本發(fā)明涉及壓縮機技術領域，具體而言，涉及一種泵體結構和壓縮機。

背景技術：

對于小系列滾動轉子式壓縮機的高效化開發(fā)，其制冷量的提升重點為減小泄漏、壁面加熱及余隙容積。其中，泄漏、壁面加熱與材料、工藝等密切相關，而余隙容積與壓縮機的結構設計關聯很大。

滾動轉子式壓縮機泵體的余隙容積主要包括：1、氣缸排氣角導致的排氣封閉容積v1；2、氣缸月牙槽的余隙容積v2；3、法蘭排氣孔容積v3；4、共振腔容積v4。當系列、氣缸尺寸定型時，v1的值已基本無法改變。一般而言，只有通過優(yōu)化v2和v3來達到減小泵體余隙容積的目標，且后者的值明顯大于前者，因此法蘭排氣孔容積成為重點優(yōu)化對象。

現有旋轉式壓縮機中排氣結構存在的主要問題：排氣孔一般為直孔設計，孔的通流面積與排氣阻力、氣體速度成反比，又與余隙容積成正比。也就是說，當排氣孔孔徑設計較小值時，余隙容積較小，制冷量得以提升；但是此時排氣阻力增大，且氣流速度增大，因此會造成功率增加和排氣閥片可靠性的惡化?；谏鲜鑫锢硇缘脑O計矛盾，在設計排氣結構時難以同時兼顧壓縮機高性能和高可靠性。

專利cn1632320a中，將軸承排氣孔由圓柱形改為下小上大的圓錐形，認為其在同等條件下可擴大排氣面積，又相對減少了因排氣孔存在所造成的余隙容積。實際上，假設圓柱形排氣孔孔徑為d1，如要達到降低減少余隙容積的效果，則圓錐形排氣孔的中徑d必須小于d1，設圓錐形排氣孔的大徑(上部直徑)d1，小徑(下部直徑)d2，則有d＝(d1+d2)/2<d1，由于d1>d2，則有d2<d1。而且，為使余隙容積減小到一定程度，小徑d2與d1的差值就應較大。因此，當冷媒從氣缸斜切口排出時，在同等條件下由于法蘭排氣孔變小，在排氣流路的開始就受到了一定的抑制，根本無法達到擴大排氣面積的目的。

專利cn103603789中，公開了一種制冷壓縮機的閥板，其吸氣、排氣過渡區(qū)設計為錐臺形，主要目的是減少吸排氣側氣流脈動和壓力損失，從而改善吸氣效率和排氣噪聲。但該閥板的法蘭排氣孔截面逐漸減小，且排氣孔外邊緣向氣流來向傾斜，在氣缸中的氣體沿著斜切口流入排氣孔時，容易沖擊排氣孔外邊緣的傾斜側壁，從而造成氣流紊亂，影響排氣孔的排氣效率，并且易于產生噪音。

技術實現要素：

本發(fā)明實施例中提供一種泵體結構和壓縮機，可以解決現有技術中法蘭排氣孔容易造成氣流紊亂，影響排氣孔的排氣效率的問題。

為實現上述目的，本發(fā)明實施例提供一種泵體結構，其特征在于，包括曲軸和沿曲軸的軸向依次設置的上法蘭、氣缸和下法蘭，氣缸上設置有斜切口，上法蘭上對應斜切口設置有排氣孔，排氣孔沿氣流流出方向截面遞減，排氣孔的上出口和下出口偏心設置，且上出口相對于下出口向遠離曲軸的方向偏離。

作為優(yōu)選，排氣孔的下出口的圓周輪廓線在氣缸的斜切口投影線的外緣。

作為優(yōu)選，排氣孔的上出口和下出口的圓周輪廓線在排氣角方向的投影相切。

作為優(yōu)選，上出口和下出口的圓心位于上法蘭的同一直徑上。

作為優(yōu)選，上出口和下出口的偏心距離為e＝(d2-d1)/2，其中d1為上出口直徑，d2為下出口直徑。

作為優(yōu)選，上出口和下出口的偏心距離為e＝(d2-d1)/2-a，其中d1為上出口直徑，d2為下出口直徑，a為0.1。

作為優(yōu)選，排氣孔的縱向中截面為直角梯形，直角梯形的斜邊角度為50到70度。

根據本發(fā)明的實施例，壓縮機包括泵體結構，該泵體結構為上述的泵體結構。

應用本發(fā)明的技術方案，泵體結構包括曲軸和沿曲軸的軸向依次設置的上法蘭、氣缸和下法蘭，氣缸上設置有斜切口，上法蘭上對應斜切口設置有排氣孔，排氣孔沿氣流流出方向截面遞減，排氣孔的上出口和下出口偏心設置，且上出口相對于下出口向遠離曲軸的方向偏離。由于排氣孔沿氣流流出方向界面遞減，排氣孔的上出口和下出口偏心設置，且上出口相對于下出口向遠離曲軸的方向偏離，因此可以去除掉排氣孔的對排氣貢獻較小的區(qū)域，從而在不增加排氣阻力的同時最大程度地降低壓縮機余隙容積，提升壓縮機性能。

附圖說明

圖1是現有技術中的排氣流路分析圖；

圖2是本發(fā)明實施例的泵體結構的示意圖。

附圖標記說明：1、曲軸；2、上法蘭；3、氣缸；4、下法蘭；5、斜切口；6、排氣孔；7、上出口；8、下出口。

具體實施方式

下面結合附圖和具體實施例對本發(fā)明作進一步詳細描述，但不作為對本發(fā)明的限定。

如圖1所示，現有技術中的上法蘭排氣孔一般都采用圓柱形排氣孔，該圓柱形排氣孔對應氣缸上的斜切口設置，通過對壓縮口排氣流露進行分析可知，由于氣缸斜切口的引流作用，加上冷媒氣體的動力慣性，排氣孔部分區(qū)域對排氣的貢獻程度很小，如a區(qū)域所示。此部分容積的存在，不僅未起到排氣通流的作用，反而加劇了氣體渦流的產生，且大幅增加了壓縮機余隙容積，進一步降低了壓縮機性能。

基于上述分析，申請人提出了一種新的解決方案。如圖2所示，根據本發(fā)明的實施例，泵體結構包括曲軸1和沿曲軸1的軸向依次設置的上法蘭2、氣缸3和下法蘭4，氣缸3上設置有斜切口5，上法蘭2上對應斜切口5設置有排氣孔6，排氣孔6沿氣流流出方向截面遞減，排氣孔6的上出口7和下出口8偏心設置，且上出口7相對于下出口8向遠離曲軸1的方向偏離。

壓縮機運行時，冷媒在壓縮腔內被壓縮到工況壓力后，排氣彈性閥片在內外壓差的作用下被打開，冷媒通過氣缸斜切口經由法蘭排氣孔進入泵體外部。

由于排氣孔沿氣流流出方向界面遞減，排氣孔的上出口和下出口偏心設置，且上出口相對于下出口向遠離曲軸的方向偏離，因此可以去除掉圓柱形排氣孔的對排氣貢獻較小的區(qū)域，形成新的斜錐臺狀排氣孔，由于該排氣孔僅僅去除了對排氣幾乎不造成影響的孔部分，因此可以在不增加排氣阻力的同時最大程度地降低壓縮機余隙容積，提升壓縮機性能。

排氣孔6的下出口8的圓周輪廓線在氣缸3的斜切口5投影線的外緣，因此可以使排氣孔6的下出口與斜切口5的出口完全接合，使得氣流從斜切口5流出后能夠順暢進入排氣孔6，不會受到阻礙，并可以沿排氣孔6的側壁繼續(xù)流動，不會發(fā)生較大的流向改變，因此能夠減少冷媒從氣缸的壓縮腔排出后的流路變化，降低排氣阻力，降低流體與排氣孔6內壁之間因碰撞產生的沖擊和渦流，降低功率和氣體噪聲，從而提高壓縮機性能。

優(yōu)選地，排氣孔6的上出口7和下出口8的圓周輪廓線在排氣角方向的投影相切，。

優(yōu)選地，上出口7和下出口8的圓心位于上法蘭2的同一直徑上，可以使排氣孔6的上出口7和下出口8的結構設計更加合理，盡量減少氣流流動阻力，提高氣流流動效率，保證壓縮機的工作性能。

優(yōu)選地，上出口7和下出口8的偏心距離為e＝(d2-d1)/2，其中d1為上出口7直徑，d2為下出口8直徑。此時排氣孔6的側壁結構能夠較好地與從斜切口5進入排氣孔6的氣流流動路徑銜接，保證了氣體的流動效率，減少了排氣孔6對氣流流動的阻礙，提高了排氣性能，提高了壓縮機的工作性能。

優(yōu)選地，上出口7和下出口8的偏心距離也可以為e＝(d2-d1)/2-a，其中d1為上出口7直徑，d2為下出口8直徑，a為0.1。

排氣孔6的縱向中截面為直角梯形，直角梯形的斜邊角度為50到70度。其中直角梯形的垂邊位于距離上法蘭2的中心最遠的一側，斜邊位于距離上法蘭2的中心最近的一側，將斜邊的傾角設置在50度到70度之間，使得該斜邊的傾角基本上可以與圖1中的對排氣貢獻較小部分的邊緣相重合，從而能夠在盡量不增加排氣阻力的情況下最大程度低降低壓縮機余隙容積，提升壓縮機性能。優(yōu)選地，該角度為60度。

本發(fā)明的上法蘭排氣孔6，在排氣孔6的大徑(排氣孔下出口7直徑)與常規(guī)圓柱形直孔相同的條件下，法蘭排氣孔6的余隙容積可減少25％以上。與常規(guī)方案相比，由于排氣孔6的大徑并無減小，加上冷媒進入法蘭后排氣具有區(qū)域性，因此同等條件下冷媒的排氣面積并未減小，且降低了流體間的沖擊，上述情況均有利于壓縮機制冷量的提升。

壓縮機運行時，冷媒在壓縮腔內被壓縮到工況壓力后，排氣彈性閥片在內外壓差的作用下被打開，冷媒從氣缸斜切口5排出，通過法蘭排氣孔6的下部進入，由于氣缸斜切口5的引流作用，冷媒氣體具備較大的動力慣性，因此流體沿著既定運動軌跡通過法蘭排氣孔6，進入泵體外部。由于氣流路徑整體通暢，不存在大的轉彎，從而大大減少了流體之間及流體與排氣孔6的內壁之間因碰撞產生的沖擊和渦流，可降低無用耗功，提升壓縮機性能。當排氣結束后，由于結構所限，一部分冷媒將從法蘭排氣孔6回流。在其它條件均相同時，本發(fā)明的余隙容積更小，因此可減少吸氣開始前高壓制冷劑的膨脹及帶來的不利影響，進一步提升壓縮機性能。

根據本發(fā)明的實施例，壓縮機包括泵體結構，該泵體結構為上述的泵體結構。

當然，以上是本發(fā)明的優(yōu)選實施方式。應當指出，對于本技術領域的普通技術人員來說，在不脫離本發(fā)明基本原理的前提下，還可以做出若干改進和潤飾，這些改進和潤飾也視為本發(fā)明的保護范圍。