专利名称：抑制共振的方法和装置的制作方法
技术领域：
本发明涉及一种用于防止或抑制从一输出压力区送入一管路的压力流体的脉动所导致的管路共振的方法，输出压力区被间歇地供应压力流体。
汽车空调系统通常都包括一个压缩机。该压缩机间歇地将被压缩的致冷气体(压力流体)排入一与该压缩机相连的流体通道或管路。因此，管路内高致冷剂气体的流动(或气体压力波动)引发脉动。这些脉动导致共振，而共振会产生噪音，这都是公知的。相应的，现已提出多种建议来防止这种脉动导致的共振。
通过修改从压缩机延伸的流体管路的结构以使该管路的共振频率与脉动频率错开就可以防止共振。例如，可以改变与压缩机相连的管路的刚度。也可以改变将管路与压缩机相连的联接器的长度、重量、或弯曲度。但是，这样做以后，每次改变管路都要考虑脉动导致的共振。这样就会增加管路的制造成本降低生产率。
采用一个多缸轴向活塞型压缩机，此压缩机中置于各气缸孔内的一些或全部活塞长度各不相同，这样做以后共振也可以被避免。此时，长度不同的活塞还具有不同的顶隙，此顶隙是活塞在对应气缸孔内移动到其上死点位置时限定的间隙。这种办法同样改变了流体通道的共振频率使其与脉动频率不同，从而避免了脉动导致的共振。
但是，对于不同的车型，管路的共振频率也互不相同。换句话说，每种车型的管路都具有其特有的共振频率。因此，必须按照各种车型修改压缩机以便其脉动频率与管路的共振频率不同。也就是说，即使在不同车型中安装同种型号的压缩机，也必须按照车型的不同对活塞的顶隙进行调整。这就会增加制造成本降低生产率。
因此，本发明的一个目的是提供一种低成本且有效的方法和装置来防止或抑制压力流体的脉动所导致的管路上的共振。
为了达到上述目的，本发明提供了一种减小输送压力流体之管路在压力流体从一间歇加压区沿一包括该管的流体通道流动时发生的管路共振的方法。该方法包括如下步骤在流体通道中设置一个可移动阀体，其中阀体可以被压力流体流移动；以一预定的限制力限制该阀体的移动；及确定该限制力使管内流动的压力流体的压力变化频率改变以使其与管的固有频率显著不同或者使管内流动的压力流体的压力变化幅度减小。
本发明还提供了一各用于减小输送压力流体之管路在压力流体被从一间歇压力区域沿一包括该管的流体通道输送流动时的管路共振的装置。该装置包括一个置于流体通道中的可移动阀体。该阀体可以被压力流体流移动。一限制装置将一预定的力施加在阀体上。该预定的力被如此确定以使管内流动的压力流体的压力变化频率被改变从而使其与管的固有频率显著不同或者使管内流动的压力流体的压力变化幅度减小。
通过如下结合附图的描述，本发明的其它方面及优点将变得更清楚，附图以举例方式示出本发明原理。
在后附的权利要求书中具体陈述了本发明被确信具有新颖性的特征。通过结合如下附图对本发明当前最佳实施例的描述可以更好地理解本发明及本发明目的和优点，其中
图1是本发明第一实施例之斜盘型压缩机的横剖图；图2是图1所示压缩机的共振抑制调节器的放大横剖图；图3是位于一最低位置的图2所示调节器的放大横剖图；图4是位于一最上位置的图2所示调节器的放大横剖图；图5A示出了浮阀轴向位置的变化，该图从图2所示共振抑制调节器之第一实施例的试验中获得；图5B示出了调节器下游侧的压力与调节器上游侧压力之间的压力差的变化，该图从图2所示的共振抑制调节器的第一实施例的试验中获得；图5C示出了消声器的压力变化，该图从图2所示的共振抑制调节器之第一实施例的试验中获得；图5D示出了输出管的压力变化，该图从图2所示的共振抑制调节器的第一实施例的试验中获得；图6A示出了浮阀轴向位置的变化，该图从图2所示共振抑制调节器的第二实施例的试验中获得；图6B示出了调节器下游侧的压力与调节器上游侧的压力之间的压力差的变化，该图从图2所示共振抑制调节器的第二实施例的试验中获得；图6C示出了消声器的压力变化，该图从图2所示共振抑制调节器之第二实施例的试验中获得；图6D示出了输出管的压力变化，该图从图2所示共振抑制调节器的第二实施例的试验中获得；图7是采用图2所示调节器的浮阀的平面图；图8是本发明第二实施例中采用的共振抑制调节器的横剖图；图9是本发明第三实施例中采用的共振抑制调节器的横剖图；图10是本发明第四实施例中采用的共振抑制调节器的横剖图；图11A是本发明第五实施例中采用的共振抑制调节器的横剖图；图11B是本发明第六实施例中采用的共振抑制调节器的横剖图；图11C是本发明第二实施例中采用的共振抑制调节器的横剖图；下面将描述汽车空调系统中采用的一共振抑制器的一个最佳实施例。
常用的空调系统包括一个用于产生热空气流的加热环路和一个用于产冷空气流的致冷剂环路。如图1所示，致冷剂环路包括一个压缩一种致冷剂的压缩机40和一个外部致冷剂环路41，该致冷剂环路41包括一管路，该管路将压缩机的输出和吸入侧连接起来。外部致冷剂环路41包括一根输出管42和一根吸入管44，输出管42与压缩机40的输出侧相连，吸入管44则与压缩机40的吸入侧相连。在输出管42上布置有一个冷凝器43，而吸入管44上布置有一个蒸发器45。在输出管和吸入管42、44之间设置有一个膨胀阀46。
置于冷凝器43和蒸发器45之间的膨胀阀46用作一个可变节流作用阻挡器，并且将液态致冷剂从一种高温压力状态膨胀为一种低温低压状态(例如，雾化状态)。膨胀阀46的位置或打开的尺寸被按照致冷剂的温度反馈控制，致冷剂的温度由蒸发器45附近设置的温度传感器47探测。这样就可调节致冷剂的流速以使蒸发器45蒸发的致冷剂足够过热。金属管或橡胶软管可以用来形成输出管42和吸入管44。再有，设置了连接器(图中未示)以将压缩机40，冷凝器43，蒸发器45，膨胀阀46和其它部件与输出和吸入管42,44相连。
在如图所示实施例中，压缩机40是一个斜盘型压缩机，该压缩机采用了双头活塞，下面将描述该压缩机40。
如图1所示，压缩机40具有一个前气缸体11，一后气缸体12，一前盖13和一后盖14。前气缸体11和后气缸体12相互固定在一起。前盖13连接在前气缸体11的前端上，二者之间布置有一个阀盘15，后盖14连接在后气缸体12的后端，二者之间布置有一个阀盘16。螺栓17(图中只示出一个)将气缸体11,12，前后盖13,14和阀盘15,16紧固成一体以形成一个压缩机壳。
驱动轴19由轴承18可转动地支撑在气缸体11,12上。密封装置61将驱动轴19的前部与前盖13之间形成的空隙密封。驱动轴19通过布置在驱动轴19前端上的一个电磁离合器机构10与发动机E可操作地相连，该发动机E用作一个外部驱动源。离合器机构10将发动机E与驱动轴19相连以转动驱动轴19。
在前气缸体11上绕驱动轴19延伸有一些前气缸孔11A(本实施例中为五个)，在后气缸体12上绕驱动轴19延伸有若干后气缸孔12A(本实施例中为五个)，这些后气缸孔与前气缸孔11A对齐。也即，该压缩机40是一个十缸压缩机。每对对应的前后气缸孔11A,12A同轴并且平行驱动轴19延伸。每对气缸孔11A,12A容纳一个圆柱形双头活塞。在每个气缸孔11A,12A中，每个活塞20的顶部和对应的阀盘15,16之间限定了一个压缩腔21。
在两个气缸体11,12之间限定了一个曲柄腔11,12。曲柄腔22内的斜盘23固定在驱动轴19上以便与驱动轴19一同转动。每个活塞20的中部形成有一个凹槽。一对滑块24将各活塞20的凹槽与斜盘23的外周边部分相连。因此，滑块24将斜盘23的转动运动转换成活塞20的往复运动。
在每个盖13,14上都限定有一个环形输出腔25和一个环形吸入腔26，吸入腔26围绕着输出腔25。前吸入腔和后吸入腔26每个都经一吸入通道27(延伸穿过螺栓27中一个所用的孔)与曲柄腔22相连。该吸入通道27经一入口33与外致冷剂环路41的吸入管44相连，该入口33穿过后气缸体12的下部。曲柄腔22、吸入腔26、吸入通道27和入口33形成一个吸入压力区域，该吸入压力区域受到从外致冷剂环路41吸入的致冷气体的压力(吸入压力)的影响。
吸入口28和输出口29延伸穿过与各气缸孔11A、12A相对应的各阀盘15、16。每个吸入口28都设置有一个吸入挡板30，每个输出口29都设置有一个输出挡板31，该吸入挡板30和输出挡板31都位于阀盘15、16上。每一个吸入挡板30在活塞20从其上死点位置向其下死点位置移动时(也即在吸入冲程中)允许致冷气体从对应的吸入腔26吸入对应的压力腔21。每一个输出挡板21在活塞20从其下死点位置向其上死点位置移动时(也即在输出冲程中)允许致冷气体从压缩腔21输出并排到吸入腔26内，从而将致冷气体压缩到一预定的输出压力。在本实施例中，压力流体指得是输入输出腔25内的压力致冷气体。
如图1和2所示，在后气缸体12的上部形成有一个消声器罩37。该消声器罩37包裹着一个消声器34。该消声器34通过一条延伸穿过壳构件11-16的输出通道35与前输出腔和后输出腔25相连。因此，从气缸孔11A、12A输入到输出腔25内的压力致冷气体取道消声器34被送往输出管42。输出腔25、消声器34和输出通道35形成一个输出压力区域，该区域受到被送出至外部致冷剂环路41的致冷气体的压力(输出压力)的影响。
如图1和2所示，在消声器34出口36的附近布置有一个用于抑制共振的调节器50。该调节器50用作一个共振抑制装置、一个脉动频率转换装置和一个脉动吸收装置。该调节器50包括一个阀座51、一个浮阀52和一个施力构件53，浮阀52用作一个阀体，施力构件53用作一个移动限制装置。
消声器罩37具有一上壁，该上壁包括一个与出口36相连的圆柱腔。阀座51布置有消声器34上处于圆柱腔的下部。阀座51具有一圆筒部分51A，该圆筒部分与腔的圆柱壁接触。圆筒部分51A装入腔内以将阀座51固定在消声器罩37上，该圆筒部分51A在腔内限定了一个容纳腔38。一连通孔51B延伸穿过阀座51的中央，其直径与出口36的基本相同。从而，容纳腔38经由连通孔51B与消声器34和输出通道35相连，经由出口36与输出管42相连。
容纳腔38内容纳有一个浮阀52和一个阀驱动构件53。如图2和7所示，浮阀52基本上为盘状，其包括一个阀体52A。阀体52A的直径小于阀座51之圆筒部分51A的内径却大于连通孔51B的直径。阀体52A的顶面上形成有弧形凸块52B，本实施例中凸块52B的数目为四个。凸块52B形成一环孔。每对相邻凸块52B之间形成间隙52C。凸块52B有选择地与围绕出口36之入口的壁相接触。浮阀52在容纳腔38内轴向移动。
当浮阀52在容纳腔38内处于最低位置时，如图3所示，也即当浮阀52与阀座51接触时，浮阀52将阀座51的连通孔51B关闭切断压缩机内部与输出管42的联系。当浮阀52处于最高位置时，如图4所示，也即当浮阀52与出口36的边缘接触时，浮阀52打开连通孔51B并使出口36经间隙52C与容纳腔38连通。从而，压缩机的内部与输出管42相连通。包括浮阀52的调节器50在凸块52B与出口36的边缘接触时完全敞开。
尽管浮阀52在最低位置和最高位置之间移动，浮阀52也可以被保持在最低与最高位置之间的中间位置。也就是说，浮阀在容纳腔38内浮动。同样，在某种情况下，浮阀52被恒定保持在或漂浮在一中间位置。当浮阀52保持在一中间位置时，如图2所示，浮阀52的该位置被称作一漂浮位置。
如图2到4所示，在容纳腔38的顶壁和浮阀52之间设置有一个阀驱动构件53。该阀驱动构件53由一种弹性材料制成，促使浮阀52向下运动，也即沿一与沿压力流体之流动方向相对的方向运动。阀驱动构件53最好为一个弹簧，为一个螺旋弹簧则更好。弹簧53的弹性系数被适当调节以使调节器50以最佳方式转换脉动频率抑制脉动的幅度。
脉动频率指得是在驱动轴19及斜盘23一转中输出压力区域内的输出压力Pd的变化数目或脉动数目。由于图1所示的带有双头活塞的斜盘型压缩机具有十个气缸，因此若输出通道35和输出管42之间不设置调节器50压缩机的脉动频率将为十。管路或外部致冷剂环路41具有一固有共振频率。如果管路的该固有共振频率与压缩机脉动频率(输出脉动频率)相匹配时，压缩机运转过程中管路就会发生共振，这种共振将产生噪音并导致过度震动。
在如图所示的本实施例中，构成调节器50的弹簧53的弹性系数被适当调节以便使压缩机的脉动频率与管路的固有共振频率错开。调节器50还减小了输出脉动的压力幅度。下面将描述如图所示实施例的典型应用。
第一实施例当管路的固有共振频率与压缩机的脉动频率基本相等时。
十缸压缩机的脉动频率为十。如果管路的固有共振频率基本上与频率为十的脉动频率一致时，一项抑制管路共振的措施是通过使用调节器50将脉动频率改变到一极不等于十的数目。更具体地说，该措施包括为弹簧选择一个相对较大的弹性系数k，而后将最小弹力设定在例如0.3kgf。该最小弹力指弹簧53在浮阀52处于最低位置(见图3)时施加在浮阀52上的力。
图5A到5D的图表示出了一试验的结果，在该试验中弹簧负荷按照上面所述设定。水平轴代表时间，其示出一个循环，在该循环中驱动轴19旋转一圈。在本次试验中，输出压力PD与吸入压力PS的比率(PD/PS)为15/2，驱动轴19的转速为700RPM。
图5A的图表示出了浮阀52在容纳腔38内的轴向位置的变化。在一个压缩机循环中，浮阀52上下移动或往复移动二十次。轴向移动的范围相对较宽。也即，浮阀52达到最低和最高位置附近。
图5B的图表示出了调节器50的上游压力(消声器34中的压力)与调节器50的下游压力(输出管42内的压力)之间的差。此后该压差被称作调节器压差。在一个压缩机循环中，该压差约循环变动二十次，其幅度为0.3至0.4kPa(千帕)。
图5C的图表示出了消声器34内的压力变化。在一个压缩机循环内，消声器34内的压力循环变化约二十次。消声器34内的压力在+15,000Pa(帕)至-15,000Pa(帕)之间变化。
图5D的图表示出了输出管42内的压力变化。在一个压缩机循环内，输出管42内的压力循环变化约二十次。输出管42内的压力在+23,000Pa至-23,000Pa之间变化。
从图5A到5D的图表中可以清楚地看到，开始为十的压缩机冲程的脉动频率被变为二十。更具体地说，通过在压力流体的流动路径上设置调节器50并提高弹簧53的弹性系数K将最小弹簧负荷增加到一相对较高的值(0.3kgf)，脉动频率被增加一倍。
调节器50将压缩机的固有脉动频率提高一倍的原因如下。由于弹簧53的弹性系数k被适当选择到相对较高的值，因此气缸孔每输出一次浮阀52被强制在最低位置和最高位置之间移动两次(见图5A)。鉴于调节器50的结构特点，调节器50内的流体通道的横剖面面积，在浮阀52从最低位置移动到最高位置时从最小变到最大，在浮阀52从最高位置移动到最低位置时从最大变到最小。这样就使浮阀52的上游和下游侧之间的压差发生变化。更具体地说，当流体通道的横剖面面积为最小时，该压差较大，当流体通道的横剖面面积处于最大时，该压差较小。由于每次输出将浮阀52移动到完全打开位置，之后该阀返回，所以每次输出压力变化的波动或循环发生两次。因此压缩机的脉动频率被提高一倍。
下面将结合浮阀52的移动更详细地描述脉动频率是如何被提高一倍的。在图3所示状态，浮阀52借助弹簧53的力将阀座51的连通孔51B关闭。此时，调节器50内的流体通道的横剖面面积为零。如果浮阀52与阀座51之间的接触不完全，那么流体通道的横剖面面积将为最小。当一气缸孔输出一次流体时，消声器34内的压力被进一步升高，浮阀52上游和下游侧之间的压差也被提高。这就使浮阀52逆着弹簧53的弹力向最高位置移动。当浮阀52离开最低位置时，压力致冷气体从消声器34进入容纳腔38，这样就会减小调节器压差。当浮阀52到达最高位置时，浮阀52完全打开出口36，这样就使调节器压差达到最小。
当浮阀52向最高位置移动时，弹簧53收缩。弹簧53的弹力按照弹簧53的收缩量(浮阀52的轴向移动)逐渐增加。弹簧53的弹力用作使浮阀52向下运动。因此，当浮阀52向最高位置的移动达到极限时，弹簧53的弹力使浮阀52沿相反方向移动，即向最低位置移动。此时，调节器压差按照如下方式变化。当浮阀52离开最高位置(完全打开位置)并达到最低位置(完全关闭位置)附近时，浮阀52完全或几乎完全关闭阀座51的连通孔51B，这就增加了调节器压差。当浮阀52到达最低位置或到达最低位置附近时，浮阀52处于图3所示的状态。当浮阀向最低位置移动时，弹簧53伸长，这就逐渐减小了弹簧53的弹力。所以，浮阀52上游和下游侧之间的压差被增加，从而使浮阀52再一次如上所述向最高位置移动。
按照这种方式，浮阀52在气缸输出一次过程中移动两次。因此，输出管42内的压力具有两个最高点，从而反应出压缩机的脉动频率被提高一倍。
第二实施例当固有共振频率不等于压缩机脉动频率时。
当管路的固有共振频率不等于十缸压缩机的脉动频率(十)时，依据脉动频率设计压缩机有三种选择。
选择1不连接调节器50。
选择2利用调节器50使脉动频率提高一倍。
选择3利用调节器50但却急剧减小弹簧53的弹力。
由于固有共振频率不等于压缩机的脉动频率，选择1看似一个好的选择。如果翻倍的脉动频率仍就不等于甚或变得更远离管路的固有共振频率，那么选择2也是一个有道理的选择。但是，在选择1和2的设计中，压缩机40的输出脉动的幅度，也即输出压力PD之周期变化的幅度，并未被明显减小。换言之，这些选择1和2的设计并不减小脉动的绝对尺度。
但是，通过试验已经证明，选择3可以减小压缩机40的输出脉动的幅度。下面将描述一个按照选择3进行设计的真实实施例。
在此实施例，也即第二实施例中，具有较小弹性系数k′的弹簧被用作阀驱动弹簧53。更具体地说，该弹性系数k′被设定到第一实施例中的弹性系数k的三分之一大小(k′=k/3)，例如弹簧53的最小弹簧负荷被设定到0.1kgf。
图6A到6D的图表分别示出了根据第二实施例的试验的试验结果。每幅图中的水平轴都是一个时间轴，该轴代表驱动轴19转动一圈的时间，也即一个压缩机循环的时间。在本试验中，输出压力PD和吸入压力PS的比率(PD/PS)仍为15/2，驱动轴的转速也仍为700rpm。
图6A所示的图表示出了浮阀52在容纳腔38内的轴向位置的变化。浮阀52既不到达底部极限位置也不到达顶部极限位置，而是基本保持在顶部与底部位置之间的中间位置(漂浮位置)。浮阀52在浮动中上下移动或往复运动十次。因此，在该第二实施例中，浮阀52在小范围上下振动时一直保持漂浮状态。
图6B所示的图表示出了调节器50上游侧和下游侧之间的压差。在一个循环中该压差很少变化。该压差保持在一约2.05kPa的水平。
图6C所示的图表示出了消声器34中的内部压力变化。尽管在一个压缩机循环中有10至20个消声器压力循环，但是压力循环的最高值不明显以至于不能精确地计量其总的数目。消声器34中的内部压力在约+8000Pa至-8000Pa范围内变化。
图6D所示的图表示出了输出管42的内部压力的变化。尽管在一个压缩机循环中有10到20个压力循环，但是这些压力循环的最高值不明显不足以计量其总数目。输出管42的内部压力在约+10000Pa到-10000Pa的范围内变化。
从上面的描述中可以理解到，通过在压力流体通道中设置调节器50并且通过把弹簧53的弹性系数减小到k′将最小弹簧负荷设定在一相对较小的值(0.1kgf)，压缩机的输出脉动频率被分散于十到二十的范围内。再有，输出脉动的幅度被显著减小。图5C、5D与图6C、6D的对照清楚地示出了这种减小。
如结合图6A所述，根据第二实施例的弹簧力设定方式，当压缩机正常运转时，浮阀52在一小范围内上下移动基本上处于漂浮状态(见图2)。这样就抑制了间歇且脉动的输出(或输出对管路的冲击)，同时将调节器50内的致冷气体流的流动阻力减小至最小。若设置一简单的固定限制通道来代替调节器50，调节器50内弹性保持有浮阀52，因此该限制通道将不具有浮阀52所持有的缓冲功能。
本实施例具有如下优点。
通过提高共振抑制调节器50的阀驱动构件53的弹性系数k，并通过增加阀驱动构件53的驱动力(浮阀52受到的限制力)，压缩机的输出脉动频率(十)被放大到一不同的频率(二十)。因此，就可以精细地改变压力流体的脉动频率以避免其与管路的固有共振频率一致，从而可以防止管路上发生共振。
通过减小调节器50的阀驱动构件53的弹性系数及其弹力(或限制力)，压缩机的脉动频率可以从原始脉动频率(十)转换为一另外的频率。再有，压缩机的脉动幅度也被极大减小。因此这样就可减小共振和噪音。
通过在汽车空调系统的输出管路中设置调节器50，管路的共振得以避免或受到限制。不需要在管路和压缩机上采用复杂的措施，因此制造成本也可以减少。
通过增加阀驱动构件53的负荷，阀驱动构件53的驱动力可以被设定得相对较高。在这种情况下，调节器50允许压力致冷剂从消声器34排到外部致冷剂环路41，并且用作一个止回阀以防止液体致冷剂从外部致冷剂环路41返流回消声器34。
本发明可以按照如下方式实施。
调节器50可以置于一用于将压缩机40与外部致冷剂环路41相连的接头和辅助法兰内，或者置于输出管42内。
弹性阀驱动构件不是必须为弹簧53(尤其不必为螺旋弹簧)。其可以被橡胶构件所取代，只要该构件可以发挥弹簧一样的功能。
如图8所示，在容纳腔38内可以设置一个具有一板簧55的调节器50，该容纳腔38包括一个连通孔51B(与图2所示阀座51的连通孔51B相对应)和一个出口36。板簧55的近端固定在容纳腔38的壁上，该容纳腔38允许板簧55弹性移动。板簧55通常将连通孔51B关闭，当消声器34的内部压力增加到某一水平时该板簧55打开连通孔51B。也即，板簧55具有图2所示浮阀一样的功能。板簧55即是阀体又是弹性阀驱动构件。这种结构具有与图2所示调节器50同样的优点。
图2所示的调节器50可以省略省略阀驱动构件53，并且调节器50可以如图9所示布置。这种情况下，浮阀52靠其重量被沿着与致冷气体流动方向相反的方向驱动。因此，调节器50的轴线必须垂直地面。向下作用在浮阀52上的力由浮阀52的重量决定。这种结构具有与图2所示调节器50相同的优点。
还可以采用图10所示调节器50。图10的原理与图9所示的一样。但是，一球56被用作一个阀体，容纳腔38呈一碗形，而且阀座51被制成合适尺寸以容纳球。这种结构也具有与图2所示调节器同样的好处。
图11A到11C所示调节器采用磁力沿着与致冷气体流动方向相反的方向驱动浮阀52并限制浮阀52的移动。此时，浮阀52由具有N极和S极的磁性材料制成。浮阀52也可以具有一嵌入其中的磁铁。
在图11A中，容纳腔38的下游侧(出口36一侧)上设置有一块环形磁铁57。该磁铁57和浮阀52的面对表面具有相同的极性(在图中为N极)。相应地，磁铁57与浮阀52之间存在一排斥力，该排斥力促使浮阀52向容纳腔38的上游侧(连通孔51B一侧)移动。
在图11B中，容纳腔38的入口侧(连通孔51B一侧)上设置有一块环形磁铁58。该磁铁58与浮阀52的面对表面具有相异的磁性。因此，磁铁58与浮阀52之间产生一吸力，该吸力促使浮阀52向容纳腔38的入口侧移动。
在图11C中，在容纳腔38的上游侧和下游侧上设置有磁铁57、58。按照这种结构，磁铁57、58与浮阀52之间的排斥力和吸引力促使浮阀52向连通孔51B移动。
图11A到11C中的每一种结构都具有与图1所示调节器50同样的功能和优点。容纳腔38内不必设置一个驱动构件例如一弹簧，这样做不仅简化了结构而且使得决定流过调节器的致冷气体的流动阻力更容易。
本发明可以用在其它形式的压缩机中，例如带有单头活塞的斜盘型压缩机或涡旋型压缩机中。同样，本发明可以用在汽车空调以外的其它系统中，例如应用于一种需要运送压力流体的流体控制系统中。
因此，本发明的例子和实施例其目的是用来描述本发明的而且不起限制作用，本发明并不限于上文所述的细节，在后附权利要求书的范围和等同范围内可以对其进行修改。
权利要求
1．一种用于当压力流体从一间歇压力区域(25)沿一包括该管(41)的流道流动时减小输送压力流体的管(41)的管共振的方法，该方法的特征在于在所述流道中设置一可移动阀体(52；55；56)，其中该阀体(52；55；56)可由所述压力流体流来移动；以一预定的限制力限制所述阀体(52；55；56)的移动，及确定合适的限制力以便改变在所述管(41)内流动的压力流体的压力变化的频率，使之与所述管(41)的固有频率显著不同，或减小在所述管(41)内流动的压力流体的压力变化的幅度。
2．如权利要求1所述的方法，其特征在于所述限制力是基于对所述阀体(52；55)施力的一弹性构件(53；55)的力。
3．如权利要求1所述的方法，其特征在于所述限制力是基于磁力。
4．如权利要求1所述的方法，其特征在于所述限制力由所述阀体(52；56)的重量产生。
5．一种用于当压力流体从一间歇压力区域(25)沿一包括该管(41)的流道被输送流动时，减小输送压力流体的管(41)的管共振的装置，该装置的特征在于一可移动阀体(52；55；56)被设置于所述流道中，其中所述阀体(52；55；56)可由所述压力流体流来移动；及一限制装置(53；55；57；58)将一预定的力施加给所述阀体(52；55；56)，其中所述预定的力被适当决定，以便改变在所述管(41)内流动的压力流体的压力变化的频率，使之与所述管(41)的固有频率显著不同，或减小在所述管(41)内流动的压力流体的压力变化的幅度。
6．如权利要求5所述的装置，其特征在于所述限制装置包括一个施力装置(53；55；57；58)，该施力装置促使所述阀体(52；55；56)逆着所述压力流体流移动。
7．如权利要求6所述的装置，其特征在于所述施力装置包括一个弹性构件(53；55)；
8．如权利要求6所述的装置，其特征在于所述施力装置包括一设置于所述阀体(52)上的第一磁性体(52)和一与该第一磁性体(52)对置的第二磁性体(57；58)。
9．如权利要求6所述的装置，其特征在于在所述间歇压力区域(25)与所述管(41)之间设置一个用于容纳所述阀体(52；55；56)的腔(38)，所述阀体(52；55；56)可以在一第一位置和一第二位置之间移动，在所述第一位置所述容纳腔(38)与所述间歇压力区域(25)相连通，在所述第二位置所述容纳腔(38)与所述压力区域(25)切断，所述施力装置(53；55；57；58)促使所述阀体(52；55；56)向所述第二位置移动，在所述压力区域(25)内的压力流体则促使所述阀体(52；55；56)向所述第一位置移动。
10．如权利要求9所述的装置，其特征在于所述施力装置(53；55；57；58)的所述力被适当确定，以便相对于该流体每次对所述间歇压力区域(25)加压，所述阀体(52；55；56)被往复移动两次。
11．如权利要求9所述的装置，其特征在于所述施力装置(53；55；57；58)的所述力被适当确定，以便所述阀体(52；55；56)占据在所述第一位置和所述第二位置之间的中间位置，并且在压力流体流及所述施力装置(53；55；57；58)的作用下在一较小的范围内往复移动。
12．如权利要求5到11中任一项所述的装置，其特征在于该装置设置在一个具有所述压力区域(25)的压缩机内，该压缩机将所述压力区域(25)的压力流体输出到与该压缩机相连的所述管(41)。
全文摘要
一种压缩机包括一输出腔(25),压力致冷气体间歇地输出到该输出腔(25)。输出腔(25)内的压力致冷气体被送往一外部致冷环路(41)。一用于容纳一共振抑制调节器(50)的腔(38)设置在一输出消声器(34)和外部致冷环路(41)之间。调节器(50)包括一个浮阀(52)和一弹簧(53)。浮阀(52)可以在一将容纳腔(38)与消声器(34)连通的位置和一切断容纳腔(38)与消声器(34)连通的位置之间移动。弹簧(53)促使浮阀(52)向其关闭位置移动。弹簧(53)的弹力被适当确定以便致冷气体的输出脉动频率与外部致冷剂环路(41)的固有共振频率不同,或至少使致冷气体的压力变化的幅度减小。
文档编号F04B27/08GK1235242SQ9910637
公开日1999年11月17日 申请日期1999年5月10日 优先权日1998年5月11日
发明者森荣夫, 水野敏之, 吉住温子, 河合俊弘 申请人:株式会社丰田自动织机制作所