CN103629082B - 往复式压缩机 - Google Patents

Abstract

本发明公开了一种往复式压缩机。因为构成流体轴承的多个轴承孔被形成为与活塞的整个区域对应，因此能够防止气缸与活塞之间的摩擦损失或磨蚀。由于这些轴承孔以集中的方式形成在气缸的下部部分，因此使活塞能够被稳定地支撑。由于压缩盘簧被构造为谐振弹簧，所以气缸和活塞能够容易地以同心的方式相互对齐，并且能够提高往复式压缩机的性能。因为在活塞上沿径向形成多个通气孔，所以能够降低轴承空间的压力，由此制冷剂能够通过气窝顺利地引入轴承空间。由于壳体具有外壳和内壳构成的双结构，因此由往复式压缩机产生的振动能被外壳与内壳之间产生的摩擦减弱。因为机壳具有外壳和内壳的双结构，所以能够减弱由往复式压缩机产生的振动噪声。

Description

往复式压缩机

技术领域

本发明涉及往复式压缩机，尤其涉及具有流体轴承的往复式压缩机。

背景技术

一般而言，往复式压缩机是随着活塞在气缸内执行线性往复运动而吸入制冷剂、压缩并排出制冷剂。根据活塞的驱动方法，可将往复式压缩机分成连接型和振动型。

在连接型往复式压缩机中，在旋转电机的转轴与连杆连接的状态下，随着活塞在气缸内执行往复运动，制冷剂被压缩。另一方面，在振动型往复式压缩机中，在连接到往复式电机的动子的连接状态下，随着活塞在气缸内执行往复运动的同时振动，制冷剂被压缩。本发明涉及振动型往复式压缩机，并在下文中，将这种振动型往复式压缩机称为“往复式压缩机”。

往复式压缩机在气缸与活塞之间的空间被完全密封的状态下进行润滑操作时，能够具有提高的性能。为此，在现有技术中，当例如油之类的润滑剂被供给到气缸与活塞之间的空间时形成油膜。在这样的构造下，气缸与活塞之间的空间被密封，并且进行润滑操作。然而，这种情况下，需要额外的给油装置来供给润滑剂。此外，根据驱动条件（的不同）而可能发生缺油，而使得往复式压缩机的性能可能下降。此外，因为需要容置规定量的油的空间，使得往复式压缩机的尺寸增大。此外，由于给油装置的入口应当总是浸入油中，使得往复式压缩机的安装方向可能受限。

为了解决传统的油润滑式往复式压缩机的缺陷，如图1所示，使部分压缩气体旁路（迂回）到活塞1与气缸2之间的空间。在这样的构造下，在活塞1与气缸2之间形成流体轴承。为了将压缩气体喷射到气缸2的内周面中，在气缸2上贯穿形成多个小直径的轴承孔2a。

与传统的将油供给到活塞1与气缸2之间的空间的润滑方法相比较，在这样的构造中不需要额外的给油装置。这样能够简化往复式压缩机的润滑结构。此外，因为防止了根据驱动条件的缺油现象，由此能够保持往复式压缩机的性能。此外，因为在往复式压缩机的机壳上不必安装容置油的空间，由此往复式压缩机能够具有小尺寸，且能够自由设计往复式压缩机的安装方向。

然而，传统的往复式压缩机可具有下列的问题。如图1所示，当活塞1到达顶部死点（即使气缸2的压缩空间的容量最小化的位置）时，活塞1沿纵向的后部区域处于轴承孔2a的范围之外。另一方面，当活塞1到达底部死点时，活塞1沿纵向的前部区域处于轴承孔2a的范围之外。因此，当活塞1执行往复运动时，活塞1的前部区域或后部区域不能被稳定地支撑。此外，在气体从活塞1的范围之外的轴承孔2a喷射到压缩空间中的情况下，吸入压缩空间的制冷剂的比容积可增大。另一方面，在气体被喷射到活塞的后部区域的情况下，活塞1的后向运动可能不能被顺利地执行。因此，应当控制活塞1的范围之外的轴承孔2a，使得气体不能喷射到那里。这样可能造成控制轴承孔2a的困难，从而增加制造成本并降低可靠性。

此外，在流体轴承被应用于往复式压缩机的情况下，活塞1由板簧3沿径向支撑，如图2所示。然而，由于板簧的特性，很难产生活塞1沿垂直于纵向的方向的移位（水平移位），由此难以使活塞1和气缸2按同心的方式相互组装在一起。这样会造成活塞1和气缸2相互不对齐，导致严重的磨蚀和摩擦损失。因此，在将板簧3应用到往复式压缩机的情况下，活塞1和板簧3通过被构造为使多个连接杆5a～5c彼此连接的柔性连接杆或者通过一个或多个连杆6a～6b（优选为至少两个连杆）相互连接。这样会造成制造成本提高。此外，由于活塞1沿纵向的移位（垂直移位）很大而造成的应力累积在板簧3的切口部，可能使板簧3损坏。这样会造成活塞1的冲程受限制，或者会降低活塞1的可靠性。

在流体轴承被应用于往复式压缩机的情况下，随着活塞1从底部死点移动到顶部死点，压缩空间内的压力逐渐增大。压缩空间内的压力变得几乎等于轴承压力。因此，气体不能顺利地被供给到构成流体轴承的轴承孔21。因此，轴承功能可能严重下降。

此外，从外部施加于壳体10的振动或者从壳体10内产生的振动仅仅被支撑弹簧61和62减弱。这样会造成由往复式压缩机产生的振动噪声不能被充分地减弱。

发明内容

因此，本发明的一个方面提供一种往复式压缩机，该往复式压缩机在活塞执行往复运动的同时，通过在多个轴承孔分布在活塞的整个区域之中的状态下稳定地支撑活塞，能够降低制造成本并具有增强的可靠性，由此，当活塞执行往复运动时无需控制轴承孔，提高了往复式压缩机的效率。

本发明的另一方面提供一种往复式压缩机，该往复式压缩机通过沿径向（水平方向）稳定地支撑活塞并且通过设置流体轴承，能够具有提高的性能。

本发明的另一方面提供一种往复式压缩机，即使随着活塞移动到顶部死点，压缩空间内的压力和支承压力变得彼此相等，该往复式压缩机通过将气体顺利供给到气缸与活塞之间的空间中，而能够具有增强的支承效果。

本发明的另一方面提供一种能够有效地减弱从外部施加于壳体的振动或者从壳体的内部产生的振动的往复式压缩机。

为了实现这些及其他优点，并根据说明书的目的，如本文具体化并宽泛描述的，提供一种往复式压缩机，该往复式压缩机包括：往复式电机，安装于机壳的内部空间，并具有执行往复运动的动子；气缸，其内周面上具有气缸侧支承面，并由气缸侧支承面的部分形成压缩空间；活塞，其外周面上具有活塞侧支承面，并具有沿往复运动的方向贯穿地形成的吸入通道；吸入阀，联接到活塞的前端部，并被构造为用以打开及关闭该吸入通道；排出阀，联接到气缸的前端部，并被构造为用以打开及关闭该压缩空间；以及多个轴承孔，贯穿形成于气缸侧支承面，使得从压缩空间排出的气体被供给到气缸侧支承面与活塞侧支承面之间的空间，其中，如果活塞位于使压缩空间最大化的点处，则最靠近压缩空间的一行轴承孔位于活塞的两个端部之间。

布置在基于沿纵向的活塞侧支承面的中心部的活塞的一侧的轴承孔的行数与布置在活塞的另一侧的轴承孔的行数相同。

基于该压缩空间，活塞侧支承面沿纵向被分成前部区域、中间区域和后部区域，其中轴承孔被设置成使得当活塞位于压缩空间最小化的点处时，一行轴承孔位于前部区域，两行轴承孔位于中间区域，一行轴承孔位于后部区域。

布置在基于活塞侧支承面的沿纵向的中心部的一侧的轴承孔的行数与布置在另一侧的行数不同。

布置在形成压缩空间的一侧的行数大于布置在相反侧的行数。

设置有多行轴承孔，使得设置在气缸的下部区域的轴承孔的总截面积大于设置在气缸的上部区域的轴承孔的总截面积。

设置在气缸的下部区域的轴承孔的数量大于设置在气缸的上部区域的轴承孔的数量。

每个设置在气缸的下部区域的轴承孔的截面积大于每个设置在气缸的上部区域的轴承孔的截面积。

轴承孔形成为使得其截面积从气缸的最高点朝向气缸的最低点增大，或轴承孔之间的间隔从气缸的最高点朝向气缸的最低点减小。

在活塞上形成有一个或多个通气孔，以便贯穿活塞侧支承面和吸入通道。

沿活塞的往复运动方向形成其间具有规定的间隔的多行轴承孔，其中，当活塞执行往复运动时，上述通气孔位于各行轴承孔之中。

通气孔在径向上位于与轴承孔不同的直线上。

机壳由外壳和内壳构成。

在外壳与内壳之间形成空间部。

在外壳与内壳之间插设有缓冲物，该缓冲物是由比外壳和内壳更具柔性的材料构成。

从以下给出的详细描述中，本发明的适用性的进一步的范围将变得更加明显。然而，应理解的是，由于对本领域技术人员而言，借助该详细描述，属于本发明的精神和范围之内的各种变更和修改将是显而易见的，因此该详细描述以及具体示例在阐示本发明的优选实施例的同时仅作为例证而给出。

附图说明

附图被包括在申请文件中以提供对本发明的进一步理解，并且结合在本说明书中从而构成本说明书的一部分，示出了示范性实施例，并与说明书一起用来解释本发明的原理。

在附图中：

图1是示出根据现有技术的将气体轴承应用于往复式压缩机的示例的纵向剖视图；

图2是示出根据现有技术的将板簧应用于往复式压缩机的示例的纵剖视图；

图3是根据本发明的往复式压缩机的纵向剖视图；

图4是图3中的“A”部分的放大剖视图，其示出了流体轴承的一个实施例；

图5和图6是用于说明图3的流体轴承的轴承孔的位置的示意图；

图7和图8是比较在图3的流体轴承的轴承孔被设置成4行的情况下与这些轴承孔被设置成3行的情况下，根据活塞的位置载荷支撑能力（N）以及消耗量（ml/min）的曲线图；

图9和图10是比较在图3的流体轴承的轴承孔设置成4行并且每行设置的轴承孔的数量不同的情况下与每行设置相同的数量的轴承孔的情况下，根据活塞的位置的载荷支撑能力（N）以及消耗量（ml/min）的曲线图；

图11和图12是用于说明设置在图3的流体轴承中的活塞的通气孔的位置的剖视图；

图13至图15是用于说明在根据本发明的该实施例的应用流体轴承的往复式压缩机中，轴承孔在各种位置处的剖面和数量的剖视图；

图16至图18是示出在根据本发明的实施例的应用流体轴承的往复式压缩机中，根据每个实施例的轴承孔的前视图；

图19是示出图3的流体轴承中的轴承孔和通气孔的排布的另一实施例的剖视图；

图20是示出图3的流体轴承中的轴承孔和通气孔的排布的另一实施例的剖视图；

图21是示出根据本发明的往复式压缩机中的机壳的另一实施例的纵向剖视图；

图22是沿图21的线“I-I”截取的剖视图；

图23和图24是示出图21的外壳和内壳的另一实施例的纵向剖视图；

图25是用于说明图21的往复式压缩机中外壳与内壳之间的减振效果的示意图；以及

图26是示出图21的往复式压缩机中的机壳的另一实施例的纵向剖视图。

具体实施方式

参照附图，现在将详细描述多个示范性实施例。为了参照附图描述简要起见，相同或等同的部件将配有相同的附图标记，并且将不再重复其描述。

在下文中，将参照附图更详细地说明根据本发明的往复式压缩机。

图3是根据本发明的往复式压缩机的纵向剖视图。

如图所示，在根据本发明的实施例的往复式压缩机中，吸入管12可连接至机壳10的内部空间11，排出管13可连接至排放盖46（稍后将说明）的排放空间（S2）。

框架20可安装于机壳10的内部空间11，往复式电机30的定子31和气缸41可固定到框架20。联接到往复式电机30的动子32的活塞42可***气缸41中，以便执行往复运动。引导活塞42的谐振运动的谐振弹簧51和52可沿往复运动的方向安装在活塞42的两侧。

在气缸41中可形成压缩空间（S1），在活塞42上可形成吸入通道（F），而用于打开和关闭该吸入通道（F）的吸入阀43可安装在吸入通道（F）的端部。用于打开和关闭气缸41的压缩空间（S1）的排出阀44可安装在气缸41的前端部。

在根据本发明的实施例的往复式压缩机中，一旦向往复式电机30供电，则往复式电机30的动子32即相对于定子31执行往复运动。然后，联接到动子32的活塞42在气缸41内执行线性往复运动，由此吸入制冷剂、压缩并排出制冷剂。

以下将对此进行更详细的说明。如果活塞向后移动，则机壳10内的制冷剂通过活塞42的吸入通道（F）被吸入到压缩空间（S1）。另一方面，如果活塞42向前移动，则压缩空间（S1）中被压缩的制冷剂随着排出阀44打开被排出，由此被移动到外部制冷循环。

线圈35可***联接到往复式电机30的定子31中，基于该线圈35在定子31的一侧可形成气隙。沿活塞的运动方向执行往复运动的磁体36可设置于动子32。

定子31可设有多个定子块31a和多个极块31b，这些极块联接到定子块31a的一侧并与定子块31a一起形成气隙部31c。

定子块31a和极块31b当沿轴向伸出时，因为多个薄定子芯相互层压而可形成为圆弧形状。定子块31a当沿轴向伸出时可形成为“”形，定子块31b当沿轴向伸出时可以形成为矩形形状

动子32可由形成为圆筒形形状的磁体保持部32a以及多个磁体36构成，这些磁体沿周向联接到磁体保持部32a的外周面并与线圈35一起形成磁通量。

为了防止磁通量泄漏，磁体保持部32a优选由非磁物质构成。然而，本发明并不局限于此。磁体保持部32a的外周面可形成为圆形形状，使得磁体36能够以线性接触的方式被附接到磁体保持部。在磁体保持部32a的外周面上可形成带状磁体固定凹槽（图中未示），其构造为用以沿运动方向支撑***其中的磁体36。

磁体36可形成为六面体形状，并可逐个附接到磁体保持部32a的外周面。在磁体36逐个附接到磁体保持部32a的外周面的情况下，例如由合成材构成的额外的固定环或带的支撑构件（图中未示）可以封围的方式固定到各磁体36的外周面，以固定磁体36。

磁体36可沿周向连续地附接到磁体保持部32a的外周面。然而，定子31由多个定子块31a构成，并且这些定子块31a沿周向以规定的间隔被设置。因此，为了使磁体的使用量最少，磁体36优选沿周向附接到磁体保持部32a的外周面，这些磁体之间具有规定的间隔，即定子块31a之间的间隔。

磁体36被形成为使得它们沿运动方向的长度能够比气隙部31c的长度更长。为了使往复运动稳定进行，磁体36优选被布置成在起始位置状态下或在驱动操作期间使得磁体36在运动方向上的至少一个端部能够位于气隙部31c中。

磁体可配置为一个。然而，在某些情况下，可配置多个磁体。磁体36可被设置成使得N极和S极能够在运动方向上彼此对应。

在该往复式电机中，定子可形成为具有一个气隙部31c。然而，在一些情况下，定子31可形成为在基于线圈35的定子的两侧具有气隙部（图中未示）。在这种情况中，可以与上述实施例相同的方式形成动子。

为了提高往复式压缩机的性能，应减小气缸41与活塞42之间的摩擦损失。为此，通常可以设置流体轴承，这种流体轴承通过使部分压缩气体迂回到气缸41的内周面与活塞42的外周面之间的空间，而利用气体力（gasforce）来润滑气缸41与活塞42之间的空间。

图4是图3中的部分“A”的放大剖视图，其示出了流体轴承的实施例。如图3和图4所示，流体轴承可包括：气窝110，从框架20的内周面凹入；多行轴承孔120，与气窝110连通，并且贯穿地形成于气缸41的内周面；以及通气孔130，形成在活塞42上，以便贯穿吸入通道（F）和活塞42的外周面。同一行的轴承孔120表示在气缸的同一圆周上形成的轴承孔，它们从气缸的前端部沿纵向的长度相同。

气窝110可在框架20的整个内周面上形成为环形。然而，在一些情况下，可沿框架20的周向形成具有规定的间隔的多个气窝110。

导气部200可联接到气窝110的入口，导气部200被构造为用以将从压缩空间（S1）排出到排出空间（S2）的部分压缩气体引导至流体轴承100。

导气部200可由导气管210和过滤单元220构成，导气管210构造为用以将连接至排出管13的中间部或联接到气缸41的前端部的排出盖46的排出空间（S2）连接到气窝110的入口；过滤单位220安装在导气管210，并且构造为用以过滤从制冷剂气体引入到流体轴承100中的异物。

气窝110可形成在框架20和气缸41之间。然而，在一些情况下，气窝110可形成在气缸41中，即气缸41沿纵向的前端部。这种情况下，因为气窝110是与排出盖46的排出空间（S2）直接连通，故不需要额外的导气部。这样能够简化装配过程并降低制造成本。

图5和图6是用于说明应用本发明的流体轴承的往复式压缩机中的轴承孔的位置的示意图。如图所示，在本实施例中，轴承孔120可沿活塞42的纵向以规定的间隔贯穿地形成于气缸41的整个内周面（在下文中，将称为“气缸侧支承面”）。

例如，在活塞42的外周面42a（在下文中，将称为“活塞侧支承面”）沿活塞42的纵向被分成前部区域（A）、中间区域（B）和后部区域（C）的情况下，轴承孔120可形成为使得能够在活塞侧支承面42a的前部区域（A）形成一行轴承孔，并且能够在中间区域（B）形成两行轴承孔。然而，考虑到活塞42的长度比气缸41要长，这种排布可能在后部区域（C）的稳定支撑方面不利。

因此，如图5所示，在后部区域（C）形成至少一行轴承孔，以便更稳定地支撑活塞42。优选地，轴承孔形成在基于活塞侧支承面42a的中间位置（O）的沿纵向的前部区域（A1）和后部区域（C1），以便具有相同的数量和相同的总截面积。

更具体而言，在前部区域（A）形成的轴承孔121的数量和总截面可与在后部区域（C）形成的轴承孔124相同。例如，如果形成4行轴承孔，则从活塞的前侧到后侧，第一行轴承孔121、第二行轴承孔122、第三行轴承孔123和第四行轴承孔124的每行数量可以为8个，轴承孔121、122、123和124可具有相同的总截面积。

活塞侧支承面42a可被限定为从活塞42的前表面（即活塞42的安装有吸入阀43的前端部）到活塞42的后表面形成的凸缘42b，以便联接到动子32并且被谐振弹簧51和52（稍后将说明）支撑。或者，活塞侧支承面42a可被限定为活塞42的外周面，其与气缸41的内周面一起构成支承面。

在这种情况下，如图6所示，轴承孔120可贯穿地形成在气缸侧支承面41a处，使得即使在活塞42上移到底部死点（在下文中，将称为“第一位置”P1）的情况下，第一行轴承孔121仍能够位于气缸侧支承面41a的范围内。为了稳定地支撑活塞42，如图5所示，轴承孔120可形成为使得即使在活塞42上移高达顶部死点处（在下文中，将称为“第二位置”P2），在该位置处使压缩空间（S1）的容量最小化的情况下，第四行轴承孔124仍能够位于活塞侧支承面42a的范围内。

如图5和图6所示。从活塞42的前端部到第一行轴承孔121的间隔（L1）可大于从活塞42的后端部到第四行轴承孔124的间隔（L2)。因为凸缘42b在活塞的后侧形成，在活塞的后侧需要大的载荷支撑能力。考虑到这些因素，轴承孔优选为以向活塞侧支承面42a的后侧集中的方式形成，使得活塞能够被稳定地支撑。

在本实施例中，轴承孔可基于气缸侧支承面41a来限定。例如，如图5所示，气缸侧支承面41a可沿活塞42的纵向分成前部区域（A1）和后部区域（C1）。在这种情况下，在气缸侧支承面41a的前部区域（A1）可形成两行轴承孔121和122，在气缸侧支承面41a的后部区域（C1）可形成两行轴承孔123。。

为了稳定地支撑活塞42，基于活塞的中间部，在气缸侧支承面41a的沿纵向的前部区域（A1）形成的轴承孔121和122与在气缸侧支承面41a的后部区域（C1）形成的轴承孔123和124的数量和总截面积相同。

在活塞侧支承面42a的长度大于气缸侧支承面41a的长度、并且往复式压缩机沿水平方向执行往复运动的情况下，供喷射到气缸41与活塞42之间的空间的气体通过的轴承孔121、122、123和124不仅形成在靠近压缩空间（S1）的前部区域（A）和中间区域（B）上，而且形成在活塞42的后部区域（C）。因此，活塞42能够被稳定地支撑，并且能够防止气缸41与活塞42之间出现摩擦损失或磨蚀。

特别地，在用于感应活塞42的谐振运动的谐振弹簧被实施为压缩盘簧的情况下，因为压缩盘簧具有大的水平移位，活塞的向下移位度会增大。然而，在本实施例中，轴承孔121、122、123和124在活塞的沿纵向的整个区域（A）、（B）和（C）上形成，并在需要高载荷支撑能力的前侧和后侧形成为两行。在这样的构造下，活塞42能够顺利地执行往复运动而不向下移位，并能够防止在气缸41与活塞42之间出现摩擦损失或磨蚀。

图7和图8是比较在现有技术中的轴承孔布置为3行（即，两行轴承孔布置在前部区域，一行轴承孔布置在中间区域）的情况下与本发明中轴承孔布置为4行（即，一行轴承孔布置在前部区域，两行轴承孔布置在中间区域，一行轴承孔布置在后部区域）的情况下，根据活塞的位置的载荷支撑能力（N）和（油）消耗量（ml/min）的图。该现有技术中的轴承孔的数量与本发明的轴承孔的数量相同。

如图7所示，无论活塞的位置如何，根据本发明的载荷支撑能力总是大于根据现有技术的载荷支撑能力。在现有技术中，根据活塞的位置（即，吸入冲程或排出冲程），位于活塞的前部区域或后部区域的多行轴承孔可能处于活塞的范围之外。因此，根据活塞的位置，一些行中的轴承孔不充当气体轴承，因此载荷支撑能力下降。特别是，在活塞的后部区域形成的轴承孔的数量小于在活塞的前部区域形成的轴承孔的数量，导致载荷支撑能力朝向活塞的背面而下降。

另一方面，在本发明中，位于活塞的整个区域上的轴承孔总是处于活塞的范围内。因此，无论活塞的位置如何，所有的轴承孔均充当气体轴承，因此载荷支撑能力增大。特别是，第一行的轴承孔121和第二行的轴承孔122设置在活塞42的前部区域，然而第三行的轴承孔123和第四行的轴承孔124设置在活塞42的后部区域。这样能够使相对于活塞的载荷支撑能力增大，因此使活塞能够被稳定地支撑。

如图8所示，无论活塞的位置如何，根据本发明的消耗量总是大于根据现有技术的消耗量。在本发明中，活塞的整个区域上的所有轴承孔处于活塞的范围内，轴承孔的数量小于现有技术的数量。因此，本发明中的消耗量并不大。然而，在现有技术中，位于活塞的范围外的轴承孔会发生漏油，轴承孔的数量多而使消耗量增大。因此，在现有技术中，应将更大量的油引入压缩空间。这样会减小制冷剂的吸入量，由此降低冷却性能。此外，因为更大量的油被泄漏到制冷循环中，所以制冷循环的制冷效率可能下降。

在根据本发明的往复式压缩机中，设置为多个行的轴承孔的数量可彼此不同。图9和图10是比较在轴承孔设置成4行（即，一行10个轴承孔在前部区域形成，两行8个轴承孔在中间区域形成，一行10个轴承孔在后部区域形成）的情况下与每个区域设置相同的数量的轴承孔的情况下，根据活塞的位置的载荷支撑能力（N）和消耗量（ml/min）的图。也就是说，在上述的实施例中，每行形成相同数量的轴承孔。然而，在本实施例中，前部区域形成的轴承孔的数量是10，中间区域形成的轴承孔的数量是8，在前部区域形成的轴承孔的数量是10。

如图9所示，根据本发明的根据活塞的位置的载荷支撑能力大于根据现有技术的载荷支撑能力。类似于上述实施例中的情况，活塞的整个区域上的轴承孔总是处于活塞的范围内，在活塞的两个端部以集中的方式形成轴承孔。因此，无论活塞的位置如何，所有的轴承孔均充当气体轴承，因此载荷支撑能力增大。特别是，当活塞朝向吸入冲程方向完全处于气缸之外时，重心向后侧移动。然而，由于在本实施例中，在活塞的后部区域形成的轴承孔的数量小于上述实施例中的轴承孔的数量，因此载荷支撑能力增大。

如图10所示，根据活塞在本发明中的位置的消耗量大于根据现有技术中的消耗量。这可能是由于轴承孔的总数增大而造成的。

在根据该实施例的往复式压缩机中，当排出阀44打开时，如果活塞42执行前进运动，则压缩空间（S1）内的压力逐渐增大到变为等于轴承空间(S3）内的压力。考虑根据该实施例的往复式压缩机的特征，在压缩空间（S1）中被压缩的制冷剂被部分地引入位于活塞42的前端部的轴承空间（S3）。因此轴承空间（S3）与气窝110之间不出现压差或者压差非常小。这样会导致制冷剂不被引入轴承空间（S3），致使活塞42的前端部倾斜，由此降低往复式压缩机的性能。

为了解决此问题，在本实施例中，在活塞42从外周面向内周面贯穿地形成多个通气孔130，使轴承空间（S3）内的压力能够下降。在这样的构造下，制冷剂能够通过气窝110顺利地引入轴承空间（S3）。

通气孔130可在任何与活塞42的吸入通道（F）连通的位置形成。然而，如图11和图12所示，如果通气孔130与轴承孔120重叠，同时活塞42执行往复运动，则在制冷剂经过轴承孔120和通气孔130时，可能产生非正常的噪声。在某些情况下，随着轴承空间（S3）内的压力过度减小，排出空间（S2）内制冷剂可被过度地引入轴承空间（S3），因此降低往复式压缩机的性能。

因此，优选在活塞42的底部死点和顶部死点之间形成通气孔130，即使活塞42执行往复运动，该范围也不会与轴承孔120重叠。更具体而言，在轴承孔120的各行之中，通气孔130形成在第二行和第三行之间，每行之间具有最大间隔。在气缸侧支承面41a被分成两部分的情况下，第二行轴承孔122位于最后侧，而第三行轴承孔123位于最前侧。

通气孔130可被实施为微通孔，其从活塞42的外周面到内周面具有相同的内径。然而，为了将气体顺利地引导到通气孔130中，优选地在活塞42的外周面上形成导气槽131，并可在导气槽131上形成通气孔130。导气槽131可沿活塞42的周向形成单个圆形带的形状。然而，多个导气槽131之间可形成有规定的间隔，并且通气孔130可在导气槽131形成。

在具有根据该实施例的通气孔130的往复式压缩机中，如图12所示，当活塞42从底部死点移动到顶部死点时，压缩空间（S1）内的压力随着压缩空间（S1）的体积逐渐减小而增大。同时，压缩空间（S1）中压缩的部分制冷剂被引入气缸41与活塞42之间的轴承空间（S3），使得轴承空间（S3）内的压力增大。当活塞42移动到顶部死点时，如果压缩空间内的压力达到规定的值，则制冷剂从压缩空间（S1）排出到排出空间（S2）。然后，制冷剂通过轴承孔120被部分地引入气缸41与活塞42之间的空间，由此充当流体轴承。

如果从压缩空间（S1）引入轴承空间（S3）的制冷剂的压力几乎与通过轴承孔120引入到轴承空间（S3）的制冷剂的压力相同，则通过轴承孔120的制冷剂不能被顺利地引入轴承空间（S3）。然而，在本实施例中，在将轴承空间（S3）与吸入通道（F）连通的通气孔在活塞42形成的情况下，来自具有相对更高压力的轴承空间（S3）的制冷剂被引入具有相对较低压力的吸入通道（F）。因此，能够降低轴承空间（S3）内的压力，因此制冷剂能够通过气窝110和轴承孔120顺利地引入轴承空间（S3）。这样能够增强支承的效果。

此外，因为通气孔130形成在活塞42执行往复运动时不与轴承孔120重叠的位置，所以能够防止大量制冷剂迅速地向吸入通道（F）移动。这样能够防止产生非正常的噪声及降低往复式压缩机的效率。

以下将说明根据本发明的往复式压缩机的轴承孔的位置的另一实施例。

在上述实施例中，在基于活塞侧支承面42a的前部区域（A）形成一行轴承孔，在中间区域（B）形成两行轴承孔，在后部区域（C）形成一行轴承孔。或者，在基于气缸侧支承面41a的前部区域（A1）形成两行轴承孔，在后部区域（C1）形成两行轴承孔123和124。

另一方面，在本实施例中，轴承孔121、122、123和124的轴承孔之间可在气缸侧支承面41a的纵向上形成有相同的间隔。在这种情况下，轴承孔在活塞执行往复运动时总是位于活塞侧支承面42a的范围内，轴承孔121、122、123和124的数量和总截面积相同。这样能使活塞42被稳定地支撑。

在这种情况下，优选的是最前一行（在下文中，将被称为“第一行”）的轴承孔121被形成为即使在活塞42移动到底部死点时，该行轴承孔121也处于内活塞侧支承面42a的范围内。而且，优选的是最后一行（在下文中，将被称为“第四行”）的轴承孔124被形成为即使在活塞42移动到顶部死点时，该行轴承孔124也会处于内活塞侧支承面42a的范围内。

根据该实施例的往复式压缩机具有与根据上述实施例的往复式压缩机相似的效果，因此将省略其详细说明。在本实施例中，轴承孔之间具有相同的间隔。在这样的构造下，能够容易地形成轴承孔，因此能够降低制造成本。

在本实施例中，活塞形成有比气缸的长度更大的长度，谐振弹簧被实施为压缩盘簧。由于压缩盘簧的特征，即使活塞的重量增大，活塞也可向下移位。这样会造成活塞与气缸之间的摩擦损失或磨蚀。特别地，在油而非气体被供给到气缸与活塞之间的空间以支撑活塞的情况下，在气缸的下部区域设置的轴承孔的总截面积应大于那些设置在气缸的上部区域的轴承孔的总截面积，以防止活塞向下移位。在这样的构造下，能够防止气缸与活塞之间产生摩擦损失或磨蚀。

图13至图15是用于说明在根据本发明的实施例的应用流体轴承100的往复式压缩机中，轴承孔在各种位置处的剖面和数量的剖视图。

在本实施例中，位于气缸41的下部区域（D1）（在下文中，将称为“下侧轴承孔”）的轴承孔120a可形成为具有比位于气缸41的上部区域（在下文中，将称为“上侧轴承孔”）的轴承孔120b更大的截面积。

为此，如图13所示，下侧轴承孔120a的数量可大于上侧轴承孔120b的数量。然而，如果下侧轴承孔120a的数量比上侧轴承孔120b的数量大得多，则活塞42可向上移动而接触气缸41的上部区域。因此，应适当地控制下侧轴承孔120a的数量和上侧轴承孔120b的数量。优选地，下侧轴承孔120a的数量被控制为比上侧轴承孔120b的数量多约10～50%。

如图14所示，轴承孔120可形成为使得其数量能够从气缸41的最高点向最低点逐渐增多。也就是说，轴承孔120α1>α2···）之间的间隔从气缸41的最高点朝向最低点变窄，因此轴承孔120的数量朝向气缸41的最低点增大。在这样的构造下，能够使相对于流体轴承100的下侧的支撑力增大。

如图15所示，下侧轴承孔120a的数量可与上侧轴承孔120b的数量相同，但是每个下侧轴承孔120a的尺寸（即截面积）（t1）可大于每个上侧轴承孔120b的尺寸（t2）。在这种情况下，如果每个下侧轴承孔120a的尺寸（t1）比每个上侧轴承孔120b的尺寸（t2）大得多，则活塞42可向上移动而接触气缸41的上部区域。因此，应适当地控制下侧轴承孔120a的尺寸（t1）与上侧轴承孔120b的尺寸（t2）。优选地，下侧轴承孔120a的尺寸（t1）形成为比上侧轴承孔120b的尺寸（t2）大约30～60%。

在这种情况下，轴承孔120的尺寸从气缸41的最高点朝向最低点逐渐增大。因为轴承孔120的尺寸从气缸41的最高点朝向最低点逐渐增大，所以轴承孔的截面积朝向气缸41的最低点增大。在这样的构造下，能够使相对于流体轴承100的下侧的支撑力增大。

在轴承孔120的入口可形成导气槽，该导气槽被构造为用以将引入气窝的压缩气体引导到轴承孔120中。

图16至图18是示出在根据本发明的该实施例的应用流体轴承的往复式压缩机中，根据每个实施例的轴承孔的前视图。

如图16所示，导气槽125可形成为环形，使得轴承孔121、122、123和124的每行能够彼此连通。然而，如图17所示，可沿周向以规定的间隔形成多个导气槽126，使得多行轴承孔121、122、123和124能够彼此独立。

导气槽125可被构造为使得引入气窝110的压缩气体能够被喷射到气缸41与活塞42之间的空间，以便在被喷射到轴承孔120中之前起到缓冲物的作用。为此，如图16所示，导气槽125优选形成为环形，使得对应的行的所有轴承孔能够被施加相同的压力。然而，这种情况下，气缸上形成导气槽125的区域可具有减小的厚度，因此强度下降。因此，如图17所示，导气槽126以规定的间隔沿气缸41的周向设置，使得压缩气体能够以相同的压力应用于各轴承孔120。这样的构造的优点在于，压缩气体以相同的压力应用于各轴承孔120，由此能够补偿气缸的强度。

如图18所示，轴承孔120可形成为微孔，使得其接触气缸41的外周面的外周端部能够具有与其接触气缸41的内周面的内周端部相同的截面积，而不具有额外的导气槽。在这种情况下，轴承孔上不形成附加的导气槽。因此，气窝110优选形成为具有比上述实施例的更大的体积，使得压缩气体能够以相同的压力应用于各轴承孔。

在上述实施例中，气缸被***往复式电机的定子。然而，即使在往复式电机机械联接到包括气缸（两者之间具有规定的间隙）的压缩单元的情况下，轴承孔的上述位置也能够以与上述实施例中相同的方式被应用。其详细说明将被省略。

在上述实施例中，活塞被配置为执行往复运动，谐振弹簧沿活塞的运动方向安装在活塞的两侧。然而，在一些情况下，可将气缸配置为执行往复运动，谐振弹簧可被安装在气缸的两侧。在这种情况下，轴承孔的上述位置能够以与在上述实施例中相同的方式被应用。其详细说明将被省略。

在本实施例中，活塞形成有比气缸更大的长度，谐振弹簧被实施为压缩盘簧。由于压缩盘簧的特征，即使活塞的重量增大，活塞也可向下移位。这样会造成活塞与气缸之间的摩擦损失或磨蚀。特别地，在气体而非油被供给到气缸活塞之间的空间以支撑活塞的情况下，轴承孔应被合适地设置，以阻止活塞向下移位。在这样的构造下，能够防止气缸与活塞之间产生摩擦损失或磨蚀。

通气孔130可以相同的间隔沿活塞的周向形成。而且通气孔130可形成为当活塞到达顶部死点时，距气缸的前端部的距离与轴承孔120距气缸的前端部的距离相同。然而，对于通气孔130与轴承孔120之间的大的间隔，通气孔130优选形成为当活塞到达顶部死点时，距轴承孔120的距离与距气缸的前端部的距离不同。例如，如图19所示，通气孔130可形成在沿径向与轴承孔120不同的直线上，使得当观察气缸41和活塞42的纵截面时，通气孔130能够在周向上位于轴承孔120之间。

在上述实施例中，轴承孔被布置为使得它们布置在活塞的中间区域的两侧的行能够彼此对称。然而，即使在活塞的中间区域的两侧上形成的轴承孔的数量彼此不同的情况下，轴承孔与通气孔也可以与上述实施例中相同的方式形成。

例如，如图20所示，即使在活塞的前侧形成两行轴承孔而活塞的后侧形成一行轴承孔的情况下，轴承孔仍可形成为使得气缸的下部形成的轴承孔的总截面积能够大于气缸的上部形成的轴承孔的总截面积。

除下述的实施例之外，本实施例中的往复式压缩机具有与上述实施例的往复式压缩机相同的构造。在本实施例中，多行轴承孔被设置在活塞的前侧，即压力变大的位置。在这样的构造下，由于轴承孔的两个端部之间具有低压差，因此可阻止气体引入到一些轴承孔。在某些情况下，即使气体泄漏到压缩空间等处，气体也能够被引入其它轴承孔，因此活塞能被稳定地支撑。

在上述实施例中，压缩机本体（C）固定安装于机壳10的内周面。尽管图中未示，但是压缩机本体（C）由例如板簧的附加支撑弹簧（图中未示）弹性地支撑，因此减弱了振动噪声。然而，支撑弹簧不能单独用来减弱从外部施加于机壳10的振动，或者从机壳10的内部产生的振动。在本实施例中，为了有效减弱振动噪声，机壳10被构造为双壳体，在这些壳体之间进行摩擦的衰减，在这些壳体之间形成噪声隔离层。

例如，如图21至图25所示，机壳10可由外壳15和内壳16构成。包括往复式电机的上述压缩机本体（C）可由支撑弹簧61和62以支撑状态安装于内壳16。

随着将多个部件相互联接，外壳15可形成为使内部空间11能够被密封。内壳16可形成为在沿周向的两个端部具有切口部的“C”形部，以便在固定到外壳15的同时在外壳15中弹性地恢复。内壳16可由薄钢板构成，薄钢板的厚度对应于密封力所需的规定厚度的外壳15的厚度的1/5～1/7。

内壳16可由非磁物质（如铝或高强度塑料）而非磁性物质（例如钢板）构成，使得能够防止往复式电机30产生的磁力通过机壳10泄漏。或者，内壳16可由非铝或高强度塑料的其它非磁性物质构成。然而，内壳16优选由重的非磁性物质构成以便有效地减振。

即使外壳15的内周面形成为具有圆筒形形状，但在外壳15的内周面与内壳16的外周面之间可形成微空间部，即噪声隔离层。然而，如图23所示，在外壳15的内周面上可形成凹槽15a，使得能够在外壳15的内周面上形成具有规定深度的噪声隔离层（S3）。或者，如图24所示，外壳15可形成为具有多边形截面或瓣状截面。即使内壳16的外周面形成为具有多边形截面或瓣状截面，仍可形成噪声隔离层（S3）。

如图25所示，在根据该实施例的往复式压缩机中，即使从机壳10的内部产生或从外部施加的振动被传递到外壳15或内壳，该振动也会被外壳15与内壳16之间的摩擦所减弱。此外，因为在外壳15与内壳16之间形成噪声隔离层（S3），使振动噪声在经过该噪声隔离层（S3）时被降低。因此，能够减弱从往复式压缩机产生的全部振动噪声。特别是，在噪声隔离层（S3）处，高频带的噪声由于振动非常小而能够被更有效地减弱。

在噪声隔离层（S3）处可形成空气层。或者，可将缓冲物17插设于噪声隔离层（S3）。这里，该缓冲物由例如聚合体化合物的材料构成，其强度比外壳15或内壳16的强度低。随后，缓冲物在高温下被热处理，然后***。

在上述实施例中，外壳15形成为密封型式，内壳16形成为开放型式。然而，在一些情况下，如图26所示，内壳16可形成为密封型式，而外壳15可形成为开方型式。

在内壳16形成为密封型式而外壳15形成为开放型式的情况下，压缩机本体（C）等可被组装到内壳16的内部，然后外壳15可被组装到内壳16的外周面。这样能够方便具有双结构的机壳10的组装过程。

前述的实施例和优点仅仅是示范性的，不应被视为对本发明的限制。本发明教示的内容能够被容易地应用于其它类型的设备。本说明书旨在进行说明而并非限制权利要求书的范围。多种替换、更改和变型对本领域技术人员而言将是显而易见的。本文描述的示范性实施例的特征、结构、方法和其它特性可以按各种方式进行组合，以获得另外的和/或备选的示范性实施例。

由于本发明的特征可以在不背离其特性的条件下以多种形式来实现，因此还应理解的是，若非另有说明，上述实施例均不受前述的说明书的任何细节所限制，而是应在通过随附权利要求书限定的范围内进行宽泛的解释，因此落在权利要求书所包含的界限和通过范围内或这样的界限和范围的等同物内的所有改变和修改因此被随附权利要求书所涵盖。

Claims (10)

1.一种往复式压缩机，其特征在于，所述往复式压缩机包括：

往复式电机，安装于机壳的内部空间，并具有执行往复运动的动子；

气缸，其内周面上具有气缸侧支承面，并由所述气缸侧支承面的部分形成压缩空间；

活塞，其外周面上具有活塞侧支承面，并具有沿往复运动的方向贯穿形成的吸入通道，并且其中沿往复运动的方向，所述活塞的长度大于所述气缸的长度，使得所述活塞的一端部与所述动子联接；

吸入阀，联接到所述活塞的前端部，并被构造为用以打开及关闭所述吸入通道；

排出阀，联接到所述气缸的前端部，并被构造为用以打开及关闭所述压缩空间；以及

多个轴承孔，贯穿形成于所述气缸侧支承面，使得从所述压缩空间排出的气体被供给到所述气缸侧支承面与所述活塞侧支承面之间的空间，

其中，如果所述活塞位于使所述压缩空间最大化的点处，则最靠近所述压缩空间的一行轴承孔位于所述活塞的两个端部之间，以及

其中，基于所述气缸的沿纵向的中心部，布置在形成有所述压缩空间的一侧的所述轴承孔的行数大于布置在相反侧的所述轴承孔的行数。

2.根据权利要求1所述的往复式压缩机，其特征在于，基于沿纵向的所述活塞侧支承面的中心部，布置在所述活塞的一侧的轴承孔的行数与布置在所述活塞的另一侧的轴承孔的行数相同。

3.如权利要求2所述的往复式压缩机，其特征在于，基于所述压缩空间，所述活塞侧支承面沿纵向被分成前部区域、中间区域和后部区域，并且其中所述轴承孔被设置成使得当所述活塞位于使压缩空间最小化的点处时，一行轴承孔位于所述前部区域，两行轴承孔位于所述中间区域，以及一行轴承孔位于所述后部区域。

4.根据权利要求1至3之一所述的往复式压缩机，其特征在于，设置有多行轴承孔，使得设置在所述气缸的下部区域的轴承孔的总截面积大于设置在所述气缸的上部区域的轴承孔的总截面积。

5.如权利要求4所述的往复式压缩机，其特征在于，设置在所述气缸的下部区域的轴承孔的数量大于设置在所述气缸的上部区域的轴承孔的数量。

6.如权利要求4所述的往复式压缩机，其特征在于，每个设置在所述气缸的下部区域的轴承孔的截面积大于每个设置在所述气缸的上部区域的轴承孔的截面积。

7.如权利要求1至3之一所述的往复式压缩机，其特征在于，在所述活塞上形成有一个或多个通气孔，以便贯穿所述活塞侧支承面和所述吸入通道，以及

其中所述通气孔被设置成比最靠近所述压缩空间的那些行的轴承孔更加远离所述压缩空间。

8.如权利要求1至3之一所述的往复式压缩机，其特征在于，所述机壳由外壳和内壳构成，

其中所述外壳和内壳之一是密封型式的壳体，而所述外壳和内壳之另一是开放型式的壳体，所述开放型式的壳体的两个端部沿往复运动的方向开放，并且

其中在所述外壳体与所述内壳体之间形成一空间，或者该空间被形成并填充有缓冲材料，其中所述缓冲材料由比所述外壳及所述内壳的材料更具柔性的材料形成。

9.如权利要求1所述的往复式压缩机，其特征在于，所述往复式压缩机还包括多个谐振弹簧，所述谐振弹簧沿往复运动的方向被安装在所述活塞的两侧，并且

其中所述谐振弹簧被实施为压缩盘簧。

10.一种往复式压缩机，其特征在于，所述往复式压缩机包括：

往复式电机，安装于机壳的内部空间，并具有执行往复运动的动子；

气缸，其内周面上具有气缸侧支承面，并由所述气缸侧支承面的部分形成压缩空间；

活塞，其外周面上具有活塞侧支承面，并具有沿往复运动的方向贯穿形成的吸入通道；

吸入阀，联接到所述活塞的前端部，并被构造为用以打开及关闭所述吸入通道；

排出阀，联接到所述气缸的前端部，并被构造为用以打开及关闭所述压缩空间；

多个谐振弹簧，沿往复运动的方向安装在所述活塞的两侧，其中所述谐振弹簧被实施为压缩盘簧；以及

多个轴承孔，贯穿形成于所述气缸侧支承面，使得从所述压缩空间排出的气体被供给到所述气缸侧支承面与所述活塞侧支承面之间的空间，

其中，如果所述活塞位于使所述压缩空间最大化的点处，则最靠近所述压缩空间的一行轴承孔位于所述活塞的两个端部之间，

在所述活塞上形成有一个或多个通气孔，以便贯穿所述活塞侧支承面和所述吸入通道，以及

其中所述通气孔被设置成比最靠近所述压缩空间的那些行轴承孔更加远离所述压缩空间。