专利名称：致冷压缩机的制作方法
技术领域：
本发明与用于汽车空调系统的致冷压缩机有关，具体有关有改进的传动轴悬臂式支承结构的摇摆盘式压缩机。
有传动轴悬臂式支承结构的摇摆盘式压缩机为已知。这些结构在美国专利第3，552，886号及3，712，759号中已揭示。
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图1，一种有传统悬臂结构的摇摆盘式压缩机1，有一个圆筒形的压缩机壳2，一个前端板3，和一个形式为缸盖4的后端板。压缩机壳2内有一个缸体21和一个曲柄腔22。前端板3固定在压缩机壳2的一个端面上，放在压缩机壳2另一端面的缸盖4，用穿过活门板5的螺栓41固定在缸体21一个端面上。在前端板3的中部形成一个孔31，传动轴6从其中穿过。
传动轴6利用一个径向滚针轴承7，支承在前端板3上旋转，伸到曲柄腔22内。一个楔形凸轮转子8与传动轴6的内端部固定连接，利用一个推力滚针轴承9，支承在前端板3的内端面上旋转，使之可随传动轴6旋转。
在中部设有锥形齿轮101的环形摇摆盘10，通过一个推力滚针轴承16，放在楔形凸轮转子8的斜表面81上，摇摆盘经一球形件12支持在支承件11的终端上作章动(nutate)，在缸体21和支承件11之间插入一个键，防止支承件旋转。支承件11放在缸体21中部形成的一个中心孔211中，有一个锥形齿轮111和一个有中空部113的柄部112。一个调节螺丝17放在中心孔211的一个端部上。一个螺旋弹簧13放在柄部112的中空部113内，将支承件11推向摇摆盘10，支承件11的锥形齿轮111啮合摇摆盘10的锥形齿轮101，防止摇摆盘10旋转。
若干气缸212在缸体21上等角地形成。每一气缸212内有活塞14滑动。每一活塞14通过每一连杆15，和摇摆盘10的圆周连接连杆15的一端用球节和活塞14连接，另一端用球节和摇摆盘10连接。
气缸盖4有一个排出腔42和一个包围排出腔42的抽吸腔43。有一个抽吸孔51从活门板5上穿过，使抽吸腔43和气缸212相通，一个排出孔52从活门板5上穿过，使气缸212和排出腔42相通。
运转时，当传动轴6由动力源通过安装在前端板3的管形延伸部35上的电磁离合器18驱动时，凸轮转子8随传动轴6旋转，从而摇摆盘10不随凸轮转子8旋转而作章动。因此，各活塞14由于摇摆盘10的章动，而在气缸212中作往复活动。螺旋弹簧13的反弹强度可通过拧旋调节螺丝17而调节。因此，推力轴承9，凸轮转子8，摇摆盘10，锥形齿轮101，钢球12和支承件11等之间的相应轴向间隙，即使有温度变化造成的尺寸变化，和加工的尺寸误差，也可通过调节螺旋弹簧13的反弹强度，使间隙保持固定。
上述摇摆盘式的压缩机一般用作汽车空调设备的致冷压缩机，因此，在一般的使用条件下，压缩机要求有足够的耐用性。但是，在严厉条件下，例如在高温条件下长时间驾驶时，传动部件有可能咬紧(seizure)，从而压缩机不能保持足够的耐用性。
对在这种条件下确已损坏的压缩机传动部件咬紧的原因作分析后，发现和(支承传动轴6的)径向滚针轴承7的内表面接触的传动轴6的外表面发生了碎裂。传动轴6上的碎块使传动部件损坏，压缩机便发生咬紧现象。
参看图2，它表示传动轴6和径向滚针轴承7的接触表面。碎裂在区域A中发生。表示传动轴6和径向轴承7实际接触表面的光泽表面为区域B。根据上面的事实，可看到传动轴6的外表面和径向轴承7的内表面不均匀接触，即传动轴6和径向轴承7可能部分接触。
参看图3，它表示压缩机各部件间的力的关系。部分接触的原因可作下面的分析。作用在凸轮转子8上的轴向外力，包括各活塞14进行压缩的总气体压力，和轴向推力F2，F2即螺旋弹簧13的反弹强度。当活塞14在上死点上时总气体压力F1在凸轮转子8的点A上作用，点A在连杆15球节的附近。轴向推力F2在凸轮转子8的中心部位上作用。因为上述的总气体压力F1和轴向推力F2在凸轮转子8的倾斜表面81上作用，径向上产生径向分力F3及F4。
和总气体压力F1及嵯蛲屏2相反的轴向反作用力F5在推力轴承9上产生，因此轴向上的力平衡。但对分力F3及F4没有平衡力，因而产生力矩，将凸轮转子8围绕推力轴承9的点B旋转，因此凸轮转子8在和上死点相对的一侧，也就是在下死点上和推力轴承9分离。因此，传动轴6自径向轴承7的轴线倾斜，在C点和D点处，传动轴6和径向轴承7部份接触。传动轴6和径向轴承7的轴线的倾角θ，决定于径向轴承7的轴向长度和径向轴承7内表面与传动轴6外表面之间的间隙。
在上述构造中，径向轴承7的反作用力F6及F7在传动轴6上作用，力的平衡可用下式表示F3+F4＝F6-F7如各尺寸定为11-14，r1或r2，如图3所示，力矩便如下式F3·11+F4·12+F6·13-F1(r2-r1)-F2·r2-F7·14＝0如上所述，假定传动轴6驱动时部分接触径向轴承7，而碎裂在期间产生。在有倾角θ的条件下，从径向轴承7向传动轴6作用的轴向反作用力F6及F7随总气体压力F1变化。具有普通的间隙时，倾角θ预定在零至0.04度范围内。因此，碎裂很容易在严厉的条件下发生，例如在高空调负荷下。
本发明的主要目的是提出一种摇摆盘式压缩机，甚至在严厉条件下使用压缩机时，可取得足够的耐用性。
本发明的另一目的，是提出一种摇摆盘式压缩机，在高空调负荷条件下，可防止传动轴和径向轴承间的部分接触。
本发明的摇摆盘式压缩机有一个压缩机壳，其中有若干气缸和气缸附近的一个曲柄腔。每一缸内放置一个往复滑动的活塞。一个驱动机构和活塞连接，取得往复动作。驱动机构有一根传动轴，通过径向轴承和楔形凸轮转子支承在压缩机壳上旋转。凸轮转子的轴向端面在与至少是上端部相当的轴向端面范围内倾斜某个角度，因此，凸轮转子的轴向端面保证和推力轴承均匀接触。
本发明的其他目的，特点和其他方面，通过下面关于本发明理想实施方案的参照附图的叙述，便可有所了解。
图1为传统摇摆盘式压缩机的剖视。
图2为图1中传动轴外表面局部展开图。
图3为说明作用在图1中的凸轮转子和传动轴上的力的关系的解说图。
图4为本发明摇摆盘式压缩机一实施方案，其一部分的剖视，说明凸轮转子及传动轴组合件的状态。
图5为压缩机一部分的剖视，表示图4中前端板和传动轴组合件的状态。
图6为图5中组合件一部分的放大剖视，有外力在上面作用。
图7为压缩机一部分的剖视，表示有另一外力在上面作用的图5所示端板和传动轴组合件的状态。
图8为图7所示组合件一部分的放大剖视。
图9(a)为本发明另一实施方案中径向轴承的剖视。
图9(b)为压缩机一部分的剖视，表示图9(a)径向轴承组合件的状态。
图10(a)为本发明另一实施方案的径向轴承剖视。
图10(b)为压缩机一部分的剖视，表示图10(a)中径向轴承组合件的状态。
图11为压缩机一个部分的剖视，表示具有图9(a)所示的径向轴承的一个前端板，和图4所示的传动轴的组合件的状态，有一个轴向推力作用在传动轴上。
图12为压缩机一个部分的剖视，表示有外力在上面作用的图11中组合件的状态。
参看图4，表示本发明一个实施方案的传动轴和一个楔形凸轮转子的构造。凸轮转子8有楔形截面，凸轮转子8的一个轴蚨嗣嬉灾毕叨 界，如图中之线St。传动轴6的轴线在图4中用线OR表示，轴6和凸轮转子8用传统的方式组装，轴的轴线和凸轮转子8的轴向端面构成的线St垂直。本发明与之相反，传动轴6组装在凸轮转子8上，使传动轴6的轴线OS倾斜，和轴线OR形成某一角度(图4表示θ1度)，从而向上死点侧伸展，也就是上死点取决于凸轮转子8的较厚的一侧。其数值可用下式求出θ1≥tan-1(c/l)式中l为径向轴承7的轴向长度，c为径向轴承1内表面和传动轴6外表面之间的间隙。此外，放在凸轮转子8的轴向端面上的径向滚针轴承9的板91，在凸轮转子8的较厚部分处倾斜，形成角θ2。角θ2预定，故如果θ1是tan(c/l)，从θ1减去θ2的值大于θ2。
参见图5，凸轮转子8和传动轴6的组合件。传动轴装于摇摆盘式压缩机1前端板3上。在这种情况下，轴向推力F2在传动轴6的端面上作用。由于轴向推力F2大于凸轮转子8和传动轴6连接部的强度，于是凸轮转子8的较薄的部分被推向前端板3的内端面，从而凸轮转子8的轴线OR移动到角度为φ的线OR′的位置上去。这时，径向轴承7的轴线OB和凸轮转子8的轴线OR′之间的角度变为θ2，它与图6中所示的凸轮转子8的厚部的倾角相同。如上所述，传动轴6的轴线OS和径向轴承7的轴线OB之间的角度是θ，它由tan-1(c/l)确定。也就是，传动轴6从图4所示的传动轴6位置，向左转角度φ。因此，假如凸轮转子8和传动轴6的连接部的强度系数为k，便有等于kφ的向右的转矩Ms在传动轴6上作用。
在上述的情况中，作用在上述部分上的力和力矩的平衡，可用下式表示F4+F6＝F7F2＝F5F5R+F612-F411-F7(12+13)＝0Ms＝k＝F7(12+13)-F612式中11，12，13，R分别为图5中所示的尺寸，F2，F4，F5，F6，或F7为作用在图5中的上述结构上的力;F4是以轴向推力F2为基础产生的分力，F5是推力轴承9的反作用力，F6是径向轴承7的反作用力，F7是径向轴承7的反作用力。
如图7所示，在压缩机1运转时，包括总气体压力F1和轴向推力F2的外力，在凸轮转子8的倾斜表面81上作用。径向分力F3及F4根据外力F1及F2产生，在凸轮转子8的倾斜表面81上作用。这些径向分力F3，F4将凸轮转子8旋转，向上死点侧推压。因此，传动轴6围绕图5中所示的点M，向左转动，点M处在径向轴承7的外端，就是传动轴6靠向凸轮转子8的地方向下死点侧移动，从而径向轴承7的轴线OB和传动轴6的轴线OS变为平行，于是传动轴6的外表面由径向轴承7的上侧内表面支持。
传动轴6的轴线OS和凸轮转子8的轴向端面之间的角度，从图7到图4及5，改变φ度，即θ1减θ2度。假如凸轮转子8和传动轴6的连接部分的强度系数为k，向右的转矩为Ms，而Ms等于kφ，在传动轴6上作用，传动轴6便可保证和径向轴承7的上侧内表面作均匀接触。
在上述的状况下，作用在上述各部件上的力和转矩之间的平衡，可用下式表示F3+F4＝F6F1+F2＝F5F5R-F411-F1R′-F6(12+14)＝0Ms＝kφ＝F6(12+14)式中11，12，13，R或R′为图6中所示的尺寸，F1，F2，F3或F4为与上述相同的力，F5是推力轴承9的反作用力，F6是径向轴承7的反作用力，Ms是由于改变传动轴6和凸轮转子8之间的夹角，在传动轴6上作用的向右的转矩。改变的角φ是角θ1减去角θ2。
如上文所述，在压缩机1运转时，传动轴6的外周表面和径向轴承7的内周部分保证均匀接触，从而防止传动轴6扯裂表面部分。并且，如图8所示，在凸轮转子8的较厚部分上的推力座圈91，和凸轮转子8的轴向端面有角度θ2。因此推力座圈91和推力轴承9均匀接触。于是也能防止推力座圈91表面部分扯裂。
参见图9(a)，表示摇摆盘式压缩机所用，可提高压缩机耐用性的径向轴承的构造。径向轴承30有一个圆筒形座圈301和在座圈301内周表面上等角放置的若干滚针302。座圈的厚度不均匀，即径向座圈301的一端较厚，而另一端较薄。因此座圈301的内表面呈锥形，也就是有锥形环的形状。将径向轴承30从曲柄腔侧强压进前端板的孔31中，使推力座圈301的较厚部分接触止动环32(其位置如图9(b)所示)。径向轴承30组装后，径向轴承30的内表面变为锥形环的表面，径向轴承30的大内径处在曲柄腔侧。径向轴承30的轴线OB和锥形环表面AC之间的角度，预定为θ3度。
组装完毕的径向轴承的上述最终结构可用普通的轴承完成。也就是如图8所示，前端板3的孔33有圆锥形，向着压缩机的外侧内径逐渐减小。将图10(a)所示结构的一般轴承34，强压进锥形孔33中，其一个端面插入孔33中，抵靠止动环32，如图10(b)所示。因此，径向轴承34的内表面变为锥环形。径向轴承34的轴线OB和锥形环表面AC之间的角度预定为θ3度。
假如每一径向轴承30及34的滚针302及342的轴向长度为1，传动轴6外表面和每一径向轴承30及34的最小内径之间的间隙为c，则角θ1可用下式表示θ1≥tan-1((c+l·tanθ3))/(l)式中如tan(c+l·tanθ3)用θ4表示，则θ1最好大于θ4。
参看图11，表示传动轴，前端板和凸轮转子的组装结构。传动轴6用径向轴承30支承，轴向推力F2将凸轮转子8轴向推压。包括螺旋弹簧13反弹强度的轴向推力F2可用调节螺丝17调节，因而凸轮转子8的轴向端面可和推力轴承9均匀接触。由于轴向推力F2在凸轮转子8的斜表面81上作用，凸轮转子8的下死点侧也被推靠推力轴承9，因此凸轮转子8的轴线OR移动，达到线OR′上，线OR′和轴线OR间有角φ的角距。线OR′和径向轴承30的轴线OB平行，与传动轴6的轴线Os成θ4角。角θ4决定于tan-1( (c+l·tanθ3)/(l) )传动轴6保持在离传动轴6位置的一个角φ的角距内。
假使传动轴6和凸轮转子8之间的连接部分的强度系数为k，则有数值为kφ的右向转矩Ms在传动轴6上作用。任何力和转矩Ms的平衡用下式表示F4+F6＝F7
F2＝F5F5R+F612-F411-F7(12+13)＝0Ms＝kφ＝F7(12+13)-F612式中11，12，13或R为各部分的尺寸，F2，F4，F5，F6或F7为作用在图9中各部分上的力，F4在凸轮转子8倾斜表面81上作用的径向力F2(如斜面81的倾角为α，则F4用此式表示F4＝F2tanα)F5为推力轴承9的反作用力F6为径向轴承30的反作用力F7为径向轴承30的反作用力参看图12，运转时，如总气体压力F1在凸轮转子8的倾斜表面81上死点侧的点A上作用，这时由于传动轴6在外端的点N上和径向轴承30的内表面偏心接触，于是传动轴6围绕点N向上死点侧旋转，从而和径向轴承30的内表面，在上死点侧均匀接触，如图12所示。也就是传动轴6从其图11所示的原来位置，向上死点侧旋转角θ3+θ4。因此，传动轴6的轴线Os和径向轴承30的环形圆锥表面的上侧平行。
如上所述，由于凸轮转子8，推力轴承9，摇摆盘10，锥形齿轮101，钢球12和锥形齿轮111等之间没有轴向间隙，故轴向推力F2变为F8，F8中包括防止凸轮转子8的下端部和前端板3内端面分离的力。分力F4又变为F9。当传动轴6的外表面在上死点侧和径向轴承30的内表面均匀接触时，任何力和右向转矩之间的平衡可用下式表示F3+F9＝F6F1+F8＝F5F5R-F911-F1R′-F6(12+14)＝0Ms＝k(φ+θR)＝F6(12+14)θR＝θ3+θ4
式中11，12，13，R或R′为各部分的尺寸，F1，F3，F8或F9为作用在图12中各部分上的力，F5为推力轴承9的反作用力，F6为径向轴承30的反作用力，Ms为根据传动轴6和凸轮转子8的夹角在(φ+θ3+θ4)范围内变化在传动轴6上作用的右向转矩，θR为图11所示传动轴6轴线Os和径向轴承30内表面上侧之间的角度。
假如压缩机运转时，轴向推力F2小于一个预定的力，而凸轮转子8的下端部不和推力轴承9接触，便可通过将凸轮转子8的轴向端面在上死点侧形成某一角度，便可与推力轴承9有均匀的接触。
虽然对本发明已结合理想实施方案详细叙述，但仅作举例而已，本发明并不以此作为限制。熟悉本技艺领域者易于理解，在本发明的范围内，还可作其他的变化和修改。
权利要求
1.一种摇摆盘式压缩机有一个压缩机壳，其中有若干气缸和一个与该气缸相邻的曲柄腔，每一气缸中有一个活塞在里面滑动，一个传动机构和该活塞连接，取得往复活动，并有一个传动轴，从径向轴承和一个楔形凸轮转子中穿过，安装在该压缩机壳上旋转，改进之处在于该楔形凸轮转子的轴向端面在与至少是上端部相当的轴向端面范围内有一个预定的角θ2的倾斜。
2.如权利要求1中之摇摆盘式压缩机，其特征为该传动轴和该楔形凸轮转子的该轴向端面连接，以预定的θ1角度倾斜。
3.如权利要求1及2中之摇摆盘式压缩机，其特征为该径向轴承内表面形成的表面形状，为从压缩机内部向外逐渐减小内径以形成一个角度θ3，该传动轴和该楔形凸轮转子的轴向端面固定，以预定的角度倾斜。
4.如权利要求2及3中之摇摆盘式压缩机，其特征为该预定角度θ1的定义是一个等于或大于tan-1(c/l)的数值;其中l为该径向轴承滚针的轴向长度，c为该径向轴承内表面和该传动轴外表面之间的间隙。
5.如权利要求3及4中之摇摆盘式压缩机，其特征为该预定角度θ1的定义是等于或大于tan-1(c+l·Tanθ3)/l的数值;式中l是该径向轴承的该滚针的轴向长度，c是该径向轴承内表面和该传动轴外表面之间的间隙。
6.如权利要求3，4及5中之摇摆盘式压缩机，其特征为该径向轴承中有一个径向座圈和若干滚针，该径向轴承的内表面是圆锥形表面。
7.如权利要求3，4及5中之摇摆盘式压缩机，其特征为放该径向轴承的该压缩机壳的一个孔的内表面是圆锥形表面。
全文摘要
揭示一种摇摆盘式压缩机，壳体有若干气缸和一个与气缸相邻的曲柄腔。每一气缸有一个可往复的活塞在里面滑动。驱动机构和活塞连接，取得往复动作。驱动机构有一根传动轴，从径向轴承和楔形凸轮转子中穿过，支承在压缩机壳上旋转。转子轴向端面与至少是上端部相当的轴向端面范围内有某一角度的倾斜。因此，转子轴向端面和推力轴承保证均匀接触，从而防止推力轴承损坏。
文档编号F04B27/0GKN1035164SQ88100840
公开日1989年8月30日 申请日期1988年2月11日 优先权日1988年2月11日
发明者高桥晴男, 畠山秀春, 熊谷??申请人:巳缬邢薰 司 被以下专利引?br>