壁面的其他区域不会承受半径方向的力；因此，所述轴承内孔壁面的零受压区域为：在轴承内孔壁面上所述曲轴旋转过程中轴承内孔壁面受压区域之外的壁面区域，即所述轴承内孔壁面的零受压区域为曲轴转角为-88
°
～13
°
对应的轴承内孔壁面范围。
[0071]
本实用新型中，将所述螺旋油槽的起止角δγ与螺旋油槽在轴承内孔壁面的布设区域进行对比，若所述螺旋油槽的起止角δγ大于螺旋油槽在轴承内孔壁面的布设区域的
角度，即所述螺旋油槽的起止角δγ超出曲轴转角为-88
°
～13
°
对应的轴承内孔壁面范围时，将螺旋油槽的起始点向压缩机泵体的吸气侧移动预设距离，以确保螺旋油槽的终止点位于待设计螺旋油槽在轴承内孔壁面的布设区域内；可以在保证润滑的同时，不会对运动副表面磨损和局部受力产生显著影响。
[0072]
本实用新型中，当曲轴转角从0
°
旋转到57
°
时，所受力的大小徘徊在120n左右范围；而大于当曲轴转角57
°
以后，轴承内孔壁面所受力的大小上升较快，直至达到222
°
角时的峰值1980n；而后又随着转角变化快速减小；因此，待设计螺旋油槽的起始点向压缩机泵体的吸气侧移动的预设距离不超过曲轴转角57
°
对应的轴承内孔壁面区域。
[0073]
本实用新型还提供了一种压缩机泵体组件，包括上轴承盖、气缸、曲轴、滚动活塞2、滑片4及下轴承盖；所述上轴承盖密封设置在所述气缸的一端，所述下轴承盖设置在所述气缸的另一端；其中，所述上轴承盖及所述下轴承盖均采用所述的一种用于压缩机泵体的轴承盖结构；所述滚动活塞2设置在所述气缸的压缩腔内；所述曲轴，用于驱动所述滚动活塞2转动；所述滑片4与所述滚动活塞2相接；其中，所述滑片4的顶端端面与所述滚动活塞2相接，将气缸的压缩腔分隔为高压腔和低压腔。
[0074]
本实用新型中，将上轴承盖与下轴承盖分别连接于气缸的两端，将所述气缸的内孔密封为一气体空间；通过在气缸内设置滑片槽，并将滑片往复运动的设置在所述滑片槽内，利用所述滑片将气缸的内孔分割为吸气腔和排气腔；曲轴的一端与电机相连，作为动力源；曲轴的另一端与滚动活塞2相连，带动滚动活塞2在气缸内部转动；将轴承内孔壁面的零受压区域作为螺旋油槽的布设区域，避免了曲轴旋转过程中对螺旋油槽的磨损，确保曲轴-轴承盖运动副之间润滑作用的可靠性，有效降低了曲轴-轴承盖运动副功耗，提高了压缩机泵体的可靠性。
[0075]
上述实施例仅仅是能够实现本实用新型技术方案的实施方式之一，本实用新型所要求保护的范围并不仅仅受本实施例的限制，还包括在本实用新型所公开的技术范围内，任何熟悉本技术领域的技术人员所容易想到的变化、替换及其他实施方式。

技术特征：

1.一种用于压缩机泵体的轴承盖结构，其特征在于，包括轴承盖本体(1)；所述轴承盖本体(1)的中心设置有轴承内孔，所述轴承内孔的壁面预设区域内设置有螺旋油槽(3)；其中，所述轴承内孔的壁面预设区域为：轴承内孔壁面的零受压区域；具体的，所述轴承内孔壁面的零受压区域为：在轴承内孔壁面上，曲轴旋转过程中轴承内孔壁面受压区域之外的壁面区域。2.根据权利要求1所述的一种用于压缩机泵体的轴承盖结构，其特征在于，所述螺旋油槽(3)的截面为圆弧形结构，且所述螺旋油槽(3)的槽深h与所述螺旋油槽(3)的圆弧形截面的半径r的比值为0.2-1.0。3.根据权利要求2所述的一种用于压缩机泵体的轴承盖结构，其特征在于，所述螺旋油槽(3)的圆弧形截面的半径r为1.0-3.0mm。4.根据权利要求2所述的一种用于压缩机泵体的轴承盖结构，其特征在于，所述螺旋油槽(3)的槽深h为0.4-1.6mm。5.根据权利要求1所述的一种用于压缩机泵体的轴承盖结构，其特征在于，所述轴承内孔的壁面预设区域为：曲轴转角为-88
°
～13
°
对应的轴承内孔壁面范围。6.根据权利要求1所述的一种用于压缩机泵体的轴承盖结构，其特征在于，所述螺旋油槽(3)的油槽起止角δγ与所述轴承内孔的高度h以及所述螺旋油槽(3)的油槽螺距p相关。7.一种压缩机泵体组件，其特征在于，包括上轴承盖、气缸及下轴承盖；所述上轴承盖密封设置在所述气缸的一端，所述下轴承盖设置在所述气缸的另一端；其中，所述上轴承盖及所述下轴承盖均采用如权利要求1-6任意一项所述的一种用于压缩机泵体的轴承盖结构。8.根据权利要求7所述的一种压缩机泵体组件，其特征在于，还包括曲轴、滚动活塞(2)及滑片(4)；所述滚动活塞(2)设置在所述气缸的压缩腔内；所述曲轴，用于驱动所述滚动活塞(2)转动；所述滑片(4)与所述滚动活塞(2)相接；其中，所述滑片(4)的顶端端面与所述滚动活塞(2)相接，将气缸的压缩腔分隔为高压腔和低压腔。

技术总结

本实用新型公开了一种用于压缩机泵体的轴承盖结构及压缩机泵体组件，包括轴承盖本体；所述轴承盖本体的中心设置有轴承内孔，所述轴承内孔的壁面预设区域内设置有螺旋油槽；其中，所述轴承内孔的壁面预设区域为：轴承内孔壁面的零受压区域；具体的，所述轴承内孔壁面的零受压区域为：在轴承内孔壁面上，所述曲轴旋转过程中轴承内孔壁面受压区域之外的壁面区域；本实用新型将轴承内孔壁面的零受压区域作为螺旋油槽的布设区域，避免了曲轴旋转过程中对螺旋油槽的磨损，确保曲轴-轴承盖运动副之间润滑作用的可靠性，有效降低了曲轴-轴承盖运动副功耗，提高了压缩机泵体的可靠性。提高了压缩机泵体的可靠性。提高了压缩机泵体的可靠性。