CN1428510A - 可变排量压缩机 - Google Patents

Abstract

一种可变排量压缩机，其包括一个驱动轴，一个由驱动轴支撑的转子，一个由驱动轴支撑的驱动盘和一个设置在转子和驱动盘之间的铰接装置。铰接装置包括一个设置在转子上的凸轮，和一个设置在驱动盘上的导向部。凸轮具有一个设置有预定轮廓的凸轮面，对应于驱动盘的倾斜状态，凸轮面和导向部之一可沿着另一个相对滑动。根据凸轮面的轮廓，导向部相对凸轮设定了一个路径。该路径包括一个对应于压缩机处于小排量区域时候的第一路径，和一个对应于压缩机处于大排量区域时候的第二路径。确定凸轮面的轮廓可以使所述第一、第二路径在与相对外壳由于活塞上死点位置波动相反的彼此补偿方向上突起。

Description

可变排量压缩机

技术领域

本发明涉及一种用于车载空调的可变排量压缩机。

日本公开的专利申请No.6-288347中就公开了这样的一种可变排量压缩机。

背景技术

如图12所示，上述申请的压缩机包括一个内部形成有曲柄腔102的外壳101。在曲柄腔102内可旋转地设置一驱动轴103。位于曲柄腔102内的转子104和驱动轴103相配合，并和驱动轴103整体旋转。在这个实施例中作为斜盘105的驱动盘也容纳在曲柄腔102中。球形套筒106可滑动的由驱动轴103支撑。斜盘105可倾斜的和球形套筒106配合。

在外壳101内形成有气缸孔101a。每个气缸孔101a都容纳有一个活塞107。每个活塞107通过一对滑瓦108和斜盘105相配合。在外壳101内还设置有一个阀板组件109，在每个气缸孔101a内，由相关的活塞107和阀板组件109共同形成了一个压缩腔110。

在斜盘105和转子104之间形成有一个铰接装置111，斜盘105通过上述铰接装置111和转子104相配合，并由驱动轴103通过球形套筒106来支撑。这样就可使斜盘105和转子104以及驱动轴103整体旋转，并沿着驱动轴103的轴线L滑动。当滑动的时候，斜盘105相对于驱动轴103关于球形套筒106倾斜。

当曲柄腔102内的压力变化的时候，曲柄腔102和压缩腔110内压力之间的压差就变化了，所以斜盘105的倾斜角度也就变化了。这样，每个活塞107的冲程或压缩排量就变化了。

上述铰接装置111包括突出于转子104的支撑臂112和突出于斜盘105的导向销113。在每个支撑臂112上形成有一个导向孔114，在每个导向销113的远端都形成有一个球部113a。所述每个导向销113的球部113a都安装在对应支撑臂112的导向孔114内，并可以在孔114内滑动。每个导向孔114都平行于驱动轴103轴线L和斜盘105上死点对应位置所限定的一个假想平面(或者由处于上死点位置的活塞107的滑瓦108形成的一个假想球中心)。每个导向孔114也朝向驱动轴103的轴线L笔直设置。

所以，当斜盘105的倾斜角增加的时候，每个导向销113的球部113a沿所示的轴线P顺时针旋转。该轴线在对应的导向孔114内，穿过球部113a的中心并垂直于假想平面延伸。每个导向销113的球部113a沿着导向孔114的内表面(凸轮面)114a向远离驱动轴103的方向直线滑动。当斜盘105的倾斜角减小的时候，每个导向销113的球部113a在对应的导向孔114内沿所示的轴线P逆时针旋转。每个导向销113的球部113a沿着导向孔114的凸轮面114a向靠近驱动轴103的方向直线滑动。

也就是说，每个凸轮面114a的轮廓都设计成对应球部113a旋转轴线P的路径P’为直线。

图6所示的是本发明人根据上述申请的可变排量压缩机的测试结果框图。如图，其中双点划线也就是特征线，根据上述公开的铰接装置111或凸轮面114a的轮廓，本发明人发现当排量变化的时候，每个活塞107的上死点会发生较大波动。

如果每个活塞107的上死点发生波动，活塞107和阀板组件109之间的间隙(顶部间隙)TC也发生变化。所以如果由于排量变化，间隙TC增加的话，每个压缩腔110的死容积也会增加。因此制冷气体的膨胀量增加，这就降低了可变排量压缩机的容量效率。

发明内容

本发明的一个目的就是提供一种可变排量压缩机，其包括一个铰接装置在排量发生变化的时候，该装置可以抑制顶部间隙波动。

为了达到上述目的，本发明提供了一种可变排量压缩机，其包括一外壳，一个单头活塞，一个驱动轴，一个转子，一个驱动盘和一个铰接装置。所述外壳包括一个气缸孔。单头活塞和该气缸孔匹配，驱动轴由外壳支撑可旋转运动。转子由驱动轴支撑并可和其一体旋转。驱动盘由驱动轴支撑，并可相对于驱动轴倾斜滑动。铰接装置设置在转子和驱动盘之间。驱动轴的旋转通过转子、铰接装置和驱动盘转换成活塞的往复运动。铰接装置引导驱动盘使其可相对于驱动轴倾斜滑动。驱动盘的倾斜角决定压缩机的排量。铰接装置包括一个设置在转子和驱动盘之一上的凸轮，和一个设置在转子和驱动盘中另一个上的导向部。凸轮具有一个设置有预定轮廓的凸轮面，所述导向部和凸轮面相邻接。对应于驱动盘的倾斜状态，凸轮面和导向部之一可沿着另一个相对滑动。根据凸轮面的轮廓，导向部相对凸轮设定了一个路径。该路径包括一个对应于压缩机处于小排量区域时候的第一路径，一个对应于压缩机处于大排量区域时候的第二路径。确定凸轮面的轮廓可以使所述第一和第二路径沿彼此相反的方向凸起，从而补偿相对外壳的活塞上死点位置的波动。

本发明的其他特征和优点，通过下列描述并结合附图和实施例的说明而变得显而易见。

附图说明

本发明的目的和优点通过参考下列优选实施例和附图的说明，将会得到更好的理解。其中：

图1(a)是本发明优选实施例中可变排量压缩机的剖面图；

图1(b)是图1(a)中虚线圆的放大视图；

图2是铰接装置的平面图；

图3(a)是铰接装置的侧视图；

图3(b)是图3(a)中虚线圆的放大视图；

图4是铰接装置凸轮面的放大图；

图5是说明凸轮面一合适轮廓的简图；

图6是压缩机排量和顶部间隙之间的关系框图；

图7是根据一修改实施例的铰接装置凸轮面的放大视图；

图8是根据另一个修改实施例的铰接装置侧视图；

图9是图8中铰接装置凸轮面的放大视图；

图10是根据另一个修改实施例的铰接装置平面视图；

图11是根据另一个修改实施例的铰接装置平面视图；

图12是说明现有技术中可变排量压缩机的剖面图。

具体实施方式

下面将描述本发明一个实施例中的可变排量压缩机。该压缩机作为汽车空调制冷回路的一部分。

如图1(a)，压缩机包括一个缸体11，一个前壳件12，一个阀板组件13和一个后壳件14。前壳件12被固定到缸体11的前端。后壳件14被固定到缸体11的后端，之间设置有阀板组件13。图1(a)中的压缩机左端作为压缩机的前端，右端作为后端。

缸体11和前壳件12共同形成一个曲柄腔15。驱动轴16穿过曲柄腔15而延伸并可相对于缸体11和前壳件12旋转。驱动轴16通过一个能够恒定传递动力的无离合器式动力传递装置PT和汽车动力源的输出轴相耦合，其中所述动力源在这个实施例中为发动机E。所以，当发动机E运转的时候，所述驱动轴16总是由发动机E输出的动力驱动而旋转。

转子17和驱动轴16相耦合，并位于曲柄腔15内旋转。该转子17和驱动轴16一体旋转。一个在本优选实施例中作为斜盘18的驱动盘容纳在所述曲柄腔15内。在斜盘18的中心形成有一个通孔20。驱动轴16穿过该通孔20。斜盘18可滑动的和可倾斜的由驱动轴16支撑。在通孔20的下部形成有一个基本上为半球形的支撑部20a。在关于驱动轴16的轴线L与支撑部20a相对一侧的斜盘18和转子17之间形成有一个铰接装置19。

铰接装置19和支撑部20a使斜盘18可以和转子17、驱动轴16一体旋转。斜盘18沿着驱动轴16的轴线L滑动，并可以相对于驱动轴16关于其枢轴倾斜，所述枢轴为支撑部20a的轴线K。

在缸体11中关于驱动轴16的轴线L在相等角度间隔内形成有多个气缸孔22。在每个气缸孔22内都容纳有一个单头活塞23。活塞23在气缸孔22内作往复运动。每个气缸孔22的前后开口由相对应的活塞23和阀板组件13来关闭。每个气缸孔22内形成有一个压缩腔24，该压缩腔24的容积可根据活塞的往复运动来确定。每个活塞23通过一对滑瓦25和斜盘18的边缘相配合。该滑瓦25可将斜盘18绕驱动轴16的旋转运动转变为活塞23的往复运动。

在阀板组件13和后壳体14之间还形成有一个吸入腔26和一个排放腔27。

阀板组件13具有一个吸入口28，吸入阀瓣29，排放口30和排放阀瓣31。每一组吸入口28，吸入阀瓣29，排放口30和排放阀瓣31都对应一个气缸孔22。当每个活塞从上死点运动到下死点时，在吸入阀瓣29处于打开位置的时候，本实施例中作为二氧化碳的制冷气体从吸入腔26通过对应的吸入口28被排到对应的压缩腔24。当活塞23从下死点运动到上死点的时候，排入到压缩腔24的制冷气体被压缩到预定的压力。然后，当排放阀瓣31处于打开位置的时候，所述气体通过对应的排放口30进入到排放腔27。

如图1(a)-3所示，铰接装置19靠近斜盘18上死点的对应位置TDC附近，或靠近处于上死点位置时的活塞23的滑瓦25所形成的假想球面中心。尤其是在优选实施例中，作为突出部41的第一配合件在转子17的后表面朝向上死点的对应位置TDC处整体成形。突出部41具有中空结构并包括两个设置在最远端的分支构件45。相比较具有实心结构的突出部41，这就会减少铰接装置19的重量(这并不偏离本发明的要义)。

凸轮42整体形成在突出部41的每个分支构件45的近端。一个在优选实施例中包括左右臂43的第二配合件整体成形在斜盘18的前表面上。凸轮42和臂43在转子17的旋转方向上相对于斜盘18上死点的对应位置TDC对称设置。

所述左右臂43分别设置在突出部41的相对侧面上41。突出部的外表面41a和左右臂43的侧面43a相配合。这样动力就会从突出部41传递到所述左右臂43上。在每一个臂43的远端上形成有一个凹导向部43a，其和形成在每个凸轮42后表面上的凸轮面42a相邻接。

根据优选实施例的压缩机铰接装置19在驱动轴16的转动方向上关于上死点的对应位置TDC对称设置，这样铰接装置19的运动方式和汽车的压缩机或驱动轴16的旋转方向无关，这就使压缩机的安装方式更加多样化。所以本优选实施例的压缩机能够和具有任意旋转方向的发动机相兼容。

如图1(a)，在外壳中形成有一个排放通道32，一个供给通道33和一个控制阀34。排放通道32将曲柄腔15连接到吸入腔26。供给通道33将排放腔27连接到曲柄腔15。在本优选实施例中作为电磁阀的控制阀34位于供给通道33中。

控制阀34的开启程度可以调节控制在通过供给通道33进入曲柄腔15的高压气体的流速和通过排放通道32流出曲柄腔15的气体流速之间的平衡。所以这样就可以调节曲柄腔15内的压力。当曲柄腔15内的压力变化的时候，曲柄腔15内压力和压缩腔24内压力的压差就会变化，然后斜盘18的倾斜角θ也会变化，所以，每个活塞23的冲程或者压缩机的排量也就会变化。

如图3(a)，斜盘18的倾斜角θ由平行于斜盘18并经过上死点对应位置TDC的假想平面(斜盘中心面)SC和垂直于驱动轴16轴线L的平面F之间的夹角来表示。

如图1(a)，如果控制阀34的开启程度减小，曲柄腔15内压力也会减小。当曲柄腔15内压力减小的时侯，斜盘18的倾斜角θ就增加了。所以每个活塞的冲程就增加了，也就是压缩机的排量增加了。当斜盘18前表面上设置的挡块18a和转子17后表面相接触的时候，斜盘18处于最大倾斜角状态。

与此相反，当控制阀34的开启程度增加，曲柄腔15内压力也会增加。当曲柄腔15内压力增加的时候，斜盘18的倾斜角θ就减小了。所以每个活塞23的冲程就减小了，也就是压缩机的排量减小了。斜盘18的最小倾斜角并不为零，由设置在驱动轴16上的限位件(弹簧)35来确定。

如图3(a)和3(b)，当斜盘18的倾斜角θ增加的时候，每个臂43的导向部43a在图中所示，关于旋转轴线P顺时针旋转，并沿相应凸轮42的凸轮面42a远离驱动轴16移动。与此相反，当斜盘18的倾斜角θ减小的时候，每个臂43的导向部43a在图中所示，关于旋转轴线P逆时针旋转，并沿相应凸轮42的凸轮面42a靠近驱动轴16移动。所以对应于斜盘18的倾斜角θ的变化，每个导向部43a的轴线P都限定了一个沿着相应凸轮面42a轮廓的路径P’。

在图6中如实线也就是特征线所示，凸轮42的凸轮面42a轮廓设计成无论斜盘18的倾斜角θ或压缩机排量如何变化，每个活塞23的上死点位置都保持不变。这样，在上死点位置，每个活塞23远端23a(参见图5)和阀板组件13的前端13a之间的间隙(顶部间隙)TC也保持恒定(例如，0.1毫米或更少)。下面，将说明一种合适的凸轮面42a轮廓。

下面说明根据日本已公开的专利申请No.6-288347的传统压缩机。传统的压缩机，每个凸轮面114a轮廓设计成对应球部113a的旋转轴线P的路径为直线。该轮廓已经在“背景技术”中提及到，这种轮廓如双点划线也就是特征线所示，当压缩机的排量变化的时候，顶部间隙TC就会产生很大波动。当压缩机排量较小的时候，也就是从最小排量到50％排量的时候，所述特征线向顶部间隙TC减小的方向侧面有一个突出的弧度。当压缩机排量很大的时候，也就是从50％排量到100％排量的时候(最大排量)，所述特征线向顶部间隙TC增加的方向侧面有一个突出的弧度。

这样如图1(a)，3(a)，3(b)和4，根据优选实施例当压缩机排量很小的时候，凸轮42的凸轮面42a具有一个沿着对应导向部43a滑动的区域42a-1。当压缩机排量很大的时候，凸轮42的凸轮面42a具有一个沿着对应导向部43a滑动的区域42a-2。区域42a-1为凹面形式，以便于导向部43a轴线P的路径P’相对于活塞23(在图中向左看)突出设置，或者朝向顶部间隙TC增加的侧面设置。区域42a-2为凸面形式，以便于导向部43a轴线P的路径P’相对于活塞23(在图中向右看)突出设置，或者朝向顶部间隙TC减小的侧面设置。

区域42a-1为凹曲面形式，区域42a-2为凸曲面形式，并且二者彼此光滑的连接。所以每个凸轮面42a的截面都是S型。

下面，来描述一种合适的凸轮面42a轮廓。

如图5，驱动轴16的轴线L假定为X轴。垂直于驱动轴16的轴线L和处于上死点位置活塞23的轴线S、并沿着阀板组件13前端13a的直线假定为Y轴。所以，沿着X轴、Y轴的平面和导向部43a轴线P之间的相交点坐标(Px，Py)可以表达成下列方程式。

Px＝d×cosθ+X+H+TC……(方程式1)

Py＝d×sinθ+c×cosθ-a×sinθ+b

在上述方程式中，“a”是支撑部20a轴线K和斜盘18中心面SC之间的距离。“b”是支撑部20a轴线K的y坐标(在这个实施例中，b＜0)。“c”是垂直于斜盘中心面SC与导向部43a轴线P的直线和垂直于支撑部20a轴线K与斜盘中心面SC的直线之间的距离。“d”是导向部43a轴线P和斜盘中心面SC之间的距离，换句话说，也就是平面F和斜盘中心面SC二者的相交线与导向部43a轴线P之间距离。“H”是斜盘18上死点的对应位置TDC和活塞23远端23a之间的距离。“BP”是驱动轴16的轴线L和活塞23轴线S之间的距离。“X”是上死点的对应位置TDC和平面F之间的距离。

在优选实施例中，支撑部20a的轴线K位于斜盘中心面SC上(也就是a＝0)。但是，为了普遍适用于坐标(Px，Py)，支撑部20a的轴线K和斜盘中心面SC在图5中是分开的。

根据相似原则，“X”在方程式1中可以如下表达成

X：c×sinθ＝(BP-b+a×sinθ-c×cosθ)：c×cosθ

X＝BP-b+a×sinθ-c×cosθ)tanθ……(方程式2)

所以，当将方程式2带入方程式1的时候，导向部43a轴线P的X坐标(Px)可以表示成

Px＝d×cosθ+(BP-b+a×sinθ-c×cosθ)tanθ+H+TC

所以，无论排量如何变化，为了保持顶部间隙TC为0.01毫米不变，每个凸轮面42a轮廓都应该设计成当倾斜角θ在其最大和最小值之间变化的时候，对应导向部43a的轴线P可以限定通过坐标(Px，Py)的所述路径P’。也就是说，凸轮面42a应该加工成使每个凸轮面42a的截面可以沿着对应导向部43a轴线P的所述路径P’弯曲。其如下可以表示成

(Px，Py)＝(d×cosθ+(BP-b+a×sinθ-c×cosθ)tanθ+H+0.01，d×sinθ+c×cosθ-a×sinθ+b)

这个实施例具有下列优点。

(1)、铰接装置19的每一个凸轮面42a轮廓都设计成使得当压缩机排量很小的时候，对应导向部43a轴线P的所述路径P’朝向顶部间隙TC增加的侧面突出；铰接装置19的每一个凸轮面42a轮廓都设计成使得当压缩机排量很大的时候，对应导向部43a轴线P的所述路径P’朝向顶部间隙TC减小的侧面突出。所以尽管压缩机的排量不断变化，顶部间隙TC的波动也会被抑制。这就防止压缩机容积效率的减少。

(2)、铰接装置19的每个凸轮面42a的区域42a-1为凹形，每个凸轮面42a的区域42a-2为凸形。也就是说每个凸轮面42a所需要的外轮廓可以通过形成对应导向部43a轴线P的所述路径P’的表面来获得。这就大大的方便了凸轮面42a的加工。

(3)、当压缩机排量很大的时候，每个凸轮面42a的区域42a-2为凸曲面形式，所以对应的导向部43a就需要离开最大压缩机排量的位置，滑动过为凸曲面形式的区域42a-2，向减小排量方向移动。也就是说在最大倾斜角附近的斜盘18倾斜角θ相比较于传统的凸轮面114a不会很容易的减小。这样即使由于控制阀34完全关闭，压缩腔24气体流量增加造成的曲柄腔15内压力增加，斜盘18的倾斜角θ也会保持在最大倾斜角附近。所以当控制阀34完全关闭的时候，在最大排量附近就可以获得稳定的压缩机排量。这样尽管压缩机在高温状态下，压缩机仍然可以通过合适的方式将汽车客厢制冷。

(4)、铰接装置19的每个凸轮面42a的轮廓使得尽管斜盘18的倾斜角θ不断变化，顶部间隙TC仍然保持恒定不变。也就是每个凸轮面42a的轮廓设计成使得当斜盘18的倾斜角θ不断变化的时候，对应导向部43a的轴线P可以限定通过坐标(Px，Py)的所述路径P’。其如下可以表示成

(Px，Py)＝(d×cosθ+(BP-b+a×sinθ-c×cosθ)tanθ+H+TC，d×sinθ+c×cosθ-a×sinθ+b)

(5)、斜盘18的倾斜过程由不同于传递动力部件的结构来进行导向操作。这就有利于优选实施例中凸轮面42a的暴露设计。这样相比较于传统的、在导向孔114内传递动力和导向斜盘倾斜过程的铰接装置111(参看图12)来说，凸轮面42a就很容易在转子17上进行高精度加工。也就是说在传统压缩机中，凸轮面114a必须通过在导向孔114内插入一个工具才能够进行加工，这样操作就非常困难。

(6)、用二氧化碳作为制冷剂。所以相对比于传统使用的含氯氟烃，压缩机的排量或活塞23的冲程设置都非常小。因此，假定压缩率相同，尽管死容积的波动和使用含氯氟烃的时候相同，但对容积效率的影响却加大了。所以这样的压缩机无论排量如何变化，都能够抑制顶部间隙TC的波动，尤其是能够抑制容积效率减低的现象。

对于本领域技术人员显而易见的是，本发明可以有多种其他的形式来限定而并不偏离本发明的精神和范围。尤其是可以理解，本发明还可以有下列形式。

如图7，在对应于最大和最小排量位置的每个凸轮面42a上都形成有多个保持槽51，52来保持导向部43a。保持槽51对应最大排量位置形成以便于进一步在最大排量位置来止挡斜盘18的倾斜角。这样，优选实施例的优点(3)就进一步提高效率了。

当无离合器式动力传递装置PT用于上述实施例的时候，发动机E的能量损失就会由于不需要制冷循环时的压缩机的排量最小化而减少。如图7所示，由于保持槽52形成在对应于最小排量位置附近的每个凸轮面42a上，所以不论曲柄腔15压力如何减小，斜盘18的倾斜角都可以稳定的保持在对应控制阀34完全打开状态的最小倾斜范围附近。因此当不需要制冷循环的时候，压缩机的排量就可以稳定保持在最小排量附近。这就减小了发动机E的能量损失。

在图7中的修改实施例中，保持槽51，52可只形成在对应最大排量或最小排量的位置上。

在图7的修改实施例中，一个保持槽可并不形成在对应最大排量或最小排量的位置上，也就是说一个保持槽形成在对应中间排量的位置(例如50％排量)上。这样，当发动机E(驱动轴16)高速运转的时候，无论施加在斜盘18上的离心力造成多大的倾斜力矩，斜盘18都可以稳定的保持在对应控制阀34半打开状态的中排量位置上。每个凸轮面42a的轮廓都可以设计成能够使斜盘18的倾斜角一步一步的变化，或者导向部43a除了保持槽不会在其它位置停下来。

如图8，凸轮42形成在每个臂43的远端上，转子17的凸轮42可以来替换导向部43a，尽管在附图中没有示出，突出部41和凸轮42位于斜盘18上，所述臂设置在转子17上。也就是具有和上述实施例相似轮廓的凸轮面42a可以形成在斜盘18上，而不是在转子17上。

这样如图8和9，当压缩机处于小排量区域的时候，每个凸轮面42a在导向部43a所沿着滑动的区域42a-1处都是凸面，这样对应导向部43a轴线P的所述路径P’朝向活塞23突出(如图向右看)。当压缩机处于大排量区域的时候，每个凸轮面42a在导向部43a所沿着滑动的区域42a-2处都是凹面，这样对应导向部43a轴线P的所述路径P’朝向活塞23相反侧突出(如图向左看)。

假设驱动轴16的旋转方向由箭头R来表示(参看图10)，在图2的下部分的所述臂43和凸轮42位于压缩机冲程侧面上(驱动盘的导引侧)，承担由于施加在斜盘18上的压缩负载而产生的轴向载荷。所述臂43和分支45以同样的方式将转子17上的动力传递到斜盘18上。所以位于图2下部分的那个臂43由于要承担负载和传递动力，因此要比另一个图2上部分的臂43强度要高。同样，位于图2下部分的那个分支45由于要承担负载和传递动力，所以也要比另一个图2上部分的分支45强度要高。

因此可以如图10修改上述实施例。图10中的铰接装置19具有一个突出部41，其包括形成在转子17上的分支45A，45B，和形成在斜盘18上的臂43A，43B。这样在动力传递一侧(转子导引侧)的分支45A直径要大于另一个分支45B以提高其强度。换句话说，在纵向方向上(在图10左右方向上看)，分支45A的截面面积要大于分支45B相同部位的截面面积。同样在动力传递和承担轴向载荷一侧的臂43A直径要大于另一个臂43B直径。换句话说，在纵向方向上(在图10左右方向上看)，臂43A的截面面积要大于臂43B相同部位的截面面积。

如上所述，在动力传递一侧的加厚臂43A和分支45A比不在动力传递一侧的臂43B和分支45B提高了强度。与臂43A、43B和分支45A、45B都加厚的情况相比，就可以防止铰接装置19的重量增加，保证了其耐久性。铰接装置19重量的减少有利于压缩机旋转部件的平衡设计。

上述实施例可以在两个方向旋转的压缩机具有很高的通用性。但由于压缩机不能限制其驱动轴16的旋转方向，铰接装置19重量不会很容易被减少。相反，当驱动轴16的旋转方向受到限制的时候，在图10中，虽然所述通用性会降低，但是减小了压缩机的重量。

如图11，铰接装置19可以进行修改。其中臂43A，43B位于转子17上，突出部41设置在斜盘18上，这样就使得突出部41就可以插入在臂43A，43B之间并和它们接合来传递动力。形成所述突出部41的分支45A，45B远端作为导向部41b(和前述导向部43a具有类似的结构)。在转子17的后表面，凸轮42设置在每个臂43A，43B的最近端。

在上述结构中，驱动轴16的旋转方向如箭头R所示，在动力传递一侧的臂43A(转子的从动一侧)需要比臂43B更高的强度。所以如图11所示的修改实施例中，在动力传递一侧的臂43A直径要大于另一个臂43B直径。换句话说，在纵向方向上臂43A的截面面积要大于臂43B相同部位的截面面积。这样相比较于两个臂43都加厚，就可以防止铰接装置19的重量增加，又保证了耐久性处于同一水平上。如上所述，铰接装置19重量的减少有利于压缩机旋转部件的平衡设计。

如图11所示的修改实施例中，分支45A主要承担压缩负载产生的轴向载荷，分支45B用来传递动力。但是，当相比较施加在每个分支45A、45B上载荷的时候，主要承担轴向载荷的分支45A需要比用来传递动力的分支45B更高的强度。

所以，在如图11所示的修改实施例中，在承担轴向载荷一侧或不在动力传递一侧的分支45A要比分支45B更厚，以提高强度。换句话说，在纵向方向上分支45A的截面面积要大于分支45B相同部位的截面面积。所以，相比较于两个分支45A、45B都加厚，就可以防止铰接装置19的重量增加，又保证了耐久性处于同一水平上。如上所述，铰接装置19重量的减少有利于压缩机旋转部件的平衡设计。

也就是说，上述实施例可以在两个方向旋转的压缩机具有很高的通用性。但由于压缩机不能限制其驱动轴16的旋转方向，铰接装置19重量不会很容易被减少。相反，当驱动轴16的旋转方向受到限制的时候，在图11中，所述通用性会降低，而且压缩机的重量减小。

在图10和11所示的修改实施例中，通过比另外的臂43B和分支45B增加更厚的臂43A和分支45A来提高臂43A和分支45A的强度。但是臂43A和分支45A也可以由比臂43B和分支45B的材料强度更高的材料来制造。

在上述实施例中，所述突出部41是从突出于转子17的一个近端部分出的两个分支45。但是，分支45也可以直接突出设置在转子17上。

在上述实施例中，每个凸轮面42a的区域42a-1为凹形，每个凸轮面42a的区域42a-2为凸形。但是，区域42a-1也可以为一个凹槽，区域42a-2也可以为一个突出部。这就会有利于凸轮面42a的加工。

在上述实施例中，每个凸轮面42a的区域42a-1，区域42a-2都可以由于不同曲率的曲面而结合。但每个凸轮面42a的区域42a-1，区域42a-2也可以形成一个和图4中形状曲率相似的曲面。这同样也会有利于凸轮面42a的加工。而且，也不会引起顶部间隙TC的波动。

传统的铰接装置19也可以应用在上述实施例中。如图12所述，当作为导向销113的导向部设置在斜盘18上的时候，作为支撑臂112的凸轮设置在转子17上。或者支撑臂112设置在斜盘18上，导向销113设置在转子17上。在上述任何一种情况下每个支撑臂112的导向孔114的凸轮面114a的轮廓和上述实施例凸轮面42a的轮廓相同。

斜盘18的支撑部20a也可以省掉。斜盘18可以由驱动轴16通过传统的球形套筒106来支撑。这时球形套筒106的中心或斜盘18的枢轴位于驱动轴16和斜盘中心面SC的轴线L上。所以上述凸轮面42a的轮廓说明中，“a”和“b”都为零。

本发明还可以适用于摆动式可变排量压缩机。

所以，应该考虑到这里用来说明本发明的实例和实施例都并不是来限定本发明范围的，在不偏离随后权利要求的精神和范围内，所作的修改都应该是允许的。

Claims (10)

1、一个可变排量压缩机，具有一个外壳，其中所述外壳包括一个气缸孔，一个和该气缸孔相匹配的单头活塞，一个由外壳支撑并可旋转运动的驱动轴，一个由驱动轴支撑并可和其一体旋转的转子，一个由驱动轴支撑并可相对于驱动轴倾斜滑动的驱动盘，一个设置在转子和驱动盘之间的铰接装置；驱动轴的旋转运动通过转子、铰接装置和驱动盘转换成活塞的往复运动；铰接装置引导驱动盘使其可相对于驱动轴倾斜滑动；驱动盘的倾斜角决定压缩机的排量，该压缩机的特征在于：

铰接装置包括一个设置在转子和驱动盘之一上的凸轮，和一个设置在转子和驱动盘中另一个上的导向部，其中该凸轮具有一个设置有预定轮廓的凸轮面，所述导向部和凸轮面相邻接，其中对应于驱动盘的倾斜状态，凸轮面和导向部之一可沿着另一个相对滑动；根据凸轮面的轮廓，导向部相对凸轮设定了一个路径，和

其中该路径包括一个对应于压缩机处于小排量区域时候的第一路径，和一个对应于压缩机处于大排量区域时候的第二路径；确定凸轮面的轮廓可以使所述第一和第二路径沿彼此相反的方向突起从而补偿活塞相对外壳的上死点位置的波动。

2、根据权利要求1所述的压缩机，其特征在于，所述凸轮面包括第一凸轮面部分和第二凸轮面部分，当压缩机处于小排量区域时，第一凸轮面部分和导向部滑动接触，当压缩机处于大排量区域时，第二凸轮面部分和导向部滑动接触，其中第一凸轮面部分为凹面，第二凸轮面部分为凸面。

3、根据权利要求2所述的压缩机，其特征在于，凸轮面的截面基本上为S形。

4、根据权利要求1所述的压缩机，其特征在于，确定凸轮面的轮廓可以使相对于外壳活塞的上死点位置基本上保持恒定不变，而和驱动盘的倾斜角无关。

5、根据权利要求4所述的压缩机，其特征在于，所述气缸孔具有一个开口，并由阀板组件关闭，其中阀板组件具有一个关闭气缸孔的端面，

其中在一个坐标系内，驱动轴的轴线为X轴，垂直于驱动轴轴线和处于上死点位置的活塞轴线、并沿着阀板组件前端的直线，为Y轴，“a”是驱动盘枢轴轴线和驱动盘中心面之间的距离，“b”是驱动盘枢轴轴线的y坐标，“c”是垂直于驱动盘中心面与导向部轴线的直线和垂直于驱动盘枢轴轴线与驱动盘中心面的直线之间的距离。“d”是导向部轴线和驱动盘中心面之间的距离，“H”是驱动盘的上死点对应位置和活塞远端之间的距离，BP是驱动轴的轴线和活塞轴线之间的距离，“TC”是处于上死点对应位置的活塞的远端和阀板组件之间的距离，

其中，每个凸轮面的轮廓都可以对应于驱动盘倾斜角θ的变化来确定，以便于导向部的轴线能够设定一条可经过由下列方程式所表达的坐标(x，y)的路径：

(x，y)＝(d×cosθ+(BP-b+a×sinθ-c×cosθ)tanθ+H+TC，d×sinθ+c×cosθ-a×sinθ+b)。

6、根据权利要求1所述的压缩机，其特征在于，在驱动盘处于一个预定的最大倾斜角和一个预定的最小倾斜角其中之一附近的时候，所述凸轮面上设有一个保持槽来保持导向部。

7、根据权利要求1-6任一项所述的压缩机，其特征在于，所述铰接装置包括一个从转子朝向驱动盘设置的第一配合件和一个从驱动盘朝向转子设置的第二配合件，其中第一和第二配合件在驱动轴的旋转方向上互相配合使驱动盘可以和转子整体旋转，所述凸轮设置在第一和第二配合件其中之一的近端上，所述导向部设置在第一和第二配合件其中另一个的远端上。

8、根据权利要求1-6任一项所述的压缩机，其特征在于，所述铰接装置包括一个从转子朝向驱动盘设置的第一配合件和一个从驱动盘朝向转子设置的第二配合件，其中第一和第二配合件在驱动轴的旋转方向上互相配合使驱动盘可以和转子整体旋转，所述凸轮设置在第一和第二配合件其中之一的远端上，所述导向部设置在第一和第二配合件其中另一个的近端上。

9、根据权利要求1-6任一项所述的压缩机，其特征在于，所述铰接装置包括至少两个从转子朝向驱动盘设置的突出部，和至少两个从驱动盘朝向转子设置的臂，其中突出部位于所述臂之间，以便将转子的旋转传递到驱动盘上，凸轮和导向部其中之一设置在每个臂的远端上，另一个设置在所述突出部的近端上，其中设在转子导引一侧的突出部强度要大于另一个突出部，其中设在驱动盘导引侧的臂强度要大于另一个臂的强度。

10、根据权利要求1-6任一项所述的压缩机，其特征在于，所述铰接装置包括至少两个从转子朝向驱动盘设置的臂，和至少两个从驱动盘朝向转子设置的突出部，其中突出部位于所述臂之间，以便将转子的旋转传递到驱动盘上，凸轮和导向部其中之一设置在每个臂的远端上，另一个设置在所述每个突出部的近端上，其中设在转子从动一侧的臂强度要大于另一个臂，而设在驱动盘导引侧的突出部强度要大于另一个突出部的强度。

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