流体机械和换热设备

技术领域

本发明涉及换热系统技术领域，具体而言，涉及一种流体机械和换热设备。

背景技术

现有技术中的流体机械包括压缩机和膨胀机等。以压缩机为例。

根据国家节能环保政策及消费者对空调舒适性要求，空调行业一直在追求高效和低噪。压缩机作为空调的心脏，对空调的能效和噪音水平有直接影响。滚动转子式压缩机作为主流的家用空调压缩机，经过近百年发展，已相对成熟，受结构原理限制，优化空间有限。因此，急需提出一种具备能效高、噪音小等特点的压缩机。

此外，现有的部分压缩机因排气损失较大而导致压缩机的效率较差。

发明内容

本发明的主要目的在于提供一种流体机械和换热设备，以解决现有技术中的压缩机的能效较低、噪音较大，以及如何降低排气损失的问题。

为了实现上述目的，根据本发明的一个方面，提供了一种流体机械，包括曲轴、缸套、交叉槽结构、滑块和两个法兰，曲轴沿其轴向设置有两个偏心部；曲轴与缸套偏心设置且偏心距离固定；交叉槽结构可转动地设置在缸套内，交叉槽结构具有两个限位通道，两个限位通道沿曲轴的轴向顺次设置，限位通道的延伸方向垂直于曲轴的轴向；滑块具有通孔，滑块为两个，两个偏心部对应伸入两个滑块的两个通孔内，两个滑块对应滑动设置在两个限位通道内并形成变容积腔，变容积腔位于滑块的滑动方向上，曲轴转动以带动滑块在限位通道内往复滑动的同时与交叉槽结构相互作用，使得交叉槽结构、滑块在缸套内转动；两个法兰分别设置在缸套的轴向两端，两个法兰中至少一个法兰上开设有第一轴向排气孔，两个法兰中至少一个法兰上开设有第二轴向排气孔；其中，缸套的轴向两端中至少一端的内圆的边缘处具有斜切口，斜切口与第一轴向排气孔连通，缸套的侧壁面上具有至少一个排气口，排气口与第二轴向排气孔连通。

进一步地，同一法兰上的第一轴向排气孔与第二轴向排气孔在法兰的同一半径上，且第二轴向排气孔位于第一轴向排气孔的外周侧。

进一步地，缸套具有斜切口一端的法兰上开设有第一轴向排气孔，且斜切口与第一轴向排气孔相对设置。

进一步地，第一轴向排气孔的几何中心线经过斜切口的几何中心。

进一步地，滑块在其滑动方向上的投影为半圆形的一部分；和/或，滑块在通孔的轴向的投影具有两条相对平行的直线段以及连接两条直线段的端部的弧线段；排气口在缸套的周向上的设置位置为(arccos(2R/B)～2×arccos(2R/B))的角度范围内，其中，R为缸套的内圆半径，B为滑块在通孔的轴向的投影的两条相对平行的直线段之间的距离。

进一步地，缸套的外壁上开设有排气腔，排气口由缸套的内壁连通至排气腔处，流体机械还包括排气阀组件，排气阀组件设置在排气腔内并对应排气口设置；缸套的轴向端面上还设置有连通孔，连通孔与排气腔连通，连通孔与第二轴向排气孔连通。

进一步地，排气口与排气腔连通的一端所在的平面与缸套的轴线之间的距离为K，缸套的内圆半径为R，其中，1mm≦K-R≦5mm。

进一步地，排气腔在缸套的轴向上的腔截面积为S3，排气腔在缸套的轴向上的高度为N，流体机械的排量为V，其中，0.2≦(N×S3)/V≦5。

进一步地，缸套的外壁上开设有排气腔，排气腔的腔壁面上设置有凸台结构，排气口由缸套的内壁贯通至凸台结构处，并与排气腔连通。

进一步地，凸台结构在排气口的延伸方向上的厚度为M，其中，0.05mm≦M≦3mm。

进一步地，排气口的孔截面的截面积为S1，单个变容积腔的容积为V1，其中，750≦V1/S1≦3300。

进一步地，斜切口的倾斜方向为沿缸套的轴向一端的端面向靠近缸套的轴线延伸，且斜切口与缸套的端面之间的夹角为α，其中，15°≦α≦60°。

进一步地，斜切口所在圆的当量直径为D，单个变容积腔的容积为V1，其中，400≦V1/D≦1000。

进一步地，斜切口过缸套的直径的纵截面与排气口过缸套的直径的纵截面重合。

进一步地，第一轴向排气口的孔截面的截面积为S4，单个变容积腔的容积为V1，其中，750≦V1/S4≦3300；和/或，第二轴向排气口的孔截面的截面积为S2，单个变容积腔的容积为V1，其中，50≦V1/S2≦250。

进一步地，排气腔贯通至缸套的外壁面，流体机械还包括排气盖板，排气盖板与缸套连接并密封排气腔。

进一步地，两个偏心部之间具有第一夹角A的相位差，两个偏心部的偏心量相等，且两个限位通道的延伸方向之间具有第二夹角B的相位差，其中，第一夹角A为第二夹角B的二倍。

根据本发明的另一方面，提供了一种换热设备，包括流体机械，流体机械为上述的流体机械。

应用本发明的技术方案，通过将两个法兰中至少一个法兰上开设有第一轴向排气孔，两个法兰中至少一个法兰上开设有第二轴向排气孔；同时，缸套的轴向两端中至少一端的内圆的边缘处具有斜切口，斜切口与第一轴向排气孔连通，缸套的侧壁面上具有至少一个排气口，排气口与第二轴向排气孔连通，这样，确保流体机械的排气可靠性，从而降低流体机械的排气损失，有利于提升流体机械的效率。

附图说明

构成本申请的一部分的说明书附图用来提供对本发明的进一步理解，本发明的示意性实施例及其说明用于解释本发明，并不构成对本发明的不当限定。在附图中：

图1示出了根据本发明的实施例一的压缩机的内部结构示意图；

图2示出了图1中的压缩机的泵体组件的结构示意图；

图3示出了图2中的泵体组件的分解结构示意图；

图4示出了图3中的曲轴、交叉槽结构、滑块的装配结构示意图；

图5示出了图4中的曲轴、交叉槽结构、滑块的剖视结构示意图；

图6示出了图4中的曲轴的轴体部分和两个偏心部的偏心量的结构示意图；

图7示出了图3中的曲轴和缸套的装配偏心量的剖视结构示意图；

图8示出了图3中的缸套和下法兰之间的偏心量的结构示意图；

图9示出了图3中的滑块在通孔轴向上的结构示意图；

图10示出了图3中的压缩机处于吸气开始时的状态结构示意图；

图11示出了图3中的压缩机处于吸气过程中的状态结构示意图；

图12示出了图3中的压缩机处于吸气结束时的状态结构示意图；

图13示出了图3中的压缩机处于压缩气体时的状态结构示意图；

图14示出了图3中的压缩机处于排气过程中的状态结构示意图；

图15示出了图3中的压缩机处于排气结束时的状态结构示意图；

图16示出了图3中的缸套的结构示意图；

图17示出了图3中的缸套的剖视结构示意图，该图中，示出了排气口在缸套的周向上的设置角度范围；

图18示出了图3中的缸套的剖视结构示意图，该图中，示出了K与R的关系示意图；

图19示出了图3中的缸套的剖视结构示意图，该图中，示出了斜切口在缸套的周向上的设置角度范围；

图20示出了图3中的缸套的另一个视角的剖视结构示意图，该图中，示出了斜切口与缸套的端面之间的夹角；

图21示出了图3中的上法兰的俯视视角的结构示意图；

图22示出了图2中的泵体组件的另一个视角的剖视结构示意图，该图中，示出了曲轴与缸套之间的装配偏心量为e；

图23示出了图3中的缸套的排气腔侧的结构示意图；

图24示出了图2中的缸套的剖视结构示意图，该图中，省略了交叉槽结构、滑块和曲轴；

图25示出了根据本发明的一种可选实施例的缸套的排气腔侧的结构示意图，该图中，排气口处具有凸台结构；

图26示出了图25中的缸套的部分剖视结构示意图；

图27示出了图3中的滑块在其滑动方向上的横截面的结构示意图；

图28示出了根据本发明的实施例二的泵体组件的结构示意图；

图29示出了根据本发明的实施例三的泵体组件的结构示意图；

图30示出了根据本发明的实施例四的泵体组件的结构示意图；

图31示出了根据本发明的实施例五的泵体组件的结构示意图；

图32示出了根据本发明的实施例六的泵体组件的结构示意图；

图33示出了根据本发明的实施例七的泵体组件的结构示意图；

图34示出了根据本发明的实施例八的泵体组件的结构示意图；

图35示出了根据本发明的一种可选实施例的压缩机运行的机构原理示意图；

图36示出了图35中的压缩机运行的机构原理示意图；

图37示出了现有技术中的压缩机运行的机构原理示意图；

图38示出了现有技术中改进后的压缩机运行的机构原理示意图；

图39示出了图38中的压缩机运行的机构原理示意图，该图中，示出了驱动轴驱动滑块旋转的力臂；

图40示出了图38中的压缩机运行的机构原理示意图，该图中，限位槽结构的中心和偏心部的中心重合；

图41示出了压缩机的排气损失、COP、余隙容积随V1/S1的变化曲线示意图。

其中，上述附图包括以下附图标记：

10、曲轴；11、偏心部；12、轴体部分；

20、缸套；21、径向吸气孔；22、排气口；23、吸气腔；24、吸气连通腔；25、排气腔；26、连通孔；27、斜切口；29、凸台结构；

30、交叉槽结构；31、限位通道；311、变容积腔；32、中心孔；

40、滑块；41、通孔；42、挤压面；

50、法兰；511、第一轴向排气孔；512、第二轴向排气孔；52、上法兰；53、下法兰；

70、排气盖板；

80、分液器部件；81、壳体组件；82、电机组件；83、泵体组件；84、上盖组件；85、下盖组件。

具体实施方式

下面将结合本发明实施例中的附图，对本发明实施例中的技术方案进行清楚、完整地描述，显然，所描述的实施例仅是本发明一部分实施例，而不是全部的实施例。以下对至少一个示例性实施例的描述实际上仅仅是说明性的，决不作为对本发明及其应用或使用的任何限制。基于本发明中的实施例，本领域普通技术人员在没有作出创造性劳动前提下所获得的所有其他实施例，都属于本发明保护的范围。

现有技术中，如图37所示，基于十字滑块机构提出了一种压缩机运行机构原理，即，以点O

上述的运行机构原理中，气缸中心O

由于线段O

对应的提出了一套运行机构，包括气缸、限位槽结构、滑块和驱动轴，其中，限位槽结构可转动地设置在气缸内，且气缸与限位槽结构同轴设置，即，气缸中心O

但是，如图39所示，驱动轴驱动滑块旋转的力臂L的长度为L＝2e×cosθ×cosθ，其中，e为偏心部的偏心量，θ为O

如图40所示，当气缸中心O

基于此，本申请提出了一种全新的具备两个限位通道的交叉槽结构和双滑块的机构原理，并基于该原理构建了一种全新的压缩机，该压缩机具备能效高、噪音小的特点，下面以压缩机为例，具体介绍基于具备两个限位通道的交叉槽结构和双滑块的压缩机。

为了解决现有技术中的压缩机的能效较低、噪音较大的问题，本发明提供了一种流体机械、换热设备和流体机械的运行方法，其中，换热设备包括下述的流体机械，而流体机械采用下述的运行方法运行。

本发明中的流体机械包括曲轴10、缸套20、交叉槽结构30和滑块40，其中，曲轴10沿其轴向设置有两个偏心部11，两个偏心部11之间具有第一夹角A的相位差，两个偏心部11的偏心量相等；曲轴10与缸套20偏心设置且偏心距离固定；交叉槽结构30可转动地设置在缸套20内，交叉槽结构30具有两个限位通道31，两个限位通道31沿曲轴10的轴向顺次设置，限位通道31的延伸方向垂直于曲轴10的轴向，且两个限位通道31的延伸方向之间具有第二夹角B的相位差，其中，第一夹角A为第二夹角B的二倍；滑块40具有通孔41，滑块40为两个，两个偏心部11对应伸入两个滑块40的两个通孔41内，两个滑块40对应滑动设置在两个限位通道31内并形成变容积腔311，变容积腔311位于滑块40的滑动方向上，曲轴10转动以带动滑块40在限位通道31内往复滑动的同时与交叉槽结构30相互作用，使得交叉槽结构30、滑块40在缸套20内转动。

通过将交叉槽结构30设置成具有两个限位通道31的结构形式，并对应设置两个滑块40，曲轴的两个偏心部11对应伸入两个滑块40的两个通孔41内，同时，两个滑块40对应滑动设置在两个限位通道31内并形成变容积腔311，由于两个偏心部11之间的第一夹角A为两个限位通道31的延伸方向之间的第二夹角B的二倍，这样，当两个滑块40中的一个处于死点位置时，即，与处于死点位置处的滑块40对应的偏心部11的驱动转矩为0，处于死点位置处的滑块40无法继续旋转，而此时两个偏心部11中的另一个偏心部11驱动对应的滑块40的驱动转矩为最大值，确保具有最大驱动转矩的偏心部11能够正常驱动对应的滑块40旋转，从而通过该滑块40来带动交叉槽结构30转动，进而通过交叉槽结构30带动处于死点位置处的滑块40继续旋转，实现了流体机械的稳定运行，避开了运动机构的死点位置，提升了流体机械的运动可靠性，从而确保换热设备的工作可靠性。

此外，由于本申请提供的流体机械能够稳定运行，即，确保了压缩机的能效较高、噪音较小，从而确保换热设备的工作可靠性。

需要说明的是，在本申请中，第一夹角A和第二夹角B均不为零。

如图35和图36所示，当上述的流体机械运行时，曲轴10绕曲轴10的轴心O

如上述方法运行的流体机械，构成了十字滑块机构，该运行方法采用十字滑块机构原理，其中，曲轴10的两个偏心部11分别作为第一连杆L

如图35所示，第一连杆L

如图36所示，曲轴10的轴心O

进一步地，运行方法还包括滑块40相对于偏心部11的自转角速度与滑块40绕曲轴10的轴心O

具体而言，曲轴10的轴心O

需要说明的是，在本申请中，偏心部11的驱动转矩的最大力臂为2e。

在该运动方法下，滑块40的运行轨迹为圆，且该圆以曲轴10的轴心O

需要说明的是，在本申请中，在曲轴10转动的过程中，曲轴10转动2圈，完成4次吸排气过程。

为了解决现有技术中的压缩机的能效较低、噪音较大的问题，本发明提供了一种流体机械和换热设备，其中，换热设备包括流体机械，流体机械为上述和下述的流体机械。

实施例一

如图1至图27所示，流体机械还包括法兰50，法兰50设置在缸套20的轴向的端部，曲轴10与法兰50同心设置，交叉槽结构30与缸套20同轴设置，曲轴10与交叉槽结构30的装配偏心量由法兰50和缸套20相对位置关系确定，其中，法兰50通过紧固件固定在缸套20上，法兰50的轴心与缸套20内圈的轴心的相对位置通过法兰50调心控制，法兰50的轴心与缸套20内圈的轴心的相对位置决定了曲轴10的轴心和交叉槽结构30的轴心的相对位置，通过法兰50调心的本质就是使得偏心部11的偏心量等于曲轴10与缸套20的装配偏心量。

具体地，如图6所示，两个偏心部11的偏心量均等于e，如图7所示，曲轴10和缸套20之间的装配偏心量为e(由于交叉槽结构30与缸套20同轴设置，曲轴10和交叉槽结构30之间的装配偏心量即曲轴10和缸套20之间的装配偏心量)，法兰50包括上法兰52和下法兰53，如图8所示，缸套20的内圈轴心与下法兰53的内圈轴心之间的距离为e，即，等于偏心部11的偏心量。

可选地，曲轴10与法兰50之间具有第一装配间隙，第一装配间隙的范围为0.005mm～0.05mm。

优选地，第一装配间隙的范围为0.01～0.03mm。

可选地，两个滑块40分别与两个偏心部11同心设置，滑块40绕曲轴10的轴心做圆周运动，通孔41的孔壁与偏心部11之间具有第一转动间隙，第一转动间隙的范围为0.005mm～0.05mm。

可选地，交叉槽结构30的外周面与缸套20的内壁面之间具有第二转动间隙，第二转动间隙的尺寸为0.005mm～0.1mm。

如图2至图7所示，曲轴10的轴体部分12一体成型，且轴体部分12仅具有一个轴心。这样，便于轴体部分12的一次成型，从而降低了轴体部分12的加工制造难度。

需要说明的是，在本申请一个未图示的实施例中，曲轴10的轴体部分12包括沿其轴向连接的第一段和第二段，第一段与第二段同轴设置，两个偏心部11分别设置在第一段和第二段上。

可选地，第一段与第二段可拆卸地连接。这样，确保曲轴10的装配和拆卸的便捷性。

如图2至图7所示，曲轴10的轴体部分12与偏心部11一体成型。这样，便于曲轴10的一次成型，从而降低了曲轴10的加工制造难度。

需要说明的是，在本申请一个未图示的实施例中，曲轴10的轴体部分12与偏心部11可拆卸地连接。这样，便于偏心部11的安装和拆卸。

如图3和图4所示，限位通道31的两端贯通至交叉槽结构30的外周面。这样，有利于降低交叉槽结构30的加工制造难度。

需要说明的是，在本申请中，第一夹角A为160度-200度；第二夹角B为80度-100度。这样，只要满足第一夹角A是第二夹角B的二倍的关系即可。

优选地，第一夹角A为160度，第二夹角B为80度。

优选地，第一夹角A为165度，第二夹角B为82.5度。

优选地，第一夹角A为170度，第二夹角B为85度。

优选地，第一夹角A为175度，第二夹角B为87.5度。

优选地，第一夹角A为180度，第二夹角B为90度。

优选地，第一夹角A为185度，第二夹角B为92.5度。

优选地，第一夹角A为190度，第二夹角B为95度。

优选地，第一夹角A为195度，第二夹角B为97.5度。

需要说明的是，在本申请中，偏心部11具有圆弧面，圆弧面的圆心角大于等于180度。这样，确保偏心部11的圆弧面能够对滑块40施加有效驱动力的作用，从而确保滑块40的运动可靠性。

如图2至图7所示，偏心部11为圆柱形。

可选地，偏心部11的近端与曲轴10的轴体部分12的外圆平齐。

可选地，偏心部11的近端突出于曲轴10的轴体部分12的外圆。

可选地，偏心部11的近端位于曲轴10的轴体部分12的外圆的内侧。

需要说明的是，在本申请一个未图示的实施例中，滑块40包括多个子结构，多个子结构拼接后围成通孔41。

如图2至图7所示，两个偏心部11在曲轴10的轴向上间隔设置。这样，在装配曲轴10、缸套20和两个滑块40的过程中，确保两个偏心部11之间的间隔距离能够为缸套20提供装配空间，以确保装配便捷性。

如图3所示，交叉槽结构30具有中心孔32，两个限位通道31通过中心孔32连通，中心孔32的孔径大于曲轴10的轴体部分12的直径。这样，确保曲轴10能够顺利地穿过中心孔32。

可选地，中心孔32的孔径大于偏心部11的直径。这样，确保曲轴10的偏心部11能够顺利地穿过中心孔32。

如图9所示，滑块40在通孔41的轴向的投影具有两条相对平行的直线段以及连接两条直线段的端部的弧线段。限位通道31具有与滑块40滑动接触的一组相对设置的第一滑移面，滑块40具有与第一滑移面配合的第二滑移面，滑块40具有朝向限位通道31的端部的挤压面42，挤压面42作为滑块40的头部，两个第二滑移面通过挤压面42连接，挤压面42朝向变容积腔311。这样，滑块40的第二滑移面在其通孔41的轴向的投影为直线段，同时，滑块40的挤压面42在其通孔41的轴向的投影为弧线段。

具体地，挤压面42为弧面，弧面的弧心与通孔41的中心之间的距离等于偏心部11的偏心量。图9中，滑块40的通孔41中心为O

可选地，弧面的曲率半径与缸套20的内圆的半径相等。

可选地，弧面的曲率半径与缸套20的内圆的半径具有差值，差值的范围为-0.05mm～0.025mm。

优选地，差值的范围为-0.02～0.02mm。

需要说明的是，在本申请中，挤压面42在滑块40滑动方向上的投影面积S

优选地，S

需要说明的是，本实施例示出的流体机械为压缩机，如图1所示，压缩机包括分液器部件80、壳体组件81、电机组件82、泵体组件83、上盖组件84和下盖组件85，其中，分液器部件80设置在壳体组件81的外部，上盖组件84装配在壳体组件81的上端，下盖组件85装配在壳体组件81的下端，电机组件82和泵体组件83均位于壳体组件81的内部，其中，电机组件82位于泵体组件83的上方，或者，电机组件82位于泵体组件83的下方。压缩机的泵体组件83包括上述的曲轴10、缸套20、交叉槽结构30、滑块40、上法兰52和下法兰53。

可选地，上述各部件通过焊接、热套、或冷压的方式连接。

整个泵体组件83的装配过程如下：下法兰53固定在缸套20上，两个滑块40分别置于对应的两个限位通道31内，曲轴10的两个偏心部11分别伸入对应的两个滑块40的两个通孔41内，再将组装好的曲轴10、交叉槽结构30和两个滑块40置于缸套20内，曲轴10的一端安装在下法兰53上，曲轴10的另一端穿过上法兰52设置，具体可参见图2和图3。

需要说明的是，在本实施例中，滑块40、限位通道31、缸套20和上法兰52(或下法兰53)围成的封闭空间即为变容积腔311，泵体组件83共具有4个变容积腔311，在曲轴10转动的过程中，曲轴10转动2圈，单个变容积腔311完成1次吸排气过程，对压缩机而言，曲轴10转动2圈，共计完成4次吸排气过程。

进一步地，滑块40的头部的挤压面42、限位通道31的两个侧壁面和通道底面、缸套20的部分内壁面、上法兰52的朝向缸套20一侧的部分表面(或下法兰53朝向缸套20一侧的部分表面)围成的封闭空间即为变容积腔311。

如图10至图15所示，滑块40在限位通道31内往复运动的过程中，同时相对于缸套20旋转，图10至图12中，滑块40顺时针从0度向180度转动的过程中，变容积腔311增大，在变容积腔311增大的过程中，变容积腔311与缸套20的吸气腔23连通，滑块40转动至180度时，变容积腔311的容积达到最大值，此时的变容积腔311与吸气腔23脱离，由此完成吸气作业，图13至图15中，滑块40继续沿顺时针方向从180度向360度转动的过程中，变容积腔311减小，滑块40对变容积腔311内的气体进行压缩，当滑块40转动至该变容积腔311与压缩排气口22连通，且当变容积腔311内的气体达到排气压力时，排气阀组件60的排气阀片61开启，开始排气作业，直至压缩结束后进入下一个周期。

如图10至图15所示，以M标记的点作为滑块40与曲轴10相对运动的参考点，图11表示滑块40顺时针从0度向180度转动的过程，滑块40转动的角度为θ1，对应的曲轴10转动的角度为2θ1，图13中表示滑块40继续沿顺时针方向从180度向360度转动的过程，滑块40转动的角度为180°+θ2，对应的曲轴10转动的角度为360°+2θ2，图14中表示滑块40继续沿顺时针方向从180度向360度转动的过程，且变容积腔311与压缩排气口22连通，滑块40转动的角度为180°+θ3，对应的曲轴10转动的角度为360°+2θ3，即，滑块40转1圈，对应的曲轴10转2圈，其中，θ1＜θ2＜θ3。

下面对压缩机的运行进行具体介绍：

如图1所示，电机组件82带动曲轴10转动，曲轴10的两个偏心部11分别驱动对应的两个滑块40运动，滑块40绕曲轴10的轴心做公转的同时，滑块40相对于偏心部11自转，且滑块40沿限位通道31往复运动，并带动交叉槽结构30在缸套20内转动，滑块40公转的同时沿限位通道31进行往复运动而构成十字滑块机构运动方式。

针对如何降低排气损失的问题，本申请通过法兰50端面排气和缸套20侧排气相结合，以降低压缩机的排气损失，具体如下：

如图1至图27所示，两个法兰50中至少一个法兰50上开设有第一轴向排气孔511，两个法兰50中至少一个法兰50上开设有第二轴向排气孔512；其中，缸套20的轴向两端中至少一端的内圆的边缘处具有斜切口27，斜切口27与第一轴向排气孔511连通，缸套20的侧壁面上具有至少一个排气口22，排气口22与第二轴向排气孔512连通。

通过将两个法兰50中至少一个法兰50上开设有第一轴向排气孔511，两个法兰50中至少一个法兰50上开设有第二轴向排气孔512；同时，缸套20的轴向两端中至少一端的内圆的边缘处具有斜切口27，斜切口27与第一轴向排气孔511连通，缸套20的侧壁面上具有至少一个排气口22，排气口22与第二轴向排气孔512连通，这样，确保流体机械的排气可靠性，从而降低流体机械的排气损失，有利于提升流体机械的效率。

如图2和图21所示，同一法兰50上的第一轴向排气孔511与第二轴向排气孔512在法兰50的同一半径上，且第二轴向排气孔512位于第一轴向排气孔511的外周侧。这样，有利于减小节流损失，从而提升压缩机的性能，此外，降低了法兰50的设计难度以及加工制造难度，后续出现异常情况便于查找原因并进行分析。

如图2和图16所示，缸套20具有斜切口27一端的法兰50上开设有第一轴向排气孔511，且斜切口27与第一轴向排气孔511相对设置。这样，确保与斜切口27连通的变容积腔311的排气可靠性。

进一步地，第一轴向排气孔511的几何中心线经过斜切口27的几何中心。这样，有利于降低排气损失，从而确保压缩机的效率能够最优。

可选的，滑块40在其滑动方向上的投影为半圆形的一部分。

如图2、图9和图17所示，滑块40在通孔41的轴向的投影具有两条相对平行的直线段以及连接两条直线段的端部的弧线段；排气口22在缸套20的周向上的设置位置为(arccos(2R/B)～2×arccos2R/B)的角度范围内，其中，R为缸套20的内圆半径，B为滑块40在通孔41的轴向的投影的两条相对平行的直线段之间的距离。这样，通过合理地优化排气口22在缸套20的周向上的设置位置，有利于避免压缩机过压缩或者欠压缩，图17中的θ的角度范围即为(arccos(2R/B)～2×arccos2R/B)，也就是说，排气口22能够在缸套20的周向上的上述范围内进行设置。

如图10至图18所示，缸套20的外壁上开设有排气腔25，排气口22由缸套20的内壁连通至排气腔25处，流体机械还包括排气阀组件，排气阀组件设置在排气腔25内并对应排气口22设置。这样，排气腔25用于容纳排气阀组件，有效减少了排气阀组件的占用空间，使得部件合理布置，提高了缸套20的空间利用率。

如图10至图18所示，缸套20的轴向端面上还设置有连通孔26，连通孔26与排气腔25连通，连通孔26与第二轴向排气孔512连通。这样，确保缸套20的排气可靠性。

进一步地，如图2所示，排气腔25贯通至缸套20的外壁面，流体机械还包括排气盖板70，排气盖板70与缸套20连接并密封排气腔25。这样，排气盖板70起到将变容积腔311与泵体组件83的外部空间隔开的作用。

可选地，排气盖板70通过紧固件固定在缸套20上。

可选地，紧固件为螺钉。

可选地，排气盖板70的外轮廓与排气腔25的外轮廓相适配。

如图18所示，排气口22与排气腔25连通的一端所在的平面与缸套20的轴线之间的距离为K，缸套20的内圆半径为R，其中，1mm≦K-R≦5mm。这样，通过合理地优化K-R的取值范围，符合压缩机的可靠性要求，一方面，避免了因K-R过小而导致排气口22处的缸套壁的厚度越薄，致使排气口22处的缸套壁的强度不足，后续排气阀组件中的阀片高频撞击容易导致排气口22处的缸套壁断裂；另一方面，还避免了因K-R过大而导致排气口22处的缸套壁的厚度过厚，虽然排气口22处的缸套壁的强度能够满足要求，但是导致了余隙容积增大，致使压缩机的能效降低幅度增大。

如图23和图24所示，排气腔25在缸套20的轴向上的腔截面积为S3，排气腔25在缸套20的轴向上的高度为N，流体机械的排量为V，其中，0.2≦(N×S3)/V≦5。这样，通过合理优化排气腔25的容积与压缩机(流体机械)的排量V的比值范围，确保排气腔25能够起到降低排气噪音和降低压缩机高速运行时的油循环率，其中，S3的单位为平方毫米，N的单位为mm。

需要说明的是，在本实施例中，还可出了另外一个可选的实施例，如图25和图26所示，缸套20的外壁上开设有排气腔25，排气腔25的腔壁面上设置有凸台结构29，排气口22由缸套20的内壁贯通至凸台结构29处，并与排气腔25连通。这样，凸台结构29为外凸的结构形式，通过设置凸台结构29有利于减小排气阀组件的排气阀片因润滑油粘滞而导致开启损失。

进一步地，如图26所示，凸台结构29在排气口22的延伸方向上的厚度为M，其中，0.05mm≦M≦3mm。这样，一方面，增加了排气口22处的缸套壁厚度，确保该处的缸套壁的强度足够；另一方面，还能够降低排气阀组件的排气阀片的开启损失。

需要说明的是，在本申请中，如图27所示，滑块40在其滑动方向上的横截面的截面积为S，如图22所示，交叉槽结构30的装配偏心量为e，根据压缩机运行原理可得出：单个变容积腔311的容积V1＝4eS，整个压缩机的工作容积为V，且V＝4V1＝16eS，即，压缩机的排量V为16eS，单位为立方毫米。

需要说明的是，在本申请中，如图23和图41所示，排气口22的孔截面的截面积为S1，单个变容积腔311的容积为V1，其中，750≦V1/S1≦3300。这样，通过合理的优化单个变容积腔311的容积V1与排气口22的孔截面的截面积S1的比值范围，确保排气口22的孔截面的截面积S1能够在合理范围内，避免了因排气口22过小而导致排气速率较大，致使排气损失增大，话能够避免了因排气口22过大而导致余隙容积较大(可参见图41)，其中，V1的单位为立方毫米，S1的单位为平方毫米。

需要说明的是，图41中的COP是指压缩机的制冷量或制热量与压缩机的功耗的比值，是反映压缩机的性能与节能的参数。

需要说明的是，在本申请中，上述的比值V1/S1的取值范围是数值的比值，不带单位。

如图2和图19所示，斜切口27过缸套20的直径的纵截面与排气口22过缸套20的直径的纵截面重合，具体而言，如图19所示，该图示出了斜切口27在缸套20的周向上的设置位置为(arccos(2R/B)～2×arccos2R/B)的角度范围内，其中，R为缸套20的内圆半径，B为滑块40在通孔41的轴向的投影的两条相对平行的直线段之间的距离。这样，通过合理地优化斜切口27在缸套20的周向上的设置位置，有利于避免压缩机过压缩或者欠压缩，图19中的β的角度范围即为(arccos(2R/B)～2×arccos2R/B)，也就是说，斜切口27能够在缸套20的周向上的上述范围内进行设置。

如图20所示，斜切口27的倾斜方向为沿缸套20的轴向一端的端面向靠近缸套20的轴线延伸，且斜切口27与缸套20的端面之间的夹角为α，其中，15°≦α≦60°。这样，有利于减小排气损失，从而提升压缩机性能，此外，斜切口27能够起到引导气流的作用，但斜切口27会增加压缩机的余隙，使得压缩机的性能降低，由于气体的流动是有阻力和损失的，通过合理地优化斜切口27与缸套20的端面之间的夹角α，使得气体流动损失和增大余隙之间能够找到最优点。

如图20所示，斜切口27所在圆的当量直径为D，单个变容积腔311的容积为V1，其中，400≦V1/D≦1000，其中，D的单位为mm。这样，有利于尽可能地降低排气噪音，通过合理地优化斜切口27所在圆的当量直径D，使得V1/D的比值能够满足：400≦V1/D≦1000，在减少气体流动损失和增大余隙之间找到最优点。

需要说明的是，在本申请中，上述的比值V1/D的取值范围是数值的比值，不带单位。

如图21所示，第一轴向排气口22的孔截面的截面积为S4，单个变容积腔311的容积为V1，其中，750≦V1/S4≦3300。这样，兼顾排气损失和余隙容积两者之间的平衡，确保压缩机的COP能够达到最优。

需要说明的是，在本申请中，上述的比值V1/S4的取值范围是数值的比值，不带单位。

如图21所示，第二轴向排气口22的孔截面的截面积为S2，单个变容积腔311的容积为V1，其中，50≦V1/S2≦250。这样，兼顾排气损失和余隙容积两者之间的平衡，确保压缩机的COP能够达到最优。

需要说明的是，在本申请中，上述的比值V1/S2的取值范围是数值的比值，不带单位。

如图2、图10至图20、图22和图24所示，缸套20具有一个径向吸气孔21和吸气腔23，吸气腔23与径向吸气孔21连通。这样，确保吸气腔23能够蓄存有大量的气体，以使的变容积腔311能够饱满吸气，从而使得压缩机能够足量吸气，并在吸气不足时，能够及时供给蓄存气体给变容积腔311，以保证压缩机的压缩效率。

可选地，吸气腔23为在缸套20的内壁面沿径向挖空形成的腔体，吸气腔23可以是1个，也可以是上下2个。

具体而言，吸气腔23绕缸套20的内壁面的周向延伸第一预设距离，以构成弧形吸气腔23。这样，确保吸气腔23的容积足够大，以蓄存大量的气体。

如图2、图10至图20、图22和图24所示，吸气腔23为两个，两个吸气腔23沿缸套20的轴向间隔设置，缸套20还具有吸气连通腔24，两个吸气腔23均与吸气连通腔24连通，且径向吸气孔21通过吸气连通腔24与吸气腔23连通。这样，有利于增大吸气腔23的容积，从而减小吸气压力脉动。

进一步地，如图2所示，吸气连通腔24沿缸套20的轴向延伸第二预设距离，吸气连通腔24的至少一端贯通缸套20的轴向端面。这样，便于从缸套20的端面上开设吸气连通腔24，确保吸气连通腔24的加工便捷性。

需要说明的是，在本实施例中，如图2所示，缸套20靠近下法兰53的侧壁上开设有排气口22，缸套20朝向上法兰52一端的端部内圆上开设有斜切口27，同时，上法兰52上具有第一轴向排气孔511和第二轴向排气孔512，其中，排气口22通过排气腔25、连通孔26与第二轴向排气孔512连通，斜切口27与第一轴向排气孔511连通。

实施例二

需要说明的是，本实施例与实施例一的区别在于，如图28所示，缸套20靠近上法兰52的侧壁上排气口22，缸套20朝向下法兰53一端的端部内圆上开设有斜切口27，同时，下法兰53上具有第一轴向排气孔511，上法兰52上具有第二轴向排气孔512，其中，排气口22通过排气腔25、连通孔26与第二轴向排气孔512连通，斜切口27与第一轴向排气孔511连通。

实施例三

需要说明的是，本实施例与实施例一的区别在于，如图29所示，缸套20靠近上法兰52的侧壁上排气口22，缸套20朝向下法兰53一端的端部内圆上开设有斜切口27，同时，下法兰53上具有第一轴向排气孔511和第二轴向排气孔512，其中，排气口22通过排气腔25、连通孔26与第二轴向排气孔512连通，斜切口27与第一轴向排气孔511连通。

实施例四

需要说明的是，本实施例与实施例一的区别在于，如图30所示，缸套20靠近上法兰52的侧壁上排气口22，以及缸套20朝向上法兰52一端的端部内圆上开设有斜切口27，缸套20靠近下法兰53的侧壁上排气口22，以及缸套20朝向下法兰53一端的端部内圆上开设有斜切口27，同时，上法兰52和下法兰53上均具有第一轴向排气孔511和第二轴向排气孔512，其中，缸套20上侧的排气口22通过排气腔25、连通孔26与上法兰52上的第二轴向排气孔512连通，缸套20上端面的斜切口27与上法兰52上的第一轴向排气孔511连通；缸套20下侧的排气口22通过排气腔25、连通孔26与下法兰53上的第二轴向排气孔512连通，缸套20下端面的斜切口27与下法兰53上的第一轴向排气孔511连通。

实施例五

需要说明的是，本实施例与实施例一的区别在于，如图31所示，缸套20具有两个径向吸气孔21，且两个径向吸气孔21沿缸套20的轴向间隔设置，两个径向吸气孔21分别于对应侧的吸气腔23连通。

实施例六

需要说明的是，本实施例与实施例二的区别在于，如图32所示，缸套20具有两个径向吸气孔21，且两个径向吸气孔21沿缸套20的轴向间隔设置，两个径向吸气孔21分别于对应侧的吸气腔23连通。

实施例七

需要说明的是，本实施例与实施例三的区别在于，如图33所示，缸套20具有两个径向吸气孔21，且两个径向吸气孔21沿缸套20的轴向间隔设置，两个径向吸气孔21分别于对应侧的吸气腔23连通。

实施例八

需要说明的是，本实施例与实施例四的区别在于，如图34所示，缸套20具有两个径向吸气孔21，且两个径向吸气孔21沿缸套20的轴向间隔设置，两个径向吸气孔21分别于对应侧的吸气腔23连通。

当然，在本申请的一个未图示的实施例中，也可以是通过法兰50进行上法兰52、下法兰53进行吸气，或者，两个法兰50中的一个法兰50进行吸气并搭配缸套20吸气。

需要注意的是，这里所使用的术语仅是为了描述具体实施方式，而非意图限制根据本申请的示例性实施方式。如在这里所使用的，除非上下文另外明确指出，否则单数形式也意图包括复数形式，此外，还应当理解的是，当在本说明书中使用术语“包含”和/或“包括”时，其指明存在特征、步骤、操作、器件、组件和/或它们的组合。

除非另外具体说明，否则在这些实施例中阐述的部件和步骤的相对布置、数字表达式和数值不限制本发明的范围。同时，应当明白，为了便于描述，附图中所示出的各个部分的尺寸并不是按照实际的比例关系绘制的。对于相关领域普通技术人员已知的技术、方法和设备可能不作详细讨论，但在适当情况下，所述技术、方法和设备应当被视为授权说明书的一部分。在这里示出和讨论的所有示例中，任何具体值应被解释为仅仅是示例性的，而不是作为限制。因此，示例性实施例的其它示例可以具有不同的值。应注意到：相似的标号和字母在下面的附图中表示类似项，因此，一旦某一项在一个附图中被定义，则在随后的附图中不需要对其进行进一步讨论。

为了便于描述，在这里可以使用空间相对术语，如“在……之上”、“在……上方”、“在……上表面”、“上面的”等，用来描述如在图中所示的一个器件或特征与其他器件或特征的空间位置关系。应当理解的是，空间相对术语旨在包含除了器件在图中所描述的方位之外的在使用或操作中的不同方位。例如，如果附图中的器件被倒置，则描述为“在其他器件或构造上方”或“在其他器件或构造之上”的器件之后将被定位为“在其他器件或构造下方”或“在其他器件或构造之下”。因而，示例性术语“在……上方”可以包括“在……上方”和“在……下方”两种方位。该器件也可以其他不同方式定位(旋转90度或处于其他方位)，并且对这里所使用的空间相对描述作出相应解释。

需要注意的是，这里所使用的术语仅是为了描述具体实施方式，而非意图限制根据本申请的示例性实施方式。如在这里所使用的，除非上下文另外明确指出，否则单数形式也意图包括复数形式，此外，还应当理解的是，当在本说明书中使用术语“包含”和/或“包括”时，其指明存在特征、步骤、工作、器件、组件和/或它们的组合。

需要说明的是，本申请的说明书和权利要求书及上述附图中的术语“第一”、“第二”等是用于区别类似的对象，而不必用于描述特定的顺序或先后次序。应该理解这样使用的数据在适当情况下可以互换，以便这里描述的本申请的实施方式能够以除了在这里图示或描述的那些以外的顺序实施。

以上所述仅为本发明的优选实施例而已，并不用于限制本发明，对于本领域的技术人员来说，本发明可以有各种更改和变化。凡在本发明的精神和原则之内，所作的任何修改、等同替换、改进等，均应包含在本发明的保护范围之内。