CN1078673C - 旋转斜盘式压缩机 - Google Patents

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Abstract

一种旋转斜盘式压缩机，该压缩机具有支承在主动轴上作整体转动的旋转斜盘，旋转斜盘联接到气缸体中若干可往复运动的活塞上以便压缩气体.压缩气的反作用力施加于活塞并造成作用在旋转斜盘上的轴向负载，主动轴通过缓冲结构而被减振。缓冲结构包括插在旋转斜盘的第一表面与气缸体之间的第一轴承和插在旋转斜盘的第二表面与气缸体间的第二轴承.一轴承设置成可柔性形变以吸收轴向负载，而另一轴承设置成刚性以承受轴向负载并将轴向负载传递给气缸体。

Description

旋转斜盘式压缩机
本发明一般地说涉及一种旋转斜盘式压缩机，更具体地讲，涉及在旋转斜盘上承受负载的轴承中的改进。
通常，在汽车、卡车与类似车辆中使用的压缩机设备是用于为车辆的空调系统提供压缩气。一种普通类型压缩机采用具有若干双头活塞的旋转斜盘式设计。该旋转斜盘式压缩机有一对气缸体110A和110B，如图13所示。通过该对气缸体110A和110B可转动地支承主动轴111。一个旋转斜盘112安装在主动轴111上。推力轴承113被分别设置在旋转斜盘的前、后面上提供的环形压力承受肋部112a和气缸体110A及110B的压力承受肋部110a之间。每个推力轴承113具有直径不同的一个环形内座圈113a和一个环形外座圈113b。
两个气缸体110A和110B的外端分别连接机壳114和115。螺栓116将单独的气缸体110A、110B与机壳114、115牢牢固定。
该压缩机的组装过程中，螺栓116被旋紧时，每个内座圈113a靠抵在邻近其外周缘的相关的压力承受肋部112a。此螺栓的紧固作用使各个内座圈弹性变形。外座圈113b紧靠在其内周缘邻近处的气缸体110A和110B的压力承受肋部110a上。
当旋转斜盘112转动时，活塞117往复运动而压缩冷冻的气体。而旋转斜盘112的反作用力又相当于经活塞117和该旋转斜盘112作用在推力轴承113上的一轴向负载。此轴向负载是通过压力承受肋部110a，112a施加于推力轴承113。由于肋部112a的直径大于肋部110a的直径，当轴向负载通过旋转斜盘112施加于轴承113上时，就会围绕内座圈112a产生使其弹性变形的力矩。正如图14中图示说明的，该推力轴承113可以被认为相当于定位在旋转斜盘112两侧与气缸体110A、110B之间的弹簧S。
但是，在冷冻的气体被压缩时，该弹簧像推力轴承113的作用，产生一传递给旋转斜盘112的振荡。此外，在主动轴以高速转动的条件下，则产生一高频振荡并且成为由压缩机产生的噪音之一。
日本未经审查的实用新型专利公报第54-170410号上公开了另一种推力轴承的结构。根据这一结构，旋转斜盘的凸起部分的两个外表面和气缸体的两个支承表均被加工成平坦的。这里，推力轴承被刚性固定在该凸起部分的外表面与相对的支承面之间。这种结构使得难以调节将螺栓116紧固到机壳114和115上所需的力量。比如，如果通过螺栓紧固铝合金部件，那末铝合金部的热膨胀会增大调节将螺栓116紧固到机壳114和115上所需的力量的困难。
另外，由于压缩气体的压力使有些力矩施加给旋转斜盘时，则有一偏置负载施加到推力轴承里的滚柱上。这将加速该轴承的磨损。而磨损的推力轴承又会造成压缩机中的振动和噪音或动力损失。
因此，本发明的目的是提供一种旋转斜盘式压缩机，该机采用很简单的结构却减低了旋转斜盘的振动。
为实现上述目的与其他目的及与本发明相一致的用途，现提供一种压缩机，其旋转斜盘被支承在主动轴上用以随主动轴整体转动。该旋转斜盘被联接到若干个可在气缸体中往复运动的活塞以便压缩气体。被压缩气的反作用力施加于活塞并造成作用在旋转斜盘上的轴向负载而且主动轴通过缓冲机构而被减震。缓冲机构包括一设置于旋转斜盘的第一面与气缸体之间的第一轴承；还有一设置于旋转斜盘的第二面与气缸体之间的第二轴承；还有一设置于旋转斜盘的第二面与气缸体之间的第二轴承。两轴承中的一个安装成可柔性变形以便吸收轴向负载，若另一轴承安装成刚性承受轴向负载并且将该轴向负载传递到气缸体。
本发明所提供的旋转斜盘式压缩机具有支承在一个主动轴上整体转动的旋转斜盘，该旋转斜盘连接到气缸体内若干个可往复运动的活塞上用以在其内压缩气体，其中压缩气体的反作用力施加给活塞并造成作用在旋转斜盘上的轴向负载，主动轴通过缓冲机构而被减振，该缓冲机构包括一个插在旋转斜盘的第一表面与气缸体之间的第一轴承和一个插在旋转斜盘的另一表面与气缸体之间的第二轴承，其中上述轴承之一设置成可柔性形变以便吸收轴向负载，而另一轴承设置成刚性以便承受轴向负载并将轴向负载传递给气缸体。本发明，同其发明目的与优点通过下观结合附图对最佳实施例的说明可以很好地理解。
图1是根据本发明的第一个实施例的压缩机截面视图；
图2是图1所示压缩机的部分剖视图；
图3是按照本发明第二实施例的压缩机局部放大剖视图；
图4是按照本发明第三实施例的压缩机局部放大剖视图；
图5是一图表，它表示第三实施例的压缩机中从旋转斜盘中心到一对径向轴承的长度Lf和Lr，与振动级数之间的关系；
图6是一图表，它表示第三实施例的压缩机中从旋转斜盘中心到一个径向轴承的长度Lf，孔距p和振动级数之间的关系；
图7是按照本发明的第四实施例的压缩机的剖视图；
图8是图7中所示压缩机的局部放大剖视图；
图9是按照本发明的第五实施例的压缩机的剖视图；
图10是一局部减少后的前视图，表示图9中的压缩机旋转斜盘与轴承之间的关系；
图11是按照本发明的第六实施例的压缩机的局部前视图；
图12是按照本发明的第七实施例的压缩机的局部剖视图；
图13是一通常的压缩机的剖视图；以及
图14是图13中所示压缩机的局部前视图。
参阅图1将详细说明按本发明的第一实施例的旋转斜盘式压缩机。
该旋转斜盘式压缩机包括一对气缸体2和3。一个主(驱)动轴1可转动地由这对气缸体2和3支承。旋转斜盘5安装在主动轴1上。推力轴承6A和6B被分别插在旋转斜盘5与气缸体2和3之间。每个推力轴承6A和6B各有一环形内座圈6a和一环形外座圈6b。内座圈6a的直径与外座圈6b的直径不同。
气缸体2和3的两外端部均由机壳14和15所封闭。螺栓16将单独的气缸体2和3与机壳14和15牢牢固定，这样单独的推力轴承6A和6B便被保持在旋转斜盘5与气缸体2和3之间。
现将详细说明用于推力轴承6A和6B的支承结构。平压力承受面3b和5b被分别成形在气缸体3的内表面和旋转斜盘5的后侧凸起部。后推力轴承6B被置于压力承受面3b和5b之间。内座圈6a和外座圈6b分别与压力承受面5b和3b相接触，这一方式使得后推力轴承6B以稳定坚固的方式被保持。
前推力轴承6A起到一缓冲器的作用以便吸收轴向负载。为完成这一作用，在旋转斜盘5的前侧凸起部加工成一个具有相对大直径的环形肋部5a。前推力轴承6A的内座圈6a支撑在与其外周边邻近的这一肋部5a上。在前缸体2的内壁上加工成一个具有相对小直径的环形肋部2a。外座圈6b支撑在与其内周边邻近的该肋部2a上。
组装该旋转斜盘5时，将螺栓16与旋转斜盘5旋紧，便有一紧固力施加于推力轴承6A和6B上。由于本实施例中置于肋部2a与5a之间的前推力轴承6A具有不同直径，则座圈6a和6b可以弹性地变形。若施加了过度大的螺栓旋紧力，那末通过前推力轴承6A吸收该过度大的力。因此没必要细调螺栓的旋紧力，从而简化了装配工作。
当压缩机运转时而且活塞17根据旋转斜盘5的转动而往复运动，冷气体被压缩而且其反作用力相当于经由活塞17与旋转斜盘5作用在推力轴承6A和6B上的轴向负载。但是，根据此实施例，后部刚性保持的推力轴承6B通过将振动传递到气缸体3有效地抑制了旋转斜盘5的有害振动。
图3表示本发明的第二实施例。此实施例在推力轴承6A的结构上的与第一实施例不同。旋转斜盘50的前侧凸起部，类似后侧凸起部，具有一平的压力承受面50a。此面50a与前推力轴承6A的内座圈6a紧密接触。
前气缸体20有一个环绕主动轴1外周边设置的凹槽21。在此凹槽21中保持一个垫片7和一碟形弹簧8以便固定在主动轴1的外周边上。垫片7置于前推力轴承6A的外座圈6b与碟形弹簧8之间。该弹簧8便将前推力轴承6A推向旋转斜盘50。
如上所述，按照此实施例，碟形弹簧8取代了具有缓冲作用的推力轴承6A而起缓冲器作用。该缓冲作用可很容易通过适当设定碟形弹簧8的弹簧常数而调节。
虽然，上述实施例中前推力弹簧具有缓冲作用，但也可代之以后推力轴承具有缓冲作用。可以用螺旋弹簧或类似构件来代替碟形弹簧。
在图4所示的第三实施例的压缩机中，每一气缸体2和3具有环绕主轴1的多个膛孔30(见图1)用以分别容纳活塞17。膛孔30沿一半径为P的节圆设置。
一对径向轴承4a和4b各包括多个滚柱41和容纳这些滚柱的外座圈42。滚柱41与主动轴相接触。径向轴承4a和4b被设置成互相从旋转斜盘5的凸起部上的中心O处离开相等距离。图4中，单独点Q分别指示出在主动轴1的中轴线上的位置。每个点Q离中心O处相当于半径P的距离。
从中心O到径向轴承4a和4b的滚柱41的内端41a和41b所给定的长度分别用Lf和Lr标出。每个Q点与滚柱41的内端41a和41b之间的距离S设定如下：
S＝P－Lf＝P－Lr＝3mm
此实施例之压缩机具有的优点除了第一实施例的压缩机的功能和优点外，还有效地抑制了旋转斜盘5和主动轴1的有害振动。这一优点的体现归因于下面的因素。平衡的主动轴1通过置于距中心O等距离的该对径向轴承4a和4b而支承。在分别离主动轴1的轴向中心相当于膛孔节距半径P的距离点处作用在旋转斜盘5周边部分上的压缩气体产生反作用力。此反作用力造成关于中心O的第一力矩，该力矩对整个旋转斜盘5起作用。
此反作用力还经过旋转斜盘5对主动轴1起作用，如上所述，主动轴1被径向轴承对4a和4b稳定支承。然而，来自径向轴承4a和4b的反作用力产生关于中心O的第二力矩，该力矩相对第一力矩其指向相反面力矩大小相等。因此两力矩互相抵消，这样就有效地抑制了旋转斜盘5和主动轴1的振动。
为证明上面的假定，本发明进行了下述试验：
该试验的进行旨在检验按以下两个条件沿一具有五个双头活塞的十缸压缩机纵轴方向上的振动。
从径向轴承4a和4b的内端到其外端的长度：12mm
压缩机转数：                          3500转/分
高输出压力：                          2.0MPa(兆帕)
低输出压力：                          0.05MPa(兆帕)
一个十缸压缩机经常产生5倍数量级的振动。当压缩机的转数为3500转/分(58Hz)时，则机动车上安装的这种压缩机常常会有300Hz(约5×58Hz)左右的共振。
对压缩机的振动，具体讲，在长度Lf变化而长度Lr保持恒定条件下对长度Lf和Lr之间的差(Lf－Lr)作了研究。长度Lf、从中心O到前轴向轴承4a的内端41a变化而长度Lr为从中心O到后轴向轴承4b的内端41b以及节圆半径P保持恒定(P－Lr＝3mm)。研究结果被图示于图5中。
总的说来，当节圆半径P保持恒定时，长度Lf和Lr均可变换。具体地讲，长度Lf和Lr可设定得互相相等，对长度Lf和节圆半径P之差(Lf－P)同压缩机的振动之间的关系所作的研究，其结果图示于图6中。
如图5中明显可见，当Lf－Lr＝0或Lf＝Lr时，振动强度确定为达到最小。从图6中也明显可见当Lf－P＝0或Lf(＝Lr)＝P时，振动强度减为最小。
可以确认，当(Lf－p)之差从0开始增加，即从中心O到径向轴承4a和4b的内端41a和41b的长度变为大于节圆半径P，振动强度急剧增大。这种现象可能已起源于通过两个径向轴承4a和4b长度增大而造成两径向轴承4a与4b之间的主动轴1的弯曲。当(Lf－P)之差变得小于0时，即从中心O到径向轴承4a和4b的内端41a和41b的长度Lf和Lr变得短于节圆半径P，则振动强度逐渐增大。还可确定，当(Lf－P)之差处于0到-12mm的范围内或者当每个Q点位于各径向轴承4a或4b的长度范围内时，振动强度就会减小。根据设计观点，特别需要Lf－P＝Lr－P＝0到-5mm。
在图7和图8所示的按第四实施例的压缩机中，从旋转斜盘5的中心O到前轴向轴承4a的滚柱的内端的长度Lf长于从中心O到后轴向轴承4b的滚柱的内端41b的长度Lr。另外，前轴向轴承4a设在前气缸体2的前部，其前端置于此气缸体2的前端(表)面上。两个径向轴承4a和4b之间的距离的设定在能够为主动轴1提供稳定支承的预定范围内。因此，两轴向轴承间的主动轴1不会翘起或弯曲。
一个电磁离合器70被联接到主动轴1的末端。此电磁离合器70有一个定子壳体74，一转子72和一个电枢73。定子壳体74具有空心环形状，该壳体74被固定到前机壳14上。一励磁线圈75被夹在定子壳体74内部。
转子72以这样方式安装，它盖住定子壳体74的内、外壁并且通过装在前机壳14上的轴承71可转动地支承。皮带轮80固定到转子的外周边并且通过传送带81与机动车的引擎82相联。因此，当引擎82起动时皮带轮80和转子72通过传送带81而一起转动。
一轮毂78通过螺栓79固定到主动轴1的末端。用某种电磁材料制成的电枢73以预定距离面向转子72的前表面。该电枢73经一个橡胶垫77和一个圆柱形夹具76而联接到轮毂78上。
与励磁线圈75被激磁时，电枢73被拉向转子72，如图7中用实线所指示出的。因此，橡胶垫77克服其本身的弹性从用双点划线所示状态沿图中主动轴1的轴线变形到图7中用实线所表示的状态。同时，皮带轮80与转子72一起经轮毂78，夹具76和橡胶垫77被联连到主动轴1上。在这一情形下当皮带轮80转动时，其转动被传递到主动轴1以使压缩机运转。
随着线圈75被去磁，由橡胶垫77的恢复力使得电枢73和夹具76从转子72上分离开，如图7中的双点划线所示。这就切断了皮带轮80与主动轴1之间的动力传递。
在压缩机运行过程中，由于如上所述橡胶垫77的弹性变形使得电枢73与转子72相接触。因此，橡胶垫77的恢复力经轮毂78作用到主动轴1上。此恢复力向后推主动轴1。
但是，根据此实施例，这一恢复力可以由后推力轴承6B可靠地承受。结果，作用在压力承受面5b和3b上的压力在有上面类型的电磁离合器的压缩机的推力轴承6B处略大于具有不同类型的电磁离合器的推力轴承处的压力。因此可能有效地抑制旋转斜盘5的不稳定振动。
两个径向轴承4a和4b间的距离被设定在能为主动轴1提供稳定支承的一预定范围内，如上所述，而前轴向轴承4a设置在前机壳内尽可能接近电磁离合器70处。这一安排，抑制了在电磁离合器70和前轴向轴承4a之间主动轴1的弯曲。这一安排还抑制了由于离合器70产生的离心力致使主动轴1的旋转和电磁离合70的振动。
在具有缓冲作用的前推力轴承6A处，前推力轴承6A与第二实施例中采用的碟形弹簧8相结合可以适用于第三和第四实施例。
图9和图10图示出第五实施例。按照此实施例的压缩机具有推力轴承6A和6B及其支承结构，它们大体上与第一实施例的压缩机的结构相同。为避免重复说明对相应的或相同的部件给与类似或相同的参考标号。第五实施例的压缩机在径向轴承的安排上不同于前述的实施例。参阅图9和图10，径向轴承的结构说明如下。
在通过一对径向轴承来支承带旋转斜盘5的主动轴1结构中，通常，由于一对径向轴承4A与4B间的距离L增大，主动轴1的弯曲量则变得较大。如较早说明过的，当这一距离L变得较短，主动轴1的弯曲减小。鉴于上述，为该距离L设定一最佳值。一般，距离L被等分为二部分，这样从旋转斜盘5的凸起部的中心O到径向轴承4A和4B的长度La和Lb设定为互相相等。因此，从旋转斜盘5的压力承受面5b到前径向轴承4A的距离Lc自然由旋转斜盘5和推力轴承6A的尺寸大小来确定。
但是，作用在旋转斜盘5上的力矩主要通过刚性的后推力轴承6B，主动轴1和前径向轴承4A来承受。所以，主动轴1的弯曲或在后推力轴承6B上的负载往往会与距离Lc成正比地增加。
按照此实施例，为制止上面的倾向，从旋转斜盘5的中心O到径向轴承4A的距离La设定得短于从旋转斜盘5的中心O到另一径向轴承4B的距离Lb。因而，距离Lc被设定得尽量短些。所以，除了第一实施例的优点外，本实施例具有的优点是能够减小后推力轴承6B上的负载从而抑制了推力轴承6B的磨损。
图11图示出本发明的第六实施例。在按照此实施例的压缩机中，从旋转斜盘5的中心O到径向轴承4B的距离Lb设定得短于从中心O到另一径向轴承4A的距离La，这同第五实施例的情形相反，从而缩短了距离Lc。刚性的前推力轴承6A有助于缩短距离Lc。因此，此实施例能减小前推力轴承6A上的负载而且可将轴承6A设置得靠近电磁离合器M(见第四实施例)，从而抑制了电磁离合器M的振动。
图12图示出第七实施例，它是图9中的第五实施例同图3中的第二实施例的结合。通过碟形弹簧8经过垫片7使前推力轴承6A压靠住旋转斜盘50的平压力承受面50a上。从中心O到前径向轴承4A的距离La设定得短于从中心O到后径向轴承4B的长度Lb。因此第七实施例的压缩机具有第二与第五实施例的功能和优点。
因此，现有的举例和实施例可以认为是说明性的而不是限定性的，本发明并非只限于在此详细给出的内容，而是可在所附权利要求范围内作变更。

Claims (10)

1.一种旋转斜盘式压缩机具有支承在一个主动轴(1)上整体转动的旋转斜盘(5)，该旋转斜盘(5)联接到气缸体(2，3)内若干个可往复运动的活塞(17)上用以在其内压缩气体，其中压缩气体的反作用力施加给活塞(17)并造成作用在旋转斜盘(5)上的轴向负载，主动轴(1)通过缓冲机构而被减振，其特征在于：
一个插在旋转斜盘(5)的第一表面与气缸体(2，3)之间的第一轴承(6A)；
一个插在旋转斜盘(5)的第二表面与气缸体(2，3)之间的第二轴承(6B)，其中所述轴承之一设置成可柔性形变以便吸收轴向负载，而另一个轴承设置成刚性以便承受轴向负载并将轴向负载传递给气缸体(2，3)。
2.按照权利要求1所述的旋转斜盘式压缩机，其特征在于还包括：
一个从气缸体(2，3)朝旋转斜盘(5)的第一表面凸起用以环绕主动轴(1)的第一肋部(2a)；
一个从旋转斜盘(5)的第一表面向第一肋部(2a)相反方向凸起的第二肋部(5a)，该第一和第二肋部(2a，5a)具有各不相同的直径；所述第一推力轴承(6A)包括一外座圈(6b)和一内座圈(6a)，该外座圈(6b)设置成随着轴向负载和形变而与第一肋部(2a)接触，而该内座圈(6a)设置成随轴向负载和形变而与第二肋部(5a)接触。
3.按照权利要求2所述的旋转斜盘式压缩机，其特征在于所述第二肋部(5a)的直径大于第一肋部(2a)的直径。
4.按照权利要求1所述的旋转斜盘式压缩机，其特征在于，所述气缸体有一个凹槽(21)用以容纳第一推力轴承(6A)；以及
其中所述第一推力轴承(6A)包括用以支撑旋转斜盘(5)的第一表面的支撑部，和一容放在凹槽(21)中的弹簧(8)用以将上述支撑部推向旋转斜盘(5)的第一面。
5.按照权利要求4所述的旋转斜盘式压缩机，其特征在于所述弹簧(8)包括一个主动轴(1)在其间穿过延伸的碟形弹簧。
6.按照权利要求1至4中任一项所述的旋转斜盘式压缩机，其特征在于还包括：
用于转动支承主动轴(1)的第一和第二径向轴承(4a，4b)；
该主动轴(1)有一轴线；
该旋转斜盘(5)有一个在主动轴(1)的轴线上的中心点(O)；
该第一和第二径向轴承(4a，4b)分别安装在离开中心(O)等距离(Lf，Lr)处。
7.按照权利要求6所述的旋转斜盘式压缩机，其特征在于还包括：若干个用于分别容纳活塞(17)的气缸膛孔(30)，其中所述膛孔(30)沿围绕主动轴(1)轴线的一个节圆设置，而且中心(O)离第一径向轴承(4a)的距离为(Lf)，该距离(Lf)表示成：
0≥Lf-P＞-12mm
这里，P为节圆半径。
8.按照权利要求1到5和7中任一项权利要求所述的旋转斜盘式压缩机，其特征在于还包括：
一动力源(82)用以转动主动轴(1)；
一个装在动力源(82)与主动轴(1)之间的离合器机构(70)，该离合器机构(70)用来将动力从动力源(82)传递到主动轴(1)；以及
该第一推力轴承(6A)置于离合器机构(70)与旋转斜盘(5)之间。
9.按照权利要求8所述的旋转斜盘式压缩机，其特征在于所述离合器机构(70)包括：
一个由气缸体(2，3)支承的转动部件(72)，该转动部件(72)通过动力源(82)使其转动；
一个装在主动轴(1)上的电枢(73)，它能联接到转动部件(72)，该电枢(73)设置成与转动部件(72)相联并且把主动轴(1)与转动部件(72)连接用以使主动轴(1)和转动部件(72)整体转动；
一个用于将电枢(73)联接到转动部件(72)的联接部件(75)。
10.按照权利要求8所述的旋转斜盘式压缩机，其特征在于还包括：
所述主动轴(1)具有一轴线；
所述旋转斜盘(5)有一在主动轴(1)轴线上的中心(O)；以及
用于转动支承主动轴(1)的第一和第二径向轴承(4A，4B)，该第一径向轴承(4A)被邻近离合器机构安装并且离开中心(O)为第一预定距离(La)，该第二径向轴承(4B)安装在离开中心(O)为第二预定距离(Lb)，第二预定距离(Lb)大于第一预定距离(La)。
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