低背压旋转式压缩机.pdf

本发明公开了一种低背压旋转式压缩机，包括：壳体、压缩机构、用于对从气缸排出的冷媒进行油气分离的油分离器、用于盛放油分离器分离出来的润滑油的油池。压缩机构包括气缸组件、活塞、滑片、主轴承和副轴承，气缸具有滑片腔，滑片腔具有供油孔，滑片往复移动时滑片的尾端伸入或伸出滑片腔以使得滑片腔的内部容积在最大容积V2和最小容积V1之间发生变化。油池通过滑片供油路径与供油孔连通，其中最大容积V2和最小容积V1的比值满足如下关系：35％≤V1/V2≤85％。根据本发明的低背压旋转式压缩机，滑片腔的压力波动不会过大或过小，能保证滑片与活塞的紧贴密封，在较好的满足滑片的受力需要的同时，实现较好的压缩机性能。

权利要求书
1.  一种低背压旋转式压缩机，其特征在于，包括：
壳体，所述壳体上设有排气口和回气口；
压缩机构，所述压缩机构设在所述壳体内，所述压缩机构包括气缸组件、活塞、滑片、 主轴承和副轴承，所述主轴承和所述副轴承分别设在所述气缸组件的两端面上，所述气缸 组件包括至少一个气缸，每个所述气缸内设有一个所述活塞，所述滑片的先端止抵在所述 活塞的外周壁上，所述气缸还具有滑片腔，所述滑片腔具有供油孔，所述滑片往复移动时 所述滑片的尾端伸入或伸出所述滑片腔以使得所述滑片腔的内部容积在最大容积V2和最 小容积V1之间发生变化；
用于对从所述气缸排出的冷媒进行油气分离的油分离器；
用于盛放所述油分离器分离出来的润滑油的油池，所述油池通过滑片供油路径与所述 供油孔连通，其中所述最大容积V2和所述最小容积V1的比值满足如下关系：35％≤V1/V2 ≤85％。

2.  根据权利要求1所述的低背压旋转式压缩机，其特征在于，所述最大容积V2和所 述最小容积V1的比值满足如下关系：50％≤V1/V2≤70％。

3.  根据权利要求1所述的低背压旋转式压缩机，其特征在于，所述供油孔的最下端到 所述滑片腔的底壁的竖向距离为d，相应的所述气缸的高度为H，其中0≤d≤0.8H。

4.  根据权利要求3所述的低背压旋转式压缩机，其特征在于，所述供油孔的面积S3 与所述滑片腔的最小容积V1的比值满足如下关系：0.1≤S3/V1≤10.5。

5.  根据权利要求4所述的低背压旋转式压缩机，其特征在于，所述供油孔的面积S3 与所述滑片腔的最小容积V1的比值满足如下关系：2≤S3/V1≤6.5。

6.  根据权利要求1所述的低背压旋转式压缩机，其特征在于，所述供油路径的入口的 面积为S1，所述供油路径的最小流通面积为S2，所述S1、S2和S3满足如下关系：S2≤S1， S2≤S3。

7.  根据权利要求1所述的低背压旋转式压缩机，其特征在于，所述供油孔设置在所述 滑片腔的顶部，所述供油孔的面积S3与所述滑片腔的最小容积V1的比值满足如下关系： S3/V1≥4.5。

8.  根据权利要求1所述的低背压旋转式压缩机，其特征在于，所述油分离器设置在所 述壳体外和/或设在所述压缩机构内。

9.  根据权利要求1所述的低背压旋转式压缩机，其特征在于，所述气缸组件包括上气 缸、下气缸和中隔板，所述中隔板设在所述上气缸和所述下气缸之间，所述上气缸的滑片 腔和所述下气缸的滑片腔分别与所述油池连通。

10.  根据权利要求9所述的低背压旋转式压缩机，其特征在于，所述上气缸的滑片腔 和所述下气缸的滑片腔通过贯穿所述中隔板的中间供油路径连通。

11.  根据权利要求10所述的低背压旋转式压缩机，其特征在于，所述中间供油路径的 位于所述上气缸的滑片腔的开口面积为S4，所述中间供油路径的位于所述下气缸的滑片腔 的开口面积为S5，所述S4≥S5。

说明书低背压旋转式压缩机
技术领域
本发明涉及压缩机领域，尤其是涉及一种低背压旋转式压缩机。
背景技术
低背压旋转式压缩机中，由于壳体内部为低压的吸气压力环境，作用于滑片尾端的气 体力不足以保证滑片先端与活塞外径的紧密接触，因此，需要将滑片尾端所在的区域设计 形成与壳体内径密封分隔的滑片腔，并给滑片腔提供相对的高压环境，以保证滑片先端与 活塞外径的紧密接触。并且，由于滑片腔需要与壳体内部密封分隔，无法利用壳体内部的 油池实现润滑，因此，还需要设计合理的滑片腔供油路径，来保证滑片的润滑与密封。
另外，在密闭的滑片腔中，由于滑片的往复运动，滑片腔的容积也会随之周期性变化， 在这种变化过程中，当滑片腔的容积最小时，滑片腔的压力存在最大值，而当滑片腔的容 积最大时，滑片腔的压力存在最小值。若滑片腔的结构容积设计不合理，可能会出现当滑 片腔的最大压力过大时，带来压缩机的功耗上升，甚至导致电流异常大使电机跳停，也可 能会出现当滑片腔的最小压力过小时，无法保证滑片先端与活塞外径的紧密接触，导致滑 片与活塞出现撞击产生异常音和异常磨损，并且出现泄漏导致压缩机性能恶化。
发明内容
本发明旨在至少在一定程度上解决相关技术中的技术问题之一。为此，本发明提出一 种低背压旋转式压缩机，滑片腔的压力波动不会过大或过小。
根据本发明实施例的低背压旋转式压缩机，包括：壳体，所述壳体上设有排气口和回 气口；压缩机构，所述压缩机构设在所述壳体内，所述压缩机构包括气缸组件、活塞、滑 片、主轴承和副轴承，所述主轴承和所述副轴承分别设在所述气缸组件的两端面上，所述 气缸组件包括至少一个气缸，每个所述气缸内设有一个所述活塞，所述滑片的先端止抵在 所述活塞的外周壁上，所述气缸还具有滑片腔，所述滑片腔具有供油孔，所述滑片往复移 动时所述滑片的尾端伸入或伸出所述滑片腔以使得所述滑片腔的内部容积在最大容积V2 和最小容积V1之间发生变化；用于对从所述气缸排出的冷媒进行油气分离的油分离器；用 于盛放所述油分离器分离出来的润滑油的油池，所述油池通过滑片供油路径与所述供油孔 连通，其中所述最大容积V2和所述最小容积V1的比值满足如下关系：35％≤V1/V2≤85％。
根据本发明实施例的低背压旋转式压缩机，通过使得滑片腔的最大容积V2和最小容积 V1的比值满足如下关系：35％≤V1/V2≤85％，因此滑片腔的压力波动不会过大或过小，能 保证滑片与活塞的紧贴密封，从而在较好的满足滑片的受力需要的同时，实现较好的压缩 机性能。
优选地，所述最大容积V2和所述最小容积V1的比值满足如下关系：50％≤V1/V2≤70％。
在本发明的一些实施例中，所述供油孔的最下端到所述滑片腔的底壁的竖向距离为d， 相应的所述气缸的高度为H，其中0≤d≤0.8H。
优选地，所述供油孔的面积S3与所述滑片腔的最小容积V1的比值满足如下关系：0.1 ≤S3/V1≤10.5。
进一步优选地，所述供油孔的面积S3与所述滑片腔的最小容积V1的比值满足如下关 系：2≤S3/V1≤6.5。
根据本发明的一些实施例，所述供油路径的入口的面积为S1，所述供油路径的最小流 通面积为S2，所述S1、S2和S3满足如下关系：S2≤S1，S2≤S3。
在本发明的一些实施例中，所述供油孔设置在所述滑片腔的顶部，所述供油孔的面积 S3与所述滑片腔的最小容积V1的比值满足如下关系：S3/V1≥4.5。
根据本发明的具体实施例，所述油分离器设置在所述壳体外和/或设在所述压缩机构 内。
在本发明的一些具体实施例中，所述气缸组件包括上气缸、下气缸和中隔板，所述中 隔板设在所述上气缸和所述下气缸之间，所述上气缸的滑片腔和所述下气缸的滑片腔分别 与所述油池连通。
进一步地，所述上气缸的滑片腔和所述下气缸的滑片腔通过贯穿所述中隔板的中间供 油路径连通。
优选地，所述中间供油路径的位于所述上气缸的滑片腔的开口面积为S4，所述中间供 油路径的位于所述下气缸的滑片腔的开口面积为S5，所述S4≥S5。
附图说明
图1为根据本发明一个实施例的低背压旋转式压缩机的示意图，其中压缩机为单缸压 缩机；
图2为根据本发明实施例的副轴承上的滑片供油路径的示意图；
图3为根据本发明实施例的气缸、滑片和活塞的配合示意图，其中滑片腔的内部容积 处于最小容积状态；
图4为根据本发明实施例的气缸、滑片和活塞的配合示意图，其中滑片腔的内部容积 处于最大容积状态；
图5为根据本发明另一个实施例的低背压旋转式压缩机的示意图，其中压缩机为单缸 压缩机；
图6为根据本发明一个实施例的低背压旋转式压缩机的示意图，其中压缩机为双缸压 缩机；
图7为根据本发明另一个实施例的低背压旋转式压缩机的示意图，其中压缩机为双缸 压缩机；
图8为根据本发明再一个实施例的低背压旋转式压缩机的示意图，其中压缩机为双缸 压缩机；
图9为根据本发明又一个实施例的低背压旋转式压缩机的示意图，其中压缩机为双缸 压缩机；
图10为滑片腔容积变化曲线图；
图11为滑片腔压力波动趋势示意图；
图12为曲轴的受力示意图；
图13为根据本发明实施例的滑片腔的最大容积V2和最小容积V1的比值与压缩机的能 效比之间的关系示意图。
附图标记：
100为低背压旋转式压缩机，1为壳体内部空间，2为滑片腔，3为滑片供油路径，4 为滑片槽，5为油池，6为排气孔，10为壳体，11为主轴承，12为气缸，13为活塞，14 为滑片，15为副轴承，16为曲轴，17为盖板，18为油分离器，21为定子，22为转子
H为气缸高度，d为滑片腔供油孔距离滑片腔底部距离，P为排气压力，P1为滑片腔最 小压力，P2为滑片腔最大压力，V1为滑片腔最小容积，V2为滑片腔最大容积。
具体实施方式
下面详细描述本发明的实施例，所述实施例的示例在附图中示出。下面通过参考附图 描述的实施例是示例性的，旨在用于解释本发明，而不能理解为对本发明的限制。
在本发明的描述中，需要理解的是，术语“中心”、“纵向”、“横向”、“长度”、“宽度”、 “厚度”、“上”、“下”、“前”、“后”、“左”、“右”、“竖直”、“水平”、“顶”、“底”“内”、 “外”、“顺时针”、“逆时针”、“轴向”、“径向”、“周向”等指示的方位或位置关系为基于 附图所示的方位或位置关系，仅是为了便于描述本发明和简化描述，而不是指示或暗示所 指的装置或元件必须具有特定的方位、以特定的方位构造和操作，因此不能理解为对本发 明的限制。
此外，术语“第一”、“第二”仅用于描述目的，而不能理解为指示或暗示相对重要性 或者隐含指明所指示的技术特征的数量。由此，限定有“第一”、“第二”的特征可以明示 或者隐含地包括至少一个该特征。在本发明的描述中，“多个”的含义是至少两个，例如两 个，三个等，除非另有明确具体的限定。
在本发明中，除非另有明确的规定和限定，术语“安装”、“相连”、“连接”、“固定” 等术语应做广义理解，例如，可以是固定连接，也可以是可拆卸连接，或成一体；可以是 机械连接，也可以是电连接或彼此可通讯；可以是直接相连，也可以通过中间媒介间接相 连，可以是两个元件内部的连通或两个元件的相互作用关系，除非另有明确的限定。对于 本领域的普通技术人员而言，可以根据具体情况理解上述术语在本发明中的具体含义。
下面参考图1-图9详细描述根据本发明实施例的低背压旋转式压缩机100，其中低背 压旋转式压缩机100可以为单缸压缩机也可以为双缸压缩机。
如图1-图9所示，根据本发明实施例的低背压旋转式压缩机100，包括：壳体10、压 缩机构、油分离器18和油池5。其中壳体10上设有排气口6和回气口(图未示出)。
压缩机构设在壳体10内，压缩机构包括气缸组件、活塞13、滑片14、主轴承11和副 轴承15，主轴承11和副轴承15分别设在气缸组件的两端面上，气缸组件包括至少一个气 缸12，每个气缸12内设有一个活塞13，滑片14的先端止抵在活塞13的外周壁上，气缸 12还具有滑片腔2，滑片腔2具有供油孔，滑片14往复移动时滑片14的尾端伸入或伸出 滑片腔2以使得滑片腔2的内部容积在最大容积V2和最小容积V1之间发生变化。
油分离器18用于对从气缸12排出的冷媒进行油气分离。油池5用于盛放油分离器18 分离出来的润滑油，由于从气缸12排出的冷媒为高压冷媒，由此可知油池5处于高压环境。
油池5通过滑片供油路径3与供油孔连通，其中最大容积V2和最小容积V1的比值满 足如下关系：35％≤V1/V2≤85％。其中由于滑片腔2与油池5连通，由此可知滑片腔2处于 高压环境，从而可以使得滑片14的先端止抵在活塞13的外周壁上。
可以理解的是，低背压旋转式压缩机100还包括电机、曲轴16等元件，电机包括定子 21和转子22，定子21固定在壳体10的内壁上，定子21外套在转子22上，转子22外套 在曲轴16上以驱动曲轴16转动，每个气缸12的活塞13外套在曲轴16的偏心部上，滑片 14设在气缸12的滑片槽4内且滑片14的先端止抵在活塞13的外周壁上以将气缸12内分 隔成吸气腔和压缩腔，其中曲轴16带动活塞13在相应的气缸12内做偏心运动，在活塞 13偏心转动的过程中，滑片14在滑片槽4内做往复运动，滑片14往复运动时，滑片14 的尾端伸入到滑片腔2内或者伸出滑片腔2，从而滑片腔2的内部容积也随着滑片14的往 复运动发生周期性变化。
图10所示为压缩机运转过程中，随着滑片14的往复运动，滑片腔2的容积变化情况 示意图。如图10所示，滑片腔2容积在V1～V2范围内变化，其中，横坐标为活塞13相对 于气缸中心的旋转角度。如图3所示，当滑片14完全收纳于滑片腔2内时，此时曲轴16 旋转角度为0度，滑片腔2的容积最小，最小容积为V1，而如图4所示，当滑片14伸出 滑片腔2最长时，此时曲轴16旋转角度为180度，滑片腔2的容积最大，最大容积为V2， 当曲轴16旋转一圈后，滑片14再次完全收纳于滑片腔2内时，此时曲轴16旋转角度为 360度(弧度2π)，滑片腔2的容积变回最小容积V1。图10中所示的是理想情况下的压 力变化周期，在实际的压缩机中，由于压力损失及压力传递的过程影响，压力波动与横坐 标曲轴16旋转角度可能存在延迟，但周期性的波动变化属性不变。
根据旋转式压缩机的工作原理，如图3和图4所示，若活塞13偏心旋转的半径为e， 则滑片14往复运动的最大行程为2e，若气缸高度为H，滑片14厚度为T，则近似有：
V2＝V1+2e*H*T
随着滑片14的往复运动，考虑到滑片14与气缸配合面的泄漏间隙极小，因此，滑片 腔2除了连通滑片供油路径3外，其内部容积可以假定为一个密闭的空间。这样的话，滑 片腔2内的压力会随着滑片腔2容积的变化而产生波动，若滑片供油路径3的入口油池5 的压力为P，随着滑片腔2的容积变化，滑片腔2内的压力会存在范围为P1～P2的压力波 动，这一点与传统的滑片腔开放于壳体内部空间的高背压旋转式压缩机是完全不同的。一 般来说，滑片腔2的滑片供油路径3的位于滑片腔2内的出口即供油孔的大小会对此压力 波动产生一定的影响，但总的来说，滑片腔2内压力波动的趋势如图11所示。根据图11， 一般情况下，随着滑片14的往复运动，滑片腔2容积最小时，其压力达到最大P2，而当 滑片腔2容积最大时，其压力达到最小值P1，相对于滑片腔2的供油压力P，存在关系P1 ＜P＜P2。同样的，压力的波动与曲轴16的旋转角度也可能产生延迟，其波动主要受到容 积变化的影响。
在旋转式压缩机运转过程中，曲轴16在电机输入的转动力矩的带动下进行转动，而曲 轴16在运转过程中也存在阻力矩M，阻力矩M由几个部分组成，如图12所示，包括：
M＝Mg+Mn+Mc+Mj
其中，：
Mg：压缩气体力产生的阻力矩
Mn：滑片14先端作用在活塞13外径上的力Fn形成的阻力矩
Mc：滚动活塞13与偏心曲轴16之间的摩擦力矩
Mj：曲轴16与上、副轴承15产生的阻力矩
在这些阻力矩中，Mn是滑片14先端作用在活塞13外径上的力Fn形成的阻力矩，而在 低背压旋转式压缩机中，通过对滑片14的受力分析可知，滑片14尾部的气体力Fc是影响 滑片14先端作用在活塞13外径上的力Fn的重要因素之一，滑片14尾部的气体力Fc越大， 滑片14先端作用于活塞13外径上的力Fn越大。而滑片14尾部的气体力Fc是这样得到的：
Fc＝Pc*Sc
其中，
Pc：滑片14尾部的气体压力
Sc：滑片14尾部的受力面积
在低背压旋转式压缩机100中，由于滑片14尾部位于滑片腔2中，在结构一定的情况 下，滑片14尾部的气体力Fc主要由滑片腔2的压力Pc来决定。根据上面的分析可知，滑 片腔2的气体压力在P1～P2范围内波动，因此，滑片14尾部的气体力Fc也存在波动。
在旋转式压缩机运转过程中，滑片14压紧活塞13的力要保持在合适的范围内，避免 过大时的阻力过大或过小时出现泄漏和碰撞，因此，对于滑片14尾部的气体压力来说，也 存在一个合适的范围。
由于滑片腔2的气体压力即滑片14尾部的气体压力的范围主要受供油压力P和滑片腔 2的容积变化范围V1和V2影响，因此，可以通过调节P和V1、V2来条件滑片14尾部的 气体压力范围。
在稳定运转工况下，供油压力P一定，因此，可以通过设计滑片腔2的容积变化范围 V1和V2的关系来使压力波动尽可能的出现在合适的P1～P2范围内。图13显示了低背压旋 转式压缩机100的运转性能即COP与滑片腔2的容积变化范围V1和V2的比例即V1/V2的 关系，说明如下：
在压缩机运转过程中，若滑片腔2的内部容积V随着滑片14的往复运动具有周期性变 化的范围V1～V2，其中，V1为滑片腔2的最小容积，V2为滑片腔2的最大容积，则可以通 过结构设计，使V1与V2的关系设置为：
0.25％≤V1/V2≤95％，可以保证在低背压旋转式压缩机100的绝大多数情况运行条件下， 保证滑片14先端作用于活塞13外径的力，以确保滑片14与活塞13能够紧密贴合，不会 出现分离，从而保证压缩机的性能及可靠性。V1/V2与壳体10低压力旋转式压缩机的能效 比(COP)的关系如图13所示：
若设置35％≤V1/V2≤85％时，能够获得合适的滑片14先端作用于活塞13外径的力Fn， 以保证在大多数工况下，压缩机能够获得更好的性能表现，并能保证滑片14与活塞13的 紧贴密封，这是因为，在这种滑片腔2的最大容积和最小容积比的情况下，滑片腔2的压 力波动不会过大或过小，参考图11中，即P2和P1相对P的振幅在合理范围内，从而在较 好的满足滑片14的受力需要的同时，实现较好的压缩机性能。
根据图13中的结果可知，当V1/V2的范围为50％≤V1/V2≤70％，可以更好的满足压缩 机的性能要求。因此在本发明的优选实施例中，将滑片腔2设计成使得最大容积V2和最小 容积V1的比值满足如下关系：50％≤V1/V2≤70％。
在图13中，当V1/V2过小时，如V1/V2＜20％，由于滑片腔2加工工艺及滑片14弹簧 避让孔的存在，从结构上来说难以实现，因此，图13中以虚线表示可能的情况。而当V1/V2 过大时，由于滑片腔2的容积变化小导致滑片腔2的压力波动小，可能会导致滑片腔2的 供油困难，带来润滑性能的恶化，导致压缩机的COP下降。
因此，综上分析可知，根据本发明实施例的低背压旋转式压缩机100，通过使得滑片腔 2的最大容积V2和最小容积V1的比值满足如下关系：35％≤V1/V2≤85％，因此滑片腔2的 压力波动不会过大或过小，能保证滑片14与活塞13的紧贴密封，从而在较好的满足滑片 14的受力需要的同时，实现较好的压缩机性能。
其中，在滑片腔2容积变化过程中，滑片腔2中存油状况也会影响到滑片腔2的压力 波动。这是因为润滑油是液体，属于不可压缩品，若滑片腔2的存油量过多，滑片14往复 运动时，压缩润滑油的阻力会极大，从而影响到压缩机的性能和磨损，极端情况下甚至导 致压缩机运转过程中由于阻力过大而卡死停机。
为了避免这种情况的发生，必须要使滑片腔2内的润滑油在滑片腔2容积变小时可以 根据实际情况适当的缓冲减少，在本发明中，可以通过以下方案来实现：
第一种：也是最可靠的，就是将滑片腔2的供油孔设置在滑片腔2的底部，即供油孔 最下端到滑片腔2底部的距离d设置为d＝0。
第二种：将供油孔设置在滑片腔2的中部，主要是考虑到滑片腔2的适当存油能改善 滑片14的润滑及配合面的密封，在滑片14往复运动时，当滑片腔2容积减小时，滑片腔 2内的润滑油会部分保留，不会被完全压回至供油孔内，因此，这里，设计滑片腔2的供 油孔的开口高度d为0＜d≤0.8*H。
简言之，供油孔可以设置在滑片腔2的底部或者中部，供油孔的最下端到滑片腔2的 底壁的竖向距离为d，相应的气缸12的高度为H，其中0≤d≤0.8H。
另外，滑片腔2内的存油可以通过供油孔来实现回收缓冲，从而避免滑片14压缩润滑 油带来压缩机的性能和可靠性问题。因此，供油孔的大小设计也会对存油的回收缓冲带来 影响。
合理的供油孔的开口面积设计与滑片腔2的容积有关，通过设计合理的滑片腔2供油 孔的面积，实现滑片腔2供油孔及滑片供油路径3的存油回收缓冲作用。对于供油孔设置 在滑片腔2的底部或中部时，一般情况下，若供油孔的面积为S3(单位：mm2)，当其与滑 片腔2的最小容积V1单位：cm3)的数值比为0.1≤S3/V1≤10.5时，低背压旋转式压缩机 100的滑片腔2的压力波动将处于可接受的范围内，能保证压缩机的稳定可靠运转。
进一步地，供油孔的面积S3(单位：mm2)与滑片腔2的最小容积V1(单位：cm3)的 数值比可设计为2≤S3/V1≤6.5。
最后，若滑片腔2的供油孔设置在滑片腔2的顶部时，就需要保证供油孔有良好的回 油性能，这时，可以设计供油孔的面积S3(单位：mm2)与滑片腔2的最小容积V1(单位： cm3)的数值比为：S3/V1≥4.5，使得相比滑片腔2的最小容积，供油孔的面积足够大。
另外，对于滑片供油路径3来说，如图2所示，若滑片供油路径3的入口面积为S1， 滑片供油路径3的最小流通面积为S2，滑片供油路径3的出口即供油孔的面积为S3时， 设计成进口及出口略大时，能更容易的实现润滑油输入和输出供油路径，从而保证滑片供 油路径3给滑片腔2提供的油量和回收缓冲的作用。即设计上，要求滑片供油路径3各部 位的面积关系为：S2≤S1，且S2≤S3。当等号成立时，可以简化滑片供油路径3的加工和 制造。
在本发明的具体实施例中，油分离器18可以设置在壳体10外和/或设在压缩机构内。 具体而言，油分离器18的设置情况分成如下几种情况：
第一种情况是，如图5和图7所示，当低背压旋转式压缩机100为单缸压缩机或者双 缸压缩机时，油分离器18为一个且设置在壳体10外，油池5位于油分离器18的底部，油 分离器18与压缩机的排气孔6连通，每个滑片腔2与油池5连通。
第二种情况是：低背压旋转式压缩机100为单缸压缩机，如图1所示，供油孔位于滑 片腔2的底部，油分离器18设置在副轴承15和盖板17限定出的排气腔内。
第三种情况是：低背压旋转式压缩机100为单缸压缩机，供油孔位于滑片腔2的顶部， 则油分离器18设置在主轴承11内的排气腔内。
第四种情况是：低背压旋转式压缩机100为双缸压缩机，则主轴承11和副轴承15上 分别设有油分离器18和油池5。
第五种情况是：低背压旋转式压缩机100为双缸压缩机，主轴承或副轴承的排气腔内 设有第一个油分离器和用于盛接第一个油分离器分离出来的润滑油的第一个油池，壳体10 外还设有第二个油分离器，第二油分离器的底部设有第二油池，两个气缸的滑片腔分别与 第一个油池和第二油池连通。
下面参考图1、图5-图9详细描述根据本发明几个不同实施例的低背压旋转式压缩机 100。
实施例1：
如图1所示，根据本发明实施例的低背压旋转式压缩机100，包括：壳体10、电机和 压缩机构。壳体10内限定出与吸气口连通的内部空间1，电机设在内部空间1的上部，电 机由定子21和转子22组成，其中，转子22与曲轴16连接，驱动曲轴16做旋转运动。
压缩机构包括：气缸12、设置在气缸12内的活塞13和滑片14、驱动活塞13做偏心 转动的曲轴16、以及支撑曲轴16的主轴承11和副轴承15。
在压缩机运转过程中，滑片14沿着设置在气缸12上的滑片槽4作往复运动，并且， 滑片14的先端与活塞13的外径紧密贴合形成压缩腔室。
在副轴承15下部设置有排气腔，该排气腔是由副轴承15及盖板17配合形成的与壳体 内部空间1压力性密封的腔室，其中排气腔内的压力为压缩机构的排气压力P。油分离器 18设置在排气腔内，在排气腔底部，设置有油池5，用来收集排气腔内油分离器18分离出 来的润滑油。
在滑片14的尾部，位于气缸12的外缘部位，设置有与壳体10内部空间1压力性密封 分隔的滑片腔2，该滑片腔2具有内部容积V，并且，由于滑片腔2与壳体内部空间1压力 性密封分隔，因此，随着滑片14的往复运动，滑片腔2的内部空间V的大小也随着变化， 变化范围为V1～V2，其中，V1为滑片14完全收纳至滑片槽4中时滑片腔2的最小容积，而 V2则为滑片14伸出滑片槽4最长时滑片腔2的最大容积。
其中，滑片腔容积V的最小容积V1和最大容积V2具备以下关系：35％≤V1/V2≤85％。
进一步地，更合适的V1/V2的范围可缩小至：50％≤V1/V2≤70％。
另外，如图1所示，低背压旋转式压缩机100还设置有滑片供油路径3，该滑片供油路 径3的入口连通排气腔内的油池5，滑片供油路径3设置在副轴承15上，在本实施例中， 供油路径3的出口即滑片腔供油孔设置在滑片腔2的底部，如图1中所示。如图2所示， 供油路径3入口面积为S1，供油路径3最小截面积为S2，出口即供油孔的面积为S3。
其中，滑片供油路径3的出口即供油孔的面积S3(单位：mm2)与滑片腔2的最小容积 V1(单位：cm3)的数值比为：0.1≤S3/V1≤10.5。
进一步地，S3/V1的范围可缩小至：2≤S3/V1≤6.5。
并且，该滑片供油路径3的入口、供油路径3的最小截面积S2、出口的面积S3关系设 置为：S2≤S1，且S2≤S3。
实施例2：
如图5所示，在该实施例中，低背压旋转式压缩机100的油分离器18设置在壳体10 的外部，该油分离器18与排气孔6连通。油池5设置在油分离器18的底部，滑片供油路 径3的入口连通设置在油分离器18中的油池5，滑片供油路径3为连通油池5和滑片腔2 的供油管，滑片供油路径3的出口即滑片腔2的供油孔位于滑片腔2的中部。
其中，供油孔距离滑片腔2的底部的距离为d，滑片腔2的高度为H，有：
0＜d≤0.8*H
其余与实施例1相同，不再赘述。
实施例3：
如图7和图9所示，在本实施例中，与实施例1和实施例2的差别在于压缩机构具有 上下两个气缸，即气缸组件包括上气缸12a、下气缸12b和中隔板，中隔板设在上气缸12a 和下气缸12b之间，相应地，滑片腔2也包括上滑片腔2a和下滑片腔2b，上气缸12a的 滑片腔2a和下气缸12b的滑片腔2b分别与油池连通，并且，滑片腔的供油路径3也包括 上供油路径3a和下供油路径3b，……。
也就是说，在本实施例中，将上气缸12a和下气缸12b相应的分别以独立气缸的方法 来分析，两个气缸的滑片腔的容积V，压力P以及供油孔的面积S3与各自气缸的滑片腔结 构对应分析，并在上气缸12a对应的参数后面加a表示，如12a，V1a，V2a，S3a等，而在 下气缸12b对应的参数后面加b来表示，如12b，V2b，S3b等。
因此，在本实施例中，上气缸滑片腔的容积范围为V1a～V2a，压力波动范围为P1a～P2a， 上滑片供油路径3a的入口、供油路径的最小截面面积及出口的面积分别为S1a，S2a及S3a， 供油孔距离上滑片腔底部的距离为da，上气缸的高度为Ha，这些参数也具备实施例1中所 述的对应参数关系：
35％≤V1a/V2a≤85％，更进一步的优化选择是50％≤V1a/V2a≤70％；
0.1≤S3a/V1a≤10.5，进一步的：2≤S3a/V1a≤6.5；
并且，S2a≤S1a，且S2a≤S3a。
同样的，下气缸的参数和关系也类似上气缸的要求，有：
35％≤V1b/V2b≤85％，更进一步的优化选择是50％≤V1b/V2b≤70％；
0.1≤S3b/V1b≤10.5，进一步的：2≤S3b/V1b≤6.5；
并且，S2b≤S1b，且S2b≤S3b。
其中，如图7所示，油分离器18设置在壳体10外，油池5位于油分离器18的底部， 上气缸滑片腔2a的供油孔位于中部，下气缸滑片腔2b的供油孔位于中部，也就是说，上 滑片供油路径3a的出口位于上气缸滑片腔2a的中部，下滑片供油路径3b的出口位于下气 缸滑片腔2b的中部，上滑片供油路径3a和下滑片供油路径3b分别与油池5连通。
如图9所示，主轴承11和副轴承15的排气腔内分别设有油池，上气缸滑片腔2a的供 油孔位于滑片腔2a的中部，上滑片供油路径3为与主轴承11内的油池连通且下端伸入到 滑片腔2a内的供油管。下气缸滑片腔2b的供油孔位于滑片腔2b的底部。
实施例4：
如图8所示，上气缸12a的滑片腔2a中的供油孔设置于顶部，而下滑片腔2b的供油 孔设置在底部或中部，此时，在上滑片腔2a和下滑片腔2b之间设置有中间供油路径3m， 其中该中间供油路径3m在上滑片腔2a内的开口面积为S4，在下滑片腔2b内的开口面积 为S5，有S4≥S5。换言之，上气缸12a的滑片腔2a和下气缸12b的滑片腔2b通过贯穿中 隔板的中间供油路径3m连通。中间供油路径3m的位于上气缸12a的滑片腔2a的开口面积 为S4，中间供油路径3m的位于下气缸12b的滑片腔2b的开口面积为S5，S4≥S5。
在本实施例中，S4与S5的关系可以详细分为两部分：
第一，当S5的面积设置的较小时，考虑到上滑片腔2a内的压力缓冲作用，要通过中 间供油路径3m来实现，因此，要求S4＞S5，以保证上滑片腔2a内的油能更容易的进入到 中间供油路径3m中，此时S5≤3.5mm2；
第二，当S5的面积设置的较大时，如S5＞3.5mm2时，可以设置S4＝S5。
同时在本实施例中，上气缸滑片腔的容积范围为V1a～V2a，压力波动范围为P1a～P2a， 上滑片供油路径3a的入口、供油路径的最小截面面积及出口的面积分别为S1a，S2a及S3a， 供油孔距离上滑片腔底部的距离为da，上气缸的高度为Ha，这些参数也具备如下的对应参 数关系：
35％≤V1a/V2a≤85％，更进一步的优化选择是50％≤V1a/V2a≤70％；
S3a/V1a≥4.5；
并且，S2a≤S1a，且S2a≤S3a。
同样的，下气缸的参数和关系也类似上气缸的要求，有：
35％≤V1b/V2b≤85％，更进一步的优化选择是50％≤V1b/V2b≤70％；
0.1≤S3b/V1b≤10.5，进一步的：2≤S3b/V1b≤6.5；
并且，S2b≤S1b，且S2b≤S3b。
实施例5：
如图6所示，本实施例与实施例4的不同之处在于，未设置中间供油路径3m，并且， 上滑片腔2a的供油路径3a的出口即供油孔的面积S3a(单位：mm2)与滑片腔的最小容积 V1a(单位：cm3)的数值比为：S3a/V1a≥4.5。
其余与实施例4相同，不再赘述。
需要进行说明的是，上述四种具体实施例只是对根据本发明的低背压旋转式压缩机100 的示例性说明，滑片供油路径3与滑片腔2的连接关系不限于上述几种，例如当上气缸12a 的滑片腔2a和下气缸12b的滑片腔2b通过中间供油路径3m连通时，油分离器18可以位 于壳体10外，上气缸12a的滑片腔2a的供油孔位于中部，下气缸12b的滑片腔2b的供油 孔也位于中部。
在本发明中，除非另有明确的规定和限定，第一特征在第二特征“上”或“下”可 以是第一和第二特征直接接触，或第一和第二特征通过中间媒介间接接触。而且，第 一特征在第二特征“之上”、“上方”和“上面”可是第一特征在第二特征正上方或 斜上方，或仅仅表示第一特征水平高度高于第二特征。第一特征在第二特征“之下”、 “下方”和“下面”可以是第一特征在第二特征正下方或斜下方，或仅仅表示第一特 征水平高度小于第二特征。
在本说明书的描述中，参考术语“一个实施例”、“一些实施例”、“示例”、“具体示 例”、或“一些示例”等的描述意指结合该实施例或示例描述的具体特征、结构、材料或者 特点包含于本发明的至少一个实施例或示例中。在本说明书中，对上述术语的示意性表述 不必须针对的是相同的实施例或示例。而且，描述的具体特征、结构、材料或者特点可以 在任一个或多个实施例或示例中以合适的方式结合。此外，在不相互矛盾的情况下，本领 域的技术人员可以将本说明书中描述的不同实施例或示例以及不同实施例或示例的特征进 行结合和组合。
尽管上面已经示出和描述了本发明的实施例，可以理解的是，上述实施例是示例性的， 不能理解为对本发明的限制，本领域的普通技术人员在本发明的范围内可以对上述实施例 进行变化、修改、替换和变型。