本發(fā)明涉及壓縮機(jī)領(lǐng)域，特別涉及一種曲軸以及旋轉(zhuǎn)式壓縮機(jī)。

背景技術(shù)：

在旋轉(zhuǎn)式壓縮機(jī)中，摩擦損失是影響壓縮機(jī)性能以及可靠性的重要指標(biāo)，摩擦損失越小，壓縮機(jī)的性能系數(shù)COP(Coefficiency of Performance)越高，壓縮機(jī)的可靠性越好。其中，曲軸作為核心旋轉(zhuǎn)部件，其工作中產(chǎn)生的摩擦損失是壓縮機(jī)摩擦損失的主要來源之一。

因此，為了提升壓縮機(jī)的性能和可靠性，有必要對曲軸的結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化，以降低曲軸工作過程中的摩擦損失，從而降低壓縮機(jī)總的摩擦損失。

技術(shù)實現(xiàn)要素：

本發(fā)明的目的在于提供一種曲軸，以解決現(xiàn)有技術(shù)中旋轉(zhuǎn)式壓縮機(jī)摩擦損失過大問題，提升旋轉(zhuǎn)式壓縮機(jī)的性能和可靠性。

為實現(xiàn)上述目的，本發(fā)明提供了一種曲軸，包括長軸和短軸，且所述長軸的外徑與壓縮機(jī)殼體的內(nèi)徑的比值小于0.14且大于0.07，且所述短軸的外徑與所述壓縮機(jī)殼體的內(nèi)徑的比值小于或等于0.12且大于0.05。

優(yōu)選地，所述長軸的外徑與所述壓縮機(jī)殼體的內(nèi)徑的比值在0.075～0.134之間。

優(yōu)選地，所述長軸的外徑與所述壓縮機(jī)殼體的內(nèi)徑的比值在0.075～0.129之間。

優(yōu)選地，所述長軸的外徑與所述壓縮機(jī)殼體的內(nèi)徑的比值為0.075、0.119或0.129。

優(yōu)選地，所述短軸的外徑與所述壓縮機(jī)殼體的內(nèi)徑的比值在0.056～0.12之間。

優(yōu)選地，所述短軸的外徑與所述壓縮機(jī)殼體的內(nèi)徑的比值范圍在0.056～0.114之間。

優(yōu)選地，所述短軸的外徑與所述壓縮機(jī)殼體的內(nèi)徑的比值在0.056～0.109之間。

優(yōu)選地，所述短軸的外徑與所述壓縮機(jī)殼體的內(nèi)徑的比值為0.056、0.101或0.109。

為實現(xiàn)上述目的，本發(fā)明還提供了一種旋轉(zhuǎn)式壓縮機(jī)，包括如上任意一項所述的曲軸。

綜上所述，本發(fā)明的技術(shù)方案中，通過將曲軸的長軸的外徑與壓縮機(jī)殼體的內(nèi)徑的比值設(shè)在小于0.14且大于0.07，以及同時將曲軸的短軸與壓縮機(jī)殼體的內(nèi)徑的比值設(shè)在小于或等于0.12且大于0.05，整體上減小了曲軸工作過程中的接觸面面積，從而減少了曲軸工作時的摩擦損失，進(jìn)而提高了壓縮機(jī)的性能系數(shù)COP。

特別地，申請人研究發(fā)現(xiàn)“曲軸外徑過大會使摩擦損失過大，影響壓縮機(jī)性能，曲軸外徑過小會使得變形加劇，較大的變形量反而會使得磨耗驟增，并且加工等也變得困難”，故而，本發(fā)明的技術(shù)方案中，進(jìn)一步將長軸的外徑與壓縮機(jī)殼體的內(nèi)徑的比值設(shè)在0.075～0.129之間，并將短軸的外徑與壓縮機(jī)殼體的內(nèi)徑的比值設(shè)在0.056～0.109之間，如此，既可以避免上述研究發(fā)現(xiàn)的問題，又可以獲得COP的最佳范圍。

附圖說明

圖1是本發(fā)明實施例的曲軸以及壓縮機(jī)殼體的示意圖，其中曲軸設(shè)置在壓縮機(jī)殼體內(nèi)；

圖2～3是本發(fā)明實施例的曲軸外徑與壓縮機(jī)殼體內(nèi)徑的比值與壓縮機(jī)的性能系數(shù)COP的關(guān)系曲線圖，其中圖2中橫坐標(biāo)是長軸外徑與壓縮機(jī)殼體內(nèi)徑的比值，圖3中橫坐標(biāo)是短軸外徑與壓縮機(jī)殼體內(nèi)徑的比值。

附圖標(biāo)記說明如下：

1-曲軸；11-長軸；12-短軸；13-偏心部；

2-壓縮機(jī)殼體；21-內(nèi)腔；

3-旋轉(zhuǎn)式壓縮機(jī)；

Ds1-曲軸之長軸的外徑；

Dcs-壓縮機(jī)殼體的內(nèi)徑；

Ds2-曲軸之短軸的外徑。

具體實施方式

基于背景技術(shù)中所述，曲軸工作中產(chǎn)生的摩擦損失是壓縮機(jī)摩擦損失的主要來源之一。申請人研究發(fā)現(xiàn)，旋轉(zhuǎn)式壓縮機(jī)上使用的曲軸的外徑與壓縮機(jī)殼體的內(nèi)徑的比值與壓縮機(jī)性能系數(shù)COP存在關(guān)聯(lián)。當(dāng)旋轉(zhuǎn)式壓縮機(jī)上使用的曲軸之長軸的外徑與壓縮機(jī)殼體的內(nèi)徑的比值大于或等于0.14，且與此同時，曲軸之短軸的外徑與壓縮機(jī)殼體的內(nèi)徑的比值大于0.12時，曲軸外徑的摩擦損失占壓縮機(jī)全部摩擦損失的比例約為48％，故而，曲軸外徑的摩擦損失比較嚴(yán)重，較大影響了壓縮機(jī)性能。申請人進(jìn)一步研究發(fā)現(xiàn)，曲軸的外徑與壓縮機(jī)殼體的內(nèi)徑的比值與壓縮機(jī)性能系數(shù)COP大致呈正態(tài)分布的趨勢，通過合理調(diào)配曲軸之長軸的外徑與壓縮機(jī)殼體的內(nèi)徑的比值以及曲軸之短軸的外徑與壓縮機(jī)殼體的內(nèi)徑的比值，可以獲得較佳的性能系數(shù)COP，且同時能夠保證曲軸的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度并又便于加工。

基于上述研究發(fā)現(xiàn)，本發(fā)明提出了一種曲軸，以解決現(xiàn)有技術(shù)中曲軸摩擦損失比較大的問題。以下結(jié)合附圖1至圖3對本發(fā)明提出的曲軸以及旋轉(zhuǎn)式壓縮機(jī)作進(jìn)一步詳細(xì)說明。需說明的是，附圖均采用非常簡化的形式且均使用非精準(zhǔn)的比例，僅用以方便、明晰地輔助說明本發(fā)明實施例的目的。

如在本說明書和所附權(quán)利要求中所使用的，單數(shù)形式“一”、“一個”以及“該”包括復(fù)數(shù)對象，除非內(nèi)容另外明確指出外。如在本說明書和所附權(quán)利要求中所使用的，術(shù)語“或”通常是以包括“和/或”的含義而進(jìn)行使用的，除非內(nèi)容另外明確指出外。

如圖1所示，其是本發(fā)明實施例的曲軸的示意圖，本實施例的曲軸特別是旋轉(zhuǎn)式壓縮機(jī)上使用的曲軸。在旋轉(zhuǎn)式壓縮機(jī)中，壓縮機(jī)構(gòu)位于電動機(jī)構(gòu)的下方，因此，曲軸的短軸部分位于下部，而長軸位于上部。

本實施例的曲軸1包括長軸11和短軸12，所述長軸11和短軸12分別是具有相等外徑的圓柱形軸體。特別的，所述長軸11的外徑Ds1與壓縮機(jī)殼體2的內(nèi)徑Dcs的比值，以及所述短軸12的外徑Ds2與壓縮機(jī)殼體2的內(nèi)徑Dcs的比值，分別滿足以下關(guān)系：

0.07＜Ds1/Dcs＜0.14，0.05＜Ds2/Dcs≤0.12 (1)

在式(1)中，在壓縮機(jī)殼體2的內(nèi)徑Dcs一定的情況下，壓縮機(jī)的主要摩擦損失發(fā)生在曲軸1上，特別發(fā)生在用于安裝壓縮機(jī)構(gòu)的短軸12上以及用于安裝電動機(jī)構(gòu)的長軸11上，因此，將長軸11和短軸12的外徑同時減小，即可減小曲軸1工作時與安裝部件之間的接觸面積，進(jìn)而減小摩擦損失，提升壓縮機(jī)的性能系數(shù)COP。

本實施例中，所述壓縮機(jī)殼體2具有內(nèi)腔21，所述內(nèi)腔21整體呈圓柱形，且所述內(nèi)腔21的兩個相對底面呈弧形。所述內(nèi)腔21呈圓柱形的那部分的內(nèi)徑為本實施例的壓縮機(jī)殼體2的內(nèi)徑Dcs。

進(jìn)一步，申請人經(jīng)過長期研究發(fā)現(xiàn)得到圖2和圖3所示的曲軸的外徑與壓縮機(jī)殼體的內(nèi)徑的比值與COP的關(guān)系圖。圖2～3中，縱坐標(biāo)指示的是性能系數(shù)COP，其中，圖2示出的橫坐標(biāo)指示的是長軸11的外徑Ds1與壓縮機(jī)殼體2的內(nèi)徑Dcs的比值Ds1/Dcs，圖3示出的橫坐標(biāo)指示的是短軸12的外徑Ds2與壓縮機(jī)殼體2的內(nèi)徑Dcs的比值Ds2Dcs。需要說明的是，圖2和圖3示出的COP曲線皆是同一條COP曲線，其由Ds1/Dcs和Ds2/Dcs共同確定，本文中，為了便于說明和描述，而通過不同的橫坐標(biāo)示出，但并不意味著COP可以由Ds1/Dcs和Ds2/Dcs中其中之一得到。

進(jìn)而，由圖2～3可見，曲軸1的外徑與壓縮機(jī)殼體2的內(nèi)徑的比值與COP整體上呈正態(tài)分布的關(guān)系。

更進(jìn)一步，申請人在綜合考慮“曲軸外徑過大會使摩擦損失過大，影響壓縮機(jī)性能，曲軸外徑過小會使得變形加劇，較大的變形量反而會使得磨耗驟增，并且加工等也變得困難等問題”后，將長軸11的外徑Ds1以及短軸12的外徑Ds2與壓縮機(jī)殼體2的內(nèi)徑Dcs的比值分別設(shè)定在滿足以下關(guān)系：

0.075≤Ds1/Dcs≤0.134，0.056≤Ds2/Dcs≤0.12 (2)

在式(2)中，更優(yōu)選0.056≤Ds2/Dcs≤0.114 (3)

進(jìn)一步地，長軸11的外徑Ds1以及短軸12的外徑Ds2與壓縮機(jī)殼體2的內(nèi)徑Dcs的比值，優(yōu)選滿足以下關(guān)系：

0.075≤Ds1/Dcs≤0.129，0.056≤Ds2/Dcs≤0.109 (4)

如圖2～3所示，當(dāng)Ds1/Dcs的比值在0.075至0.129的范圍內(nèi)，且結(jié)合Ds2/Dcs的比值在0.056至0.109的范圍內(nèi)時，COP處在最佳范圍，而且，在這些范圍內(nèi)的比值，不但曲軸1整體的剛性好，而且也便于加工曲軸1。

更進(jìn)一步地，Ds1/Dcs的比值較佳地選擇在0.075、0.119或0.129。Ds2/Dcs的比值優(yōu)選在0.056、0.101或0.109。

為了說明本實施例的曲軸的性能，本實施例對曲軸作了相應(yīng)的測試，以驗證壓縮機(jī)性能的改善情況。以下實施方式將具體說明曲軸及其對應(yīng)的測試結(jié)果。下述表中給出了在特定內(nèi)徑(107mm)的壓縮機(jī)殼體下，采用兩種不同外徑的曲軸對于COP的改善狀況。

第一種曲軸中：Ds1/Dcs的比值設(shè)定為0.149，同時Ds2/Dcs的比值設(shè)定為0.131。

第二種曲軸中：Ds1/Dcs的比值設(shè)定為0.119，同時Ds2/Dcs的比值設(shè)定為0.101。

進(jìn)而，申請人通過對上述兩種曲軸進(jìn)行實際測量，得到：采用第二種曲軸時的COP相比于采用第一種曲軸時的COP提高了1.2％，例如采用第一種曲軸時的COP為1，則采用第二種曲軸時的COP為1.012。

繼而，毫無疑問地，采用本實施例的曲軸對應(yīng)的COP明顯高于現(xiàn)有技術(shù)的曲軸對應(yīng)的COP。因而，本實施例壓縮機(jī)的性能明顯提升。需要說明的是，為了確保試驗的準(zhǔn)確性，試驗過程中的工況設(shè)置為相同。

此外，繼續(xù)參考圖1，所述曲軸1還包括偏心部13，所述偏心部13設(shè)置在長軸11上，或者設(shè)置在短軸12上，也可以同時設(shè)置在長軸11和短軸12上。所述偏心部13主要用于套設(shè)滾子，以在曲軸1的帶動下沿氣缸內(nèi)壁滾動，從而對氣體進(jìn)行壓縮。

承上，本實施例還提供了一種包括上述曲軸1的旋轉(zhuǎn)式壓縮機(jī)3。所述曲軸1設(shè)置于旋轉(zhuǎn)式壓縮機(jī)3的壓縮機(jī)殼體2內(nèi)，可在上下軸承的支撐下做高速旋轉(zhuǎn)運(yùn)動，使得壓縮機(jī)構(gòu)壓縮氣體做功。由于本實施例的旋轉(zhuǎn)式壓縮機(jī)3采用本實施例的曲軸1，故而由曲軸1帶來的有益效果，請相應(yīng)參考上述實施例。

綜上所述，本發(fā)明的技術(shù)方案中，通過將曲軸的長軸的外徑與壓縮機(jī)殼體的內(nèi)徑的比值設(shè)在小于0.14且大于0.07，以及同時將曲軸的短軸與壓縮機(jī)殼體的內(nèi)徑的比值設(shè)在小于0.12且大于0.05，整體上減小了曲軸工作過程中的接觸面面積，從而減少了曲軸工作時的摩擦損失，進(jìn)而提高了壓縮機(jī)的性能系數(shù)COP。

特別地，本發(fā)明的技術(shù)方案中，進(jìn)一步將長軸的外徑與壓縮機(jī)殼體的內(nèi)徑的比值設(shè)在0.075～0.129之間，并將短軸的外徑與壓縮機(jī)殼體的內(nèi)徑的比值設(shè)在0.056～0.109之間，如此，不僅可以獲得COP的最佳范圍，而且可以避免曲軸外徑過大所造成的摩擦損失過大問題，另可以避免曲軸外徑過小所引起的磨耗增大問題，還可以降低曲軸的加工難度。

上述描述僅是對本發(fā)明較佳實施例的描述，并非對本發(fā)明范圍的任何限定，本發(fā)明領(lǐng)域的普通技術(shù)人員根據(jù)上述揭示內(nèi)容做的任何變更、修飾，均屬于權(quán)利要求書的保護(hù)范圍。