本發(fā)明涉及一種旋葉式汽車空調(diào)壓縮機(jī)的泵，特別涉及一種高性能、低功耗的旋葉式汽車空調(diào)壓縮機(jī)的泵結(jié)構(gòu)。

背景技術(shù)：

旋葉式汽車空調(diào)壓縮機(jī)的“泵”部分主要由缸體、前軸承、后軸承、轉(zhuǎn)子軸和5個(gè)葉片組成，具體結(jié)構(gòu)如圖1所示。其中，缸體采用非圓形對稱結(jié)構(gòu)，吸、排氣口對稱排列。轉(zhuǎn)子軸帶動5個(gè)葉片每旋轉(zhuǎn)一周，對冷媒工質(zhì)實(shí)現(xiàn)吸、排氣10次，排氣壓力平穩(wěn)，脈動低。由于缸體采用了對稱設(shè)計(jì)，轉(zhuǎn)子軸在缸體中心平衡運(yùn)轉(zhuǎn)，壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速最高可達(dá)8000rpm以上，與渦旋壓縮機(jī)相當(dāng)。

如何通過結(jié)構(gòu)調(diào)整，使壓縮機(jī)泵得到最佳的能耗比(cop)、低的噪聲和長時(shí)間的工作壽命是本領(lǐng)域亟待解決的問題。

技術(shù)實(shí)現(xiàn)要素：

針對現(xiàn)有技術(shù)中旋葉式汽車空調(diào)壓縮機(jī)泵存在的上述問題，本發(fā)明提供一種高性能、低功耗的旋葉式汽車空調(diào)壓縮機(jī)泵。

本發(fā)明的技術(shù)方案如下：

旋葉式汽車空調(diào)壓縮機(jī)泵，包括缸體、前軸承、后軸承、轉(zhuǎn)子軸和葉片，所述缸體采用橢圓結(jié)構(gòu)，所述轉(zhuǎn)子軸在缸體中心平衡運(yùn)轉(zhuǎn)，所述轉(zhuǎn)子軸外壁和缸體內(nèi)壁所圍成的面積滿足r＝a+bsin²θ，其中，r為缸體半徑，a為常數(shù)因子，b為系數(shù)因子。

作為本發(fā)明的進(jìn)一步改進(jìn)，所述常數(shù)因子a的取值范圍是23～25。

作為本發(fā)明的進(jìn)一步改進(jìn)，所述系數(shù)因子b的取值范圍是8.6～8.7。

作為本發(fā)明的進(jìn)一步改進(jìn)，所述葉片的數(shù)量為5個(gè)，所述轉(zhuǎn)子軸帶動5個(gè)葉片每旋轉(zhuǎn)一周，對冷媒工質(zhì)實(shí)現(xiàn)吸、排氣10次。

本發(fā)明的有益效果如下：

本發(fā)明通過合理設(shè)計(jì)旋葉式汽車空調(diào)壓縮機(jī)中的泵結(jié)構(gòu)，使壓縮機(jī)泵具備最佳的能耗比，同時(shí)，本發(fā)明的旋葉式汽車空調(diào)壓縮機(jī)泵還具有低噪聲和工作壽命長的優(yōu)點(diǎn)。

附圖說明

圖1是現(xiàn)有技術(shù)中旋葉式汽車空調(diào)壓縮機(jī)泵的結(jié)構(gòu)示意圖；

圖2是能耗比隨系數(shù)因子b的變化曲線圖。

圖中：1、葉片；2、轉(zhuǎn)子軸；3、第一吸氣口；4、第一排氣口；5、后軸承；6、缸體；7、第二排氣口；8、第二吸氣口。

具體實(shí)施方式

下面結(jié)合附圖對本發(fā)明作進(jìn)一步詳細(xì)說明。

本發(fā)明的旋葉式汽車空調(diào)壓縮機(jī)泵的結(jié)構(gòu)如圖1所示，旋葉式汽車空調(diào)壓縮機(jī)的“泵”部分主要由缸體、前軸承、后軸承、轉(zhuǎn)子軸和5個(gè)葉片組成。其中，缸體采用非圓形對稱結(jié)構(gòu)，吸、排氣口對稱排列。轉(zhuǎn)子軸帶動5個(gè)葉片每旋轉(zhuǎn)一周，對冷媒工質(zhì)實(shí)現(xiàn)吸、排氣10次，排氣壓力平穩(wěn)，脈動低。由于缸體采用了對稱設(shè)計(jì)，轉(zhuǎn)子軸在缸體中心平衡運(yùn)轉(zhuǎn)，壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速最高可達(dá)8000rpm以上，與渦旋壓縮機(jī)相當(dāng)。

缸體型線方程式是旋葉式汽車空調(diào)壓縮機(jī)的核心，方程式的優(yōu)越直接影響著壓縮機(jī)的性能、功耗、運(yùn)行噪聲以及葉片等零件的工作壽命。如圖1所示，壓縮機(jī)的排量直接由缸體型線方程式加工出的陰影面積確定：在缸體高度一定的情況下，陰影面積越大，壓縮機(jī)排量(容積)越大，制冷量越高。但方程式面積越大，卻會導(dǎo)致功耗和噪聲等問題產(chǎn)生，并非是越大越好。合理的方程式，將會使壓縮機(jī)得到最佳的能耗比(cop)，低的噪聲和長時(shí)間的工作壽命。

康普瑞旋葉式汽車空調(diào)壓縮機(jī)缸體型線方程式采用正弦函數(shù)，形狀類似橢圓形，非常適用于小排量高壓縮比的壓縮機(jī)，方程式基本公式為：r＝a+bsin²θ(注：r為缸體半徑，a為常數(shù)因子，b為系數(shù)因子)。正弦函數(shù)的特點(diǎn)是0°和180°處曲率半徑變化小，缸體半徑相對較“一致”，可與轉(zhuǎn)子軸的圓弧面形成密封面，實(shí)現(xiàn)吸氣區(qū)與排氣區(qū)的隔離。

根據(jù)理論和實(shí)踐經(jīng)驗(yàn)，旋葉式汽車空調(diào)壓縮機(jī)的排量主要由缸體型線方程式r＝a+bsin²θ的因子a確定，而因子b則對壓縮機(jī)的能耗比(cop)和運(yùn)行噪聲有重要影響。

旋葉式壓縮機(jī)的特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡單，體積小，適用于中、小排量汽車，其排量以40cc～150cc為宜。排量過小時(shí)，葉片不足以在離心力作用下甩出；而排量過大時(shí)，壓縮機(jī)的重量和體積將會增加很多，不利于汽車的安裝和輕量化要求。

旋葉式汽車空調(diào)壓縮機(jī)的理想工作轉(zhuǎn)速為1000rpm～4000rpm，轉(zhuǎn)速低，壓縮機(jī)容積效率不理想；反之，高轉(zhuǎn)速會導(dǎo)致壓縮機(jī)噪聲方面的抱怨。在上述轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，缸體型線方程式r＝a+bsin²θ的因子a理想范圍為23～25。

缸體型線方程式r＝a+bsin²θ的因子b則決定了型線的形狀，影響著葉片與缸體內(nèi)壁貼合運(yùn)行的可靠性、噪聲和整機(jī)功率消耗。

由圖2可以看出，當(dāng)缸體型線方程式r＝a+bsin²θ中因子a為一常數(shù)條件下，壓縮機(jī)的能耗比(cop)隨著因子b的值變化呈現(xiàn)出拋物線變化趨勢，并在8.6附件達(dá)到峰值。試驗(yàn)數(shù)據(jù)顯示：當(dāng)因子b取8.6時(shí)，96cc排量旋葉式壓縮機(jī)性能如表1：

表1

表1顯示的數(shù)據(jù)，無論cop或者噪聲，均優(yōu)于國內(nèi)外同類產(chǎn)品水平。綜合旋葉式汽車壓縮機(jī)排量和制造精度考慮，確定缸體型線r＝a+bsin²θ中因子b的范圍為8.6～8.7。

以上所述僅為本發(fā)明的較佳實(shí)施例而已，并不用以限制本發(fā)明。凡在本發(fā)明的精神和原則之內(nèi)所作的任何修改、等同替換和改進(jìn)等，均應(yīng)包含在本發(fā)明的保護(hù)范圍之內(nèi)。

技術(shù)特征：

技術(shù)總結(jié)
本發(fā)明公開了一種旋葉式汽車空調(diào)壓縮機(jī)泵，包括缸體、前軸承、后軸承、轉(zhuǎn)子軸和葉片，所述缸體采用橢圓結(jié)構(gòu)，所述轉(zhuǎn)子軸在缸體中心平衡運(yùn)轉(zhuǎn)，其特征在于：所述轉(zhuǎn)子軸外壁和缸體內(nèi)壁所圍成的面積滿足R＝A+Bsin2θ，其中，R為缸體半徑，A為常數(shù)因子，B為系數(shù)因子。常數(shù)因子A的取值范圍是23～25。系數(shù)因子B的取值范圍是8.6～8.7。本發(fā)明通過合理設(shè)計(jì)旋葉式汽車空調(diào)壓縮機(jī)中的泵結(jié)構(gòu)，使壓縮機(jī)泵具備最佳的能耗比，同時(shí)，本發(fā)明的旋葉式汽車空調(diào)壓縮機(jī)泵還具有低噪聲和工作壽命長的優(yōu)點(diǎn)。

技術(shù)研發(fā)人員：馬炳新
受保護(hù)的技術(shù)使用者：常州康普瑞汽車空調(diào)有限公司
技術(shù)研發(fā)日：2017.01.09
技術(shù)公布日：2017.08.22