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，其中自始至终相同或类似的标号表示相同或类似的元件或具有相同或类似功能的元件。下面通过参考附图描述的实施例是示例性的，仅用于解释本发明，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“轴向”、“径向”、“周向”、“上”、“下”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。

在本发明的描述中，大于、小于、超过等理解为不包括本数，以上、以下、以内等理解为包括本数。如果有描述到第一、第二只是用于区分技术特征为目的，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或者隐含指明所指示的技术特征的先后关系。

本发明的描述中，需要说明的是，设置、安装、连接等词语应做广义理解，所属技术领域技术人员可以结合技术方案的具体内容合理确定上述词语在本发明中的具体含义。

目前，大多压缩机朝着小型化、轻量化和高效化方向设计，导致其噪声问题日益突出。旋转式压缩机通常利用转子组件驱动曲轴转动，通过曲轴带动活塞在气缸内旋转，在气缸的两侧分别设置有上轴承和下轴承，通过上轴承和下轴承对曲轴进行支撑，转子组件位于气缸的上方且靠近上轴承。

该支撑方式可看作是类悬臂支撑方式，在运行时，转子组件的弯曲摆动模态在电机不平衡磁拉力和法兰部周向刚度不均匀的共同作用下更容易被激发，产生振动，转子组件运行不稳定，且曲轴在两个轴承结构中运行时处于动压润滑，呈倾斜状态，使曲轴和轴承之间形成不稳定油膜，增大摩擦损耗，导致其振动加剧，进而产生噪音辐射。

本发明实施例的提供适用于压缩机的轴承100，通过在轴孔130的内周壁133设置第一凹部131和第二凹部132，第一凹部131和第二凹部132为轴对称设置，使轴孔130内周壁133形成对称的凹陷结构。相对于规则圆形的轴孔130，通过第一凹部131和第二凹部132能够改变曲轴600与轴孔130的内周壁133的间隙，能够减小轴承100与曲轴600之间的接触面积，有利于提高油膜的稳定性，从而降低轴承100和轴孔130之间的摩擦损耗，而且通过对称分布的凹部能够使沿圆周方向的油膜刚度和阻尼不同，达到调谐法兰部110周向刚度不均匀带来的曲轴600和转子组件500振动的问题，进而有效减少振动噪声的产生，结构更加实用可靠。

参考图1至图6描述本发明实施例的轴承100，适用于旋转式压缩机，具体可用作气缸400的上轴承200或下轴承300，下面以具体示例对轴承100进行说明。

参见图1所示，本发明实施例提供的轴承100，包括法兰部110和轴承部120，轴承部120连接在法兰部110的中心位置，法兰部110位于轴承部120的外周壁上，法兰部110用于与压缩机的壳体连接。轴承部120上设置有轴孔130，轴孔130沿轴承部120的轴向贯穿轴承部120，轴孔130与压缩机的曲轴600匹配，轴孔130用于穿过曲轴600，使曲轴600可转动地装配到轴承100上。

参见图1和图2所示，轴承部120大致呈圆柱形状，法兰部110大致呈圆盘形状，轴承部120与法兰部110连接的位置为轴承根部，轴承部120与法兰部110为一体成型结构。由于阀座111和排气孔112的存在，使得法兰部110和轴承部120的周向刚度不均匀，进而影响油膜形成。

需要说明的是，传统的轴承的轴孔为规则圆形，也就是说轴孔的横截面呈圆环形状，轴孔的内周壁为圆弧面，由于曲轴具有偏心结构，在使用过程中，曲轴受到压缩气体作用力、轴承支撑力等影响会发生弯曲变形，且电机的不平衡磁拉力和法兰部周向刚度不均匀的共同作用下会增加转子组件的变形量，曲轴和轴承之间形成不稳定油膜，使曲轴出现磨损、振动等不利影响，进而产生噪音。

本发明实施例通过在轴孔130内设置两个凹部，且两个凹部对称设置。相对于规则圆形的轴孔130，通过凹部能够改变曲轴600与轴孔130的内周壁133的间隙，使得沿圆周方向的油膜刚度和阻尼不同，达到调谐法兰部110周向刚度不均匀带来的曲轴600和转子组件500振动的问题。

具体来说，在轴孔130的内周壁133上设置第一凹部131和第二凹部132，第一凹部131和第二凹部132均与轴孔130的内周壁133过渡连接。图1所示的实施例中，轴孔130内沿周向的虚线为轴孔130内周壁133相对于第一凹部131和第二凹部132的对照线136。

实施例中，轴孔130的内周壁133整体呈圆柱形状，轴孔130的孔径比曲轴600的直径稍大，使曲轴600能够在轴孔130内转动。第一凹部131和第二凹部132沿轴孔130的周向设置，在第一凹部131和第二凹部132所对应的径向位置，能够增大曲轴600与内周壁133之间的间隙，减小内周壁133与曲轴600之间的接触面积，在曲轴600的动压润滑过程中，有利于形成稳定的油膜，从而有效提高油膜的承载力。

可理解到，由于第一凹部131和第二凹部132对称设置，第一凹部131和第二凹部132位置形成的油膜也呈对称分布，通过对称分布的油膜能够对曲轴600提供对称的承载力，一方面可以减小曲轴600与轴承100之间的摩擦，进而达到降低摩擦损耗的目的；另一方面，对称分布的承载力能够有利于减小曲轴600的振动，可以抑制转子组件500的上部弯曲摆动带来的振动，从而减小转子组件500受到不平衡磁拉力和法兰部110周向刚度不均匀的影响，有效减少振动噪声的产生，结构简单实用。

需要说明的是，如图3和图4所示，实施例中，第一凹部131和第二凹部132分别沿轴孔130的周向延伸，使轴孔130在两个凹部所在的横截面上形成类似椭圆形状。

以沿轴向的投影面作为参照面进行说明，投影面垂直于轴孔130的轴向，可理解到，第一凹部131和第二凹部132与轴孔130的内周壁133在投影面上的投影分别具有轮廓线。由于第一凹部131和第二凹部132在周向上对称分布，其所投影的轮廓线也称对称分布，第一凹部131和第二凹部132的轮廓线均匀与内周壁133的轮廓线过渡连接。

参见图4所示，图4中轴孔130内沿周向的虚线为第一凹部131和第二凹部132相对于轴孔130内周壁133的对照线136，其中，曲轴600可理解为与虚线位置相匹配，第一凹部131和第二凹部132的轮廓线大致呈弧形，两个凹部与曲轴600之间的间隙沿周向变化。具体来说，两个凹部可理解为在轴孔130内周壁133上形成的对称凹陷结构，两个凹部均与内周壁133过渡连接，在投影面上通过两个凹部与内周壁133配合限定出非圆形的轮廓线。这样相对于曲轴600与内周壁133紧贴的位置，在第一凹部131和第二凹部132与曲轴600之间的间隙能够形成稳定的油膜，在不破坏轴孔130内油膜整体性的情况下，能够提高对称位置油膜的承载力，一方面能够降低曲轴600和轴孔130之间的摩擦损耗，另一方面对称的凹部产出稳定的油膜，具有沿径向对称的承载作用，有利于抑制转子组件500的弯曲摆动而带来的振动，达到调谐法兰部110周向刚度不均匀带来的曲轴600和转子组件500振动的问题，进而有效减少振动噪声的产生。

参见图3和图4所示，在一些实施例，轴孔130的至少部分轮廓线为圆弧线，第一凹部131和第二凹部132的轮廓线均为圆弧线，使间隙距离能够均匀变化。可理解到，两个凹部的圆弧线的圆弧段数可以是一段或以上，也就是说可以由一段或多段圆弧线连接分别形成第一凹部131和第二凹部132的轮廓线。

值得注意的是，随着圆弧线的段数的不同，第一凹部131和第二凹部132与曲轴600之间的间隙也会发生变化，在满足一定的间隙范围内，通过增加圆弧线的段数能够大大提高油膜的稳定性，圆弧线的段数具体根据凹部与曲轴600之间的间隙要求而设定，例如，圆弧线的段数可以是3段、4段、5段等，具体不再限定。

在一些实施例，可以理解的是，第一凹部131和第二凹部132的至少部分轮廓线也可以是样条曲线，两个凹部的样条曲线的段数可以是一段或以上，也就是说，可以由一段或多段样条曲线连接分别形成第一凹部131和第二凹部132的轮廓线。样条曲线指的是给定一组控制点而得到一条曲线，曲线的大致形状由控制点进行控制，通过样条曲线可以构造出凹部，使两个凹部与曲轴600之间的间隙能够沿周向均匀变化。

例如，以第一凹部131为示例，通过多段样条曲线连接，使第一凹部131的中心位置间隙最大，两侧的间隙对称分布，且使第一凹部131与轴孔130的内周壁133平滑过渡，从而有利于提高油膜的稳定性，样条曲线的段数具体根据油膜的间隙要求而设定，具体不再限定。

需要说明的是，两个凹部的轮廓线也可以是圆弧线和样条曲线的组合，圆弧线和样条曲线的段数均不限于一段，例如，可以是多段圆弧线和多段样条曲线连接形成第一凹部131的轮廓线；又如，第一凹部131中间位置通过样条曲线连接而成，第一凹部131的两侧分别通过圆弧线与轴孔130的轮廓线过渡连接，这样通过圆弧线与样条曲线的组合，使第一凹部131与曲轴600之间的间隙沿周向均匀变化或间隔变化，且使第一凹部131与轴孔130的内周壁133平滑过渡，有效提高油膜的稳定性。

在一些实施例中，第一凹部131和第二凹部132的轮廓线与轴孔130的轮廓线之间通过直线相连，附图未示该实施例。例如，第一凹部131的轮廓线的两端与轴孔130的轮廓线通过直线过渡连接，这样沿轴孔130的周向上，第一凹部131与轴孔130的内周壁133通过平面过渡，使过渡位置具有足够的光滑度，满足连续性和光滑性的要求，从而使油膜厚度变化跳跃较小，有利于降低曲轴600与轴孔130的内周壁133的摩擦，进而能够减小振动。

需要说明的是，第一凹部131和第二凹部132的轮廓线可以是圆弧线与直线的组合，也可以是样条曲线与直线的组合，还可以是圆弧线、样条曲线与直线三者的组合，附图未示出上述的组合结构。

参见图4所示，可以理解的是，第一凹部131和第二凹部132沿轴孔130的周向延伸且与轴孔130的内周壁133过渡连接，在过渡连接处的间隙最小，根据不同曲线配合形成的凹部的轮廓线，从而可形成不同间距的间隙。在轴孔130的径向上，第一凹部131和第二凹部132凹陷的深度可理解为凹部的宽度，也可理解为第一凹部131和第二凹部132与轴孔130的内周壁133的径向距离。

图4所示的实施例中，在轴孔130的径向上，第一凹部131和第二凹部132沿周向的两侧的深度较小，第一凹部131和第二凹部132中间位置的深度较大，其中，两个凹部的最大深度为A，且满足0mm＜A≤0.15mm。由于第一凹部131和第二凹部132对称设置，第一凹部131和第二凹部132的最大深度相同，可以是0.1mm、0.15mm等，满足油膜稳定性的要求，避免深度过大而降低油膜的稳定性，具体不再赘述。

需要说明的是，在轴承部120的高度方向上，第一凹部131和第二凹部132的高度可以等于轴承部120的高度，即第一凹部131和第二凹部132分别由内周壁133的上端延伸至内周壁133的下端，这样两个凹部的面积更大，产生的油膜更稳定可靠。当然也可以是，两个凹部的高度均小于轴承部120的高度，使两个凹部在轴向上至少覆盖内周壁133的一部分。

在一些实施例中，第一凹部131和第二凹部132优选地设置在轴承部120的上端，即两个凹部至少位于轴承部120远离法兰部110的一端，能够有效减小曲轴600与轴承100上端的摩擦，有利于提高结构稳定性。

参见图4所示，可理解的是，在轴向的投影面上，第一凹部131和第二凹部132的轮廓线与轴孔130的轮廓线围设形成两侧凸出，类似椭圆形的轮廓线，由于第一凹部131和第二凹部132呈轴对称设置，第一凹部131和第二凹部132的最大距离之间的连线可理解为该类似椭圆形轮廓线的长轴134，垂直于长轴134且经过轴孔130圆心的线为短轴135。实施例中，轴孔130的内周壁133能够贴合曲轴600的外表面，在第一凹部131和第二凹部132处分别形成稳定的油膜。

参见图5和图6所示，第一凹部131和所述第二凹部132的轮廓线与内周壁133的轮廓线围设形成椭圆形的轮廓线。其中，第一凹部131和第二凹部132的最大距离之间的连线为该椭圆形轮廓线的长轴134，垂直于长轴134且经过轴孔130圆心的连线为短轴135。在短轴135方向上，曲轴600与内周壁133之间的间隙较小，在长轴134方向上，曲轴600与最大深度之间的间隙较大，能够形成更稳定的油膜，进一步提高油膜的承载能力。

参见图6所示，以第一凹部131为示例，在长轴134方向上，轴孔130的半径与曲轴600的半径之差为B，在短轴135方向上，轴孔130的半径与曲轴600的半径之差为C，且满足2≤B/C≤13，也就是说，在长轴134和短轴135方向上，曲轴600与轴孔130的侧壁之间均具有一定的间隙，在长轴134方向的间隙与在短轴135方向的间隙的比例大于等于2且小于等于13。需要说明的是，由于第一凹部131与第二凹部132对称设置，第二凹部132的最大深度也满足上述的比例关系，具体不再赘述。通过上述比例关系的设置，使得在短轴135方向上曲轴600与内周壁133之间的间隙能够满足动压润滑，且在长轴134方向上能够形成更加稳定且对称分布的油膜，有效提高油膜的承载能力，能够有效抑制曲轴600的振动，减振降噪效果更佳。

参见图2、图3和图5所示，在一些实施例中，在法兰部110上设置有阀座111，阀座111用于安装排气组件(附图未示出)，阀座111设置有排气孔112和安装孔113，排气孔112与气缸400连通，用于排出冷媒，安装孔113用于固定排气组件，通过排气组件能够打开或关闭排气孔112。通过在法兰部110的上表面凹陷形成阀座111，阀座111设置靠近轴承部120的根部。

考虑到法兰部110整体呈圆盘形状，由于在法兰部110的上表面开设阀座111，使得法兰部110沿圆周方向的刚性不均匀，而且压缩机通过曲轴600带动活塞压缩气体的方式进行排气，法兰部110受到的力随着曲轴600旋转角度不同，导致在压缩机运行时，曲轴600和轴承100之间形成不稳定油膜，摩擦力也增大，而且电机的不平衡磁拉力作用使转子组件500运行不稳定，导致其振动加剧，进而产生辐射噪声。

因此，实施例中，在轴孔130的内周壁133上设置第一凹部131和第二凹部132，通过两个凹部能够有效增大曲轴600与轴孔130的内周壁133之间的间隙，减小轴孔130与曲轴600之间的接触面积，在曲轴600的动压润滑过程中，在不破坏轴孔130内油膜整体性的情况下，能够提高对称位置油膜的承载力，一方面能够降低曲轴600和轴孔130之间的摩擦损耗，另一方面通过对称分布的凹部能够使沿圆周方向的油膜刚度和阻尼不同，达到调谐法兰部110周向刚度不均匀带来的曲轴600和转子组件500振动的问题，进而有效减少振动噪声的产生。

参考图7描述本发明实施例的压缩机，该压缩机为旋转式压缩机，压缩机上应用上述实施例的轴承100，下面以具体示例对压缩机进行说明。

参见图7所示，实施例提供的压缩机包括壳体(附图未示出)，壳体内安装有气缸400、曲轴600和转子组件500，其中，气缸400内设置有活塞，曲轴600与转子组件500连接，转子组件500通过曲轴600驱动活塞在气缸400内旋转，气缸400的上侧设置有上轴承200，下侧设置有下轴承300，通过上轴承200和下轴承300对曲轴600进行支撑，且上轴承200、下轴承300与气缸400配合，以在气缸400内形成封闭腔体。

其中，转子组件500位于气缸400的上方且靠近上轴承200，曲轴600由上至下依次穿过上轴承200、气缸400和下轴承300。考虑到在运行时，电机不平衡磁拉力作用下转子组件500会产生振动，而且曲轴600在上轴承200和下轴承300中运行时处于动压润滑，且呈倾斜状态，使曲轴600和轴承100之间形成不稳定油膜，增大摩擦损耗，导致其振动加剧，产生噪音辐射。

此外，上轴承200的法兰部110设置有阀座111，使得法兰部110沿圆周方向的刚性不均匀，而且压缩机具有特殊的排气方式，上轴承200和下轴承300受到的力随着曲轴600旋转角度不同，两者的受力差异较大，导致在压缩机运行时，曲轴600和上轴承200及下轴承300之间形成不稳定油膜，曲轴600与轴承100之间的摩擦增大，进一步加剧振动，辐射噪声更严重。基于此，上轴承200可采用上述实施例的轴承100，也可以是上轴承200和下轴承300均采用上述实施例的轴承100，以减小曲轴600与轴承100之间的摩擦，并能够抑制曲轴600的振动，起到减振降噪效果。

以上轴承200为示例进行说明，在轴孔130的内周壁133沿周向设置第一凹部131和第二凹部132，通过第一凹部131和第二凹部132能够减小轴孔130与曲轴600之间的接触面积，在曲轴600的动压润滑过程中，有利于在第一凹部131和第二凹部132位置形成对称分布的稳定油膜，从而有效提高油膜的承载力，一方面可以减小曲轴600与轴孔130之间的摩擦，降低轴承100和轴孔130之间的摩擦损耗，减小压缩机的负荷，从而提高压缩机性能，有利于提高制冷效果；另一方面对称形成的稳定油膜具有沿径向对称的承载作用，有利于抑制转子组件500的弯曲摆动而带来的振动，而且可进一步减小法兰部110沿周向受力不均匀而带来的振动，有效减少振动噪声的产生，提高压缩机运行的稳定性。

需要说明的是，阀座111可以设置在上轴承200和下轴承300中的至少一个，即可以在上轴承200或下轴承300设置阀座111，也可以在上轴承200和下轴承300均设置阀座111，使气缸400具有三种排气结构，具体不再赘述。

在一些实施例，在气缸400内设置有滑片410，气缸400的侧壁设置有滑槽，滑槽内设置有弹簧，滑片410的一端与弹簧连接，在弹簧的作用力下使滑片410的另一端与活塞相抵接，从而使气缸400的腔体分隔形成进气腔和排气腔，阀座111设置靠近滑片410所在的位置。附图未示出滑片410和滑槽的具体结构。

参见图4所示，实施例中，第一凹部131和第二凹部132与内周壁133的轮廓线围设形成类似椭圆形的轮廓线，以滑片410沿径向的中心轴线为0°线，第一凹部131和第二凹部132的最大距离之间的连线为该类似椭圆形的轮廓线的长轴134，垂直于长轴134且经过轴孔130圆心的连线为短轴135。

以第一凹部131为示例进行说明，图4中所示为俯视角度，按照曲轴600逆时针旋转方向为参照方向，以O°线为初始位置，长轴134沿逆时针方向转动的角度为第一凹部131最大深度所对应的角度位置。由于阀座111开设在靠近滑片410位置，且阀座111靠近于逆时针旋转方向的270°至360°之间，使滑片410两侧的法兰部110位置受力不均匀。图4所示的实施例中，轴孔130130内的虚线为凹部相对于轴孔130的内周壁133的对照线136。

可理解到，如图4所示的实施例中，第一凹部131沿周向的两侧的深度较小，凹部中间的深度较大，第一凹部131沿径向的最大深度位置所在的夹角为φ1，且满足0°≤φ1≤100°，例如，凹部的最大深度位置可以在20°、60°、100°等角度所对应的位置，这样通过合理布置第一凹部131最大深度在周向上的位置，可以在0°≤φ1≤100°的角度范围内形成较为稳定的油膜。

需要说明的是，由于第一凹部131和第二凹部132对称设置，第二凹部132的最大深度所对应的角度与第一凹部131的最大深度所对应的角度相差180°，例如，第一凹部131的最大深度位置的角度为30°时，第二凹部132的最大深度位置所对应的角度为210°，具体不再赘述。根据实际安装要求设置第一凹部131和第二凹部132的最大深度位置的角度，保证对称分布的油膜能够产生的稳定承载力，有效提高曲轴600沿径向的稳定性，更好地解决由于阀座111的设置使得上轴承200沿圆周方向的刚性不均匀而产生受力差异的问题。

参见图4所示，可以理解的是，在周向方向上，第一凹部131的两端与轴孔130的圆心的连线所对应的圆心角为φ2，且满足20°≤φ2≤180°。例如，第一凹部131所对应的圆心角可以是20°、90°、180°等，即最大圆心角为180°，具体角度位置根据实际产品要求进行调整，第二凹部132所对应的圆心角与第一凹部131所对应的圆心角一致，也就是说，第二凹部132的两端与轴孔130的圆心的连线所对应的圆心角为φ3，且满足20°≤φ3≤180°，此处不再赘述。通过合理布置第一凹部131和第二凹部132在周向上的角度位置和圆心角大小，更好地保证形成的油膜具有较佳的承载能力。

参见图6所示，需要说明的是，在第一凹部131和第二凹部132所对应的圆心角均为180°时，第一凹部131和第二凹部132的轮廓线可围设形成椭圆形的轮廓线，此时，图6中所示第一凹部131沿径向的最大深度位置所在的夹角为φ1，且满足0°≤φ1≤100°，具体参见图4所示实施例，此处不再赘述。

需要说明的是，在一些实施例中，上轴承200和下轴承300均设置有第一凹部131和第二凹部132，此时上轴承200和下轴承300的第一凹部131和第二凹部132的角度位置、轮廓线的长度、形状等需要一致。在上轴承200上，第一凹部131和第二凹部132沿轴向的高度与上轴承200的高度相等，在下轴承300上，第一凹部131和第二凹部132沿轴向的高度与下轴承300的高度相等，具体不再赘述。

可理解到，相对于规则圆形的轴孔130，通过第一凹部131和第二凹部132能够改变曲轴600与轴孔130内周壁133的间隙，能够在曲轴600与上轴承200之间以及曲轴600与下轴承300之间分别形成稳定油膜，从而有效提高上轴承200与下轴承300的油膜的承载力，一方面可以减小曲轴600与轴孔130之间的摩擦，降低轴承100和轴孔130之间的摩擦损耗，减小压缩机的负荷，从而提高压缩机性能，有利于提高制冷效果；另一方面对称形成的稳定油膜具有沿径向对称的承载作用，有利于抑制转子组件500的弯曲摆动而带来的振动，而且可进一步减小法兰部110沿周向受力不均匀而带来的振动，有效减少振动噪声的产生，提高压缩机运行的稳定性。

本发明实施例还提供的制冷设备(附图未示出)，该制冷设备可以是空调、冰箱等家用电器，制冷设备应用上述实施例的压缩机。由于制冷设备采用了上述实施例的压缩机的全部技术方案，因此至少具有上述实施例的技术方案所带来的所有有益效果，在此不再赘述。

上面结合附图对本发明实施例作了详细说明，但是本发明不限于上述实施例，在所属技术领域普通技术人员所具备的知识范围内，还可以在不脱离本发明宗旨的前提下作出各种变化。