涡旋式压缩机的制作方法

专利名称：涡旋式压缩机的制作方法
技术领域：
本发明涉及一种用于压缩汽车空调系统中的制冷剂的容积式压缩机，特别涉及一种涡旋式压缩机。
为了去掉安装在涡旋式压缩机上的电磁离合器，有必要使得涡旋式压缩机能够在0％的排量下以基本相同的方式运转以便将其排量降低为零，即就好象一方面电磁离合器分离而另一方面运转时动力损失减小到对机动车辆燃料成本不产生负面影响一样。
为了解决该问题，在现有技术中，在日本待审专利JP5-231353中公开的变量式涡旋制冷压缩机已经提了出来。在该压缩机中，固定涡旋件和可动涡旋件之间形成的压缩室与位于低压侧的吸入室之间设有一个旁路，并通过利用梭阀或类似的阀来开启/关闭该旁路而改变排量。由于压缩后的制冷剂在压缩机高速运转时不会完全返回到吸入室，因此很难获得0％的排量。
在一种所谓的组合系统中，既具有起始于压缩室的旁路也具有起始于排放室的旁路，其中压缩的制冷剂集中在该排放室中，就象日本待审专利JP4-179887中公开的涡旋压缩机一样，在这种系统中会产生下列问题。具体来说，在以0％的排量运转时，全部压缩的制冷剂都会从排放室返回到吸入室，并且可动涡旋件的公转半径不变，从而0％排量的运转保持和100％排量的运转一样。因此，在0％排量下滑动部件的摩擦和在100％排量下的摩擦一样大，且在0％排量下的动力损失就会增加到不可忽视的程度。
而且，在日本待审专利JP2-252990公开的涡旋压缩机中，不仅可动涡旋件可以运动，而且固定涡旋件也可以相对可动涡旋件运动，而且可以将曲柄的半径制成可变的以便确保可动涡旋件和固定涡旋件光滑接触。然而，在其中固定涡旋件和可动涡旋件一样旋转的机构产生了使结构复杂化和使压缩机整体体积较大的问题。
根据本发明，作为解决上述问题的方式，提供一种涡旋压缩机，该压缩机包括轴颈支承着驱动轴的壳体；固定涡旋件，该固定涡旋件包括固定在该壳体上的端板和围绕着驱动轴中心轴线的螺旋叶片；可动涡旋件，该可动涡旋件包括端板和螺旋叶片，该端板和螺旋叶片通过与固定涡旋件上的螺旋叶片和端板配合而形成多个压缩室，该可动涡旋件能够绕驱动轴的中心轴线公转；从动曲柄机构，该从动曲柄机构插入驱动轴和可动涡旋件之间用于通过驱动轴使可动涡旋件公转并使得可动涡旋件的公转半径以无级变化的方式向下基本上变为零；导向孔，该导向孔可选择地形成在可动涡旋件和壳体其中的一个上，并其具有倾斜表面，该倾斜表面沿驱动轴中心轴线的深度在径向方向变化；柱塞，该柱塞可选择地被支承在可动涡旋件和壳体中的没有导向孔的其中一个上，且该柱塞适于向导向孔推进并从导向孔退出，由此呈现与导向孔配合的位置和与导向孔脱离配合的位置中的其中选择的一个位置；以及运转控制装置，该运转控制装置用于控制柱塞沿驱动轴的中心轴线前进和后退。
本发明的涡旋式压缩机包括从动曲柄机构，该从动曲柄机构插入驱动轴和可动涡旋件之间，用于使可动涡旋件的公转半径以无级变化的方式基本上减小为零，其中，可动涡旋件和壳体中的其中一个上形成有导向孔，该导向孔具有倾斜表面，该倾斜表面沿驱动轴中心轴线的深度在径向方向上变化；并且可动涡旋件和壳体中没有形成导向孔的另一个支撑着柱塞，该柱塞适于向着导向孔移动和远离导向孔移动，从而选择一个位置以便与导向孔配合或不配合。该柱塞由控制装置控制以便沿驱动轴的中心轴线前进和后退。
当柱塞前行到导向孔的底部时，柱塞前端与导向孔倾斜表面的配合位置这样变化，即该配合变到倾斜表面的较高位置。因此，可动涡旋件被径向向下推动，且可动涡旋件的中心接近固定涡旋件的中心并最终达到与固定涡旋件的中心重合。在这种条件下，形成在可动涡旋件的螺旋叶片和固定涡旋件的螺旋叶片之间的压缩室是打开的，因此象制冷剂一样的流体就不会被压缩。因此该运转排量降低为0％，并且即使在驱动轴旋转时，排量也基本上会降低到零。在这种运转条件下，压缩机基本上不工作，因此动力消耗也基本上降低为零，即使驱动轴旋转时也是如此。因此呈现出状况就象电磁离合器断开时所呈现的状态一样。
在另一个实施例中，导向孔可另形成在可动涡旋件的端板上，且柱塞支撑在壳体上。反过来，导向孔可形成在柱塞上，该柱塞支承在壳体上适于运动，并且作为另一选择与导向孔配合的销子位于可动涡旋件的端板上。作为另一种选择，导向孔形成在支承可动涡旋件端板的从动曲柄机构的偏心衬套上，同时将柱塞支撑在由壳体轴颈支承的驱动轴上。
结构为两级锥面的导向孔的深度可以减小。尽管导向孔可以形成为一种曲面，例如旋转二次曲面，但是另一方面，两级锥面可以平稳地实现相同的效果。提供一种例如弹簧的激励装置能够实现100％排量的运转，该激励装置用于使柱塞完全从与导向孔配合的位置上退出。然而，该结构可以通过省略激励装置而得到简化。而且，如果导向孔开口的边缘部分形成柱面，另一方面，可动涡旋件的旋转能够通过采用导向孔而得到阻止，那么对防止转动机构的需求就可以消除。
可以设置一个或多个柱塞。尽管单个环形柱塞可以设置在这样的位置，即包围驱动轴的中心线，但是也会产生抵抗均匀围绕驱动轴的导向孔的轴向力。因此，可动涡旋件可沿径向平稳地运转，由此使之能够避免振动或类似情况。
如果配重沿径向可移动地安装在带有两面部分的驱动轴上，而可动涡旋件以使排量降低到零的方式径向运动时，那么已经与构成从动曲柄机构一部分的偏心衬套的外周边接触的配重开始与构成驱动轴一部分的大直径轮毂部分的外周边接触，同时从预定的时间点开始离开偏心衬套的外周边。采用这种结构，在高负载和高速度运转的工况下，通过施加在可动涡旋件上的较大的离心力可以防止过大的压力产生在形成压力室的一对螺旋叶片之间。在这种情况下，螺旋叶片的磨损可以得到抑制。
而且，用于在压缩的过程中具有中等压力的压缩室和低压侧之间建立连通的旁路向固定涡旋件的端板开口且设有用于开启/关闭该旁路的控制装置的情况下，在该旁路由该控制装置开启时，中等压力的压缩室会与低压侧连通。结果，排量降低，因此，可以以一种稳定的方式获得位于100％到0％之间的中等排量。这样，排量能够非常容易地控制成三个阶段。
如上所述，采用本发明的涡旋式压缩机，通过将可动涡旋件的公转半径降低到零可以实现动力损失非常小的0％排量运转。因此，可以提供一种排量可变且没有电磁离合器的涡旋式压缩机。
图5为根据第一实施例施加在以大约100％排量运转的压缩机上的力之间的关系的横向侧视图；图6为偏心衬套及其相邻部件处于图5所示状态下的侧视图；图7为根据第一实施例在0％排量处运转的压缩机的横向侧视图；图8为偏心衬套及其相邻部件处于图7所示状态下的侧视图；图9为根据本发明第二实施例以100％排量运转的压缩机的纵向主视图；

图10为第三实施例的特定例子的基本部件的纵向剖视图；图11为第三实施例的特定例子的基本部件的纵向剖视图；图12为根据本发明第四实施例以100％排量运转的压缩机的纵向主视图；图13为图12沿线A-A的横剖视图，其所示为本发明第四实施例的压缩机以100％的排量运转；图14为第四实施例的基本部件的放大透视图；图15为根据本发明第四实施例以0％排量运转的压缩机的纵向主视图；图16A为带有导向销的环形柱塞的放大侧视图，其中环形柱塞和导向销都构成第五实施例的压缩机的基本部件，及图16B为环形柱塞的透视图；图17为根据第六实施例以100％排量运转的压缩机的纵向主视图；图18为本发明第六实施例的基本部件的放大透视图；图19A为构成本发明第七实施例压缩机的基本部件的环形柱塞的放大侧视图，及图19B为同一环形柱塞带有销子的透视图；图20为根据第八实施例以100％排量运转的压缩机的纵向主视图；图21A为根据本发明第九实施例以100％排量运转的压缩机的基本部件的纵向剖视图，图21B为根据同一实施例排量正在降低的视图，及图21C为以大约0％排量运转的压缩机的视图；图22为根据第十实施例以100％排量运转的压缩机的纵向主视图；图23为图22沿线B-B的横向侧视图，其示出了根据第十实施例以100％排量运转的压缩机的基本部件；
图24为图25沿线D-D的横向侧视图，其示出了根据第十实施例以0％排量运转的压缩机的基本部件；图25为根据第十实施例以0％排量运转的压缩机的纵向主视图；图26为根据第十一实施例以100％排量运转的压缩机的纵向主视图；图27为图26沿线E-E的横向侧视图，其示出了根据第十一实施例以0％排量运转的压缩机的基本部件；图28为根据第十一实施例以中等排量运转的压缩机的纵向主视图。
标号6表示所谓的从动曲柄机构，该从动曲柄机构公转地支撑着可动涡旋件2，同时使得可动涡旋件2的中心相对于驱动轴5的偏心量，即可动涡旋件2的公转半径，能够连续地改变。该从动曲柄机构的一个示例结构在图3所示的透视图以及图1和2中表示出来。驱动轴5的轮毂部分5c与偏心销5b形成一体，配重5a安装在驱动轴上，偏心销5b沿轴线延伸并位于相对于驱动轴5偏心的位置，偏心销5b可旋转地插入偏心地形成在圆筒状偏心衬套26上的偏心孔26a内。偏心衬套26通过滚针轴承20可旋转地支承着圆筒状的轮毂部分2c，该轮毂部分设置在可动涡旋件2的端板2b的中心的背面。
在驱动轴5的轮毂部分5c和偏心衬套26之间，安装有一个由盘簧或螺簧构成的回复弹簧，回复弹簧的末端安装在轮毂部分5c和偏心衬套26上。这样，带有从动曲柄机构6的偏心销5b的轮毂部分5c和偏心衬套26构成双偏心机构。通过选择插入两者之间的回复弹簧23的卷绕方向并预先对其施加一个位移量，轮毂部分5c和偏心衬套26就会受到激励而向彼此相反的方向旋转。结果，回复弹簧23就会恒定地以增大公转半径和可动涡旋件2相对于驱动轴5的偏心量的方式径向向外激励可动涡旋件2。回复弹簧的激励力使偏心衬套26在驱动轴5的偏心销5b上旋转，从而使得涡旋式压缩机C1的排量从100％恢复到0％。
一旦可动涡旋件2的偏心量和公转半径以这种结构建立，驱动轴5会通过施加的驱动力矩旋转。因此，从动曲柄机构6就迫使可动涡旋件2进行公转。与此同时，在驱动力矩通过构成双偏心机构的偏心衬套26和从动曲柄机构6的偏心销5b进行传递的同时，偏心销5b和偏心衬套26根据传递力矩的大小而相对旋转。因此可动涡旋件2的偏心量和公转半径就会增加，由此产生大小适于将可动涡旋件2的螺旋叶片2a压靠在固定涡旋件3的螺旋叶片3a上的压力。而且，这种运转在某种程度上会通过回复弹簧23而得到加强。
在图1和2中仅仅示出轮廓的部件7是一个总是布置在涡旋式压缩机内的防旋转机构，且该部件将可动涡旋件2的端板2b和前部壳体1彼此以这样一种方式相连，即不管该可动涡旋件2的公转半径或大小如何，可动涡旋件2仅仅进行公转同时又防止其旋转。
第一实施例涡旋式压缩机C1的最大的特点在于构成一部分壳体的固定涡旋件3的一部分外壳上沿轴向形成有一个小缸筒3b，柱塞8可滑动地插入该小缸筒中。该柱塞8的半球形的头部8a从缸筒3b中凸出，并与导向孔9的内表面配合接触，该导向孔具有形成在可动涡旋件2的端板2b上的两级锥面。在这种情况下，如图4A和4B所示，在进口处围绕导向孔9的环形锥面具有相对于驱动轴5的轴线的相对较小的断面倾斜角，该环形锥面用标号9a表示，而位于导向孔9底部具有相对较大的倾斜角的锥面标号为9b。
标号10为压力控制室，该压力控制室为一个位于圆盘部分8b背面的空间，该圆盘部分8b形成在柱塞8的后端部。标号11表示控制阀，该控制阀用于产生控制压力，以便将压力传递给压力控制室10。标号12表示排放压力通道，该排放压力通道用于将排放压力引到控制阀11，标号13为吸入压力通道，用于类似地引入吸入压力，而标号24表示压力控制通道，该压力控制通道用于将控制阀11的控制压力引到压力控制室10。标号14表示弹簧，该弹簧用于在图1中向右压迫柱塞8，使得在100％的排量运转期间柱塞8的头部8a和导向孔9彼此分离。
众所周知，在普通的涡旋式压缩机中，标号15表示一对形成在可动涡旋件2的螺旋叶片2a和固定涡旋件3的螺旋叶片3a之间的压缩室，该对压缩室相对于中心部分位于两径向侧面，在该中心部分，由该对特定的压缩室15形成单个一体的压缩室15a。在位于中心部分的压缩室15a和构成从固定涡旋件3的端板3c的背部到后部壳体4的内部的一个空间的排放室16之间设置有排气阀17，例如为一单向阀。标号18表示阀挡板，用于防止排气阀17过度开启。
标号19表示安装在前部壳体1中的轴承，其用于轴颈支承驱动轴5，而标号21为端面密封件，这些密封件沿着可动螺旋叶片2a和固定螺旋叶片3a的前端面安装，以防止高压制冷剂从压缩室15向低压侧泄漏。标号22表示轴封，安装该轴封用于防止制冷剂从驱动轴5的周围泄漏到外部。
第一实施例的涡旋式压缩机C1具有上述结构并以下述方式运转。首先，如图1所示，在体现该压缩机C1最大排气性能的100％排量运转的工况下，较低吸入压力被控制阀1引到压力控制室10。结果，柱塞8被弹簧14向后推，从而柱塞8的头部回撤到其与导向孔9脱离配合的位置。在这种状况下，头部8a对可动涡旋件2不起驱动作用。因此，可动涡旋件2表现出最大的偏心量；并且与在普通涡旋式压缩机中一样以最大的公转半径进行公转，从而产生100％的排量。在图5所示的断面图中示出了在涡旋式压缩机C1的100％运转工况下可动涡旋件2的螺旋叶片2a和固定涡旋件3的螺旋叶片3a的相对位置以及柱塞8和导向孔9的相对位置。
如图5中的箭头所指，通过一方面从动曲柄机构6在传送驱动力矩时偏心衬套26绕偏心销5b相对旋转(包括由于回复弹簧23的推动力所产生的相对旋转)产生的径向压力FR以及另一方面可动涡旋件2公转所产生的离心力FC的合力，可动涡旋件2的螺旋叶片2a被径向向外地压靠在固定涡旋件3的螺旋叶片3a上。
结果，压缩室被封闭起来。因此，当可动涡旋件2公转且向中心部分推进同时受到连续地压缩时，从外周边部分上的吸入室25引入该对压缩室15中的制冷剂被压缩且压力增加。因此，制冷剂汇集到该形成在中心部分的单个压缩室15a中，并在压力下开启排气阀17时被排到排放室16中。这样，压缩反作用力FC被施加到可动涡旋件2上作为压缩室15中制冷剂受到压缩的反作用。压缩反作用力FC的大小以及由从动曲柄机构6所产生的压力FR的大小彼此相互关联。
用于将可动涡旋件2的螺旋叶片2a径向压靠在固定涡旋件3的螺旋叶片3a上的力主要是在从动曲柄机构6产生的径向压力FR以及可动涡旋件2公转所产生的离心力FC的合力。该合力在图6中用实箭头表示。图6所示的是处于100％排量下的工况。图4A中所示的由柱塞8和导向孔9之间的接触而产生的径向力F2依然不会产生。当柱塞8受到驱动以使压缩机C1的排量从100％排量下降时，就会产生在图6中用虚线箭头所示的径向力F2，且该径向力F2起到抵销上述压力FR和离心力FC的合力的作用。在图6中，字符C表示固定涡旋件3的中心，而字符M为可动涡旋件2的中心。由中心C和M之间距离所表示的偏心量构成了公转半径R。
在第一实施例的涡旋式压缩机C1以构成本发明特点的0％排量运转时，具有较高排放压力的制冷剂通过控制阀11的开关操作从排放室16中被导入压力控制室10中。当盘状部分8b受到排放压力时，柱塞8克服弹簧14的力被向前推动，并且如图2所示，柱塞8的头部推进到导向孔9中。在达到图2所示的0％排量工况之前，柱塞8的头部8a与绕导向孔9形成的具有较小倾斜角的锥面接触。
在该过程中，如图4A所示，由排放压力的大小和柱塞8盘状部分8b的承压面积所决定的轴向力F1被转换成用于在垂直于驱动轴5轴线的方向上推动可动涡旋件2的垂直(径向)力F2，即用于在柱塞8头部8a和导向孔9锥面9a之间的接触点处朝着0％降低排量的力。由于锥面9a的倾斜角相对较小，因此相对于力F1而言力F2被放大到相当大。当力F1克服从动曲柄机构6中产生的径向压力FR和作用在可动涡旋件2上的离心力FC的合力时，偏心衬套26就抵抗着回复弹簧23的压力而绕偏心销5b旋转。结果，可动涡旋件2就会以降低偏心量从而减小可动涡旋件2的公转半径R的方式沿径向方向运动。
一旦可动涡旋件2的偏心量和公转半径减小且柱塞进一步向前侧运动，柱塞8的头部8a就会如图4B所示的那样与导向孔9底部的第二级锥面9b接触。该锥面9b相对于驱动轴5轴线的倾斜角要大于锥面9a的倾斜角。因此，在该过程中产生的垂直力F3也要比图4A中所示的力F2小。考虑到采用较小公转半径时压缩功比较小，从动曲柄机构6基本上不会产生径向压力。而且，该较小的偏心量会减小作用在可动涡旋件2上的离心力。即使在力F3比较小的情况下，可动涡旋件2也可能沿着偏心量和公转半径减小的方向运动。结果，可动涡旋件2径向运动到其中心M与固定涡旋件3和驱动轴5的中心C同心的位置，由此将可动涡旋件2的偏心量和公转半径减小为零。
在图2所示的是这种0％排量工况，且可动涡旋件2的中心以这种方式沿径向运动。图7所示的剖视图是在该工况下可动涡旋件2的螺旋叶片2a和固定涡旋件3的螺旋叶片3a的位置以及柱塞8和导向孔9的相对位置。在这种状况下，可动涡旋件2既不旋转也不公转，而是基本上静止的。
为了方便起见，，当排量从图1中所示的100％排量转变成图2中所示的0％排量时所产生的力F3在图5中用箭头表示。力F3克服压力FR和离心力FC的合力，由此使可动涡旋件2的偏心量和公转半径R减小为零。具体来说，随着柱塞8的半球形头部8a推进到导向孔9中时，可动涡旋件2的偏心量和公转半径R会逐渐地减小。因此，可动涡旋件2停止公转，使得由公转产生的离心力FC减小并最终变成零。另一方面，形成在螺旋叶片2a和3a之间的压缩室打开并且封闭终止，因此，制冷剂不会被压缩。从而，驱动力矩接近零，且从动曲柄机构6中产生的径向压力FR也接近零。对于压缩反作用FG也是这种情况。
而且，压力FR和离心力FC的合力为接近零的值。因此，在柱塞8和导向孔9之间的接触部分产生的力F3会增大而超出该特定的合力。结果，如图8所示，可动涡旋件2的中心M变得与固定涡旋件3的中心C重合，使得可动涡旋件2的偏心量和公转半径R变成零，且压缩机C1会进入0％排量的运转状态。径向F3不会那样大。只要压缩机C1处于0％排量工况下，由于压缩机要克服回复弹簧23的压力而运转，径向力F3就不会降低到零。
在导向孔9仅仅由一个具有较小倾斜角的锥面构成的情况下，用于沿径向方向推动可动涡旋件2以减小偏心量和公转半径R的力F2会增大。考虑到涡旋件2的径向运动相对于柱塞8的头部8a的轴向运动较小，因此，就需要增加导向孔9的深度，由此就不可能在可动涡旋件2的端板2b的厚度范围之内形成导向孔9。为此，通过增加第二级锥面9b的倾斜角来减小导向孔9的深度。尽管这样，在头部8a与锥面9b配合的位置，公转半径依然会减小，且从动曲柄机构6的径向压力FR也会变成一个基本上等于零的较小的值，且施加在可动涡旋件2上的离心力FC也会减小。因此，即使在力F3小于力F2的情况下，可动涡旋件2也能够沿径向方向运动。而且，这就能够减小柱塞8沿轴线方向的距离范围。
在第一实施例中的涡旋式压缩机C1用作空调系统制冷循环用制冷压缩机的情况下，如果柱塞8深入导向孔9中使得可动涡旋件2的公转半径R和偏心量变成零且压缩机C1的排量从100％下降到0％，即使当制冷循环中的膨胀阀的高压上游逐渐下降到均匀压力时，只要柱塞8盘状部分8b所承受的由压力控制室10压力产生的轴向力F1仍大于回复弹簧23和弹簧14的力的合力，压缩机C1依然在0％的排量下继续运转。
在从该状态再次恢复到100％排量的运转状态时，吸入压力(低压)通过控制阀11引到压力控制室10中。结果，弹簧14的压力使得柱塞8向后运动。因此，在从动曲柄机构6中，偏心衬套26和滚珠轴承20在回复弹簧23的推力作用下绕偏心销5b旋转，由此增加可动涡旋件2的公转半径R和偏心量。随着偏心量的增加，施加在可动涡旋件2上的离心力FC也增加。因此，公转半径R和偏心量进一步增加其结果是恢复100％排量的运转状态。
如上所述，对于第一实施例中的涡旋式压缩机C1，可动涡旋件2的公转半径R和偏心量可以通过在传统的涡旋式压缩机上增加一个包括柱塞8的简单机构而很容易和平稳地减小。因此，在0％排量的运转状态下，滚珠轴承20、轴承19以及轴封22构成了仅有的滑动或滚动部分，由此实现0％排量运转而且动力损失非常小。
图9所示是本发明第二实施例的涡旋式压缩机C2的结构。该涡旋式压缩机C2与第一实施例中的涡旋式压缩机C1不同之处在于柱塞8和导向孔9的彼此相对位置相反。具体而言，根据第二实施例，柱塞30要比柱塞8厚，且其前端面上形成有象一凹部的具有两级锥面的导向孔30a、30b。而且，在可动涡旋件2的端板2a侧安装有相应的导向销31，并且位于导向销31前端的半球形头部31a适于与导向孔30a、30b配合。其余的结构基本上都与第一实施例相同。第二实施例涡旋式压缩机C2同样可以与第一实施例压缩机C1相同的方式运转。
图10和11所示是与第一实施例中涡旋式压缩机C1和第二实施例中涡旋式压缩机C2的基本部件相应的构成本发明第三实施例的一种变型的结构。图10中的结构与第一实施例(图1和2)对应，图11中的结构与第二实施例(图9)对应。与这些实施例相比，第三实施例的特点在于，该实施例没有用于压迫柱塞8或柱塞30的弹簧14。第一和第二实施例中的弹簧4始终使柱塞8或30被压向压力控制室10。因此，在100％排量运转状态下，柱塞的头部会回撤到与导向孔完全脱离接触的位置。但是，根据缺少弹簧14的第三实施例，即使在100％排量运转状态下，柱塞的头部依然与导向孔保持轻微的接触。尽管作用在可动涡旋件2上使之旋转的力由防旋转机构7支撑，但是，不会产生在柱塞头部和导向孔之间的接触部分上施加较重载荷的问题。
尽管第三实施例压缩机的总体结构没有示出，但是很显然其和第一和第二实施例中所示的结构相同，在100％排量的运转状态转变为0％排量运转状态的情况下或反向转变的情况下，第三实施例压缩机的运行方式也基本上和第一(或第二)实施例中的压缩机相同。
图12到15所示是本发明第四实施例的涡旋式压缩机C4的结构和运转状态。第四实施例的特点在于，具有图14所示形状的柱塞36可滑动地插入轴向形成在前部壳体1内侧面上的各个缸筒1a内，而构成两级锥面的导向孔36a、36b形成在柱塞36的端面内。具有与导向孔36a、36b配合的半球形头部35a的导向销35布置在可动涡旋件2的端板2a的侧面。容纳柱塞36的缸筒的底部形成有作为一空间的压力控制室37，该压力控制室通过位于前部壳体1中的压力控制通道24a与控制阀11连通，从而与压力控制通道24相连。
如图13所示，几对或者具体来说是四对导向销35和柱塞36以位置间距相等的方式绕驱动轴5布置，图13是图12沿线A-A的剖面图。根据第四实施例，在与各个导向孔36a相连的进口侧上形成有一个较短的圆柱形表面36c。在图12所示的运转状态，该圆柱形表面36c与导向销35配合，因此压缩机C4可用于100％排量运转。在这种运转状态下，柱面36c和导向销35之间的配合可防止可动涡旋件2公转，因此，第四实施例的压缩机C4不用象上述其他实施例一样而设置防旋转机构7。即使在排量小于100％的运转状态下，与柱塞36导向孔36a、36b的锥面配合的各个导向销35的半球形头部35a也可以防止可动涡旋件2公转。对于上述各个实施例也可以采用相同的结构，因此，提供防旋转机构7对于本发明的压缩机来说并不是必须的。
图15所示是第四实施例涡旋式压缩机C4处于0％排量的运转状态。在上述实施例中为了将排量从图12所示100％排量的运转状态减小到0％排量的运转状态，转换控制阀11而将高排放压力引到压力控制室37。结果，柱塞36向图12中的右侧移动，导向销35因此而被迫沿径向向导向孔36b的中心移动。同时，可动涡旋件2径向运动，使得偏心量和公转半径减小。最终，如图15所示，导向销35的半球形头部35a落入柱塞36导向孔36b的中心。从而，可动涡旋件2的偏心量和公转半径被减小为零，并实现0％排量的运转。
在0％排量运转时，排量基本上减小为零，使得空调系统制冷循环的内部压力逐渐相等。即使在压力控制室37的压力降低到一个接近于零的正值之后，只要将柱塞36的压力承受面积设定为某一大小值，也仅有回复弹簧23的压力沿着使处于0％排量运转状态下的可动涡旋件2的偏心量和公转半径增大。因此，从动曲柄机构中产生的离心力FC和径向压力FR为零，因此，只要压力控制室37中的压力为正值，就能克服回复弹簧23的压力而保持0％排量运转状态。为了再次向着100％的排量增大排量，切换控制阀11以便将低压吸入压力(负压)引入压力控制室37中。
在第四实施例中设置一些成对的导向销35和柱塞36并使之绕驱动轴5等间距布置使得能够沿着轴线均匀地推动可动涡旋件2的端板2b。与仅仅具有一对柱塞和导向孔9的第一实施例相比，可以确保控制排量的操作更平稳。而且，当改变排量时，每个点上的较小的轴向压力消除了产生振动的可能，由此而提高了压缩机的可靠性。
图16A和16B所示是第五实施例的涡旋式压缩机C4的基本部件的一种结构，其由本发明第四实施例改进得来。第五实施例的特点在于采用了环形柱塞39。尽管没有示出，但是在前部壳体1的内侧表面上布置有环形缸筒以容纳环形柱塞39。在环形缸筒的底部上形成有环形压力控制室，该压力控制室通过压力控制通道24与控制阀11相连。包括两级锥面39a、39b和圆柱形表面39c的导向孔形成在几个位于环形柱塞39上的等间距位置上。从可动涡旋件2的端板2b上轴向凸出的导向销35布置成与各个导向孔配合。如图16A所示，环形柱塞39形成有一些孔40，形成在前部壳体1侧表面上的销子(未示出)沿轴向松配合地插入各个孔40中，由此防止环形柱塞39旋转。
第五实施例采用了该环形柱塞39，并由此而增大了有效面积。因此，即使在0％的排量运转时采用基本上等于零的较低的排放压力，也能产生一个大于第四实施例的轴向力。因而可动涡旋件2的偏心量和公转半径总是能够减小到零且能够维持0％排量运转的稳定性。
图17所示是本发明第六实施例中涡旋式压缩机C的一种结构。该压缩机的基本部件都图示于图18中。与第四实施例(图12)相比，第六实施例的特点在于柱塞头部和导向孔彼此之间的相对位置相反。根据第六实施例，导向孔42形成在可动涡旋件2的端板2b内，且每个导向孔都含有两级锥面42a、42b以及一柱面42c。另一方面，柱塞43插入形成在前部壳体1上的缸筒中，使得在柱塞43前端的各个每个半球形头部43a适于与导向孔42中其中相应的一个配合。柱塞在图18中以放大形式表示出来。第六实施例的运转基本上与第四实施例的运转方式相同。
图19A和19B所示是本发明第七实施例中涡旋式压缩机C6(图17)的一些基本部件的结构，该实施例由第六实施例改进得出。在第七实施例中，就象上面在第五实施例(图16)中所描述的那样，采用了单个环形柱塞45代替了多个柱塞。第七实施例的特点在于从环形柱塞45上径向凸出形成多个销子47，且在各个销子47前端的半球形头部47a与图17中所示导向孔42中相应的一个配合。在图19中，标号46表示一些孔，未示出的销子插入这些孔中，从而阻止环形柱塞45旋转。总体结构未示出的第七实施例压缩机的形状类似于图17。该实施例的运转也基本与第五实施例的运转相同。
图20所示本发明第八实施例的涡旋式压缩机C8的结构。根据第八实施例，该防旋转机构7具体图示成一种包括销子7a和环形凹部7b的机构。每一个销子7a和相应的一个环形凹部7b彼此成对。每个销子7a都布置在可动涡旋件2的端板2b上，而对应的环形凹部7b分布在前部壳体1上。然而，销子7a和环形凹部7b的相对位置彼此相反。
第八实施例的特点在于，柱塞48插入形成在驱动轴5轮毂部分5c上的缸筒5d中，而位于柱塞48前端的半球形头部48a与含有偏心衬套26上形成的两级锥面26b、26c的导向孔配合。第八实施例锥面26b、26c的形状与图4中所示第一实施例中的导向孔9相似。在图20中，标号49表示形成在用于柱塞48的缸筒5d底部上的压力控制室，而标号50为轴封，该轴封用于防止控制压力从位于压力控制通道24中路的压力控制通道24b泄漏到低压吸气侧，该压力控制通道24从控制阀11延伸到压力控制室49。
第八实施例压缩机C8的运转基本上与第四或第六实施例的运转方式相似。然而，根据第八实施例，与具有这样结构的第一实施例不同的是，第一实施例中仅仅形成在远距驱动轴5的一点上的导向孔9受到柱塞8的头部8a的压迫，而偏心衬套26内形成在靠近可动涡旋件2中心的位置处的导向孔受到柱塞48的压迫，因此整个可动涡旋件2可以得到均匀的压迫。由此，可以确保用于改变排量的控制操作比较平稳，由此而使得振动产生的可能性较小。
图21A、21B以及21C所示是本发明第九实施例压缩机的基本部件的结构及其运转。该压缩机的总体结构与图1中所示涡旋式压缩机C1的相似。与上述实施例不同的是，在上述实施例中导向孔具有两级锥面，而第九实施例是这样的，即形成在可动涡旋件2端板2b中的导向孔52的表面平滑得象一种回转抛物面或回转双曲面。结果，当图21A中的状态经图21B中的状态变为图21C中的状态时，即随着与导向孔52配合的柱塞8头部8a接近导向孔52的底部，配合部分的表面与驱动轴5的中轴线之间的角度就会逐步增大。因此，就能够比采用两级锥面时更平稳地控制排量。
现在，参考图22到25解释本发明第十实施例的涡旋式压缩机C10。在前述每个实施例中配重5a都与驱动轴5的轮毂部分5c形成一体，因此，可动涡旋件2的公转产生的振动可以得到抑制，但是作用在可动涡旋件2上的离心力产生的径向压力不能得到抑制。在恶劣的运转条件下，驱动轴5在100％的排量下以高速旋转，因此，作用在可动涡旋件2上的离心力会增大到这样的程度，即螺旋叶片2a被强有力地压靠在固定涡旋件3的螺旋叶片3a上。磨损螺旋叶片刃面产生的可能性会产生压缩机在高速高负载运转条件下可靠性降低的问题。
为了解决该问题，第十实施例的压缩机从C10包括一个独立于驱动轴5轮毂部分5c的部件配重54，该配重可相对轮毂部分5c移动。如图23和24所示，该配重54上局部形成有较大的圆孔54a，其用于承接偏心衬套26端部的外周表面26d并具有充足的富余，同时使该偏心衬套26能够沿径向方向运动；直径充分大于驱动轴5轮毂部分5c外径的圆孔54b，该圆孔54b以一定的富余承接轮毂部分5c的外周表面5e；以及具有预定宽度的径向槽54c(称之为双面凹槽)。
作为与形成在配重54上的双面凹槽54c相对应的部件，具有预定的宽度的径向凸起54d(称之为双面凸起)形成在驱动轴5的轮毂部分5c的端面上，并可滑动地与配重54的双面凹槽54c配合。其他结构基本上与第一实施例的涡旋式压缩机C1的结构相似。
第十实施例压缩机C10具有上述结构，因此，在如图22和23所示的100％排量的运转条件下，偏心衬套26和配重54以彼此可操作的互锁关系旋转，其中偏心衬套26的一部分外周表面26d与配重54的圆孔54a的一部分内表面接触。驱动轴5和配重54借助于驱动轴5的双面凸起5d和配重54的双面凹槽54c之间的配合部分以彼此可操作的互锁关系旋转，同时。驱动轴5和偏心衬套26借助于驱动轴5的偏心销5d以及与偏心衬套26端部外周表面26d接触的配重54的圆孔54a以彼此可操作的互锁关系旋转。公转运动产生的离心力作用在可动涡旋件2上。然而，抵销离心力的力由配重产生，且该力从偏心衬套26端部的外周表面26d和配重54圆孔54a之间的接触点传传递给可动涡旋件2。
在图22和23所示的100％排量的运转条件转变到图24和25所示的0％排量的运转条件而导致排量下降的过程中，该配重54保持圆孔54a的内表面和偏心衬套26的端部的外周表面26d之间的接触，直到圆孔54a的内表面与驱动轴5的轮毂部分5c的端部的外周表面5e之间接触为止。在该过程中，与双面凸起5d相配合的双面凹槽54c使配重随着偏心衬套26径向滑动。因而，减小了可动涡旋件2的偏心量和公转半径。一旦配重54的圆孔54b与轮毂部分5c端部的外周表面5e接触，配重54沿径向方向的运动就被阻止。之后，偏心衬套26绕偏心销5b旋转，由此附带地将偏心量和公转半径减小到零。
如上所述，只要配重54运动脱离与偏心衬套26的接触并与驱动轴5的轮毂部分5c接触时所在的位置与配重54所产生的离心力减小到可动涡旋件2所产生的离心力之下时所在的位置基本上重合，就通过如第一实施例中的控制阀11将吸入压力(负压)供给压力控制室10。因而，柱塞8的头部8a就从导向孔9中退出，从而作用在可动涡旋件2上的离心力以及在从动曲柄机构6中产生的压力的合力使得运转状态从图25中所示的0％排量的运转状态恢复到图22中所示的100％排量的运转状态。
在这种方式中，采用第十实施例的涡旋式压缩机C10，在100％排量的高速运转状态下，由离心力施加在可动涡旋件2的螺旋叶片2a和固定涡旋件3的螺旋叶片3a之间的过高的压力此外也可得到抑制，由此而提高了该压缩机的可靠性。
最后，参见图26至28对本发明第十一实施例的涡旋式压缩机C11进行说明。在图26-28中，标号60表示滑阀柱，该滑阀柱可滑动地插入缸筒58中，该缸筒58布置的与驱动轴5的轴线平行并位于一部分壳体4内，而标号61为弹簧，该弹簧用于沿着压缩滑阀柱60后面第二压力控制室63的方向推压滑阀柱60。标号62表示控制阀，该控制阀用于产生所需大小的控制压力，该控制压力大小由压缩机C11的排放压力(高压)和吸入压力(如一个较低的负压的低压)得出，且该控制压力被输送到第二压力控制室63以用于滑阀柱60和具有与第一实施例中的压力室相同结构的压力控制室10。
标号64表示旁通孔，该旁通孔通向固定涡旋件3的端板3c上的适当的点。该旁通孔64内设有单向阀65，该单向阀带有保护性的阀挡板66，由此，一方面，压缩室15内的压力被提升到位于排放压力和吸入压力之间的某一中等压力的制冷剂被泄放到具有较低压力的中等压力室67；而另一方面，防止制冷剂沿着从中等压力室67向压缩室15的相反方向流动。标号68表示将控制压力从控制阀62引到第二压力控制室63的压力控制通道，而标号69为用于将吸入压力导入中等压力室67中的吸入压力通道。滑阀柱60向左的运动被挡板状的制动器70堵住。因此，滑阀柱60将压力控制室10和第二压力控制室63彼此分隔开。弹簧61也因此由制动器70的底端支承。其他结构基本上与图1中所示的第一实施例中的结构相似。
在图26所示的100％的排量运转状态下，控制阀62以这样的方式运转，即压力控制室10为吸入压力而第二压力控制室63为排放压力。因此，柱塞8的头部8a被弹簧14向后推动而离开导向孔9。滑阀柱60就由于压力控制室63中形成高压而处于关闭吸入压力通道69的位置。结果，中等压力室67中的压力增加到单向阀65不能打开的程度。因而，可动涡旋件2以最大的公转半径进行公转而进入100％排量运转。
通过以基本上和第一实施例中的相同的方式将排放压力从控制阀62输送给压力控制室10可以实现向0％排量运转状态的转变。第十一实施例的特点在于，产生100％排量与0％排量之间的中间排量的运转状态能够维持稳定的方式。为此，通过操作控制阀62，吸入压力(较弱的负压)被传递给第二压力控制室63。因此，滑阀柱在弹簧61的力的作用下向后移动，并打开吸入压力通道69。因此，压力控制室10中的吸入压力被导入中等压力室67，从而该中等压力室67中的压力为吸入压力。如此这般，单向阀65开启，使得迄今已容纳在压缩室15中的具有中等压力的制冷剂经旁通孔64到达吸气侧，并因此使得排量减小而维持中间排量运转。这样，第十一实施例的涡旋式压缩机C11就能够实现中间排量运转以及100％和0％的排量运转。
权利要求
1.一种涡旋式压缩机，其包括轴颈支承驱动轴的壳体；固定涡旋件，该固定涡旋件包括固定在所述壳体上的端板和围绕着所述驱动轴中心轴线的螺旋叶片；可动涡旋件，该可动涡旋件包括端板和螺旋叶片，所述端板和螺旋叶片通过与所述固定涡旋件上的螺旋叶片和所述端板配合而形成多个压缩室，所述可动涡旋件能够绕所述驱动轴的中心轴线公转；从动曲柄机构，该从动曲柄机构插入所述驱动轴和所述可动涡旋件之间，用于通过所述驱动轴使所述可动涡旋件公转，并使所述可动涡旋件的公转半径以无级变化的方式向下基本上变为零；导向孔，该导向孔形成在所述可动涡旋件和所述壳体中其中所选择的一个上并具有倾斜表面，该倾斜表面的深度沿着驱动轴中心轴线在径向方向变化；柱塞，该柱塞被支承在所述可动涡旋件和所述壳体中其中没有形成有导向孔的所选择的一个上，且该柱塞适于向导向孔推进或从导向孔退出，以便位于与导向孔配合的位置和与导向孔脱离配合的位置中其中所选的一个位置上；以及运转控制装置，该运转控制装置用于控制柱塞沿所述驱动轴的中心轴线前进和后退。
2.如权利要求1所述的涡旋式压缩机，其特征在于所述导向孔形成在所述可动涡旋件的端板上而所述柱塞支承在所述壳体上。
3.如权利要求1所述的涡旋式压缩机，其特征在于所述导向孔形成在所述柱塞上，所述柱塞可移动地支承在所述壳体上，且与所述导向孔配合的销子形成在所述可动涡旋件的端板上。
4.如权利要求1所述的涡旋式压缩机，其特征在于所述导向孔形成在偏心衬套中，该偏心衬套构成了所述从动曲柄机构的一部分，该该从动曲柄机构支承着所述可动涡旋件的端板，且所述柱塞支承在由所述壳体轴颈支承的所述驱动轴上。
5.如权利要求1所述的涡旋式压缩机，其特征在于所述导向孔具有两级锥面。
6.如权利要求1所述的涡旋式压缩机，其特征在于所述导向孔具有实质上的二次回转曲面。
7.如权利要求1所述的涡旋式压缩机，其特征在于其还包括用于使所述柱塞退回完全与所述导向孔脱离配合的推动装置。
8.如权利要求1所述的涡旋式压缩机，其特征在于在所述导向孔开口的边缘部分形成有柱面。
9.如权利要求1所述的涡旋式压缩机，其特征在于所述柱塞为单个环形单元，其围绕所述驱动轴的中心轴线安装。
10.如权利要求1所述的涡旋式压缩机，其特征在于配重通过双面部分径向可移动地安装在所述驱动轴上，以及当所述可动涡旋件径向移动而将排量减小为零时，首先与构成所述从动曲柄机构一部分的偏心衬套的外周边接触的所述配重通过使其与构成所述驱动轴一部分的大直径轮毂部分的外周边接触并经过一段预定的时间而脱离所述偏心衬套的外周边。
11.如权利要求1所述的涡旋式压缩机，其特征在于用于在经过压缩而具有中等压力的压缩室和低压侧之间建立连通的旁通孔朝着所述固定涡旋件的端板开口，所述压缩机还包括用于控制所述旁通孔开启/关闭的控制装置。
全文摘要
一种涡旋式压缩机,该压缩机可以在不采用电磁离合器的情况下实现完全0%排量运转状态。为了使动力损失降到最小,在驱动轴和涡旋件之间插入从动曲柄机构,该机构使可动涡旋件的公转半径以无级变化的方式变为零。在可动涡旋件的端板上形成有具有倾斜表面的导向孔,该倾斜表面为两级锥面。柱塞支承在壳体上,该柱塞可通过向导向孔推进或从导向孔中回撤而与导向孔配合。当柱塞在包括压力室和控制阀的运转控制装置的控制下进入导向孔中时,可动涡旋件就会进行移动,使得可动涡旋件的偏心量和公转半径减小并达到0%的排量。
文档编号F04C28/06GK1360152SQ01144940
公开日2002年7月24日 申请日期2001年12月24日 优先权日2000年12月22日
发明者上田元彦, 久永滋, 井上孝, 松田三起夫 申请人:株式会社电装