压缩机供油结构和涡旋压缩机

技术领域

本申请涉及压缩机技术领域，具体涉及一种压缩机供油结构和涡旋压缩机。

背景技术

涡旋压缩机中，型线与泵体一直是压缩机技术的核心问题。在涡旋压缩的过程中，动静盘型线的啮合，动静盘齿顶与齿底的啮合，都是一直以来需要着重解决的技术难点。这些啮合结构要求尽可能的密封，但一旦金属与金属直接接触，又会产生磨损。因此，涡旋压缩机中的油路设计也十分重要，油路需要保证各轴承，及型线啮合的润滑。为了保证润滑，在轴承，型线，齿顶，齿底之间又会预留一些间隙。而在实际运行中，零件发生变形，以及压缩中动静盘因压缩力产生倾覆力矩等，都会导致这些间隙发生变化，从而引起磨损。

目前的涡旋压缩机中，通常会在泵体中引出大于吸气压力但小于排气压力的中压力到动盘的背部，形成背压力，从而将动盘压在静盘上。但目前的大部分压缩机，其背压并不是完全引入中压力，而是分为排气压力和中压力两部分。大部分传统压缩机将油路从高压腔的油池中引进曲轴后，都会从曲轴偏心部引出，润滑偏心部配合的动盘轴承，这虽然使得曲轴与动盘轴承配合的偏心部获得了足量的油，但也造成动盘轴承内实际上是高压油气组成的高压腔。因此，一般传统压缩机，在偏心部外部，或在动盘，或在曲轴，亦或在放置在上支架上方的主平衡块上都会设置密封圈，以密封圈的形式将主轴承内的排气压力腔室和从泵体内引出的中压腔室隔开。

外围的中压力不止有将动盘压在静盘上的作用，同时也有平衡倾覆力矩的作用。当动盘内部产生倾覆力矩的时候，只要外侧中压力足够大，就可以平衡掉倾覆力矩。显然，由于排气压力过于接近动盘倾覆时的旋转中心，因此这部分压力几乎起不到有效的力臂平衡作用，能起到作用的只是作用于外侧的中压，在同一平面内，旋转中心两侧的中压力可以被等效在基本对称的作用点上，这时当动盘的倾覆力矩小于中压力与中压力臂的乘积时，倾覆力矩就不会导致动盘的倾覆。

显然，在同样的背压力下，如果中心的排气压力占比过高，中压的占比就会降低，从而就不能有效地平衡倾覆力矩。反之，排气压力的占比越小，中压就越大，从而能越有效地平衡倾覆力矩。

对于采用中压平衡倾覆力矩的方案而言，相关技术的压缩机，由于背压侧动盘轴承的腔体内排气压力过大，因此排气压力占背压比例较大，中压占比较小，导致中压背压力不足，无法有效平衡倾覆力矩。

发明内容

因此，本申请要解决的技术问题在于提供一种压缩机供油结构和涡旋压缩机，能够减小排气压力在背压中的占比，提高中压在背压中的占比，使得中压能够有效平衡倾覆力矩。

为了解决上述问题，本申请提供一种压缩机供油结构，包括曲轴、动盘、静盘和上支架，动盘通过动盘轴承能够转动地连接在曲轴的偏心部上，偏心部和动盘之间形成高压腔，上支架、动盘和曲轴之间形成中压腔，高压腔和中压腔间隔开，动盘和静盘之间形成与高压油腔连通的高压油槽，高压腔向动盘提供第二压力，高压油槽向动盘提供与第二压力相反的第一压力。

优选地，高压油槽内的第一压力作用于动盘的面积为S1，高压腔内的第二压力作用于动盘的面积为S2，0.5S2≤S1≤2S2。

优选地，高压腔内的第一压力作用于动盘的面积为S1，第一压强为P1，高压油槽内的第二压力作用于动盘的面积为S2，第二压强为P2，P1*S1＝P2*S2。

优选地，动盘朝向静盘的端面设置有朝向静盘凸出的凸出部，静盘朝向动盘的端面设置有凹陷部，凸出部能够活动地设置在凹陷部内，并将凹陷部分成相互隔离的高压区域和中压区域，高压区域通过进油通道与高压油腔连通。

优选地，压缩机供油结构还包括出油通道，出油通道与高压区域连通，从进油通道进入高压区域的油液能够经由出油通道流出高压区域。

优选地，凸出部为凸环，凹陷部为环形凹槽，凸环的内环壁与环形凹槽的内环壁围成高压区域，凸环的外环壁与环形凹槽的外环壁围成中压区域。

优选地，高压区域为动态环形油槽，在动盘公转的过程中，高压区域的范围发生变化，高压区域的总面积不变。

优选地，静盘的凹陷部上设置有储油腔，储油腔间隙性地与高压区域或中压区域连通，在高压区域进行储油，并对中压区域进行供油。

优选地，储油腔设置在凹陷部的底部，储油腔至少为两个，至少两个储油腔沿静盘的周向排布。

优选地，当凸出部为凸环，凹陷部为环形凹槽时，凸环运动至储油腔处时，凸环能够全部覆盖储油腔。

优选地，当凸出部为凸环，凹陷部为环形凹槽时，储油腔与环形凹槽的外环壁之间的最小距离大于凸环的厚度；和/或，储油腔与环形凹槽的内环壁之间的最小距离大于凸环的厚度。

优选地，当凸出部为凸环，凹陷部为环形凹槽时，凸环上的预设点运动至距离环形凹槽的内环壁最远位置时，与该预设点位于同一径向上的储油腔能够完全位于高压区域内，凸环上的预设点运动至距离环形凹槽的内环壁最近位置时，与该预设点位于同一径向上的储油腔能够完全位于中压区域内。

优选地，当凸出部为凸环，凹陷部为环形凹槽时，在动盘的整个运动过程中，动盘不与环形凹槽的内环壁或外环壁发生碰撞。

优选地，动盘上设置有动盘轴承和第一供油通道，动盘轴承设置在动盘远离静盘的背侧，第一供油通道的第一端与高压区域连通，第一供油通道的第二端与动盘轴承的内腔连通。

优选地，静盘上设置有第二供油通道，第二供油通道的第一端与高压区域连通，第二供油通道的第二端设置在环形凹槽的外周侧，并与环形凹槽间隔开。

优选地，第二供油通道的第一端设置在环形凹槽的内周侧，静盘位于环形凹槽内周侧的端面上设置有通油槽，第二供油通道的第一端通过通油槽与高压区域连通。

优选地，压缩机供油结构还包括曲轴油路、上支架油路和回油通路，当动盘上设置有第一供油通道，静盘上设置有第二供油通道时，油液依次经曲轴油路、上支架油路、第二供油通道、高压区域、第一供油通道、动盘轴承的内腔和回油通路流回油池。

优选地，曲轴还包括主轴颈，主轴颈与上支架之间设置有主轴承，主轴承上开设有连通曲轴油路和上支架油路的连通孔，主轴颈与主轴承之间设置有第一连通通道，第一连通通道的一端与连通孔连通，另一端与曲轴油路连通。

优选地，主轴颈的一侧具有第一切边，第一切边沿主轴颈的轴向延伸，第一切边与主轴承之间形成第一连通通道，上支架的内周壁设置有储油环，储油环沿主轴颈的周向延伸，连通孔通过储油环与上支架油路连通。

优选地，偏心部的一侧设置有第二切边，第二切边沿偏心部的轴向延伸，第二切边与动盘轴承之间形成第二连通通道，高压腔通过第二连通通道与回油通路连通。

优选地，压缩机供油结构还包括曲轴油路、上支架油路和回油通路，当动盘上设置有第一供油通道，静盘上设置有第二供油通道时，油液依次经曲轴油路、动盘轴承的内腔、第一供油通道、高压区域、第二供油通道和回油通路流回油池。

优选地，中压腔的底部设置有回油结构，回油结构包括回油通道和设置在回油通道处的单向阀，单向阀能够在中压腔内的油液高度到达预设高度时打开回油通道。

根据本申请的另一方面，提供了一种涡旋压缩机，包括压缩机供油结构，该压缩机供油结构为上述的压缩机供油结构。

本申请提供的压缩机供油结构，包括曲轴、动盘、静盘和上支架，动盘通过动盘轴承能够转动地连接在曲轴的偏心部上，偏心部和动盘之间形成高压腔，上支架、动盘和曲轴之间形成中压腔，高压腔和中压腔间隔开，动盘和静盘之间形成与高压油腔连通的高压油槽，高压腔向动盘提供第二压力，高压油槽向动盘提供与第二压力相反的第一压力。压缩机供油结构通过在动盘和静盘之间形成与高压油腔连通的高压油槽，能够通过高压油腔向高压油槽内通入高压油液，使得高压油槽内保持高压压力，从而可以利用高压油槽内的高压压力为动盘施加与高压腔内的高压压力相反的作用力，利用压缩机供油结构将动盘受到的排气背压至少抵消一部分，甚至全部抵消，从而能够减小排气压力在背压中的占比，提高中压在背压中的占比，使得中压能够有效平衡倾覆力矩，有效避免动盘发生倾覆问题，提高压缩机运行结构的稳定性和可靠性。

附图说明

图1为本申请一个实施例的压缩机供油结构的高压油槽结构示意图；

图2为本申请一个实施例的压缩机供油结构的动盘的剖视结构示意图；

图3为本申请一个实施例的压缩机供油结构的静盘的立体结构示意图；

图4为本申请一个实施例的涡旋压缩机的油路结构图；

图5为本申请一个实施例的涡旋压缩机的油路结构图；

图6为本申请一个实施例的涡旋压缩机的油路结构图；

图7为本申请一个实施例的压缩机供油结构的高压油槽结构示意图；

图8为本申请一个实施例的压缩机供油结构的静盘的立体结构示意图；

图9为本申请一个实施例的涡旋压缩机的油路结构图；

图10为本申请一个实施例的涡旋压缩机的回油结构示意图。

附图标记表示为：

1、动盘；2、静盘；3、高压区域；4、中压区域；5、储油腔；6、凸环；7、环形凹槽；8、动盘轴承；9、第一供油通道；10、第二供油通道；11、通油槽；12、曲轴油路；13、上支架油路；14、回油通路；15、上支架；16、曲轴；17、偏心部；18、主轴颈；19、主轴承；20、连通孔；21、第一连通通道；22、第一切边；23、储油环；24、第二切边；25、第二连通通道；26、高压腔；27、中压腔；28、回油通道；29、单向阀；30、动盘密封圈；31、曲轴密封圈。

具体实施方式

通常，动盘轴承需要大量的润滑油来保持润滑，因此往往需要从底部油池中引高压油进入动盘轴承腔，这就造成了基本在所有压缩机中，动盘背面，动盘轴承范围内的压力一定是排气压力。基于这种现象，目前压缩机的背压力普遍是过大且难以控制的。

为了解决相关技术中压缩机背压腔内的背压难以控制，动盘容易发生倾覆，以及因背压过大造成额外功耗，齿头，端面由于背压过高等原因易磨损的问题，特提出本申请的技术方案。

结合参见图1至图10所示，压缩机供油结构包括曲轴16、动盘1、静盘2和上支架15，动盘1通过动盘轴承8能够转动地连接在曲轴16的偏心部17上，偏心部17和动盘1之间形成高压腔26，上支架15、动盘1和曲轴16之间形成中压腔27，高压腔26和中压腔27间隔开，动盘1和静盘2之间形成与高压油腔连通的高压油槽，高压腔26向动盘1提供第二压力，高压油槽向动盘1提供与第二压力相反的第一压力。

压缩机供油结构通过在动盘1和静盘2之间形成与高压油腔连通的高压油槽，能够通过高压油腔向高压油槽内通入高压油液，使得高压油槽内保持高压压力，从而可以利用高压油槽内的高压压力为动盘1施加与高压腔内的高压压力相反的作用力，利用压缩机供油结构将动盘1受到的排气背压至少抵消一部分，甚至全部抵消，从而能够减小排气压力在背压中的占比，提高中压在背压中的占比，使得中压能够有效平衡倾覆力矩，有效避免动盘1发生倾覆问题，提高压缩机运行结构的稳定性和可靠性。

此处的高压油腔可以为压缩机壳体内的排气腔，或者是其它能够提供高压油液的腔体。

在合理设计高压油槽的压力面积之后，可以使得高压油槽内的高压油液施加至动盘1的高压压力与动盘1所受到的排气背压基本抵消，从而使得动盘1能够只留下中压部分作用，而中压力与吸气压力是成比例变化的，因此可以使得中压更加可控。

在本实施例中，中压力是介于吸气压力与排气压力之间的压力，中间压力与吸气压力有关，吸气压力越高，中间压力越大。

高压油槽与中压腔27之间相互隔离，并且具有一定的容积，因此压缩机供油结构的油液能够储存在高压油槽内，而非储存在背压腔中，压缩机的动盘1和静盘2的供油可以通过高压油槽提供，不需要通过动盘1搅动油池达成，因此减小了动盘1的运行阻力，提高了压缩机的运行效率。

由于该高压油槽位于动盘1和静盘2的配合面位置，因此高压油槽能够在动静盘表面进行储油，相比于其他相关技术中的压缩机，具有更加充分的端面润滑效果，同时不会降低进入到动盘轴承8内的油流量，提升了压缩机的可靠性。

在一个实施例中，高压油槽内的第一压力作用于动盘1的面积为S1，高压腔26内的第二压力作用于动盘1的面积为S2，0.5S2≤S1≤2S2。由于高压油槽和高压腔26内的压力均为高压压力，两者之间的压力相差不会过大，因此，为了更好地平衡动盘1两端所受到的压力，两者的作用面积也不能相差过大，经过分析验证，将两者的作用面积关系限定在上述范围，能够更好地控制动盘1两端的压力关系，从而使得高压油槽内的油液所产生的高压压力较好地抵消高压腔26内的油液所产生的高压压力，减小排气压力在背压中的占比，提高中压在背压中的占比。

在一个实施例中，高压腔26内的第一压力作用于动盘1的面积为S1，第一压强为P1，高压油槽内的第二压力作用于动盘1的面积为S2，第二压强为P2，P1*S1＝P2*S2，从而对高压腔26内的高压油液施加至动盘1的压力和高压油槽内的高压油液施加至动盘1的压力进行优化，使得两者完全相等，从而能够完全抵消。作为最优的实施例，当高压油槽内的油液所产生的高压压力与高压腔26内的油液所产生的高压压力完全抵消时，此时背压力只有中压力，背压力的可控性最佳，能够有效提高动盘1平衡倾覆力矩的能力，同时减小动盘1的变形量。

结合参见图2、图7和图8所示，在一个实施例中，动盘1朝向静盘2的端面设置有朝向静盘2凸出的凸出部，静盘2朝向动盘1的端面设置有凹陷部，凸出部能够活动地设置在凹陷部内，并将凹陷部分成相互隔离的高压区域3和中压区域4，高压区域3通过进油通道与高压油腔连通。

此外，在动盘1相对于静盘2公转运动的过程中，高压区域3和中压区域4的范围会不停发生变化，从而能够对动盘1和静盘2的接触面的不同区域进行供油润滑，实现动盘1和静盘2的滑动表面润滑，实现对动盘1和静盘2的配合表面供油。

在一个实施例中，压缩机供油结构还包括出油通道，出油通道与高压区域3连通，从进油通道进入高压区域3的油液能够经由出油通道流出高压区域3。通过增加出油通道，使得高压区域3所形成的高压油槽分别与进油通道和出油通道连通，能够形成油路循环，使得油液能够进入高压油槽并从高压油槽流出，保证了油液的循环，避免了油液积压在高压油槽内无法及时参与循环导致的油液积存问题。

在一个实施例中，凸出部为凸环6，凹陷部为环形凹槽7，凸环6的内环壁与环形凹槽7的内环壁围成高压区域3，凸环6的外环壁与环形凹槽7的外环壁围成中压区域4。优选地，凸环6为壁厚均匀的圆环形。

在本实施例中，高压区域3为动态环形油槽，在动盘1公转的过程中，高压区域3的范围会随凸环6的运动而发生变化，高压区域3的总润滑面积不变，这一动态且面积恒定的高压油槽提供的压力，可以通过适当的设计，与动盘轴承8造成的背压力相平衡，从而使动盘1的背压力大部分由中压力提供，这一方面提高了动盘1平衡倾覆力矩的能力，另一方面也使动盘1的变形量更加可控，允许动盘1具有更小的上支架浮动间隙。由于高压油槽始终位于动盘1的表面，因此能够对动盘1和静盘2实现稳定的润滑。

动态环形的高压油槽使动盘1的表面形成了一个面积恒定的高压油推力环，根据油压原理，当动盘1发生倾覆时，下压的部分与油液的接触面积变大，油压升高，开始上抬，上抬的部分与油液的接触面积变小，油压降低，开始下降，使得动盘1能够回复到正常位置，即这种结构会利用油压的变化自动校正动盘1在运行中的倾覆趋势，使得动盘1与静盘2的接触面面润滑能够始终保持充足，降低齿顶的磨损。

结合参见图1至图3所示，在一个实施例中，静盘2的凹陷部上设置有储油腔5，储油腔5间隙性地与高压区域3或中压区域4连通，在高压区域3进行储油，并对中压区域4进行供油。

该压缩机供油结构在动盘1和静盘2之间形成高压区域3和中压区域4，并使得高压区域3始终与高压油腔连通，能够通过高压油腔为高压区域3持续提供高压油液，对高压区域3进行持续供油，而储油腔5能够间歇性地与高压区域3或中压区域4连通，可以在储油腔5与高压区域3连通时，利用高压区域3的高压将油液填充至储油腔5，当储油腔5与中压区域4连通时，在储油腔5内存储的高压油液在油压及重力的作用下，进入中压区域4内，为中压区域4补充油液，由于储油腔5的体积恒定，而高压区域3的油液只能够通过储油腔5进入到中压区域4，因此能够保证经储油腔5进入到中压区域4的油液供应量恒定，实现泵体的稳定供油，实现供油量的精确控制。

在本实施例中，高压区域3为封闭的高压油槽，中压区域4为中压油槽，中压油槽与背压腔连通，高压油槽的油液通过储油腔5进入到中压油槽，然后从中压油槽进入中压的背压腔，为背压腔内供应油液。

结合参见图1所示，表明了在某一时刻动静盘形成的高压油槽示意图。由图中可以看出，在动盘1公转的过程中，高压油槽间歇性地覆盖到了储油腔5的范围内，其中高压油槽与储油腔5之间的连通关系是由动盘1的公转位置决定的。储油腔5进入高压油槽的范围中后，储油腔5便被高压油槽内的油所填满，随后当高压油槽离开这一范围后，在动盘1的凸出部的表面张力、油压及重力的作用下，储油腔5中的油会落入中压的背压腔中，从而为防自转机构提供润滑。

由于动盘1拥有较大的高压油槽配合面，动盘1表面上附着的油液也会随动盘公转不断进入泵体。因此相对于其他传统压缩机中背压腔的油需要既满足防自转装置的润滑，又要能在动盘1的运转中为中压油槽及泵体内供油的技术方案，本申请实施例的压缩机供油结构的储油腔5提供的油量只需要满足防自转机构的润滑就可以了，因此供油量能够更加精确地进行控制。

上述的储油腔5例如为储油孔或者储油槽，储油孔或者储油槽的截面形状例如为圆形、三角形、矩形、椭圆形等。储油孔或者储油槽的整体结构可以呈圆柱形、圆台形、棱柱形、棱台形、圆锥形、棱锥形等。

在一个实施例中，储油腔5设置在凹陷部的底部，储油腔5至少为两个，至少两个储油腔5沿静盘2的周向排布，能够在动盘1公转至不同的位置时，适时向背压腔提供润滑油液，保证供油频率，实现稳定供油。

作为一个优选的实施例，储油腔5为四个，四个储油腔5沿静盘2的周向均匀排布，可以通过四个储油腔5合理调整储油腔5对背压腔的供油频率，并通过四个储油腔5的设置位置保证供油频率的均匀稳定。设置为四个储油腔5，是由于对于动盘1而言，在公转的过程中，其运动主要是由互相垂直的两个方向的滑动组合而成，而两个滑动方向共有四个最远滑动点，正好可以对应四个储油腔5的周向位置，因此能够与动盘1的公转轨迹更加匹配，使得整体结构设计更加合理。

在一个实施例中，凸环6运动至储油腔5处时，凸环6能够全部覆盖储油腔5，从而能够避免储油腔5在运动至凸环6的位置时，将凸环6两侧的高压油槽与中压油槽连通，导致高压和低压串通的现象。有效提高压缩机供油结构的稳定性和可靠性。优选地，凸环6的径向厚度大于储油腔5沿径向方向的最远两个点的径向距离，从而有效确保凸环6对储油腔5的封闭效果。

在一个实施例中，储油腔5与环形凹槽7的外环壁之间的最小距离大于凸环6的厚度，从而保证凸环6在运动至距离环形凹槽7的外环壁最小位置时，储油腔5能够完全位于凸环6的内环壁内侧，可以充分进行储油，避免了凸环6对储油腔5的干涉。

在一个实施例中，储油腔5与环形凹槽7的内环壁之间的最小距离大于凸环6的厚度，从而保证凸环6在运动至距离环形凹槽7的内环壁最小位置时，储油腔5能够完全位于凸环6的外环壁外侧，从而能够将储油腔5内存储的油液充分释放至背压腔，避免了凸环6对储油腔5的干涉。

在一个实施例中，凸环6上的预设点运动至距离环形凹槽7的内环壁最远位置时，与该预设点位于同一径向上的储油腔5能够完全位于高压区域3内，凸环6上的预设点运动至距离环形凹槽7的内环壁最近位置时，与该预设点位于同一径向上的储油腔5能够完全位于中压区域4内，从而保证了储油腔5的设置位置准确，可以实现与高压区域3和中压区域4的有规律的间歇性连通，保证了储油腔5的储油和出油的稳定性和可靠性。

在一个实施例中，在动盘1的整个运动过程中，动盘1不与环形凹槽7的内环壁或外环壁发生碰撞，从而能够有效避免动盘1在公转运动中与静盘2之间发生干涉，保证了压缩机供油结构的安全稳定运行。

在一个实施例中，静盘2的压缩腔与高压区域3不相连通，从而使得静盘2的压缩腔的低压油液与高压区域3的高压油液不会连通，避免了静盘2的压缩腔与高压区域3的串通现象，提高了动盘1与静盘2运动过程中的可靠性。

在一个实施例中，动盘1上设置有动盘轴承8和第一供油通道9，动盘轴承8设置在动盘1远离静盘2的背侧，第一供油通道9的第一端与高压区域3连通，第一供油通道9的第二端与动盘轴承8的内腔连通。高压区域3的高压油槽通过第一供油通道9与动盘1的动盘轴承8的内腔连通，第一供油通道9既可以作为进油通道也可以作为出油通道，当作为进油通道时，动盘轴承8内的高压油液通过第一供油通道9进入到高压区域3内，为高压区域3提供高压油液，当作为出油通道时，高压区域3内的高压油液可以通过第一供油通道9进入到动盘轴承8的内腔，实现高压区域3内的高压油液的循环流动。

动盘轴承8的内腔为高压腔，动盘轴承8的外部为中压腔，高压腔与中压腔之间密封隔开，从而避免高压腔和中压腔连通，使得背压腔始终保持为中压腔。

在一个实施例中，静盘2上设置有第二供油通道10，第二供油通道10的第一端与高压区域3连通，第二供油通道10的第二端设置在环形凹槽7的外周侧，并与环形凹槽7间隔开，从而避免第二供油通道10的第二端直接与高压油槽连通。第二供油通道10既可以作为进油通道也可以作为出油通道，当作为进油通道时，压缩机壳体内的高压油液通过第二供油通道10进入到高压区域3内，为高压区域3提供高压油液，当作为出油通道时，高压区域3内的高压油液可以通过第二供油通道10流出至压缩机壳体，实现高压区域3内的高压油液的循环流动。

第二供油通道10的第一端设置在环形凹槽7的内周侧，静盘2位于环形凹槽7内周侧的端面上设置有通油槽11，第二供油通道10的第一端通过通油槽11与高压区域3连通，通油槽11的设置，更加方便实现第二供油通道10与环形凹槽7的连通。

传统压缩机大都从动盘1的动盘轴承8底部实现供油，将少量的油带到中压腔，再在动盘1的搅动下进入泵体。由于中压腔的压力需要恒定，一般进入中压腔的油量相对于各动盘轴承中的油都是少量的。但本申请中用于进行供油压缩机供油结构的高压油槽可以作为油路循环中的一部分，故有大量的油液流过，可以利用环形油槽区域的不断变化实现对泵体的供油润滑，利用储油腔5实现对背压腔的持续稳定供油，因此本申请的压缩机供油结构，在不依靠动盘1搅动进行供油，浪费功率并提高油循环率的情况下，依旧能实现泵体的稳定供油。

与此同时，由于高压油槽是相对密封的，因此只有少量仅供防自转机构润滑的油量会流入中压腔，相对于在背压腔设置油池的压缩机，本申请的压缩机供油结构减少了与冷媒接触的油量，能够有效降低油循环率，减少冷媒与油液的互溶，提高系统性能。

本申请的压缩机供油结构的储油腔5在运行中间歇与高压油槽连通，在此期间，储油腔5被注满油。而在高压油槽离开储油腔5范围后，这部分油在油压作用下自然落入防自转机构进行润滑，这使得压缩机的每次旋转带出的油都是定量的，供油可控。由于该部分油只需满足防自转机构的润滑，因此这部分油较少，油循环率较低。

本申请的压缩机供油结构由于动静盘端面储存着足够的高压油，在动盘1公转中，动盘1的公转会将足量而稳定的润滑油带入动静盘型线啮合部分，而不必像传统压缩机那样引入中压油槽。

本申请的压缩机供油结构的高压油槽能起到类似于滑动动盘轴承的作用，即在快速转动的润滑油中，窄的地方油压大，宽的地方油压小，当动盘1有倾覆的趋势时，必然有一侧的高压油槽高度会因倾覆变低，另一侧变高，这就会形成一个抑制动盘1倾覆的力矩，从而减少动盘1因倾覆造成的磨损，提高可靠性。

结合参见图4所示，在一个实施例中，涡旋压缩机还包括油泵、曲轴油路12、上支架油路13和回油通路14，曲轴16还包括主轴颈18，主轴颈18与上支架15之间设置有主轴承19，动盘1上设置有动盘轴承8和第一供油通道9，静盘2上设置有第二供油通道10，油液依次经曲轴油路12、上支架油路13、第二供油通道10、高压区域3、第一供油通道9、动盘轴承8的内腔和回油通路14流回油池。

主轴承19上开设有连通曲轴油路12和上支架油路13的连通孔20，主轴颈18与主轴承19之间设置有第一连通通道21，第一连通通道21的一端与连通孔20连通，另一端与曲轴16油路连通。当高压油液从曲轴油路12输送至第一连通通道21之后，可以沿着第一连通通道21到达连通孔20，然后通过连通孔20向上支架油路13进行送油，从而使得高压油液能够经上支架油路13和第二供油通道10被输送至高压油槽内。为了保证在曲轴16转动的过程中，高压油液也能够连续不断地被输送至上支架油路13，在主轴颈18与主轴承19之间还可以设置环形油槽，该环形油槽能够在曲轴油路12的出口沿周向发生变化的过程中，始终使得第一连通通道21与连通孔20之间连通。

在一个实施例中，主轴颈18的一侧具有第一切边22，第一切边22沿主轴颈18的轴向延伸，第一切边22与主轴承19之间形成第一连通通道21，上支架15的内周壁设置有储油环23，储油环23沿主轴颈18的周向延伸，连通孔20通过储油环23与上支架油路13连通。在本实施例中，第一切边22的存在，能够使得主轴颈18与主轴承19之间形成第一连通通道21，方便高压油液的输送。本实施例中，第一切边22所在的位置为曲轴油路12的出口位置，也即曲轴油路12位于第一切边22上，主轴承19上的至少一个连通孔20也是沿周向对应于第一切边22连通，使得连通孔20与第一连通通道21之间始终保持连通，从而曲轴油路的高压油液流出后，就可以直接进入到第一连通通道21内，进而经第一连通通道21流动至上支架油路13。储油环23能够使得第一连通通道21始终能够通过主轴承19上的连通孔20与上支架油路13连通，从而保证高压油液能够被持续不断输送至高压油槽内，同时，储油环23能够形成储油空间进行储油，因此能够在油压过大时形成缓冲空间，对油液进行有效缓冲。储油环23的截面例如为半圆形、半椭圆形、劣弧形、梯形、矩形或三角形等。在本实施例中，主轴承19能够随主轴颈18一同转动，因此，为了保证连通孔20与储油环23的连通关系，使得高压油液能够及时有效地输送至上支架油路13，连通孔20可以沿主轴承19的周向设置多个。

在一个实施例中，偏心部17的一侧设置有第二切边24，第二切边24沿偏心部17的轴向延伸，第二切边24与动盘轴承8之间形成第二连通通道25，高压腔26通过第二连通通道25与回油通路14连通。高压腔26内的高压油液能够经第二连通通道25从回油通路14流回压缩机底部油池。本实施例中，动盘轴承8与主轴颈18的端面之间形成环形通道，第二连通通道25通过环形通道与回油通路14连通，如此一来，即使偏心部17随曲轴16转动，也不会影响动盘轴承8的高压腔26内的高压油液的流动，保证了高压油液的正常循环。

对于本实施例而言，油泵与曲轴16相连，能够从压缩机的油池底部供油，并通过主轴承19上的油孔将润滑油沿上支架15的上支架油路13引入静盘2上的第二供油通道10。在压缩过程中，油液从油泵中泵入曲轴油路12中，然后沿着曲轴油路12注入到主轴颈18上的油路出口，主轴颈18上开设有第一切边22，上支架15上对应于第一切边22设置有储油环23，上支架15上设置有上支架油路13，油液在存储并润滑主轴承19之后，沿着上支架油路13被导入第二供油通道10，并沿着第二供油通道10进入到高压区域3的高压油槽，然后从第一供油通道9流出，进入到动盘轴承8的内腔，为动盘轴承8的内腔提供高压油液，并利用高压油液对动盘轴承8进行润滑，之后高压油液从动盘轴承8的内腔流出，经偏心部17侧边的第二切边24留下，然后在动盘密封圈30的内侧，经上支架15上开设的回油通路14流回油池，实现油路循环。在这个过程中，第二供油通道10作为高压油槽的进油通道，第一供油通道9作为高压油槽的出油通道。

在本实施例中，动盘轴承8与上支架15之间形成密封结构，在动盘轴承8靠近主轴颈18的端部设置有凸缘结构，该凸缘结构的直径需要足够大，需要能够满足在动盘1公转的过程中，凸缘结构能够始终与动盘密封圈30接触，保持密封。本实施例中，动盘密封圈30设置在上支架15上，动盘1的凸缘结构与动盘密封圈30之间形成动密封。

结合参见图5所示，在一个实施例中，涡旋压缩机还包括曲轴油路12、上支架油路13和回油通路14，当动盘1上设置有动盘轴承8和第一供油通道9，静盘2上设置有第二供油通道10时，油液依次经曲轴油路12、动盘轴承8的内腔、第一供油通道9、高压区域3、第二供油通道10和回油通路14流回油池。

对于本实施例而言，在压缩过程中，油液先从曲轴底部引出到动盘1的动盘轴承8的内腔，然后沿着第一供油通道9进入到高压油槽内，之后经高压油槽从第二供油通道10流出，引回到上支架，最后由上支架上的回油通路14直接引回到底部油池，实现油路循环。在这个过程中，第一供油通道9作为高压油槽的进油通道，第二供油通道10作为高压油槽的出油通道。在本实施例中，油路结构更加简单，无需在上支架上开设上支架油路，因此能够减少零件数量，减少上支架开孔数，降低加工成本。

结合参见图6所示，在本实施例中，高压油槽仅与进油通道连通，并不设置出油通道，因此高压油液会储存在高压油槽内，此种情况下，高压油槽中的油液只起到增强润滑，防止倾覆的作用，并不形成油路循环。

结合参见图9所示，其与图4的实施例基本相同，不同之处在于，在本实施例中，动盘轴承8的端部并未设置凸缘结构，动盘密封圈30直接安装在动盘轴承8端面的密封槽内，并随动盘轴承8一同做公转运动，与主轴颈18的端面之间实现动密封。同时，为了保证上支架15与主轴颈18在端部的密封性能，在主轴颈18与动盘轴承8配合的端部设置有凸缘结构，凸缘结构与上支架15之间形成密封间隙，在密封间隙内设置有曲轴密封圈31，以保证曲轴16与上支架15之间的密封效果。

本实施例中，由于动盘密封圈30不需要实现曲轴16与上支架15的密封，因此不需要额外设置回油通路14，就可以通过曲轴16内部设置回油管路的方式，让曲轴16自身实现回油，并且因为不需要动盘轴承8设置凸缘结构，因此可以使得上支架15的结构更加紧凑。

结合参见图10所示，其与图5的实施例基本相同，但是动盘轴承8、曲轴16以及上支架15之间的密封采用了图9类似的方式，除此之外，在本实施例中，中压腔27的底部设置有回油结构，回油结构包括回油通道28和设置在回油通道28处的单向阀29，单向阀29能够在中压腔27内的油液高度到达预设高度时打开回油通道28。

在本实施例的油路结构中，并不需要中压腔27内的油在动盘1的搅动下润滑泵体，因此本实施例的油路结构需要将多余留在中压腔27内的润滑油及时排走，以避免动盘1浪费功率搅动中压腔内的油。本实施例的油路结构，通过在中压腔27较低油液面处设置回油结构的方式，在中压腔27较低油液面处增加回油通道28，并在回油通道28处安装单向阀29，从而实现中压腔27对底部油池的回油。

在一个实施例中，回油通道28内设置有单向阀29，单向阀29用于防止高压油液通过回油通道28进入到中压腔27内，回油通道28处还设置有油泵，油泵设置在单向阀29的靠近中压腔27的一端，中压腔27内设置有检测油液高度的液位检测器，当油液高度到达预设高速时，液位检测器会将液位信息发送至控制器，控制器会对油泵进行控制，使得油泵工作，油泵向高压侧进行泵油，当油泵泵油压力大于高压侧油压时，单向阀29打开，油液经回油通道28被泵入到高压侧，实现中压腔27的回油。

结合参见图1至图10所示，根据本申请的实施例，涡旋压缩机包括压缩机供油结构，该压缩机供油结构为上述的压缩机供油结构。

本领域的技术人员容易理解的是，在不冲突的前提下，上述各有利方式可以自由地组合、叠加。

以上仅为本申请的较佳实施例而已，并不用以限制本申请，凡在本申请的精神和原则之内所作的任何修改、等同替换和改进等，均应包含在本申请的保护范围之内。以上仅是本申请的优选实施方式，应当指出，对于本技术领域的普通技术人员来说，在不脱离本申请技术原理的前提下，还可以做出若干改进和变型，这些改进和变型也应视为本申请的保护范围。