CN1038444C - 涡旋式压缩机 - Google Patents

Abstract

具有可动涡旋件和固定涡旋件的涡旋压缩机的阻止自转机构。该机构包括沿圆周分隔开的相对的销对9和10，它们分别与可动涡旋件2的端板12和外壳4的相对的端壁连接，并呈并排接触关系。这些销沿圆周的设置应为：在可动涡旋件的每个角度位置至少有一对能产生与可动涡旋件自转转矩方向相反力的销对，且把销对局部集中，从而使产生该力的该销对能够被用于形成大自转矩的角度位置。

Description

涡旋式压缩机

本发明涉及的是一种可用作汽车空调系统制压缩机的涡旋压缩机。具体地说，本发明涉及的装置可以阻止涡旋压缩机中可动涡旋件的自转运动。

公知的涡旋压缩机(日本未审专利公开文本No.62-199983)包括：一个壳体；一个由壳体旋转支撑的驱动轴；一个固定到壳体上的固定涡旋件和一个可相对于壳体运动且与驱动轴的轴线偏心的并由该驱动轴驱动的可动涡旋件，固定涡旋件和可动涡旋件为并排关系，以形成封闭腔；当可动涡旋件绕驱动轴的轴作轨道运动时，阻止可动涡旋件绕其自轴的旋转运动、并允许可动涡旋件绕其驱动轴线作轨道运动的装置，在可动涡旋件作轨道运动时，内部的封闭腔径向向内转移，而其体积减少；一个输入装置，当所述腔在径向向外侧时，能将要压缩的介质引入该腔中；以及一个输出装置，当该腔径向向内部转移时，该输出装置把压缩了的介质从腔中排出。阻止自转运动装置有：若干按角度分隔，而且轴向相对的销。这些销分别与可动涡旋件和壳体的相对的端面相连，及一个与每对销的相对的销进行配合的公共环形槽。

在日本未审查专利公开文本No.62-199983中的阻止自转机构是这样操作的：一个自转力矩将使在每一对中的销被移开，而该销又与相应的环啮合，从而防止了该自转运动的发生。

这种结构是有缺陷的，因为需要与该销的对数相对应数量的环，所以其结构复杂且昂贵。并且，由于该环相对于相应的对销的运动会发生声音而产生噪音。再者由于提供该环而使该销的直径相应地减小，从而降低了机构强度，即操作的可靠性。

本发明的目的是提供一种能够克服现有技术中的困难的涡旋压缩机中的阻止自转装置。

本发明的另一目的是提供一种能够增加销的直径而保持该压缩机的整体尺寸的涡旋压缩机中的阻止自转装置。

本发明的再一目的是提供一种能降低操作噪音的涡旋压缩机中的阻止自转装置。

根据本发明，所提供的涡旋压缩机包括：

一个外壳；

一根支承在外壳上的驱动轴；

一个装在该外壳中并固定到外壳上的固定涡旋件；

一个可动地装在外壳中的可动涡旋件；

所述的涡旋件均有沿径向有并排关系的涡旋部，从而构成径向分隔的腔室；

在偏离驱动轴的轴线的一定距离连接到该驱动轴上的曲轴件；

把可动涡旋与所述曲轴件旋转相连，从而使可动涡旋件以驱动的轴为轴心作轨道运动，使所述径向分开的腔室沿径向朝内移动，而此时腔室的容积变小；

当腔室处于径向外侧时将要压缩过的介质引入该腔室中的输入装置；

当腔室处于径向内侧时将压缩过的介质排出腔室的输出装置；

若干安装在可动涡旋件上的沿着周边分隔开的第一销，使第一销由涡旋部沿轴向向外延伸；若干安装在外壳上的沿周边分隔开的第二销，所述第二销轴向朝着可动涡旋件延伸；

相对于可动涡旋件的轨道运动半径来讲，第一和第二销的尺寸应为：第一和第二销能够并排地接触，而在可动涡旋件作轨道运动时使第一销绕相应的第二销转动；

第一和第二销分别在可动涡旋件和外壳上的设置为：在可动涡旋件的每个角度部位至少有一对第一和第二销能产生方向与可动涡旋件自转方向相反的力，由此防止可动涡旋件绕其自身轴转动。

根据本发明，阻止自转机构仅仅由若干对沿周边分隔开的销构成，这些销与可动涡旋件的端面和壳体面向可动涡旋件的那个内端面相连，而各对销处于并排接触状态。所以，由于不需要有使销与之配合的特定装置，例如槽，孔，环或轴承件，所以结构非常简单，还有，可以使阻止自转机构所占空间减少，重量减轻，由此降低生产成本。

图1为本发明涡旋压缩机的纵向断面图；

图2为沿图1的I-I线作的断面图；

图3为沿图的II-II线作的放大断面图；

图4-A表示本发明第一实施例中阻止自转装置在自转转矩的一个方向时的运转情况；

图4-B与图4-A相类，它表示阻止自转装置在自转转矩相反的方向时的运转的情况；

图5为沿图1的V-V线作的断面图；

图6类似于图3，但它表示本发明的一个变型；

图7类似于图1，但它表示第三实施例；

图8表示第四个实施例的涡旋压缩机的纵向断面图；

图9为沿图8的IX-IX线作的断面图；

图10为图8中的可动涡旋件的端视图；

图11表示第五个实施例涡旋压缩机的纵向断面图；

图12为图11的环板的端视图；

图13表示第六个实施例的涡旋压缩机的纵向断面图；

图14为沿图13的XIV-XIV线作的断面图；

图15为图14的部分放大图，它表示销的直径和轨道运动的半径之间的关系；

图16-A为沿着图15的XVI-XVI线作的销的侧视图；

图16-B类似于图16-A，但它表示一种变型；

图17为第七个实施例中销的配置；

图18为图17的部分放大图，它表示销的直径和轨道运动半径之间的关系；

图19-A为第八个实施例涡旋压缩机中的随动曲轴单元的透视图；

图19-B为图19-A的随动曲轴单元的正视图；

图20为表示第八个实施例中的销的配置的示意图；

图21为第八个实施例中的涡旋压缩机的纵向断面图；

图22为可动涡旋件处在可获得最大自转转矩位置时第九个实施例中销配置；

图23类似于图22，但它表示可动涡旋件处在可获得最小自转转矩位置时第九个实施例中销的配置；

图24为表示可动涡旋件的角度位置和自转转矩之间的关系的图表；

图25表示自转转矩最小时可动涡旋件与固定涡旋件之间的关系；

图26表示自转转矩增大时可动涡旋件与固定涡旋件之间的关系；

图27为自转转矩最大时可动涡旋件与固定涡旋件之间的关系；

图28为自转转矩减小时可动涡旋件与固定涡旋件之间的关系；

图29为第十个实施例中当可动涡旋件位于可得到最大自转转矩的位置时销的配置。

图30为第十一个实施例中当可动涡旋件位于可得到最大自转转矩的位置时销的配置。

图1表示用于车辆空调系统制冷剂压缩机的本发明涡旋压缩机的第一实施例。标号4表示有一个管状凸出部4a和一个内端面4b的前外壳。后外壳5的开口端与内端面4b相连接，并用螺栓5-1把后外壳固接到前外壳4上。这些外壳4和5由铝合金材料制成。标号1表示由钢材料制成的旋转轴，它由滚针轴承组21可旋转地支承在前外壳4的凸出部4a上。旋转轴1的内端有一个曲轴部11，该曲轴部的轴偏离轴1的旋转轴线。在径向上与曲轴部11相对的部位处，该轴1有一个与其成一体的平衡块11a，该平衡块的作用是抵消掉轴11旋转时在曲轴部11上产生的离心力。转动涡旋件2由经过氧化铝处理法淬过火的铝合金制成。该转动涡旋件2包括一个端盘部件12及一个处于盘部件一边上的涡旋部14，该涡旋部做成渐开线(图5)形，它整体地从盘部件12的端面轴向地延伸，转动涡旋件2在盘部件12的离开涡旋部14的另一侧有一管状凸出部13。用一滚针轴承组件把轴1的曲轴部11插入到管状凸出部13中，使转动涡旋件2可相对于曲轴部11转动。

标号3表示也是由铝合金制成的固定涡旋件3，这些材料经过氧化铝处理。固定涡旋件3包括：一块端盘板16和一个在端盘板16的一侧上的涡旋部17，该涡旋部做成渐开线形，沿着轴向整体地从盘板16的端面进行延伸。图5中清楚地示出，可动和固定涡旋件2和3的涡旋部14和17处于并排接触的关系，这样在涡旋件之间就形成了径向分开的封闭泵室90。在轴转动时，泵室90从大容积的径向朝外侧的部位径向地移到小容积的径向朝内侧的部位。在径向朝外侧的部位时，泵室90与输入口相通，使制冷剂进入泵室。在径向朝内侧的部位，泵室90向外打开，让制冷剂排出泵室90。可动涡旋件2的涡旋部14远离端板12的那一端开有将端部密封件15装在其内的槽。端部密封件15与固定涡旋件3的底板16进行滑动配合接触。在固定涡旋件3的涡旋部17远离底板16的那一端开有将端部密封件18装在其内的槽。端部密封件18与可动涡旋件3的端板12进行滑动配合接触。因此，在可动和固定涡旋件2和3之间就形成密封接触，由此就避免了制冷剂在压缩运行时的泄漏。

如图1所示，固定涡旋件3的凸出部3-1与后外壳5的相应的凸出部5-1接触，把螺杆100从后外壳5插入，通过凸出部5-1拧入到凸出部3-1中，这样把固定涡旋件3固定到壳体上。在固定涡旋件3的底板16和后外壳5之间形成一个输出腔102，而输入腔104则形成于前外壳4、后外壳5和可动涡旋件2之间。外壳5上的入口5a与输入腔104相通，用于把制冷剂引入该腔104中。外壳5上的输出口5b与输出腔102相通，用以把压缩了的制冷剂气体排出。此外，固定涡旋件3的底板16上开有出口8，当泵室90处于最内侧时，该出口与泵室90相通。排气阀6和支承件7一起，用螺杆106把它们的端部固定到固定涡旋件3的底板16上。把排气阀6做成具有弹性力的簧片阀，该弹性力促使阀6靠着底板16，从而在一般情况下都关闭出口8。制冷剂气体压缩后引起排气阀6移动，直至它靠住支承件7。所以，出口8打开，制冷剂气体从泵室90被排放到输出腔102。

可动涡旋件2的端板12上在沿着以凸出部13的轴Cr为中心的圆Rr上开有若干等弧分隔开的圆孔19，这如图2所示。同样，前外壳4在对着可动涡旋件2的那一端有若干圆孔20，这些圆孔沿着以旋转轴1的轴线Ck为中心的圆Rk上等弧分隔开，圆Rk的泊半径与圆Rr的半径相等。在此圆Rr和Rk将被视为节圆。如图1和2所示，用合适的方法，例如用压装法将成对的销9和10分别固定到孔19和20中，使销9和10轴向地从用以固定它们的可动涡旋件2和前外壳4的相对的端面上以同一距离伸出，这如图1所示。该距离应使销9和10的端部能分别碰到前外壳4和可动涡旋件2的端面。这些销9和10的制作材料可以不同于制作可动涡旋件2和前外壳4的材料，例如可以是钢制的。

如上所述，在第一实施中，阻止自转机构有8对直径d相同的销9和10，如图3所示，该直径d等于曲轴件相对于驱动轴1的偏心量，即曲轴件11沿轨道运动的半径r，也就是装在曲轴部11上的可动涡旋件2的轨道运动的半径。图2示出的是销9和10的相对配置。由于销9和10分别安装在孔19和20中，所以销9等角度间隔地分布在以可动涡旋件2凸出13的中心Cr(曲轴部11的中心)为中心的节圆Rr上，而销10则等角度间隔地分布在以由前外壳4支承的驱动轴1的中心C_k为中心的节圆R_k上。此外，销9在可动涡旋件2上的配置和销10在前外壳4上的配置应使彼此相邻组成对的各销9和10成并排接触的状态。但是在各对之间由于销9可动涡旋件2的节圆R_r上的等角间隔关系与销10在前外壳4的节圆R_k上的等角间隔关系相同，所以销9和10的相对位置保持相同。然而根据本发明，应注意的是，节圆R_r和R_k上的销9和10的等角间隔的关系不是主要的，即节圆R_r和R_k上的相邻销9和10之间的间隔不必非要相同。而销对9和10之间的相对位置必需不变。

可以看到，由滑动引起的摩擦发生在一些接触面上，例如在销9和10之间和销9和10与可动涡旋件2和前外壳4的端面之间的接触面上。所以最好采用合适的手段来减少摩擦力。例如在上述接触面用润滑剂润滑。

现在描述本发明涡旋压缩机的运行。当驱动轴1转动时，轴1端部上的曲轴部11通过滚针轴承22驱动可动涡旋件2的凸出部13转动。由此使可动涡旋件2的端板12上的销9就绕着前壳4上的销10沿图3所示的轨道R9作轨道运动。在作轨道运动时，由于销9和10的直径d等于驱动轴1的轴线和曲轴部11的轴线(可动涡旋件2的凸出部13的轴)之间的距离，所以销9和10保持相互并排接触状况，上述距离等于曲轴部11相对于轴1的偏心量，即曲轴部11的轨道运动半径r(可动涡壳2的轨道运动)。

现在结合附图4-A、4-B、和5描述阻止可动涡旋件2绕其各自轴转动的机构。也就是说使可动涡旋件2上的销9绕前外壳4上各固定销10作轨道运动。在图4-A和4-B中，线Y把中心C_r和C_k相连，根据该实施例，在径向相反的两销对9和10在该线上。但是也可用不同的设置。对于所产生力矩来讲，如图4  A中的箭头M所示，它们使涡旋件2绕其自轴进行顺时针转动，把可动涡旋件2上的销9a、9b和9c分别贴到前外壳4右手侧的成对固定销10a、10b和10c上，由此阻止了可动涡旋件2绕其自轴转动。在该情况下，由于分别在销9a和10a，销9b和10b以及销9c和10c之间的接触点处产生的各作用力，则分别在销9a、9b和9c的中心产生垂直向上的力F′、F和F″。在图4-A中总体上来讲作用于销9b上的力F是阻止自转的力，这是因为力的垂直方向对应于可动涡旋件2的自转方向。与此相反，对于分别在销10a和10c中产生的力F′和F″来讲这些力并不是全部用于防止可动涡旋件2的自转，这是因为这些力F′和F″的方向并不对应于可动涡旋件2的自转方向。也就是说，在力F′和F″之间，只有自转方向的分力f′和f″用于防止可动涡旋件2的自转。在图4-A中，左手侧的销9e、9f和9g以及径向垂线Y上的销9d和9b并不起到防止可动涡壳2的自转的作用，这是由于与销10d、10e10f、10g和10b接触的销9d、9e、9f、9g和9b中未产生防止自转的力。换句话说，在产生象F、F′和F″这样的向上的力的销上可获得防止自转的功能，与此相反，象图4-A中的销9d、9e、9f、9g和9b的销不产生向上的力，所以它们不能起到阻止自转的作用。总之，为了使可动涡旋件2在沿图4-A所示顺时针方向转动时获得阻止自转功能。最根本的是销9a、9b、9c这样的可动销分别能与相应的销10a、10b、10c相接触。

关于转矩，如图4-B中的箭头M所示的那样。它们使涡旋件2绕其自轴作逆时转动。将可动涡旋件2上的销9g、9f和9e分别贴靠到前外壳4左手侧的固定销10g、10f和10e上，这样就产生垂直向上的力F′、F和F″并得到方向与自转方向相反的分力f′、f和f″，由此就阻止了可动涡旋件2绕其自身的轴转动。

基于上面所述，在本发明的涡旋压缩机中，有若干对相互接触的销9和10，在这些销对中，在可动涡旋件各个角度位置处，至少有一对销应被安置成能产生一个方向与可动涡旋件自旋方向相反的力。由此根据本发明，在与固定涡旋件3接触的转动涡旋件2作轨道运动期间，能阻止可动涡旋件2绕凸出部13的转动。所以，就可获得使可动涡旋件2的涡旋部14与固定涡旋件3的涡旋部17之间的接触点径向朝内移动，这就造成闭合泵室90(图5)径向朝内移动，此时泵室90的容积逐渐减少，以便使制冷剂得到压缩。在压缩工作中，由于销9和10与外壳4和涡旋件2的相对的面是头尾相接地接触的，由压缩作用力在可动涡旋件2中产生的轴向推力，通过销9和10而被外壳4接受。结果，就可获得对可动涡旋件2的轴向支承，由此防止该涡旋件2轴向移动。

在上述本发明的第一个实施例中，仅仅是将相同直径的销9和10进行结合就构成了阻止自转机构。由于不需要其他部件，所以就减少了部件数，使泵的结构更加简单。此外可以将销9和10设置在可动涡旋件2和前外壳4的最外面的部位，这对于降低压缩机的外径很有利。

图6为第二个实施例中构成阻止自转机构的销的配置。在第一实施例中，正如参照图3描述过的那样，构成阻止自转机构的可动涡旋件2和前外壳4上的各个销9和10具有相同的直径d，该直径等于轨道运动的半径r。而与第一个实施例不同的是，如图6所示的第二个实施例中，与可动涡旋件相连的销9′和与外壳相连的销10分别具有不同的直径d₁和d₂。此外，销9′和10′的直径之和的一半等于轨道运动半径r。即半径由理列方程表示： $r=\frac{d_1+d_2}{2}$

在该实施例中，正如图3的第一个实施例那样，可动涡旋件2的轨道运动使得该可动涡旋件2端板12上的销9绕着固定到前外壳4上的相应销10的轴线进行半径为r的轨道运动，而可动销9与相应的固定销10保持接触。由于至少有一对接触销9和10能产生反抗可动涡旋件绕其自轴转动的力，所以就可避免可动涡旋件2绕其自轴的自转。

现在描述本发明的第三个实施例。如上所述，在第一和第二实施例中彼此并排接触的销9和10通过采用合适的方法，例如通过压入安装分别被固定到端板12和前外壳4端面上的相应圆槽19和20中。在该情况中，在处于并排滑动接触状态下的销9和10之间的接触面上产生较大的摩擦力。所以为了防止这些部件摩损，就要有润滑系统。据此，本发明的第三个实施例就是通过使销9和10彼此紧靠在一起进行滚动而使它们之间的摩擦力变小，由此增加压缩机的可靠性。也就是说，在结构和运行方面，第三实施例与图1至6所示的第一和第二实施例的相同，所不同的是：构成各个销对的销9和10并不是象第一和第二实施例中的情况那样被压入安装的，而是分别安装到可动涡旋件2端板12和前外壳4的端面上的对应的圆槽19和20中，从而使销9和10分别在槽19和20中自由转动。因此在所接触的各对销9和10之间沿着它们的接触线就获得滚动接触，从而减少了摩擦力。另外即使在各对接触销9和10之间具有滑动接触的情况下它们之间的总的接触压力也是小的，所以就防止了各部件的快速磨损。还有，这种结构的优点在于：在调节销9和10之间的间隙或要求更换这些销时，很容易更换这些销。

图7示出了第三个实施例，即把低摩擦材料(轴承材料)，例如白色金属制成的环件23和24分别装配到可动涡旋件2的端板12和前外壳4的端壁上的圆槽19′和20′中而将销9和10分别可转动地插入环件23和24中，以便减少销9和10的滑动引起的摩擦力。作为另一种情况，可以获得如第一个实施例那样的销9和10压入安装的情况，而由淬火金属材料制成的环件可自由转动地装在压入安装的销9和10上，使压配销9和10上的环件处于转动接触状态，由此进一步减少直接接触造成的摩擦。应注意的是，这种减少摩擦的装置仅用于销9和销10。

在第一个实施例中，作为压缩作用力的作用在可动涡旋件2上的轴向压力(推力)由阻止自转机构的销9和10的端部承受，销9和10分别与前外壳4的端壁4b和可动涡旋件2的端板12接触。因而，在这些接触面积上的接触压力的大小由这些销9和10的数量及直径确定。所以为了减少接触压力，根本的是增加销9和10的数量或直径，这就增大了压缩机的外部尺寸以及制造成本。

据此，在示出本发明的第四个实施例的图8到10中，前外壳4有一个端壁4b(图8)，该端壁沿周边有若干基本为圆形的分隔开的槽25，它们与相应固定销10同心。可动涡旋件2的端板12上的销9伸到对应的槽25中，使销9与相应的销10并排接触，这就使可动销9绕相应的销10转动，并防止了可动涡旋件2绕其自身的轴转动。但是与第一个实施例有所不同，如在图8中已清楚地示出的，即防止销9和10分别与前外壳4的端壁4b和可动涡旋件2的端板12的轴向接触。如图8和10所示。为了使外壳接收轴向推力，在可动涡旋件2的端板12上的销9所和的同一圆周上，等角间隔地开有若干弧形突出部26。如图8所示，突出部26与外壳4的端壁4b并排地滑动接触，当可动涡旋件2转动时，接收来自可动涡旋件的轴向推力。最好对突出部26和/或与突出部26接触的前外壳4端壁4b的表面进行表面淬火处理。

根据第四个实施例，由于轴向压力被端板12上的与外壳4表面4b滑动接触的突出部26分散承受，因此使作为阻止自转机构的销9和10免受轴向推力。因此，销9和10的数量和直径均可减少。即如图9所示，在该实施例中仅用了四对销9和10。此外，销9和10在它们的接触端受到损伤的可能性也减少，这样就提高了它们的可靠程度。正如图10中清楚地所示，将突出部26分布在圆周上相邻销9之间的“死点区”中，这样就有效地利用所剩下的有用部位，并防止压缩机尺寸增大，而以所需要的面积和数量形成的突出部位26获得所需要的承受轴向力的功能。

图11和12为本发明的第五个实施例。与第四个实施例的可动涡旋件2端板12上的突出部26与外壳4的端面4b直接接触(它们的表面作过或未作过淬火处理)不同，第五个实施例的特征是有一块固定到前外壳4上的分隔板27，该隔板27由低磨损材料，例如抛光材料构成，这样可以让铝合金制成可动涡旋件2在板27上滑动。如图12所示，防摩擦板27为环状，它在内周上的对应于所接触的销对9和10的部位处有等角分开的切口部25′，切口部25′使可动销9绕对应的固定销10转动。

用悬臂法制作构成本发明阻止自转机构的销(上述实施例中的销9和10)。在这样一种悬臂销的结构中，当施加压力时，销的自由端处的截面上的弯矩为零，同时根部截面上的弯矩达最大值。换句话说，销必须要有能在其根部面耐得住最大力矩的横截面积，使根部的应力小于允许值。所以如果销9和10为直的即若沿着其整个长度均为相同的直径，这就如上述实施例中的情况一样，除了根部以外的部位的横截面积均大于所需要的值，这样得到的应力低于允许值。所以直线形的销的缺陷在于一方面使材料浪费。另一方面增加了压缩机的重量。

图13至15和图16-A为本发明第六个实施例。在图13中，涡旋压缩机有若干对沿圆周分开的反向设置的并排接触的销9″和10″。象第一个实施例那样，把这些销9″和10″分别压入安装到可动涡旋件2的端板12上和前外壳4的端壁4b上的对应开口19和20中。其他结构基本与第一个实施例中心相同，该里省略对它们的详述。如图16-A所示，每个销9″有一个圆柱形的底部9″-1，它被装入可动涡旋件2端板12中心相应的槽19(图13)中，并有一个从底部9″-1整体地向外延伸并形成截锥形的接合部9″-2，该截锥形从根部到端部逐渐变细。同样，每个销10″有一个圆柱形的底部10″-1，它被装入内外壳4端壁4b中的相应的槽20(图13)中，并有一个从底部10″-1整体地向处延伸并形成截锥形的接合部10″-2，该截锥形从根部到端部逐渐变细。这些截锥形啮合部9″-2和10″-2顺着图16-A中的线L并排接触，这样就产生了如第一实施例那样的防止可动涡旋件2绕其自轴转动的切线力。

所以在第六个实施例中所制成的阻止自转机构中，销9″顺着图16-A中的线L与相应的销10″接触，这样就产生了接触力F、F′和F″，它们的分力f、f′和f″用以防止可动涡旋件2的自转运动，这就如图4-A和4-B中所述的那样。在这种情况下，截锥形部9″-2和10″-2顺着图16-A中的整个线L并排接触。所以，如图15所示销9″的直径r1和销10″的直径r2沿着线L是不一样的。但是，由于为截锥配置，所以直径r1和r2的和总是等于可动涡旋件2的轨道运动直径r。

在图13至15和图16-A的第六实施例中，销9″和10″的作用不仅仅是承受引起可动涡旋件2绕其自身的轴转动的切线力，而且还承受轴向推力。也就是说，由于截锥部9″-2和10″-2的锥面在轴向上是啮合在一起的，所以不论压缩作用力如何，都可防止可动涡旋件2进行轴向移动。

由于在销9″和10″上有了锥形部，就可以使根部的直径增大，所以相应地能承受对应于根据该大弯矩，就可避免根部的应力增加。例如，当销的长度为5mm，可动涡旋件2的轨道运动半径r为5mm，而截锥部的锥度为45°时，销9″和10″的底部弯矩与第一实施例情况时圆柱形销的情况相比时为九分之一。此外，销9″和10″为锥形时的好处在于易于把可动涡旋件2安装到外壳4和5上。

图16-B示出的是第六实施例的变型，其中销9″和10″轴向延伸，以便分别碰到前外壳端壁4b和可动涡旋件端板12的相对的表面，从而使可动涡旋件中产生的轴向推力被销的相对端面承受。

作为第六个实施例的进一步的变型，可以将图10中的分隔装置，例如突出部26用于产生轴向推力，从而轴向地支承可动涡旋件2。

图17和18为第七个实施例，其中涡旋压缩机的结构基本与图1的相同，只是销9和10的直径有所差别，尽管也可以采用相同的直径结构。但它不象第一个实施例，它的六对销中的每一对销9和10之间具有图18所示的间隙C。这些间隙的好处在于，在将可动涡旋件2、外壳4和5，以及固定涡旋件3组装起来时可以防止销9和10轴向啮合，从而减少组装过程中的问题。此外有间隙C的好处还在于防止应力集中在某一对特定的销9和10上，这样就避免了压缩机运转时销9的损坏。在图17和18中，尽管为了描述方便把间隙放大了，但其实这些间隙很小，这种小间隙并不影响所需要的阻止可动涡旋件2自转的功能。与此相反，当象实施例1那样在销9和10之间没有间隙时，一旦对可动涡旋件2、外壳4和5以及固定涡旋件3进行组装，销9和10的形状或尺寸，可动涡旋件2端板12中的槽19以及前外壳端壁上的槽20的位置的允许误差就会造成销9和10首尾相碰，这样就难以组装压缩机。此外，即使将压缩机组装起来，也会在销的某一特定部位产生过大压力，从而造成部件损坏。

间隙C由下列公式求得，即 $C=r=\frac{d_1+d_2}{2}$

其中d₁和d₂分别是销9和10的直径，r是可动涡旋件2的轨道运动半径。只要间隙C的大小合适，即使销9和10制成圆柱式的，也可容易地组装各部件，这样就可以使销在组装过程中避免受到过大的压力。但是，该间隙值应使可动销9能与固定销10相接触，从而产生一个避免可动涡旋件2绕其自轴转动的力。也就是说，当压缩机开始运行时，销9以及可动涡旋件2绕该可动涡旋件2的轴线转动一个非常小的角度，直到销9碰到相应的销10，然后可动涡旋件2绕其自轴的转动停止。换句话说由于有间隙C可动涡旋件2的轨道运动半径r减小，即对于销9和10之间具有间隙为C的压缩机来讲，就可以得到如下方程，即 $r>\frac{d_1+d_2}{2}$

图19-A和B以及20和21为第八个实施例，在该实施例中用了离心率可变的随动曲轴机构28。这种随动曲轴机构本已在日本未审查的公开本NO2-176179中作过描述，它有一个传动键29，该键从驱动轴1的离开该驱动轴的轴线处的端部1-1整体延伸；它还有一个轴衬30，该轴衬有一个驱动槽30a，传动键29被可径向滑动地插入到该槽中。可动涡旋件可转动地支承在该轴衬30上；轴衬30包括一个与其成为一体的平衡块部30b，该平衡块所处的部位应是能在驱动轴1转动时至少平衡掉一部分所产生的离心力的位置。如图19-B所示传动键29有大体上沿圆周分隔开的平面29-1和29-2，槽30a有大体上沿圆周分开的平面30a-1和30a-2。传动键29的平面29-1作为传动平面与平面30a-1接触，而传动键的平面29-2则与槽30a的平面30a-2接触，箭头M所示的驱动轴1的转动就被传送到轴衬30上。如图19-A所示，过旋转轴的横向断面中，传动键29和槽30a的平面相对于轴1的轴线C_k和轴衬30的轴线C_b(可动涡旋件的轴线C_r)的连线Y来讲，朝着与轴1的转动方向相反的方向M偏置θ角。

在压缩机运行期间，在可动涡旋件的轴线与驱动轴的轴线C_k的连线Y的横向方向上产生一个压缩作用力F_p。因此，分力Fpsinθ于与平面相平行的方向作用到轴衬30上，从而使轴衬30径向向外运动。结果轴衬30的轴线Cb与驱动轴1的轴线C_k之间的距离ε就增加，从而使可动涡旋件2也径向朝外运动。这样促使可动涡旋件2的涡旋部14(图21)与固定涡旋件3的涡旋部17接触。所以在接触点之间就能获得有效的密封，而使涡旋部14和17之间形成泵室90。在这种情况下，作用在涡旋部14和17之间的由压缩作用力F_p产生的力F_D在传动键29延线方向上的分力为F_DCOSθ而在传动键29延线的方向上的横向分力为F_Dssinθ。此外。第一分力等于传动键29延线方向上的分力，因而得到如下方程：

                    F_Dcosθ＝F_psinθ所以，使涡旋部14和17彼引接触的力用下式表示：

                    F_D＝Fptgθ

鉴于如上所述，根据本发明的第八个实施例，使用能够改变可动涡旋件2和轴衬30之间的偏心度ε的曲轴机构28可以根据压缩作用力F_p的值而改变涡旋件2和3的涡旋部14和17之间的压力F_D，由此获得理想的泵室90的密封条件，并使涡壳压缩机的压缩效率增加。

在第八实施例的有随动曲轴机构28的涡壳压缩机中偏心度ε是可变的。当偏心度或轨道运动半径r的标的值为ε₀时，最好由下列公式调节是有利的： ${\mathrm{\ϵ}}_0>\frac{d_1+d_2}{2}$

即是：由于涡旋件2和3的涡旋部14和17之间有比预定值大的间隙能使可动涡旋件2易于组装的，这是由于避免了相对的销9和10的轴向相碰。

图20表示第八个实施例的涡旋压缩机中的阻止自转机构的销9和10的工作情况。在图20中M(顺时针方向)表示自转转矩的方向，轨道运动方向也由M表面。与图4-A图4-B的道理相同，只有在左半侧上的销之间才会产生力F₁、F₂和F₃。因此在轴衬30的中部就会产生一个作用力ΔF_D′即

ΔF′_D＝F₁+F₂+F₃

这种作用力ΔF′_D的方向是使可动涡旋件2的涡旋部14(图21)与固定涡旋件3的涡旋部17相接触的方向。换言之，压力F_D增加一个ΔF_D′值，就提高了泵室90之间的密封效果。

图22至29为本发明的第九个实施例，其中销9和10的节圆R9和R10分别相对于中心C_r和C_k来讲具有图22或23所示的值偏心度δ，由此就减小了作用到销上的压力。图24表示可动涡旋件2中的角度位置和自转转矩之间的关系。可以清楚地看到，每转180°就交替出现一个峰和一个谷。换言之，每转360°就出现一个峰，其值由压缩比确定。该压缩比等于输出压力Pd除以进口压力Ps。在图24中，当比值Pd/Ps为10.0kgf/cm时，就得到曲线a。而当比值为5.3kgf/cm时就有曲线b。

图25至28表示涡旋压缩机各种运转状况时可动涡旋件2的涡旋部14和固定涡旋件3的涡旋部17之间的关系。图25表示的情况是，当转动角为零度时，最外面的泵室90的两端正好被关闭开始压缩。而在里面的泵室继续压缩，由此使自转转矩为最小值，这如图24所示。图26表示的情况是当角度为90°时，泵室90中继续进行压缩，自转转矩增加。图27表示的情况是，当角度为180°时，最里面的泵室正好与出口8相通，自转转矩达到图24中的最大值。图28表示的情况是，当转角为270°时，最里面的泵室仍与出口8相通，最外面的泵室还未关闭，自转转矩减少。

图22表示转角达到图27所示的180°时销9和10的位置关系。在该转角时，如图24所示，可动涡旋件2的自转转矩为最大。如上所述，可动涡旋件2端板上的销9在以中心C₉为圆心的节圆R₉上，该中心C₉与可动涡旋件凸出部的轴线C_r相差δ，而前外壳端壁上的销10在以中心C₁₀为圆心的节圆R₁₀上，该中心C₁₀与驱动轴的轴线C_k相差δ。第九实施例的结构与第一实施例的结构不同，第一实施例中销9的节圆R_r的中心C_r与可动涡旋件的轴线一致，而销10的节圆R_k的中心C_k与驱动轴的轴线C_k一致。

在图22中，自转转矩使可动涡旋件沿着与轨道运动方向相同的方向转动。但是由于这些销9沿着阻止自转的方向与相应的销10接触，该自转转矩处于图22所示的最大值时，被中心C_r和C_k的连接线Y右侧的销接收。在该情况中，销9和10离中心C_r和C_k越远，转矩的半径就越长，所以对于相同的自转转矩，相接触的销9和10上的压力就得到减少。据此，节圆R₉的中心C₉和节圆R₁₀的中心C₁₀相对于可动涡旋件的转动中心C_r和驱动轴的传动中心C_k的连线Y来讲，采用的是沿着线Y的横向方向偏心设置。这种设置不仅可以增加力臂的长度。而且也可以增加Y线右侧的销对9和10的数目。由此减少作用在每个销上的压力。在图22中，由9x和10x表示的销对在与自转转矩的反方向中具有充分接触力，这就象图4-A中的销9b和10b一样，较好的设置应是让销9x位于中心C_r和C₉的连线Z1上，而与之成对的销10x位于中心C_k和C₁₀的连线Z2上。由于这种设置，当阻止自转的力为最大时，臂的长度就最大，这样就降低了销中的压力。

图23表示的情况是，当可动涡旋件从图22的位置转动180时，如图24所示，自转转矩变成最小。在该条件下，位于线Y左侧的销对9和10的作用是承受可动涡旋件2的自转转矩产生的如箭头所示方向的压力。在该情况下，从中心C_r和C_k到图23左侧的用以承受自转转矩的销9和10的距离减到最小。但自转转矩的值本并不大，所以小的力臂足以承受减小了的转转矩。

简而言之，在第九个实施例中，从中心C_r和C_k到用作承受自转转矩的销9和10的力臂的长度随自转转矩的大小而变化。当自转转矩为最大值时，力臂的长度也达到最大值。

图29为第十个实施例，其中把部分销对9和10集中设置，使用作产生反自转转矩的力的销9和10的数目在自转转矩大的角度处(图27中α＝180°)有所增加。如上所述，当按顺时针方向的自转转矩被作用到可动涡旋件2上时，只有Y线右侧的可动销9可以与对应的固定销10接触，以使阻止自转。图29表示的情况中，将最大自转转矩加到可动涡旋件2上。在该情况中，节圆R_r和R_k上的销对9和10局部集中布置。从而在右侧有四对销9和10产生方向与自转转矩相反方向的力，右侧的销对数比不产生抗自转转矩的力左侧的销对9和10的数量(二对)多。

根据第十个实施例，在自转转矩增大时，就可以有更多对销能产生防自转转矩的力，由此使阻止自转的作用更有效，并降低作用到这些销上的压力。所以销9和10的直径以及这些销的销对数就可以减少，由此减少压缩机的尺寸，重量和制造成本。

图30为第十一个实施例，它将图22至28中的节圆上的中心C₉和C₁₀偏置(第九实施例)以及图29中的将销对局部集中的设置(第十实施例)结合在一起。也就是说，如图22至28的第九个实施例所示，相对于可动涡旋件的轴线C_r和驱动轴的轴线C_k来讲，销9和10的节圆R₉和R₁₀的中心C₉和C₁₀偏置，这样，在图30所示的最大自转转矩位置，通过对应于偏心率δ的数值而可以有增长的力臂。此外，如图29所示的第十个实施例，可以有销对9和10局部集中的设置。也就是说，在图30的最大自转转矩位置时，可以产生自转转矩方向上的力的销对9和10的数量与不能产生这种力的销对9和10的数量比较有所增加。

根据本发明，并不一定非要把销9和10的分别设置在节圆R_r和R_k上或分别设置在R₉和R₁₀上。即：可以把销9和10设置在所要求的曲线上，但必须满足一个条件，对于每个角度位置，至少有一对销9和10处于接触状态，使得可以有与自转转矩方向相反方向的力。另外，根据第九至十一实施例的观念，希望使销对能局部集中设置，从而在自转转矩增加的情况下，使能够产生方向与自转转矩方向相反的力的销对的数量得到增加。

本发明的所有实施例均结合附图作了描述，本领域的普通技术人员还可以作出许多不超出本发明精神范围的改进和修改。

Claims (19)

1.一种涡旋压缩机，包括：

一个外壳；

一根支承在外壳上的驱动轴；

一个装在外壳中并固定到外壳上的固定涡旋件；

一个可转动地装在外壳中的可动涡旋件；

所述涡旋件均有沿径向并排关系的涡旋部，从而构成径向分隔的泵室；

在离驱动轴的轴线的某一处连接到该驱动轴上的曲轴件；

把可动涡旋件与该曲轴件可转动地相连，从而使可动涡旋件绕驱动轴的轴线的轨道运动，使所述径向隔开的泵室沿径向朝内移动，此时泵室的容积变小；

当泵室处于径向外侧时将要压缩的介质引入到该泵室中的输入装置；

当泵室处于径向内侧时将压缩过的介质排出泵室的输出装置。

若干安装在可动涡旋件上的沿圆周分隔开的第一销，使第一销离开涡壳部沿轴向延伸，

若干安装在外壳上的沿圆周分隔开的第二销，所述第二销轴向地朝可动涡旋件延伸；

其特征在于：

相对于可动涡旋件的轨道运动的半径是这样设定的；第一和第二销的尺寸应为：第一和第二销能够彼此并排接触，而在可动涡旋件作轨道运动时，使第一销绕对应的第二销转动；并且

第一和第二销分别在可动涡旋件和外壳上的设置为：在可动涡旋件的每个角度位置至少有一对能产生方向与可动涡旋件自转方向相反的力的第一和第二销，由此防止可动涡旋件绕其自身的轴转动。

2.根据权利要求1所述的涡旋压缩机，其特征在于：第一和第二销的直径之和的一半约等于可动涡旋件轨道运动的半径。

3.根据权利要求1所述的涡旋压缩机，其特征在于：第一和第二销的直径之和的一半小于可动涡旋件轨道运动的半径，使第一和第二销之间有间隙，但在可动涡旋件作轨道运动时使第一和第二销彼此接触。

4.根据权利要求1所述的涡旋压缩机，其特征在于：所述第一销可转动地与所述可动涡旋件相连。

5.根据权利要求1所述的涡旋压缩机，其特征在于：所述第二销可转动地与所述外壳相连。

6.根据权利要求1所述的涡旋压缩机，其特征在于：所述第一和第二销相对于所述外壳和可动涡旋件的设置应为：能够承受由所述泵室中的压缩作用力引起的在可动涡旋件上的轴向推力。

7.根据权利要求1所述的涡旋压缩机，其特征在于：所述第一和第二销的设置应为：使它们分别避免在轴向上与外壳和可动涡旋件接触，而且它还有一个分隔装置，用以承受由所述泵室中的压缩作用力引起的在可动涡旋件上的轴向推力。

8.根据权利要求7所述的涡旋压缩机，其特征在于：所述的推力承受装置包括若干在可动涡旋件上形成的突出部，它们轴向突出到与外壳的相对的面接触，由此承受推力。

9.根据权利要求8所述的涡旋压缩机，其特征在于：将所述突出部设置在沿圆周彼此相邻的第一销之间。

10.根据权利要求7所述的涡旋压缩机，其特征在于：所述外壳的面对第一销的面上有沿圆周分隔的槽，当可动涡旋件进行轨道运动时，该槽使第一销绕相应的第二销转动。

11.根据权利要求7所述的涡旋压缩机，其特征在于：它进一步包括一个被固接到所述外壳上的环形板件，该板件在对着第一销的一个表面上，开有沿圆周分隔的切口部，当可动涡旋件进行轨道运动时，所述切口部使第一销绕相应的第二销转动。

12.根据权利要求1所述的涡旋压缩机，其特征在于：第一和第二销为圆柱状。

13.根据权利要求1所述的涡旋压缩机，其特征在于：所述第一和第二销的圆锥面朝着它们的端部变小。

14.根据权利要求1所述的涡旋压缩机，其特征在于：所述第一销设置在以可动涡旋件的轴线为圆心的一个节圆上，而所述第二销设置在以驱动轴的轴线为圆心的一个节圆上。

15.根据权利要求14所述的涡旋压缩机，其特征在于：第一和第二销沿着相应的节圆的设置应使相邻销之间的间隙相等。

16.根据权利要求1所述的涡旋压缩机，其特征在于：彼此间处于接触状态的第一和第二销的各销对的沿圆周设置应为：在可动涡旋件具有最大自转转矩的角度部位处，产生与可动涡旋件自转转矩方向相反的力的那些销对的数目要大于那些不能产生这种力的销对的数目。

17.根据权利要求1所述的涡旋压缩机，其特征在于：第一和第二销相对于可动涡旋件的轴线及驱动轴的轴线沿圆周的设置应为：当可动涡旋件具有大自转转矩所处角度时，从可动涡旋件和驱动轴的轴线到能给出抗自转转矩的力的成对第一和第二销的距离，要大于当可动涡旋件具有小自转转矩所处角度时，从可动涡旋件和驱动轴的轴线到能给出抗自转转矩的力的成对第一和第二销的距离。

18.根据权利要求1所述的涡旋压缩机，其特征在于：第一销设置在一个节圆中，而第二销设置在另一个节圆中，第一和第二销的节圆的圆心偏离可动涡旋件和外壳的中心，从而当可动涡旋件在具有最大可动涡旋件自转转矩值的一个角度部位处时，第一和第二销的节圆的圆心都位于涡旋件和驱动轴的一侧，相邻第一和第二销分别能承受方向与自转转矩方向相反的力。

19.一种涡旋压缩机包括：

一个外壳；

一根支承在外壳上的驱动轴；

一个装在外壳中并固定到外壳上的固定涡旋件；

一个可动地装在外壳中的可动涡旋件；

所述涡旋件均有沿径向并排关系的涡旋部，从而构成径向分隔的泵室；

一个在离开驱动轴轴线的某个部位与该驱动轴固接的传动键；

一个可转动地安装着该可动涡旋件的轴衬，轴衬限定出的一个槽可以接纳所述传动健，这样就可以有轴衬绕驱动轴轴线作的轨道运动，从而所述径向分隔的泵室径向朝内移动，而此时泵室容积变小；

传动键具有沿着平行于驱动轴延伸的径向传递转动力的平面，而槽则限定了沿平行于驱动轴的轴线延伸的能承受转动力的径向平面，当传动键在槽中径向滑动时，这些平面彼此接触，而在与驱动轴的轴线横交的横截面中，相对于可动涡旋件的轴线和驱动轴的轴线的连线来讲，这些平面向驱动轴转动方向的相反侧偏离；

当泵室处于径向外侧时将要压缩的介质引入到该泵室中的输入装置；

当泵室处于径向内侧时将压缩过的介质引入到该泵室中的输出装置。

若干安装在可动涡旋件上的沿圆周分隔开的第一销，使第一销从涡旋部沿轴向向外延伸；

若干安装在外壳上的沿圆周分隔开的第二销，使第二销轴向地朝可动涡旋件延伸；

其特征在于：

相对于可动涡旋件的轨道运动半径来讲，第一和第二销的尺寸应为：第一和第二销能够彼此并排接触，而在可动涡旋件作轨道运动时，使第一销绕对应的第二销转动；

第一和第二销分别在可动涡旋件和外壳上的设置为：在可动涡旋件的每个角度位置至少有一对能产生与可动涡旋件自转方向相反的力的第一和第二销，由此防止可动涡旋件绕其自身的轴转动。

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