CN1175183C - 变容式压缩机 - Google Patents

Abstract

变容式旋转斜盘压缩机防止驱动轴(6)当曲柄室的压力与汽缸内的压力之差过大时沿轴向移动。铰接机构(13)有一个从驱动盘(11)伸出的支承臂(14)和一个从旋转斜盘(12)伸出的导向销(15)。导向销(15)的头部(15a)装在支承臂(14)中形成的导向孔(70)中。在支承臂的部分(73)中形成的切断表面(74)确定了导向孔(70)。切断表面在铰连中形成了一个间隙。此间隙使得旋转斜盘(12)在不拉动驱动轴(6)的情况下而运动。

Description

变容式压缩机

本发明涉及一种变容式压缩机，它具有一个用于把驱动活塞的凸轮盘与驱动轴耦接的耦合器，并且通过控制曲柄室中的压力变换凸轮盘的倾角来变化活塞的往复冲程。

图15是一种用于车辆空调系统的变容式压缩机。在压缩机的外壳101中有一个曲柄室102，一个吸入腔108，一个排出腔109和多个汽缸107(图中仅示出一个)。在每一个汽缸107中均有一个活塞110。一个驱动轴103和一个驱动盘104固定在一起，并装在曲柄室102内。为了密封曲柄室102，外壳101具有一个围绕驱动轴103前端的唇形密封114。驱动轴103的前端直接或间接地与车辆的发动机(内部驱动源)耦接。用于向前推动发动机轴的弹簧112设置在驱动轴103的后端。弹簧112把在曲轴箱102中的驱动轴103和驱动盘104沿轴线固定在适当的位置，并且消除了与驱动轴103有关的各种部件和驱动轴103之间的间隙。

围绕驱动轴103设置有一个旋转斜盘105，或凸轮盘。此旋转斜盘105借助滑靴113与单个活塞110耦接，把驱动轴103的旋转运动转换为每个活塞110的往复运动。此旋转斜盘105借助一个耦合器115与驱动盘(旋转支承)104耦接。耦合器115有从旋转斜盘105的前面伸出的导向销116和从驱动盘104后面伸出的支持臂117。每一个导向销116的头部插入在相联的支持臂117中形成的圆柱形导向孔117a中。此耦合器115使旋转斜盘105能绕驱动轴103旋转并且沿驱动轴103(在轴向上)倾斜运动。

活塞110的冲程，或排量，是由旋转斜盘105的倾角来决定的，主要是由相关联的活塞110所产生的曲柄室102的压力(曲柄压力Pc)和汽缸107中的压力之差来决定的。此压差由一个容量控制阀120来控制。通常来说，由于曲柄压力Pc上升，旋转斜盘105不倾斜，或在驱动轴103上沿远离驱动盘104的方向滑动，从而使旋转斜盘105的倾角变小。限制环106固定在驱动轴105上，以使，当旋转斜盘105接触到限制环106时，不很倾斜的斜盘105进一步得到限制，从而确定了斜盘105的最小倾角。在图15的压缩机中，用于曲柄压力Pc的控制机构包括有限制作用的泄流通道118，它把曲柄腔102与吸入腔108相连，一个供给通道119，它把排出腔109与曲柄室102相连，还包括设置在供给通道119中间的容量控制阀120。容量控制阀120的开启能由外部的激发进行调节。由于控制阀120的开启是由外部来调节的，所以从排出室109进入曲柄腔102的高压致冷剂气体的数量也可以借助供给通道119来调节。曲柄压力Pc由供给曲柄室102的气体流量和借助泄流通道118从曲柄室102排出的气体流量之间的关系来决定。

在车辆的空调系统中，压缩机的能量被减至最小从而当车辆突然加速时尽量减少发动机的负载。当空调系统关闭或发动机停转时，压缩机排出的能量时常预先减至最小，从而防止了压缩机下次开启时使发动机超负载。就图15中所涉及的压缩机而言，压缩机的能量由从排出腔109供给曲柄室102的高压致冷剂气体减至最小，此排出腔109具有通过一个外部信号完全开启的容量控制阀。当车辆突然加速时，使压缩机的能量最小化，尤其是快速使排出能量最小化是必要的。这样，高压致冷剂气体时常快速地导入曲柄室102。

但是，当在排出腔109中的高压气体被导入曲柄室102从而立即增加曲柄压力Pc时，各种问题可能随压力的升高而增多。当曲柄压力Pc突然升高，使旋转斜盘105的倾角达到最小的时候，将可能产生严重的后果。甚至在旋转斜盘105的倾角最小化之后，如果曲柄压力和汽缸内的压力差仍然太大，那么，超压力差将导致活塞后退(沿离开驱动盘的方向)。这就给了旋转斜盘105一个后退的力。同时，旋转斜盘105的倾角达到最小并且旋转斜盘105靠在限制环106上。因此，当后退的力作用在旋转斜盘105上时，旋转斜盘105借助限制环106克服弹簧112的阻力推动驱动轴103。另外，通过耦合器中的每个导向销116与相关联的导向孔117a的接合，旋转斜盘105与驱动盘104耦接。如果旋转斜盘105快速不倾斜，那么，旋转斜盘105将克服弹簧112的阻力拉动驱动盘104和驱动轴103后退。换句话说，当曲柄压力太大，强大的后退力作用在整个压缩机的内部机构上，此内部机构包括活塞，旋转斜盘，耦合器，驱动盘和驱动轴，从而导致这些部件后移而超过适用于如此运动的设计范围(即，相应于旋转斜盘105的最小倾角的轴向位置)。这导致了下列的问题。

问题1：当驱动轴103向后移动超过设计范围时，在唇形密封114和驱动轴103之间的接触位置从一个叫作接触线的预定位置变化。在除接触线以外的位置，杂质如污泥粘着于驱动轴103的外部表面。因此，如果驱动轴103轴向移动时，杂质可能进入驱动轴103的外部表面和唇形密封114之间，从而将破坏由唇形密封114产生的密封。

问题2：在车辆的某些压缩机中，一个电磁离合器设置在发动机和驱动轴103之间的能量传递通道中。这种类型的电磁离合器有一个在发动机侧的传动离合器磨擦片和一个从动离合器磨擦片(电枢)，该离合器绕驱动轴103旋转，还能受弹簧力的作用而轴向移动。此离合器通过把电枢和传动离合器磨擦片进行电磁接合而得到接合。当切断电能时，电枢和传动离合器磨擦片之间存在一个预定的间隔。在空调系统中，当发动机停转时，电磁离合器不动并且容量控制阀120全开。由于容量控制阀全开，如上所述，驱动轴103再次超出设计范围而向后移动。因此，虽然切断了电能，但电枢和驱动轴103一起从原始分离的位置接近传动离合器磨擦片，使得在两个离合器磨擦片中的预定间隔根本不固定。即，虽然所试验的能量处于切断状态，但电枢和传动离合器磨擦片之间有一个彼此滑动的接触。这种滑动接触不仅不能使电能断开，而且导致了产生噪音或热或磨损离合器磨擦片的新问题。

因此，本发明的目的是提供一个变容式压缩机，它亦可防止由于旋转斜盘(凸轮盘)与活塞相耦接而向后拉动驱动轴超过轴向上的设计极限即使当由于内部或外部的因素使相关联的活塞产生的曲柄压力和每个缸径中内部压力之间的差值过大而导致在短时间内曲柄压力快速升高时。

为了达到此目的，本发明提供了一个变容式压缩机，它包括：一个曲柄室；一个旋转支承在曲柄室中的驱动轴；用于进行压缩操作的活塞；一个凸轮盘，它设置在曲柄室中并与活塞耦接用于把驱动轴的旋转运动转换为活塞的往复运动，活塞的冲程取决于凸轮盘的倾角，该倾角根据所述曲柄室中的压力而变化；还包括一个用于把凸轮盘与驱动轴进行耦接的耦合器，该耦合器包括：一个整体绕驱动轴旋转的旋转支承件；在旋转支承件中的第一接合表面；和在凸轮盘中的第二接合表面，其中第一接合表面与第二接合表面相接合并且把凸轮盘和旋转支承件耦接在一起，以使得相对于所述驱动轴的所述凸轮盘倾斜，其中第一接合表面和第二接合表面中至少一个具有一个预定的形状，这导致当所述凸轮盘的倾角接近最小值的时候第一接合表面从第二接合表面分开并脱离。

本发明的其它方面和优点将在下面结合附图进行清楚的描述，并且通过举例说明本发明的原理。

图1是当旋转斜盘的倾角达到最大值时，本发明的具体实施例的变容式旋转斜盘压缩机的轴向剖面图；

图2是当旋转斜盘的倾角达到最小值时，变容式旋转斜盘压缩机的轴向剖面图；

图3是旋转斜盘的倾角达到最大值时，显示耦合器状态的放大的剖面图；

图4是旋转斜盘的倾角达到最小值时，显示耦合器状态的放大的剖面图；

图5是变容式旋转斜盘压缩机沿图1中A-A线的横向剖面简图；

图6是本发明另一实施例中图4的耦合器的剖面图；

图7还是本发明另一实施例中类似图4的耦合器的剖面图；

图8还是本发明另一实施例中类似图4的耦合器的剖面图；

图9是限制复位弹簧回缩的结构发生变化的压缩机的剖面图；

图10是本发明另一实施例中类似图3的耦合器的剖面图；

图11是本发明另一实施例中类似图3的耦合器的剖面图；

图12是图11中耦合器的基本部分的水平剖面图；

图13是本发明另一实施例中耦合器的局部平面图；

图14是图13中沿Q-Q线的类似图4的剖面图；

图15是普通变容式旋转斜盘压缩机的轴向剖面图；

结合图5看图1，它是在车辆空调系统中使用的变容式旋转斜盘压缩机所包括的本发明的一个具体实施例。

如图1所示，该变容式旋转斜盘压缩机包括汽缸体1，一个与汽缸体1的前端相连的前机壳2，和一个通过一个阀板3与汽缸体1后部相连的后机壳4。汽缸体1，前机壳2，阀板3和后机壳4由多个螺栓10(参见图5)来可靠地连接在一起而形成压缩机壳体。

如图1所示，曲柄室5是由汽缸体1和前机壳2构成的。驱动轴6设置在曲柄室5中并且由分别处于前机壳2和汽缸体1中的前径向轴承和后径向轴承31和32支承。在汽缸体1的中间有一个凹槽，其中装有一个向前推动驱动轴6的第一盘簧7和一个后推力轴承8。一个驱动盘11，或旋转支承，与驱动轴6固定在一起。一个前推力轴承9设置在驱动盘11和前机壳2的内壁之间。驱动轴6和驱动盘11由后推力轴承8和前推力轴承9轴向定位，其中后推力轴承8由第一盘簧7向前推。

驱动轴6的前端从前机壳2的前部伸出。唇形密封33设置在驱动轴6和前机壳2的前部的内表面之间。唇形密封33有一个与驱动轴6的外表面紧密接触的唇形环34，以此密封驱动轴6的前部从而牢牢地密封曲柄室5。

驱动轴6的前端通过一个电磁离合器40与一个作为外部动力源的发动机E耦接。电磁离合器40有一个皮带轮42，一个环状电磁线圈43，一个由弹性元件制成的毂44。皮带轮42通过轴承41支承在前机壳2的前圆柱形部分上。毂44固定在驱动轴6的前端。图1显示电枢45克服毂44向前的弹性力而与皮带轮42的前端接合。皮带轮42的端面与电枢45作为一对离合器磨擦片，能够彼此接合和分开。当由线圈43的激励而产生的电磁力导致电枢45被吸引至与皮带轮42的端面相接合时，发动机E的驱动力通过一个能量传动皮带46，皮带轮42，电枢45和毂44传给驱动轴6。当电磁力消失如线圈43不被激励时，电枢45在毂44的弹性力的作用下朝着背离皮带轮42的方向运动，从而不进行能量传递。因此发动机的能量有选择地通过控制电磁离合器40的线圈43的激励传递给驱动轴6。

一个凸轮盘，在这个实施例中是一个旋转斜盘12，它装在曲柄室5中。驱动轴6穿过旋转斜盘12中的一个孔。此旋转斜盘12通过一个铰接机构13与驱动盘11和驱动轴6相耦接。此铰接机构13包括两个支承臂14(支持元件)，它们从驱动盘11的后面伸出，还包括两个导向销15(插入元件)，它们从旋转斜盘12的前面伸出(参见图1和5)。铰接机构13与驱动盘11构成一个耦合器，这将在后面详细地进行论述。支承臂14和导向销15的耦接以及旋转斜盘12和驱动轴6的接触使得旋转斜盘12绕驱动盘11和驱动轴6旋转并且由于旋转斜盘12沿驱动轴6滑动，使得旋转斜盘12相对于驱动轴6的轴线L1倾斜。旋转斜盘12有一个设置在铰接机构13对面的配重12a。

如图1和2所示，一个用来缩小旋转斜盘12的倾角的第二盘簧16设置在驱动轴6的介于驱动盘和旋转斜盘12之间的部位。盘簧16朝着汽缸体1推动旋转斜盘12(即，沿缩小旋转斜盘12倾角的方向)。一个第三盘簧17，或复位弹簧，设置在驱动轴6的位于旋转斜盘12后面的部位上，或在旋转斜盘12和汽缸体1的前端面1c之间的位置上(在汽缸体1的面对曲柄室那侧)。当旋转斜盘12的倾角加大，如图1所示，第三盘簧17简单地缠绕在驱动轴6上且不对旋转斜盘12或任何其它的元件产生作用力并保持它的自然长度沿驱动轴6移动。相反，当旋转斜盘12的倾角变小，如图2所示，第三盘簧17在旋转斜盘12和汽缸体1的前端面1c之间被压缩，并且根据盘簧借助作为支承座的前端面1c的压缩程度来推动旋转斜盘12，使其远离汽缸体1(即，沿旋转斜盘12的倾角增大的方向)。值得注意的是，第三盘簧17的自然长度和前端面1c的轴向位置已经设定，以使在压缩机运转过程中甚至当旋转斜盘12达到所设计的最小倾角θmin(范围在1至5°之间)时，第三盘簧(复位弹簧)17一直不被压缩。

如图1和2所示，多个汽缸1a(仅画出一个)形成在绕驱动轴6的汽缸体1中。每个汽缸1a的后端紧靠在阀板3上。单头活塞18设置在每个汽缸1a内。每个汽缸1a决定一个压缩室，其中的容积根据相关联活塞18的往复运动而变化。每个活塞18的前端借助一对滑靴19与旋转斜盘12的圆周相连，以使活塞18由旋转斜盘12驱动。因此，当旋转斜盘12和驱动轴6一起转动时，旋转斜盘12的旋转运动就转换为活塞18的线性往复运动，并且其冲程的长短取决于旋转斜盘12的倾角的大小。上述铰接机构13的用途是保持活塞的上死点几乎不变。这使得顶部间隙C1(见图2)保持在一个理想数值。为了防止当压缩机处于运转状态并且压缩机的压缩效率达到最大时活塞18连续撞击阀板3，顶部间隙C1不设为零，而设为一个很小的数值。

在阀板3和后机壳4之间设置了一个吸入腔21和一个的围绕吸入腔21的排出腔22如图1中所示。阀板3是一个把吸入阀成形板，孔形板，排放阀成形板和护圈成形板合在一起的叠层。一个吸入口23，一个用于开启和关闭吸入口23的吸入阀24，一个排出口25，和一个用于开启和关闭排出口25的排出阀26，它们都形成在与每个汽缸1a相关的阀板3中。吸入腔21通过吸入口23与单个汽缸1a相通，并且排出腔22通过排出口25与单个汽缸1a相通。当每个活塞18从上死点向下死点运动时，在吸入腔21(吸入压力所在的区域Ps)中的致冷剂气体通过吸入口23和吸入阀24被吸入相关联的汽缸1a中。当活塞18离开下死点向上死点运动时，已供给汽缸1a中的致冷剂气体被压缩至一个预定的压力并且通过排出口25和排出阀26排入排出腔22(排出压力所在的区域Pd)。

在图1和图2所在的压缩机中，当驱动轴6由发动机E带动旋转时，旋转斜盘12倾斜一个预定的角度而旋转。结果，单个活塞18相应于旋转斜盘12的倾角θ进行往复冲程，这就得到了在每个汽缸1a中重复进行的致冷剂气体的吸入，压缩和排出的顺序。

旋转斜盘12的倾角θ的确定取决于每个力矩的平衡，如在旋转斜盘12的转动期间离心力的旋转力矩，旋转斜盘12的倾角减小时弹簧16(和复位弹簧17)的推力的力矩，还有活塞18的往复惯性力矩，和气体压力力矩。此气体压力力矩的产生取决于汽缸内部压力与曲柄室5的内部压力(曲柄压力Pc)之间的关系，由于活塞背压已知，所以气体压力力矩根据曲柄压力Pc沿旋转斜盘12的倾角缩小的方向和沿倾角增加的方向。图1中的压缩机设计成通过由容量控制阀50调节曲柄压力适当变化气体压力力矩，来变化旋转斜盘12的倾角θ至最小倾角θmin和最大倾角θmax之间的任何角度(θmin≤θ≤θmax)(后面进行论述)。旋转斜盘12的倾角θ是与驱动轴6的轴线L1垂直的假想平面和旋转斜盘12之间所夹的角度。

当旋转斜盘12的配重12a紧靠在驱动盘11的限制部分11a上时，旋转斜盘12有最大倾角θmax(见图1)。旋转斜盘12的最小倾角θmin主要是由第二弹簧16的推力，复位弹簧17的推力，气体压力力矩来决定的，这时，气体压力力矩沿旋转斜盘12倾角缩小的方向接近最大。与最大倾角θmax不同，最小倾角θmin不是由机械止动装置来决定的。但是，通过试验已经确认最小倾角θmin是一个接近零的角度。因此，当不可能固定一个不变的最小倾角θmin时，压缩机的排出能量是在由机械止动装置所决定的最小倾角处有效减小的。

曲柄压力Pc通常影响旋转斜盘12的倾角，此压力由泄流通道27，供给通道28和容量控制阀50进行控制，这些都设置在压缩机的机壳内，如图1和图2所示。泄流通道27把吸入腔21和曲柄室5连在一起，供给通道28把排出腔22和曲柄室5连在一起。对控制阀50的状态进行调节就是相应于通过泄流通道27从曲柄室5排出的气体流量来调节通过供给通道28供给曲柄室5的高压气体流量。从而确定了曲柄压力Pc。当曲柄压力Pc变化，曲柄压力Pc与汽缸1a的内部压力之间的差值也发生变化。这转变为旋转斜盘12的倾角，调节活塞冲程，或排出的容量。

容量控制阀50有一个阀腔51，一个阀孔52，一个球形阀体53，和一个沿关闭阀孔52的方向推动阀体53的弹簧53a，。阀腔51和阀孔52形成供给通道28的一部分。控制阀50还包括一个电磁线圈54和一个开启阀孔52的弹簧58，此线圈包括一个固定铁心55，一个可动铁心56，一个缠绕两个铁心的线圈57。可动铁心56和阀体53由控制杆59连接。弹簧58通过可动铁心56和控制杆59沿开启阀孔52的方向推动阀体53。当电磁线圈54由供给铁心57的电流激励时，在铁心55和56之间产生电磁引力。此引力克服弹簧58的阻力向下移动可动铁心，导致阀体53在弹簧53a的作用下关闭阀孔52。当断开供给铁心57的电流而不再激励电磁线圈54时，在铁心55和56之间的电磁吸力就消失了。结果，弹簧58的阻力比弹簧53a的大，通过可动铁心56和控制杆58移动阀体53向上，从而开启阀孔52。

压缩机的吸入腔21和排出腔22，例如，图1所示通过外部致冷回路60连接。外部致冷回路60和压缩机形成车辆空调系统的冷却回路。外部致冷回路60包括一个冷疑器61，一个温度传感膨胀阀62和一个蒸发器63。膨胀阀62的角度由温度和蒸发压力(尤其是在蒸发器出口的压力)进行反馈来控制，此温度是由在蒸发器63外侧的温度传感缸64检测的。此膨胀阀62使得适量的致冷剂气体通过热力管路供给蒸发器63，从而调节在外部致冷回路60中的致冷剂气体的流量。

空调系统配有一个计算机C，进行空调系统的控制。与计算机C的输入端相连的是，例如，一个用于检测车箱内温度的温度传感器65，一个用于允许乘客在车箱内设定温度的温度设定装置66，和一个用于检测车辆发动机E转动速度的发动机速度传感器67。计算机的输出端通过一个驱动回路68与控制阀50的线圈57相连。计算机基于外部信息算出供给线圈57的电流量并且按照计算结果通过驱动回路68把电流供给线圈57，其中此外部信息是，如从温度传感器65得出的车箱内的温度，由温度设定装置66设定的温度和由发动机速度传感器67测出的发动机转速。

当车箱中的温度比设定温度高时，电磁线圈54被激励并且阀体53沿关闭阀孔52的方向移动，从而减小供给通道28的开度。结果，曲柄压力Pc减小，在活塞18的作用下，导致曲柄压力与汽缸内部压力之间的差值减小。这使得旋转斜盘12朝着最大倾角倾斜，从而排出容量增加。相反，当车箱的温度接近设定温度时，电磁线圈54不被激励并且阀体53沿阀孔52开度增加的方向移动。这就增加了供给通道28的开度。结果，曲柄压力Pc上升，曲柄压力和汽缸内部压力之间的差值增加。这导致了旋转斜盘12朝着最小倾角的方向倾斜，从而排出容量减小。

现在开始论述本发明中的特征部件：耦合器。

如图1，2和5所示，耦合器包括驱动盘(旋转支承)11和铰接机构13。正如早已提及的，铰接机构13包括两个支承臂14和两个导向销15。参见图5，导向销15的左右分别与两个支承臂14相连。一个支承臂14和一个导向销15一起构成最小的基本构件。图3和4显示了一组支承臂14和导向销15。图3显示了当旋转斜盘12处于最大倾角θmax时，与相关联的导向销15接合的支承臂14，图4显示了当旋转斜盘12处于最小倾角θmin时的情况。

如图3和4所示，每个导向销15从旋转斜盘12的前面向上和向前倾斜伸出。在每个导向销15的末端形成一个近似球形的头部15a。在每个支承臂14的末端有一个环形的座。在每个座内形成一个圆柱形导向孔70。每个导向销15的头部15a固定在相应的导向孔70中并且通过孔70的壁导向。此导向孔70可以是一个槽而不是一个孔。在图3中，导向孔70的轴线L2与导向销15的轴线一致。支承臂14确定的圆柱形导向孔70的环形壁的厚度沿轴线L2的方向变化。

这一点将有更细致的论述。首先，在轴线L2后侧的环形壁部分分成一个上部71，一个中部72和一个下部73。支承臂14的上部71和中部72是以这种形式构成的，即导向孔70的内径与导向销15的头部15a的最大直径D几乎一样。即，当导向销15的头部15a是在导向孔70的上部区域和中部区域时(即，当旋转斜盘12倾斜成最大倾角或是最大倾角和最小倾角之间的角度时)，几乎整个头部15a的圆周都与座的内表面接触。如上所述，在导向孔70的上部和中部，导向销15被可靠地支承，并且能够按照旋转斜盘12倾角的变化进行滑动和滚动。

支承臂14的下部73切去使得比上部71和中部72薄。虚线M表示导向孔70的壁的位置，在下部73的虚线M的后方有一个倾斜表面74。如果没有倾斜表面74，当导向销15的头部15a定位于下部73时(即，当旋转斜盘12的倾角最小时，如图4所示)，头部15a在由虚线M所确定的位置处接触导向孔70的壁。但是，如果有切断的表面74，当导向销15的头部15a在导向孔70的下部区域中导向时，头部15a的前部与导向孔70下部的壁接触，而头部15a的后半部分悬空。另外，在头部15a和虚线M后侧的切断表面74之间有一个给定的间隙。当旋转斜盘12的倾角最小时，此间隙防止导向销15与支承臂14的下部73发生干涉。因此，导向销15和旋转斜盘12能朝着汽缸1移动。间隙的设定以使最小间隙C2(如沿与轴线L1平行的线所测得的)与活塞18的顶部间隙C1相同或比顶部间隙大。即，由于C1≤C2，当导向销15和旋转斜盘12朝着汽缸1运动时，避免了导向销15和相关联的支承臂14的下部73之间互相的干涉，直到活塞18的端面与阀板3相接触时为止。

如上所述，连接机构的支承臂14和导向销15一起作用使得旋转斜盘12相对于驱动轴6倾斜并绕驱动盘11和驱动轴6旋转，且沿驱动轴6滑动。另外，当旋转斜盘12的倾角达到最小时(见图4)，导向销15的后部不与相应的座的内表面发生干涉。因此，导向销15和旋转斜盘12可以再沿驱动轴6的轴线L1的方向朝着汽缸移动。当此运动发生时，导向销15不拉动支承臂14。当旋转斜盘12的倾角再一次从最小倾角增大时，使得导向销15沿导向孔70的轴线L2向上滑动。

以下说明装有上述连接机构的压缩机如何克服现有技术(图15)所存在的问题。

车箱的温度可以由温度设定装置66设定得较高，这时压缩机在最大排出容量(旋转斜盘的最大倾角)的状态下运转。另外，由于加速器的突然失灵(suddendepression)，由发动机的转速传感器67检测的发动机转速会突然增加。在这种情况下，计算机C不激励容量控制阀50的电磁线圈54而使压缩机的排出容量最小。当空调系统断电或发动机E停转时，计算机C同样不激励容量控制阀50的电磁线圈54。如上所述，电磁线圈54的激励消失，从而使控制阀50的阀孔52打开，供给通道28中的开度快速增加，使得在排出腔22中的高压致冷剂气体快速流入曲柄室5。同时，通过泄流通道27的致冷剂气体的流量相对变小。因此，曲柄压力Pc快速增加。结果，曲柄压力Pc与汽缸压力的差值加大，旋转斜盘12的倾角达到最小。

如果在旋转斜盘12的倾角达到最小倾角θmin之后，曲柄压力Pc和汽缸压力之差仍较大，那么，活塞18朝着阀板3运动。从而沿后面的轴线方向拉动旋转斜盘12。当旋转斜盘12处于最小倾角的时候，在支承臂14的座中形成的切断面74提供了间隙C2以使导向销15和支承臂14彼此不干涉。这使得活塞18，滑靴19，旋转斜盘12和导向销15整个成为一个组件，独立地沿轴线后部运动。当至少一个活塞18的端面与阀板3接触时，整个组件的进一步运动被机构所限制。由于在非倾斜运动期间，每个导向销15和相关联的支承臂14互相不干涉，所以旋转斜盘12不通过铰接机构13向后拉动驱动盘11和驱动轴6。因此，即使曲柄压力Pc和汽缸压力之间的差值相对较大，驱动盘11和驱动轴6仍保持在由弹簧7确定的适当的轴线位置上。

在此之后，由于曲柄压力Pc和汽缸内的压力之间的差值通常减小，所以复位弹簧17的弹力影响旋转斜盘12的定位。结果，受曲柄压力Pc和汽缸内部压力之差的影响，以及复位弹簧17和用于缩小旋转斜盘12倾角的弹簧16的影响，旋转斜盘12的倾角θ逐渐接近最小倾角θmin(或者是根据压缩机的运转状态，在最小倾角θmin和最大倾角θmax之间的一个中间值)。

当旋转斜盘12处于非倾斜状态时，旋转斜盘12脱离与导向孔70的壁的接合并且在轴向上变得不稳定。但是，当旋转斜盘12受复位弹簧17的影响被推回去并且它的倾角与最小倾角θmin一样大，或比最小倾角θmin大时，每个导向销15的球形头部15a到达相应座的中部72和下部73之间的边界，由一个长的倾斜的切断表面74导向。因此，每个导向销15的头部15a再次与环形的中间部分72平稳地接合。

如上所述，此实施例有如下优点。

(1)在本实施例中，当旋转斜盘12的倾角达到最小时，即使曲柄压力Pc和汽缸内的压力之差过大，活塞18和旋转斜盘12也各自沿轴向后移，以使驱动盘11和驱动轴6不同时通过铰接机构13被后拉。即，驱动盘11和驱动轴6保持在适当的轴线位置上而不影响活塞18和旋转斜盘12由于过的大压差而引起的向前运动。因此，甚至当控制阀50快速地，大幅度地开启而使曲柄压力Pc快速增加时，在驱动轴6上的唇形密封33的唇形环34的滑动位置也不会明显地从预定接触线移走。这样，唇形密封33在一段长时间内保持了曲柄室5的气密性。由于驱动轴6的轴向位置稳定，所以唇形密封33的寿命延长了，压缩机的寿命也就延长了。

(2)甚至当产生一个过大的压差时，驱动轴6的轴线位置也总是稳定的。因此，当电磁离合器40的两个离合器磨擦片(皮带轮42的端面和电枢45)分开时，在它们之间总存在一个预定的间隙。因此，无论压缩机的工作状态如何，电磁离合器40的正常运作都是有保证的。即，避免了在本申请的背景技术部分提及的问题2。

(3)环形座的上部71和中部72具有与现有技术相同的结构。尤其是当旋转斜盘12的倾角达到最大时，上部71与导向销15的头部15a完全接触，当旋转斜盘12倾角处于一个中间值时，中部72与头部15a完全接触，这都与现有技术类似。因此，当旋转斜盘12的倾角为最大值或处于一个中间值时，旋转斜盘12平稳并且倾角θ稳定。当旋转斜盘12的倾角为最大值或处于一个中间值时，旋转斜盘12被铰接机构13可靠地固定。因此，可以避免由间隙C1的消失而引起的活塞18与阀板3连续的冲撞。而在本实施例中，当旋转斜盘12的倾角为最小值，活塞就有可能撞击阀板，而活塞冲程也减到最小时，如果这样，就不会破坏阀板3了。

(4)当旋转斜盘倾斜时，在座下部73所形成的切断表面74倾斜地把导向销15的头部15a定位在中部73。因此，在旋转斜盘12不倾斜并且导向销15脱离与导向孔70的壁之间的接合之后，导向销15再次与支承臂14中的座(特别是中部72)平稳地，可靠地接合。

(5)在本实施例的压缩机中，在驱动轴6上不设置机械地限制旋转斜盘12倾斜的限制元件，这与现有技术(图15)不同。这还使得活塞18和旋转斜盘12各自轴向移动却不拉动驱动轴6。

(6)在本实施例的变容式压缩机中，抑制驱动轴向阀板运动的和推动驱动轴向前的弹簧设置在驱动轴的后端。本发明采用了这样一种压缩机。在压缩机中，确定了作用在机壳中驱动轴上的这样一个弹簧的推力位置，其中驱动轴可能受内部或外部因素的作用而轴向移动。因此，对于这样一种压缩机，其优点在于连接机构是否允许旋转斜盘不受干扰地后移。

(7)本实施例中的变量式压缩机有一个供给通道，它把排出通道与曲柄室相连，还有一个调节供给通道开度的容量控制阀。容量控制阀是一个能够外部控制高压气体流量的输入侧外部控制阀并且依靠外部控制来使曲柄室内的压力快速升高，其中高压气体是从排出通道进入曲柄室中的。具有这样一个输入侧外部控制阀的变容式压缩机可能有驱动轴轴向移动的问题。因此，它的优点在于连接机构允许旋转斜盘不受干扰地后移。

虽然仅仅对本发明的一个实施例进行了描述，但是，本领域的技术人员知道在不背离本发明精神和目的的前提下，本发明可以以许多其它特定的形式实施。特别是，本发明可以以下列形式实施。

本发明的实施例可以有如下的改进。

(1)如图6所示，环形座的后壁使导向孔70仅仅包括上部71和厚的中部72。即下部73完全被省去了。当旋转斜盘12倾斜至大约最大倾角时，这避免了销15和座之间的接触。因此，此结构有与第一实施例相同的优点。

(2)如图7所示，在环形座的后方的下部73上没有形成切断表面74，并且下部73的壁厚与中部72相同。但一个外切断表面81由切去所示的导向销15的头部15a的后部而形成。这在后切断表面81和下部73的后壁之间有了一个预定的间隙。这样的结构也有与第一实施例同样的优点。

(3)在图7的改进中，外表面81由切下导向销15的头部15a的后部而形成。或者，如图8所示，绕导向销15的头部15a伸出的圆锥形表面81A可以由斜削头部15a的一部分而形成。在这种情况下，当旋转斜盘12处于或接近最大倾角的时候，在圆锥形表面81A的后侧和下部73的后表面之间形成了预定的间隙C2。这种结构也同样有第一实施例的优点。另外，由于图8的头部15a是一个圆剖面，所以在组装时，不必要考虑导向销15的倾斜位置。

(4)当在第一实施例中(图1至5)旋转斜盘12处于最小倾角时，复位弹簧17的后部由汽缸1的前端面1c支承。但是，如图9所示，当旋转斜盘12处于最小倾角时，复位弹簧17的后端可以由限制环82如一个固定在驱动轴6上的开口环支承。更特别的是，复位弹簧17装在驱动轴6的位于旋转斜盘12和限制环82之间的位置上。当旋转斜盘12有一个大的倾角的时候，复位弹簧简单缠绕在驱动轴6上并且不对旋转斜盘12或任何其它元件产生任何作用力。相反，当如图9所示旋转斜盘12的倾角减小时，复位弹簧17在旋转斜盘12和限制环82之间被压缩，并且根据弹簧的压缩程度沿较大倾角方向推动旋转斜盘12，同时限制环82起支承座的作用。在压缩机运转时，复位弹簧17的自然长度和限制环82的位置设定成甚至当旋转斜盘12达到最小倾角θmin时(在1和5°的范围内)复位弹簧17一直不被压缩。另外，压缩机设计成甚至当旋转斜盘12小于所设计的最小倾角而不倾斜时，在复位弹簧17完全被压缩之前，活塞18的顶端触及阀板3以使旋转斜盘12不可能再进一步减小倾角。因此，即使如图9所示，限制环82固定在驱动轴6上，这种改进也克服了现有技术(图15)中限制环106的缺陷。当旋转斜盘12的倾角达到最小时，减小旋转斜盘12倾角的弹簧16，几乎完全伸开并且几乎不影响旋转斜盘12。另外，复位弹簧17的刚性度常数明显小于推动驱动轴6向前的弹簧7的刚性度常数。因此，通过限制环82传递给驱动轴6的复位弹簧17的弹力(作用力)没有超过弹簧7向前的力，驱动轴6不沿轴向移动。

即使当旋转斜盘12的倾角达到最小倾角θmin时，曲柄压力Pc与汽缸内的压力之差还是大，活塞18，滑靴19，旋转斜盘12和导向销15作为一个整体能够独自沿轴向移动，直到活塞18的前端触及阀板3为止。因此，驱动盘11和驱动轴6不通过铰接机构13被拉回去。因此，即使压差过大，驱动盘11和驱动轴6也由弹簧7向前推动并且保持在由弹簧7所确定的适当位置上。当曲柄室5的压力Pc和汽缸内的压力相同时，基于复位弹簧17的弹力和缩小旋转斜盘12倾角的弹簧16的弹力的平衡作用，旋转斜盘12的倾角θ最终落在最小倾角θmin和最大倾角θmax之间。

(5)本发明包括如图10所示的连接机构。图10中的连接机构包括固定在驱动轴6上的驱动盘，一对(左右)从驱动盘11的后面伸出的外臂83(仅画出一个)和一个从摆动式斜盘12的前面伸出的内臂84。

内臂84设置在外臂83之间并且有一个所示的导向孔85。一个联接销86与装在导向孔85中的外臂83和内臂84相连。由于联接销86可沿导向孔85移动，所以旋转斜盘12的倾角和运动方向被确定了。当联接销86处于导向孔85的下端时，如图10所示，旋转斜盘12完全倾斜。相反，当联接销86处于导向孔85的上端位置时，旋转斜盘12倾斜最小。切开部分87在靠近导向孔85上端的内臂84中形成。切开部分87，如第一实施例中的切开表面74，提供了一个与内臂84之间的一个预定的间隙，当曲柄压力和汽缸内部压力之差过大时，活塞18整体地，独自地朝着汽缸体移动。这避免了第二臂84向后拉动外臂83，驱动盘11和驱动轴6。因此，此结构具有第一实施例的优点。

(6)在图10中，虽然切断部分87形成于导向孔85的附近，但是，联接销86的前侧可以基于图7中的原理而切下，而代替切断部分87。销86和内臂84之间的间隙可以由切去联接销86的前侧和导向孔85的内边所产生的面之间形成。

(7)本发明包括一个如图11和12所示的连接机构。图11和12中的连接机构包括固定在驱动轴6上的驱动盘11，一个从驱动盘11的后面伸出的杆88，和一个从摆动式旋转斜盘12的前面伸出的臂89。一个球形头部88a形成于杆88的末端。在臂89中形成的是如图11中所示的向上和向前延伸的导向孔或导向槽90。杆88的球形头部88a与导向槽90的壁接合。由于杆88沿导向槽90移动，所以旋转斜盘12的倾角和运动方向就确定了。当杆88的球形头部88a接近于导向槽90下端而设置时，如图11所示，旋转斜盘12完全倾斜。相反，当球形头部88a接近于导向槽90的上端而设置时，旋转斜盘12倾斜最小。如图12所示，导向槽90由臂89的一对壁91和92所确定。如图12所示，空间93，93由在导向槽90上端附近的壁91和92形成。当杆88的球形头部88a处于导向槽90上端附近时，空间93，93形成了球形头部88a前侧与臂91和92之间的间隙。如第一实施例中的间隙C2，间隙C2使得臂89，旋转斜盘12和活塞18整体地，独自地朝着汽缸体运动。当曲柄压力和汽缸内部压力过大时，避免了臂89向后拉动杆88，驱动盘11和驱动轴6。因此，图11和12中的结构同样有本实施例的优点。

(8)本发明包括一个如图13和14所示的连接机构。两个外臂94从驱动盘11的后面伸出，并且两个外臂的末端相连。在外臂94的结合部分形成了一个导向孔95。一个轴套96在驱动轴6上轴向滑动。一对支承销96a(仅以虚线画出一个)固定在轴套96的相应侧。一个倾斜体97设置在轴套96的周围，旋转斜盘12固定在倾斜体97的外表面。倾斜体97和旋转斜盘12构成一个凸轮盘，由轴套96的支承销96a枢轴地支承。一对内臂98A和98B从倾斜体97的前侧伸出，并且它们的末端插入内臂94的联接部分中。一个联接销99伸入外臂98A和98B的末端并且与臂94的导向孔95的内表面接合。由于联接销99沿导向孔95运动，所以旋转斜盘12相对于驱动轴6倾斜，同时沿驱动轴6滑动。如图14所示，当联接销99处于导向孔95的下端时，旋转斜盘12的倾角小。在内臂94中形成的切断部分87邻近导向孔95的下端。切断部分87，如第一实施例中的切断表面74，形成了一个预定的间隙，当曲柄压力与汽缸内部的压力之差过大时，此间隙允许联接臂98A和98B，凸轮盘和活塞18独自朝汽缸体运动。这避免了联接销99和联接臂98A和98B向后拉动支承臂94，驱动盘11和驱动轴6。因此，此结构有第一实施例的优点。

因此，这些例子和实施例都是用来进行说明而不是作为限制的，本发明不限于其中所给的部件，而是可以在目的和与从属权利要求等效的范围内进行改进。

Claims (13)

1.一种变容式压缩机，其包括：用于进行压缩操作的活塞(18)；一个凸轮盘(12)，其设置在一个曲柄室(5)中并与活塞连接，把驱动轴(6)的旋转运动转换为活塞的往复运动，活塞的冲程取决于所述凸轮盘倾角，该倾角根据所述曲柄室中的压力而变化；还包括用于把所述凸轮盘和所述驱动轴耦合在一起的连接机构，所述连接机构包括：一个与所述驱动轴整体旋转的旋转支承件(11)；一个在所述旋转支承件上形成的第一接合表面(14，70；86；88，88a；94，95)；和一个在所述凸轮盘上形成的第二接合表面(15，15a；84，85；89，90；99)，其中所述第一接合表面和所述第二接合表面相接合并且把所述凸轮盘与所述旋转支承件耦接在一起，使得所述凸轮盘相对于所述驱动轴倾斜，其特征在于，所述第一接合表面和所述第二接合表面中至少一个有一个切断部分(74；81；81A；87；93)，当所述凸轮盘的倾角处于或接近最小值时，该切断部分(74；81；81A；87；93)使所述第一接合表面与所述第二接合表面分开并脱离接合。

2.如权利要求1所述的变容式压缩机，其特征在于，当所述凸轮盘(12)的倾角最小时，所述连接机构使得所述活塞(18)的顶部间隙变为零。

3.如权利要求1所述的变容式压缩机，其特征在于，当所述凸轮盘(12)的倾角最小时，形成在所述第一接合表面(14，70；86；88，88a；94，95)和所述第二接合表面(15，15a；84，85；89，90；99)中至少一个中的切断部分(74；81；81A；87；93)防止把曲柄室(5)中的、对活塞(18)作用的压力传递给驱动轴(6)。

4.如权利要求1所述的变容式压缩机，其特征在于，所述第一接合表面是包括一个圆柱形导向孔(70)的座(14)的一部分，并且第二接合表面是装在导向孔中一个球形部分(15a)的一部分，其中，切断部分(74)形成在座(14)中，并且贯穿于所述导向孔，当凸轮盘的倾角最小时，所述切断部分是在所述球形部分所处的位置，并且所述切断部分相对于所述球形部分位于所述旋转支承件(11)的对面。

5.如权利要求4所述的变容式压缩机，其特征在于，所述导向孔(70)的除了所述切断部分(74)以外的内径与所述球形部分(15a)的最大直径相同。

6.如权利要求1所述的变容式压缩机，其特征在于，所述第一接合表面是一个具有一个圆柱形导向孔(70)的一个座，并且所述第二接合表面是一个适合于所述导向孔的一个球形插入部分(15a)，并且切断部分(81)形成在背离所述旋转支承件的所述球形部分(15a)的一侧。

7.如权利要求1所述的变容式压缩机，其特征在于，所述第一接合表面是在具有一个圆柱形导向孔(70)的座(14)上，并且所述第二接合表面是在与导向孔配合的球形部分(15a)上，其中切断部分(81A)以预定形状形成在所述球形部分(15a)的整个表面上，其中所述球形部分具有绕通过球形部分的中心的轴线恒定的形状。

8.如权利要求6或7所述的变容式压缩机，其特征在于，当球形部分(15a)位于所述导向孔(70)中时，导向孔(70)的内表面与球形部分(15a)的近整个周边接触。

9.如权利要求1至7之一所述的变容式压缩机，其特征在于，还包括一个当所述凸轮盘(12)的倾角小时用于沿凸轮盘的倾角增大的方向推动凸轮盘的复位弹簧(17)。

10.如权利要求4至7之一所述的变容式压缩机，其特征在于，当所述凸轮盘(12)的倾角最小时，通过切断部分(74)在所述球形部分(15a)和所述导向孔(70)的表面之间形成一个间隙(C2)，并且此间隙大于或等于所述活塞(18)的顶部间隙(C1)。

11.如权利要求1所述的变容式压缩机，其特征在于，所述第二接合表面是在具有一个导向孔(85)的支承(84)上形成的，所述第一接合表面是一个与导向孔配合的杆状结构(86)，并且所述切断部分(87)是位于所述导向孔的一个内表面中当所述凸轮盘的倾角最小时所述第一接合表面所在的位置，并且此切断部分处于此杆状结构和此旋转支承(11)之间。

12.一种变容式压缩机，其包括：用于进行压缩操作的活塞(18)；一个凸轮盘(12)，其设置在一个曲柄室(5)中并与活塞连接，把驱动轴(6)的旋转运动转换为活塞的往复运动，活塞的冲程取决于所述凸轮盘倾角，该倾角根据所述曲柄室中的压力而变化；还包括用于把所述凸轮盘和所述驱动轴耦合在一起的连接机构，所述连接机构包括：一个与所述驱动轴整体旋转的旋转支承件(11)；一个在所述旋转支承件上形成的第一接合表面(14，70；86；88，88a；94，95)；和一个在所述凸轮盘上形成的第二接合表面，其中所述第一接合表面和所述第二接合表面相接合并且把所述凸轮盘与所述旋转支承件耦接在一起，使得所述凸轮盘相对于所述驱动轴倾斜，其特征在于，该第二接合表面是一个具有一个导向槽(90)的座，该导向槽具有一个扩大部分(93)，当所述凸轮盘的倾角为或接近最小时，该扩大部分使所述第一接合表面与所述第二接合表面分开并脱离接合。

13.如权利要求12所述的变容式压缩机，其特征在于，第一接合表面是一个与导向槽配合的球形部分(88a)，该导向槽的扩大部分(93)是位于当所述凸轮盘(12)的倾角最小时第一接合表面所处的位置，并且该扩大部分在球形部分和旋转支承件(11)之间产生了一个空间。

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