具体实施方式

结合参见图1-8所示，一种压缩机，包括第一气缸组件1、第二气缸组件2和分隔部3，第一气缸组件1包括固定气缸11；固定气缸11的排量为V1；第二气缸组件2包括变容气缸21和第二滚子22，第二滚子22可转动地设置于变容气缸21内；变容气缸21的排量为V2；分隔部3设置于第一气缸组件1与第二气缸组件2之间，分隔部3与第二滚子22之间的最小密封距离为Lmin；其中，V2＝V1；2mm<Lmin<4mm。本申请压缩机为变容压缩机，变容压缩机小壳径大排量设计时，变容气缸21内径减小，为保证上变容气缸21排量相等，需增大变容气缸21缸高。缸径减小，可以将滚子与隔板之间的密封距离做大，但是，缸高增加，会导致单缸运行时，空载功耗的增加，本申请通过合理的设计泵体结构，在不大幅提升功耗的情况下，实现隔板与滚子之间密封距离的增加，降低泄漏，提升能效。增大变容气缸21与滚子的间隙配合间隙，降低单缸运行时变容气缸21的空载功耗，提高变容压缩机单缸运行的能效。分隔部3与第二滚子22之间的最小密封距离为Lmin指的是第二滚子的滚子外圆与分隔部中心孔之间的最小距离。

本申请还公开了一些实施例，压缩机还包括曲轴4，曲轴4包括第一偏心部43、第二偏心部44、长轴41和短轴42，第一偏心部43和第二偏心部44均设置于长轴41和短轴42之间，第一气缸组件1设置于第一偏心部43上，第二气缸组件2设置于第二偏心部44上，长轴41的内径为d1，短轴42的内径为d2，其中，d1＝d2。变容压缩机主要由曲轴4、第一滚子12、固定气缸11、分隔部3、第二滚子22、变容气缸21、第二法兰、销钉弹簧62、销钉61、第二滑片23等部件组成，其中固定气缸11的排量V当销钉61卡死第二滑片23时，变容压缩机单缸运行，变容气缸21不压缩气体，此时变容气缸21为低压空载状态。当销钉61与第二滑片23脱离，第二滑片23与第二滚子22接触，此时变容压缩机为双缸运行。当变容压缩机单缸运行时，高压气体向变容气缸21泄露，同时，变容气缸21空载会产生一定的空载功耗。固定气缸11与变容气缸21的排量相当，曲轴4长轴41直径d1与短轴42直径d2相当。

本申请还公开了一些实施例，变容气缸21的内径为D2，固定气缸11的内径为D1；第一偏心部43的偏心量为e1，第二偏心部44的偏心量为e2；其中，D1>D2；和/或，e1>e2。

本申请还公开了一些实施例，Lmin＝(D2-d2-6e2)/2。

根据公式：虽然变容气缸21内径D2减小，但Lmin即分隔部3与第二滚子22之间的最小密封距离更易受偏心量的影响，因此偏心量的减小会导致Lmin增大，且当偏心量减小时，根据公式当偏心量减小时，缸高增加。根据理论泄漏公式，可知镂空部分理论泄漏量为：

镂空部分指的第二滚子22外圆与分隔部3中心孔之间的位置，即图7中较宽的阴影对应位置处。环状部分指的是第二滚子22与变容气缸21之间接触的位置即图7中较密的阴影对应位置处。变容气缸21与分隔部3在静止状态下也存在镂空部分和环状部分，整体的接触面积为两者之和，但是镂空部分、环状部分的位置会随着滚子的转动而改变。

环状部分理论泄漏量：

p_d：排气压力；p_s：吸气压力；：p_s滚子与隔板的轴向间隙，R：滚子外圆半径，R1：滚子内圆半径。

根据上面公式，可知，镂空部分泄漏量与隔板密封距离Lα成反比，当Lα增大，泄漏量减小。

滚子外圆和气缸内壁见粘性摩擦力矩：

式中αF为油膜弧角；δ为滚子外圆与气缸内壁间的间隙，R2为气缸内圆半径。根据公式可知，气缸内径减小，摩擦力矩减小，但是，气缸内径减小，根据前面所述，缸径减小，缸高增大，会增大摩擦力矩，且根据公式可知，缸高变化对摩擦力矩的影响大于缸径变化对摩擦力矩的影响，因此在变容压缩机中，缸高增大，会增大摩擦功耗。当分隔部3与第二滚子22之间的最短密封距离满足：2＜L_min＜4mm；能够增大分隔部3与第二滚子22之间的密封距离同时不会大幅增加摩擦功耗。

本申请还公开了一些实施例，固定气缸的高度为H3，变容气缸的高度为H4；其中，H3<H4；和/或，在实现变容压缩机小壳径、大排量设计时，由于变容机构的存在，因此需要减小变容气缸21的内径和对应曲轴4偏心部偏心量，但为了便于压缩机的控制，降低噪声，需保证固定气缸11和变容气缸21排量相等，此时仅能增加变容气缸21的缸高。

本申请还公开了一些实施例，D₂＝V₂/πH₄e₂+e₂＝H₃e₁(D₁-e₁)/H₄e₂+e₂。通过上面结构参数设计，可以增大分隔部3与第二滚子22之间的密封距离，降低高压气体向变容气缸21的泄漏，同时不会大幅增加分隔部3与第二滚子22的摩擦功耗，从而达到提升能效的作用。

本申请还公开了一些实施例，第一偏心部的高度为H1，第二偏心部的高度为H2，其中H1<H2<1.5H1。曲轴的有效宽度的大小影响曲轴与滚子及滑片与滚子的摩擦损失，有效宽度设计较大时，减小曲轴与滚子的摩擦，增大滑片与滚子的摩擦。因此变容压缩机变容气缸21对应的曲轴偏心部做大，可以降低单缸运行时的空载功耗，但是如果过大，双缸运行时滑片与滚子的摩擦功耗会大幅增加，减低双缸时的能效。

本申请还公开了一些实施例，分隔部具有安装孔，安装孔用于安装曲轴上，安装孔的孔径为D0；第一偏心部的内径为D3，第二偏心部的内径为D4；其中，D0>D4；和/或，D3>D4。可以采用下合心方式，保证装配顺利。

本申请还公开了一些实施例，第一气缸组件1还包括设置于固定气缸11内的第一滚子12，固定气缸11上设置有第一滑片槽13；第一滚子12与固定气缸11之间的间隙为δ固；变容气缸21上设置有第二滑片槽24；第二滚子22与变容气缸21之间的间隙为δ变；当第一滚子12转动至固定气缸11内壁的固定位置时，固定位置与第一滑片槽13之间的圆心角为固定角度；当第二滚子22转动至变容气缸21内壁的变容位置时，变容位置与第二滑片槽24之间的圆心角为变容角度；当固定角度与变容角度相等时，δ固<δ变。

本申请还公开了一些实施例，固定角度包括第一固定角度α1，变容角度包括第一变容角度α5；其中，100°≤α1＝α5≤120°；δ固<δ变<1.5δ固。α1+α2＝180°；10°≤α3＝α4≤20°。在本申请中固定角度和变容角度分别以第一滑片槽13和第二滑片槽24为参考。从滑片槽往排气口处旋转，如果排气口位于滑片槽右侧，则为顺时针，如果排气口位于滑片槽左侧，即为逆时针。仅需要对滚子运行到α1角度时，对固体气缸与滚子之间的间隙做较小的数值范围要求，同时变容缸与滚子之间的间隙不应过大。因此需要限制变容缸与滚子之间的最大间隙，其余角度仅需要满足固定气缸与滚子间隙小于变容缸即可。比如α2<α6；α3<α7；α4<α8。

能够进一步降低单缸运行时，变容气缸21的空载功耗，根据摩擦力矩公式可知，滚子外圆与气缸内壁间的间隙增大，可以有效减低滚子与气缸之间的摩擦力矩，因此本申请通过增大变容气缸21与第二滚子22的径向配合间隙来降低摩擦功耗，但是双缸运行时，如果变容气缸21与第二滚子22配合间隙过大，会加大双缸运行时变容气缸21的内泄漏，降低双缸能效。因此本申请能够降低单缸运行时的空载功耗，且不会大幅增加双缸运行时变容气缸21的内泄漏。

根据本申请的实施例，提供了一种空调机组，包括压缩机，压缩机为上述的压缩机。

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。