[发明专利]锥孔轴承结构的超高效单支承压缩机

说明书

技术领域

本发明涉及压缩机技术领域，具体涉及一种超高效单支承压缩机轴承结构。

背景技术

压缩机机械磨擦副的磨擦对压缩机的效率有重要的影响，压缩机设计都在尽可能地减少摩擦来提升效率。然而对于超高效单支承压缩机而言，由于曲轴在压缩机连杆力的作用下会发生倾斜，使得曲轴长轴圆柱面和曲轴孔圆柱面在投影方向形成一个夹角即曲轴长轴圆柱面和曲轴孔圆柱面之间形成一个倾斜角，进而使得油压呈单侧分布，这样就会降低压缩机的可靠性和工作效率。目前，对于负载相对较小的超高效单支承压缩机，通常只是通过减小曲轴长轴外径来减少纯流体摩擦功率以提升效率，如R600a超高效单支承压缩机的曲轴长轴外径由早期的φ16减小到φ14，甚至φ12，但由于结构设计、润滑、可靠性等多方面原因，很难再通过进一步减小曲轴长轴外径来减少摩擦以提升压缩机效率；而对于负载相对较高的超高效单支承压缩机，减小曲轴长轴外径会带来边缘磨损失效问题，例如将R134a超高效单支承压缩机的曲轴长轴外径由φ16减小到φ14时便会出现边缘磨损失效现象，即使是通过增加轴承长度的方式来增加受力面积仍然解决不了边缘磨损失效现象。因此，如何在保证超高效单支承压缩机的可靠性前题下进一步提升其工作效率是一道技术难题。

本发明所要解决的技术问题在于怎样进一步地减少磨擦以提升效率，提供一种效率更高的超高效单支承压缩机。

为了解决上述技术问题，本发明所采用的解决方案是：一种锥孔轴承结构的超高效单支承压缩机，包括曲轴及曲轴箱，其特征在于：曲轴箱的曲轴孔上端为锥孔。将曲轴箱的曲轴孔上端设计成锥孔形状，可以改善油压的分布形态从而减少磨擦，在保证超高效单支承压缩机的可靠性前题下进一步提升其工作效率。

根据负载的不同，曲轴箱的曲轴孔可以分成二段，即上端采用锥孔，下端采用圆柱孔或者锥孔，也可以分成三段，即两端为锥孔，中间为圆柱孔；当上端锥孔锥度和下端锥孔锥度与曲轴在连杆力的作用下发生倾斜角度设计成相吻合情况时，使得油压分布由原来的单侧分布转为正态分布，经过加速寿命试验验证表明，此种设计可以有效地解决R134a压缩机在曲轴长轴直径φa由φ16减小到φ14情况下出现的边缘磨损失效现象，并有效提升了R134a压缩机效率；而对于R600a压缩机，当采用锥孔轴承结构（锥孔小端直径大于或等于圆柱孔直径），由于它的纯流体磨擦功比现有圆柱轴承的纯流体磨擦功要小，亦能有效提升效率。

本发明由于采用了上述技术方案，它利用锥孔轴承结构使得压缩机产生以下显著效果：

1、使R134a压缩机的效率提高2.0％以上；

2、对于R600a压缩机，如果上端锥孔锥度和下端锥孔锥度与曲轴在连杆力的作用下发生倾斜的角度设计成相吻合，且在保证可靠性的前提下减短轴承长度，压缩机效率可以提高2.0％以上，如果不设计成吻合，压缩机可以效率提升1％以上。

附图说明

图1是现有技术中的圆柱轴承工作示意图；

图2是本发明锥孔轴承一种工作情况示意图；

图3是本发明锥孔轴承第一种实施方案；

图4是本发明锥孔轴承第二种实施方案。

具体实施方式

现有技术的情况如图1所示：曲轴1在压缩机连杆力F1的作用下发生倾斜a°，即曲轴长轴圆柱面1a和曲轴箱2的曲轴孔圆柱面2a，在投影方向的夹角，其中F3＝F1+F2，其中力F3最大。由于倾斜角a°的原因使得油压呈单侧分布，如图1的右侧所示。

本发明第一种实施方案主要应用于R134a压缩机效率的提升。如图3所示，曲轴箱2的曲轴孔分成三段，即两端为锥孔，中间为圆柱孔，上端锥孔锥度为b°，锥孔长度为b，锥孔起始内径为φb，锥孔末端内径为φb＋c，中间段为圆柱孔内径为φb，圆柱孔长度为h，下端锥孔锥度为C°，起始内径为φb，锥孔末端内径为φb＋d。上端锥孔锥度b°和下端锥孔锥度C°与曲轴1在连杆力F1的作用下发生倾斜角度为a°设计成相吻合即曲轴长轴轴承表面1a、1b分别与曲轴箱锥孔表面2c、2b在投影方向轮廓线在相应位置平行贴合，这样使得油压分布由原来的单侧分布转为正态分布，可靠性得到提高，有效的解决了R134a压缩机实现曲轴长轴直径φa由φ16减小到φ14出现的边缘磨损失效现象，并且通过加速寿命试验验证了其正确性，有效了提升了R134a压缩机效率。

本发明第二种实施方案主要应用于R600a压缩机效率的提升。如图4所示，曲轴箱2的曲轴孔分成三段，即两端为锥孔，中间为圆柱孔，上端锥孔锥度为b°，曲轴1的长轴轴承长度b减短到b－K，锥孔起始内径为φb，锥孔末端内径为φb＋c;中间段为圆柱孔内径为φb，圆柱孔长度为h;下端锥孔锥度为C°，曲轴1的长轴轴承长度c减短到c-m，起始内径为φb，锥孔末端内径为φb＋d。当上端锥孔锥度b°和下端锥孔锥度C°与曲轴1在连杆力F1的作用下发生倾斜角度为a°设计成相吻合, 油压呈正态分布，曲轴长轴外径为φa（目前最小为φ12），由于油压呈正态分布使得可靠性提高，这样使得R600a曲轴长轴的轴承长度b和C设计的更小（即b－k和c-m），纯流体磨擦功率进一步减少，再加上锥孔轴承速度梯度减少而带来的纯流体磨擦功率减小，使得效率得到提升更加明显。这样解决了R600a压缩机由于多种原因使得曲轴长轴承直径很难再减小的情况下，实现了压缩机效率的再次提升。对于R600a的压缩机由于其负载远远小于R134a压缩机，在目前使用的曲轴上不存在边缘磨损的问题，设计锥孔轴承时，上端锥孔锥度b°和下端锥孔锥度C°与曲轴1在连杆力F1的作用下发生倾斜角度为a°可以设计成相吻合，也可以设计成不相吻合，都能减少磨擦，这主要是由于采用锥孔轴承后其锥孔端流体的速度梯度比圆柱轴承相应位置流体的速度梯度更小（圆柱孔内径为φb，圆锥孔起始内径为φb，终止内径为φb＋c，这样圆锥孔与曲轴长轴之间是一个变间隙且其间隙均大于原来的圆柱孔即图1中的φb，虽然单纯的增加圆柱孔的内径可以减少润滑油的速度梯度，但会整体增加曲轴长轴与曲轴箱曲轴孔间隙，由于目前曲轴采用的是螺旋油槽上油，这样会降低曲轴润滑油的上油高度影响润滑，而锥孔轴承是利用锥孔这一特定形状以递增的方式增加间隙，这样上油孔的位置就可以设计在锥孔的下端面，从而解决因间隙增加过大带来的上油问题，使纯流体磨擦功率下降，提升效率。但是如果上端锥孔锥度b°和下端锥孔锥度C°与曲轴1在连杆力F1的作用下发生倾斜角度a°不设计成相吻合，其油压仍然是单侧分布，可靠性就不会得到提高，这样R600a曲轴长轴的轴承长度b和C就很难设计得更短，其效率提高仅仅是由于锥孔轴承速度梯度减少来实现。