二级往复式压缩机及相关hvac系统和方法

专利名称：二级往复式压缩机及相关hvac系统和方法
技术领域：
本发明涉及二级往复式压缩机，包括如美国专利4838769中所显示的止转棒轭压缩机。在这种机器中活塞的往复运动是受曲柄销的旋转运动影响的，曲柄销通过连杆或其他连接机构而附加在活塞上，所述连杆或其他连接机构具有可转动地安装在所述曲柄销上的轴承。
本发明的压缩机包括气体压缩机，特别是多气缸冷冻剂压缩机，其中至少一个活塞的连杆轴承安装在偏心凸轮上，偏心凸轮可转动地安装在曲柄销上。在曲轴驱动马达和曲轴反向转动时，所述凸轮以一定角度进行调整，而转向加长或缩短的曲柄销摆动和活塞行程。所述行程或摆动转向可产生所需的高压致冷剂输出量，这样在变化的负荷条件下可容易地保持压缩机的效率。
本发明发现的摆动换向压缩机的特殊应用在美国专利4479419、4236874、4494447、4245966和4248053中均进行了显示和描述，这些专利所披露的技术特征全部作为参考使用。在这些专利中曲柄销轴颈是综合性的，它由一个内偏心轴颈及一个或多个外偏心形轴颈来组成，所述内轴颈是曲柄销轴的外表面，在这些专利中外轴颈被称为“偏心凸轮或偏心环”，所述外轴颈可转动地安装或套装到所述内轴颈上。连杆的轴承可转动地安装到最外面轴颈的外表面上。
与本发明中一样，在这些专利中动力传递组件的所有轴颈和轴承的表面为传统的环形，所述动力传递组件为从曲轴到连杆上的可移动的摆动活塞的动力传递组件，这样在内轴颈上的外轴颈和最外部轴颈上的连杆轴承的设计限制内，使旋转运动不受结构上的限制。不管在那个方向上运动，所述旋转运动通过最外轴颈的外表面相对于其内轴承表面的偏心率，改变曲柄销的转动轴线至曲轴的转动轴线的径向距离，这样就改变了曲柄销的摆动和活塞的行程。
如美国专利4479419中所述，并参考其中的结构编号可知，凸轮38在曲柄销34上的角定位是通过一对驱动止动块(在所述专利4479419中未编号，在专利4494447中作为“端点”编号为58、60)来达到的，所述止动块按一定角度分布在曲轴如曲柄销34的一部分上，被驱动挡块48布置在凸轮38上。这些止动块和挡块相互按一定角度定位，这样曲轴在一个方向上转动时，止动块之一首先与挡块的一侧配合而将凸轮38转动至所指定的曲柄销上的第一个角位置上，这样就产生了一个活塞行程长度。相反，曲轴的反向转动将使第一配合终止，这样会使其他止动块转动而与挡块的相反侧配合，从而使凸轮转向曲柄销上指定的第二角位置，而产生另一个活塞行程长度。这些角位置在此可选择地称为“端点”或“挡块-止动块”配合或“接触配合”，以下统称为“配合”。
应注意到凸轮相对于曲柄销的任何一个端点的至少一部分转动，可产生于凸轮的惯性，或来自于作用在凸轮的外轴颈表面上的连杆连接端轴承的转动阻力。
对于一给定的固定曲柄销摆动来说，活塞行程的最大可能的范围是依赖于凸轮的内轴承表面和外轴颈表面之间的偏心率的大小，这是很明显的。较大的偏心率将根据凸轮在曲柄销上的角位置而产生增加的或减小的摆动。因此，适当确定的偏心率将使所述曲柄销的转动轴线与曲轴的轴线相一致，这样可使曲柄销摆动及活塞行程变为零，从而修整了摆动、活塞和气缸。应注意到在零行程或被动的状态下，压缩机在减小的工作能力的运行过程中，完全修整后的活塞，理论上在其正常的上死点和正常的下死点之间将保持一半的行程。
应特别注意到，如上所述，动力传递组件中所包含的所有轴颈和轴承基本上是良好的环形，当然，所述环形是在现代加工能力之内生产出来的，它们之间的转动接触实际上是无摩擦的。这样就产生了一个难解的问题，即在任何给定的时间如果只有挡块的一侧与止动块配合，在凸轮只是由具有较小力的止动块驱动时，如何阻止配合的分离及如何阻止随后产生的凸轮在曲柄销上的转动？这种分离将产生一个无计划的活塞运动或行程的过剩，这样将明显阻止在变化负荷条件下保持最大压缩机效率的企图。根据上面的专利，应明显认识到，在这个阶段仅通过凸轮的惯性可保持所述配合。
专利4494447中提到一种不稳定现象，在第一栏中只是稍微提到气体喷射、活塞杆惯性、离心力和气体扭矩的反向力均影响凸轮的不稳定性。但是，该专利中的技术内容和相互关系不明确，例如该专利中零行程活塞状态就不明确。另外，在该专利的第一栏中也提到“通常阻止摆动的力为摩擦力、不同的阻力负荷和凸轮惯性力”。这种陈述只是对所有冷冻压缩机中以不同程度存在的力的罗列，而对解决不稳定性的问题未提供任何的方法，特别是对于解决零活塞行程状态下的不稳定性的问题。
上述专利披露了一种实际的稳定结构来构成其发明，所述结构的特征在于，在需要的位置辅助保持凸轮。所述结构包括端部止动块58、60，所述止动块最好相互间隔270°，这样根据所述专利就产生了一个较大的离心力扭矩“CFT”，来使止动块和挡块在转动凸轮的端点处保持接触，如所述专利的图4和图5中所示。在所述专利中还披露了所述离心力扭矩(CFT)可通过将凸轮块62的中心远离摆动轴线而重新定位来产生。所述摆动轴线穿过曲轴的轴线30a和曲柄销的轴线32a，如该专利的图6和图7所示。
申请人已发现在典型的压缩机运行状况下利用这种综合性的曲柄销轴颈，仅利用凸轮惯性来阻止挡块和止动块的分离是无效的，也就是说即使在理论上完全修整的气缸中，在动力存在的情况下，仅利用凸轮的惯性来阻止配合及摆动移动的不稳定性是无效的。这种压缩机虽在市场上得以成功利用，但在一定程度上这种压缩机是不完美的。
总之，在公知技术中披露了二级压缩机的一般的内容，在这种压缩机中仍存在着很大的改进的必要，如对其结构、特点及在HVAC系统中的应用和应用方法等。
发明简述本发明的一个目的为多气缸压缩机上的至少一个曲柄销提供一种曲柄销摆动变化机构。所述机构克服了活塞在被动状态或主动状态的运行过程中，所产生的不稳定力的负作用，所述结构还减少或消除了在上述任何一种运行状态中，止动块和挡块的重复配合所产生的噪音。本发明的另一个目的是为活塞在被动状态处于基本为零活塞行程的状态时提供一种稳定结构。本发明的另一个目的为提供一种稳定结构，该稳定结构对于二级压缩机的可反转的其他部件适于较小的更改。
本发明的一个附加的目的为二级压缩机的曲柄销和偏心凸轮组合部件提供一种改进的润滑系统。本发明的另一个目的为二级往复式压缩机提供一种改进的偏心凸轮和曲柄销的组合部件，并提供一种装配这种压缩机的方法。
本发明的另一个目的为压缩机提供一种有效的驱动马达反转系统，而使其在全工作能力和减小后的工作能力之间变化。本发明的另一个目的是为马达控制装置提供一种保护系统。本发明的另一个目的是提供一种马达控制装置，所述马达控制装置可经济有效地操作多个不同的二级HVAC部件，如压缩机、蒸发器、鼓风机、冷凝器风扇等等。
本发明的另一个目的为将本发明中的二级压缩机应用于改进的空气调节系统和/或加热泵系统及提供一种应用方法。本发明的相关的目的是为多种致冷剂提供具有二级特征的经济有效的HVAC系统，包括提高R-410的有效用途的系统。
本发明的目的和优点将在下文中进行描述，并将从下面的描述中得以明确了解，或可通过本发明的实际应用而了解。本发明的目的和优点将通过附加的权利要求中特别指出的部件及组合而认识并得到。
为达到此处指出的及全面描述的本发明目的，本发明包括一个二级往复式压缩机，所述二级往复式压缩机包括一个基体，所述基体具有至少一个气缸、一个相关的压力室和活塞、一个包含有偏心曲柄销的曲轴、一个可将曲轴在正方向及相反方向上转动的可反转马达、以及一个可转动地装配于曲柄销之上的两位置偏心凸轮。当马达在正方向上转动时，凸轮转动至相对于所述曲柄销的第一位置并在第一位置处运行；当马达在相反方向上转动时，凸轮转动至相对于所述曲柄销的第二位置并在第二位置处运行。当马达在正方向上运行时，所述曲柄销和所述凸轮的偏心率的组合而使活塞具有第一行程，当马达在相反方向上运行时，所述曲柄销和所述凸轮的偏心率的组合而使活塞具有第二行程。第二行程小于第一行程，在一些实施例中为零。所述压缩机还包括在第一预选的固定动力负荷的正方向上、或在第二预选的固定动力负荷的相反方向上选择运行马达的控制装置。第二动力负荷小于相应的第一动力负荷。
在优选的实施例中，运转压缩机的马达为具有启动线圈和运行线圈的感应马达。马达在运行线圈上时在正方向上运行，马达在启动线圈上时在相反方向上运行。选择的运行线圈和启动线圈最好使马达在两级上运行时保持最优的效率。马达控制装置包括一个转换控制装置，该装置可根据已知的或感应到的状况而使马达的运行从运行线圈转换至启动线圈。这种控制线路的布置为压缩机及其他HVAC部件如鼓风机和风扇的二级运行提供了一种单一、有效的方式。
马达与其二级控制装置最好应用于具有两位置偏心凸轮的二级往复式压缩机上，所述偏心凸轮用来调整压缩机中至少一个活塞的行程。压缩机中最好包括稳定装置，所述稳定装置包括当马达在正方向转动时用来限制凸轮围绕曲柄销的相对转动的第一止动机构，当马达在相反方向转动时用来限制凸轮围绕曲柄销的相对转动的第二止动机构。在一个实施例中，第一止动机构是以偏心块的形式形成于偏心凸轮上，第二止动机构是以压力卸载系统的方式来除去压缩机的低侧和修整活塞的压力室之间的任何明显的压力差。
此外，该发明包括用于马达的保护装置。受保护的马达包括一个单相可反转感应马达，所述感应马达具有启动线圈和运行线圈。当马达在一个方向上转动时，所述感应马达在运行线圈上运行，当马达在第二个方向上运行时，所述感应马达在启动线圈上运行。马达电路包括一个保护器，所述保护器具有一个用来保持热感应开关的封闭装置和一对加热器。所述加热器最好为寄存器的形式，其一端连接到热感应开关上，而另一端连接到马达的启动线圈和运行线圈上。当保护器的内部温度达到预先选择的温度时，热感应开关就将电路开启，从而将线圈从动力位置移开一预先选择的时间段。优选的情况是将马达应用于运转二级可反转马达，所述保护器和马达置于压缩机箱中。
本发明的另一个方面为变化负荷压缩机所用的曲轴和凸轮的组合部件，所述变化负荷压缩机具有至少一个气缸，和一个由活塞销和位于活塞销上偏心凸轮的组合部件所驱动的相应的活塞。曲轴包括一个具有近端和远端的轴，至少有一个偏心曲柄销形成于近端和远端之间。止动块形成于曲柄销或相邻曲柄销上，所述曲柄销位于一对以一定角度相间隔的点上的。偏心凸轮跨在曲柄销上，该偏心凸轮的直径大于或等于曲轴远端的直径。凸轮包括一对用来与曲柄销上的止动块选择配合的挡块。所述系统包括一个机械系统，当凸轮和曲柄销装配在一起时，所述机械系统将凸轮保持在曲柄销上的凸轮的轴线位置上。
在一个实施例中，所述机械系统包括一个固定在轴上的端部。在另一个实施例中，所述机械系统包括一个形成于曲柄销内的径向孔，及一个伸入曲柄销的径向孔并在内部沟槽中滑动的销子。附加的实施例将在下文中进行描述。
本发明的另一个方面为将润滑油应用到曲轴与凸轮的结合面，以及凸轮和本发明的二级压缩机系统的连杆轴承表面之间的结合面上的润滑系统。在一个实施例中，润滑系统包括一个伸长的形成于曲轴上的轴向供应通路、一个形成于曲轴上且与轴向供应通路和曲柄销的外表面流体相连的交叉钻孔、和一个形成于凸轮上的润滑油输送孔。当凸轮位于第一和第二位置时，所述润滑油输送孔与曲轴上的径向交叉孔线性对准，并且在两个位置上与连杆的轴承表面流体相连。润滑系统的其他实施例将在下文中进行考虑和描述。
本发明还包括二级压缩机的应用，特别是将本发明的二级压缩机应用到空气调节系统中及应用的方法。本发明也包括一个冷却一定空间的系统，所述系统包括一个在第一固定最大负荷或在减小的第二负荷下运行的二级压缩机、一个膨胀装置、一个蒸发器、和一个冷凝器，上述装置处于具有压缩机的冷却环路中。所述系统还包括一个二级蒸发器鼓风机，所述二级蒸发器鼓风机在第一固定最大负荷或第二减小的固定动力负荷下运转。所述空气调节系统包括一个与压缩机和鼓风机相连的控制系统，当冷却条件超过一预选择值时，空气调节系统就在相应的第一级下运行压缩机和鼓风机，当冷却条件低于一预选择值时，空气调节系统就在相应的第二级运行下压缩机和鼓风机。
压缩机和鼓风机的第一级和第二级最好相匹配而为系统的冷却条件提供最优的效率。所述系统的压缩机最好为本发明的可反转二级往复式压缩机。所述控制装置最好由二级温控继电器来提供的控制装置，所述膨胀阀最好为二级装置。本发明的冷却系统可使用多种致冷剂，且本发明的冷却系统使用R-410致冷剂时与传统的系统相比更为有效。
此外，本发明还包括将二级压缩机在加热泵系统上的应用及应用方法。本发明还包括一个加热泵系统，所述加热泵系统包括一个二级压缩机、冷凝器、膨胀装置、蒸发器、用来运行压缩机的装置、冷凝器、膨胀装置及在需要时可作为热泵而选择进行空气调节和加热的蒸发器。所述系统包括在压缩机根据加热要求而运行在第一级或第二级的加热状态下，及在压缩机只在第一级运行时的空气调节的状态下操作该系统的控制系统。加热泵系统最好具有单孔膨胀阀，在空气调节状态时压缩机最好运行在60％或70％的工作能力下。本发明的二级可反转压缩机最好应用到该系统中。
应认识到以上的总体的描述及下文中的详细描述只是对本发明的解释和例示，而并不是限制本发明。
构成说明书的一部分的附图显示了本发明的一个(多个)实施例，附图与叙述的内容共同解释本发明的原理。
附图简述

图1所示为冷冻剂压缩机的纵向垂直剖面图，为达到清楚显示的目的，本申请对图中的某些部分进行了显著的标示。根据本发明其底部的摆动曲柄销变更为偏心凸轮，凸轮以主动状态定位显示，也就是说显示为曲柄销的整个摆动，在相应的活塞的活塞头上具有可压力变形进气阀机构，所述机构从压力室中提供压力降。
图2所示为与图1中所示的底部活塞和曲轴摆动区域的剖视图，凸轮以被动状态定位显示，其中凸轮的顶点接近相应的活塞，也就是说产生一个零曲柄销摆动；
图3所示为图2中所示的机构，沿线8以逆时针方向曲轴的被动摆动循环的几何图形，所述循环的象限顺次为1-4，其中的活塞处于图2中所示的被动位置；图4所示为沿图2中的线4-4所做的剖面视图，该图中显示了离心力操纵锁闩机构；图4A所示为图4中所示的机构在线4A方向上的俯视图；图4B所示为图4A沿线4B-4B所做的视图；图4C所示为图4中所示的稳定装置在锁紧状态或运行状态下的一种优选机构和构造的侧视图；图4D所示为图4C所示的稳定装置的俯视图；图4E所示为图4C所示的稳定装置在未锁紧状态或停止状态下的侧视图；图5所示为一种压力差操纵的稳定机构的剖面视图；图6所示为图5所示的机构的一种变体的视图；图7所示为沿图2中的线4-4所做的剖面视图，图中显示了具有凹槽和O形环且与凸轮轴承表面滑动接触的曲轴销轴颈表面；图8所示为图2中沿线4-4按箭头所示的方向所做的轴承轴颈的剖面视图，图中显示了一种机械装置，即一种用来增大摩擦阻力而保持所述配合的压力辊子；图9所示为图8中沿线9-9所做的剖面视图，该图进一步显示了图13中所示的辊子的装配情况；图10所示为图5中所示的摩擦阻力稳定机构的视图；图11所示为一种摩擦阻力装置的一种变体；图12所示为图1中所示的阀片的一部分的剖面视图，图中显示了一种拱形舌簧式进气阀和特殊形式的排气阀；图13所示为图12中所示机构的视图，图中显示了正压力施加装置的应用，即该装置可弹性地推动正常关闭的舌簧阀至微开启位置，图中还显示了阀片上通过吸气而产生压力降的孔；图14所示为图1中所示的压缩机的一部分的视图，图中显示了穿过气缸壁而形成的压力降低孔，所述压力降低孔通过位于气缸体上的管道装置而与压缩机的低压侧相连，这样就在所述低压侧将压力从曲轴箱的高密度气-油混和区域中移开；图15所示为可转换活塞的剖面视图，所述活塞具有一个或多个小直径的压力降低孔，所述孔穿过活塞的顶部；图16所示曲轴箱部分的剖面视图，图中简略的显示了变型的活塞；图17所示为将图16中的部分结构剖去后的视图，图中显示了一种具有浮动进气阀的活塞；图18所示为活塞的一部分的侧视图，图中显示了一种泄漏吸入方式的特殊拱形压力环和凹槽结构；图19所示为图18中沿线19-19所做的剖面视图；图20所示为图18中所示的处于密封压缩方式下的环的视图；图21所示为图20中沿线21-21所做的剖面视图；图22所示为为稳定配合而产生离心力扭矩(CFT)所优选的加重的双止动块凸轮的仰视图；图23所示为图22中所示的凸轮通过图纸平面旋转90°后的侧视图；图24所示为图22中所示的凸轮的俯视图；图25所示为利用图22中所示的凸轮的单个挡块套筒的侧视图；图26所示为图25中所示的套筒的俯视图；图27所示为沿图26中所示的线27-27所做的部分剖面视图，该图所示为将图22中的凸轮和图25中置于曲轴的较低端的套筒的组合部件；图28所示为修整过的活塞的进一步说明图；图29所示为图28中处于整体主动状态即整个行程状态的活塞的进一步说明图；图30所示为两个活塞整体运行的优选马达线路的电路示意图；图31所示为图30中一个活塞整体运行而采用的电路示意图；图32所示为气缸、活塞和垫圈结构的剖面视图，图中显示了图1和图2中的压力下降进气阀片在压缩行程中的结构；图33所示为图32中的进气阀片的环形部分的放大视图，该图中显示了所述阀片在修整气缸运行过程中的结构；图34所示为图33中所示的结构的示意图，该图中显示了阀片在进气行程中的位置；
图35所示为与图3相似的示意图，但图中显示了传统应用的气缸的摆动数据；图36所示为与图35相似的示意图，但图中显示了根据本发明的一种优选可调摆动气缸的摆动特性；图37所示为与图22相似的示意图，该图中显示了对整体主动活塞来说所需的离心力扭矩(CFT)是如何进行计算的；图38所示为与图37相似的示意图，但该图中显示了位于修整定位的凸轮并显示了如何计算所需的离心力扭矩(CFT)；图39所示为两个气缸压缩机的部分截面视图，如图中所示向着气缸的顶部即向着一典型压缩机的侧边或端头看去所得的示意图；图40所示为一个剖面视图，为表示清楚起见，部分结构被剖去，该图通常是图39中在箭头所示的方向上沿线40-40所做的示意图；图41所示为曲轴和凸轮组件的分解视图，图中显示了一个偏心凸轮和一个曲柄销；图42所示为图41中所示的曲轴和凸轮组件的透视图；图43所示为图41中所示的曲轴和凸轮组件的透视图，该图中显示了两个气缸运行的模式；图44所示为图41中所示的曲轴和凸轮组件的透视图，该图中显示了单个气缸运行的模式；图45A和45B所示为根据本发明的润滑系统的一个实施例中的曲柄销轴和凸轮的两个角位置的剖面视图；图46A和46B所示为润滑系统的另一个实施例；图47A和47B所示为润滑系统的另一个实施例；图48所示为根据本发明的三终端马达保护装置的示意图；图49所示为根据本发明的三终端马达保护装置的剖面视图；图50所示为包含有二级压缩机的空气调节系统的示意图；图51所示为包含有二级压缩机的加热泵系统的示意图；附图详述下面将对本发明的优选实施例进行详细描述，所采用的例子将在附图中说明。如果可能的话，在全部附图中所采用的相同的指示数字是指同样或相似部件。
本发明是为了改善二级可反转往复式压缩机并将这种压缩机应用于加热和空气调节(“HVAC”)系统。这种压缩机包括至少一个偏心凸轮，当马达转向改变时，所述偏心凸轮可用来改变至少一个活塞的行程。所述压缩机可包括单个压力室和活塞或多个压力室和活塞。如果压缩机为单活塞压缩机，所述活塞就沿一个方向在整个行程上运行，而在相反方向上以减少了的行程(如半行程)运行。
在多活塞气缸中不同活塞的最大行程可相同，或在应用中为达到最优效果最大行程也可不同。由两个位置的偏心凸轮驱动的活塞的最小行程应可在从零至略小于最大行程之间变化。所需的行程长度可通过曲轴的偏心率来达到，或通过曲轴和凸轮的组合驱动相应的活塞来达到，这些行程长度关系到在给定的应用中产生最优输出。在所举的例子中，压缩机具有两个压力室和活塞，其中只有一个活塞具有通过利用偏心活塞而达到的可变行程。在这种压缩机中由凸轮驱动的活塞在凸轮位于第二个位置时可具有零行程，或在具有两个活塞的压缩机中活塞可具有缩短的行程，设计出这种压缩机，这样活塞就具有相等的行程及全部的工作能力，且通过马达反向转动可达到一个活塞在部分工作能力上无行程。例如，通过使偏心凸轮转动180°就可达到上述目的，这样偏心凸轮的中心线就与曲轴的纵隔共线而抵消了一个活塞的作用。这样压缩机就具有100％及50％的输出。当减少马达时，通过使一个活塞提供40％的输出并减少活塞的另外的60％的行程至零，类似的两活塞压缩机就可达到100％及40％的输出。为提供具有负荷特征以适应特殊应用的压缩机，有多种类似的方案。
在另一个实施例中，压缩机具有三个或四个压力室和活塞，其中只有一个或两个是由偏心凸轮来驱动的。因此，该压缩机具有多种负荷特征而适应特殊应用。
附图中显示了本发明的一个作为例证的实施例，这种特殊的可变工作能力气体压缩机具有两个直列式的活塞26、28。压缩机包括由气缸32、34构成的气缸体29，在气缸32、34中活塞26和28各自往复地安装。压缩机包括阀片36，阀片中布置有进气阀38和排气阀40。但是应注意到进气阀安装在活塞头上，美国专利5080130、5106278、5203857中所披露的特征在此全部作为参考利用，但在这些专利中的阀片上不需要进气阀。
曲轴42可转动地安装在基体上，其上布置有曲柄销轴或偏心曲柄44、46。连杆48、50的一端部58上布置有轴承56，而在连杆的另一端部62上布置有曲柄销60。偏心凸轮64可转动地安装在至少一个所述曲柄销上，所述轴承56之一可转动地安装在凸轮上。在图4所示的实施例中驱动止动块66和67布置在处于预设角位置的曲轴上，一个被驱动挡块68布置在处于预设角位置的凸轮上。
应注意到两个止动块之间可布置一个挡块，或两个挡块之间可布置有一个止动块。在每种方式下止动块和挡块确定了凸轮在曲柄销上的转动角度范围或转动端点。
位于压缩机壳72之中的可反转马达70，根据传输来的运行电信号在不同的转动方向上有选择地驱动曲轴转动，所述曲轴在一个方向上转动时凸轮也相应地可转动至一个所述的端点，并且所述曲轴在相反方向上转动时凸轮也相应地可转动至另一个端点，在所述端点上止动块和挡块形成配合。
稳定机构和系统在上述类型的可反转二级压缩机中，具有综合性现象的凸轮在止动块和挡块之间进行配合并在运行状态下相分离。这种分离不良地影响压缩机的可靠性和用途。
例如，申请人已发现在特殊情况下凸轮在曲柄销上转动而产生一个零活塞行程，在修整压力室中形成的任何明显的大气压之上(即压缩机的低压侧之上)的“意外”压力，将作用在活塞和连杆上，这样就使凸轮至少在第一象限内(参见图3)在曲柄销上转动并使所述配合相分离。这种压力可通过沿排气阀高压泄漏进入静止气缸或在处于修整状态的压缩机启动时进入静止气缸。压力也可通过将活塞从下死点移动至中间行程来集聚，这样就将静止气缸的容积减小至一半，从而产生足够的压力而使所述配合相分离。
这种分离可从微小的分离迅速变化至几种程度，这样就产生了不需要的不同长度的活塞行程。申请人也发现了由分离产生的更深一步的问题，即产生了明显的金属撞击或由止动块和挡块迅速而有力的重新结合而产生的冲击噪音，特别是在第二象限中，当分离角度减小至零度时所述意外压力降低至大气压甚至低于大气压。
另外，通过曲轴的反向转动，原来完全修整的活塞已变为全行程活塞，申请人已注意到意外压力是通过压缩行程中未排出的压缩气体而作用到处于进气行程开始的活塞上，也就是说再膨胀气体在第一象限内将引起所述配合的瞬间的分离。这种分离可继续下去，并且随着曲柄销的线速度的减小所述分离在第二象限内有可能扩大，因为下死点变化而活塞和连杆的组合件的线性惯性在凸轮上保持一定的转动力，并倾向于使其增大而使挡块远远超过了止动块。在这种情况下，止动块和挡块在第二象限的后面部分的最终再配合具有非常大的动力和冲击。
申请人发现结合不稳定的主要原因在于曲柄销的下死点转向的立即完成，压力室中存在的降低了的压力将使大气压力迅速迫使活塞进一步伸入到气缸中，这样就在止动块之前转动凸轮，从而引起更深程度的分离。因此，在压缩行程中随着压力室中的压力的迅速增加，活塞的线速度相对于曲柄销的轨道速度就迅速减小，止动块就对接挡块并以非常大的力和噪音冲击它。
本发明包括一个用来摆动调节偏心凸轮的稳定结构，其中在相反端点定位凸轮的机构包括位于曲轴上的协作驱动止动装置，和位于凸轮上的被驱动挡块装置。所述稳定机构包括至少下列装置之一(A)从一组装置中选择的主动锁紧装置，包括(a)具有位于所述曲轴和凸轮上的协作部件的锁闩机构，通过利用或释放施加到所述锁紧装置的部件上的离心力，所述部件应能在所述的至少一个端点上进行配合和分离；或(b)具有位于所述曲轴和凸轮上的协作部件的压力差操作机构，通过在所述曲柄销和凸轮之间各自进行突然及相反的角运动，所述部件应能在所述的至少一个端点上进行配合和分离；(B)具有位于所述凸轮和所述曲轴上的运行部件的摩擦阻力装置，所述装置应能够阻止使所述凸轮在所述曲柄销轴上进行转动的不稳定力，所述不稳定力在至少一个所述端点上使所述配合相分离；(C)压力调整装置，这种装置的作用是使压缩机的低侧和修整气缸的压力室之间的压力差最小。
应注意到，在一定的压缩机运行状态下，不必考虑为每一种所述配合均提供稳定结构，也就是说，虽然对每个端点提供至少一种所述结构是优选的，但在所述的两个端点上均提供所述结构是不必要的。
参考附图，下面将对上述稳定装置(A)、(B)、(C)中的至少一种进行进一步的特别的解释，其中图4-6将用来显示(A)的解释实施例，图7-11将用来显示(B)的解释实施例，图12-21将用来显示(C)的解释实施例。
参考图3，凸轮64是以其修整定位来显示的，其中曲柄销轴44的中心轴线74移动至曲轴的转动轴线76和凸轮的中心或转动轴线59，因此曲柄销的转动轴线与曲轴的转动轴线线性对准。这种移动可有效地使曲柄销和曲轴同心，这样重新形成的曲柄销构成了整块，现在的曲柄销的形状包括原来的曲柄销的形状加上凸轮的形状。如图3所示，曲柄销的每次转动或轨道运动均分入四个象限1-4，为清楚表明上面提到的消除不稳定力的目的，稳定结构将在下文中详细描述。
参考图4、4A和4B，通常以数字78指示的锁闩装置的优选结构包括重块80，例如5-10盎司左右重，所述重块位于杠杠82的远端81，所述杠杠82通过枢轴销84可旋转地连接在曲轴的一部分上，例如，连接在套筒88的裙部86，所述裙部带有一个或多个挡块。在杠杠的始端形成勾形部件90，与由转动的曲轴产生的作用到重块80上的向上的离心力“F”(见图4)相对应，在挡块与止动块66相配合时勾形部件就与挡块68相配合。
应注意到，曲轴减速而转向时，重块80的重力将克服离心锁紧力“F”，旋转部件90与挡块68脱离结合而使凸轮转动至位于止动块67处的另一端点。在图4中所示的曲轴、凸轮和杠杠机构基本处于图4中所示的垂直方向时，这种分离最容易发生。
一个完全相同的装置78可安装在与止动块67相邻的套筒裙部86，从而保持挡块68和止动块67以与上述相同的方式相配合。套筒88通过与各自位于曲轴和套筒上的板片92和94的协作而键接到曲轴上。为了此目的键和键槽可在此替换使用。
参考图4C、4D和4E，图4C-4E中以数字130所指示的套筒88的变型，是由图25-27中的部件88围绕其中心轴127旋转180°而成，在其上端布置有稳定装置138，稳定装置138包括具有通道式开口131且通常以数字138指示的套筒，在通道式开口131中锁紧臂132可转动地安装在枢轴133上，枢轴133通过套筒的壁134和135来固定。锁紧臂132通常沿套筒横向延伸并带有重块136。楔肩137布置在锁紧臂上，当曲轴转动时楔肩137与如图4中所示的挡块68结合，这样产生的离心力使锁紧臂132从图4E所示的非锁紧位置处向上移动。在这个实施例中，在套筒的相反顶部也可布置另一个稳定装置138，这样也可稳定端点处的配合。
参考图5，稳定结构包括一对密切配合的空腔96和柱塞98。在压缩机运行过程中，空腔96中灌注压缩机油，在形成挡块-止动块配合时，在柱塞98周围就形成油密封。这样当不稳定力作用在凸轮上而将柱塞从空腔中拉出时，沿柱塞就产生一个压力差，该压力差迫使柱塞回到空腔中。但是，当马达反转时，凸轮的起始惯性和曲轴的加速度足够将柱塞从空腔中拉出而破坏止动块和挡块的配合。
参考图6，图5中所示的稳定结构可通过将空腔96的内端部与周围曲柄箱相通的方式进行变更，将空腔96的内端部与周围曲柄箱相通，可通过切口100及通过销子104或类似物，将一个单向阀如较薄的高灵活性的舌形阀102附加到裙部上的方式来进行。所述单向阀灵活地偏压向与其接近的位置，从而在配合过程中通过与较小的液体压力相应的弹性开口而使柱塞98较容易地插入到空腔96中。但是，当弹性开口关闭时可保持所述的压力差且能阻止柱塞不适当的回撤。
在图7中，稳定结构包括一个安置于曲柄销轴轴颈表面上的环形槽108中的O形环106，该O形环摩擦性地与凸轮的轴承面110配合。所述O形环的尺寸应根据轴颈和凸轮的尺寸来确定，这样O形环提供的阻力不能较容易地被大部分不稳定力所克服。
参考图8和图9，摩擦阻力是通过辊子61来提供的，辊子61通过轴65可转动的安装在形成于凸轮64的轮体上的凹槽63中，所述辊子最好用半硬性塑料如尼龙(Nylon)、特氟隆(Teflon)或类似材料制成。也可确定所述辊子尺寸来提供实际需要的稳定力。
图10中显示的是图5中所示的压力差稳定结构的一个变形，该图中通过摩擦地围绕于柱塞71上的O形环69而提供所需的摩擦阻力，所述柱塞71位于裙部86上的孔73中。
在图11中，摩擦阻力是通过球75和压力弹簧77来提供的，所述压力弹簧77安装于挡块68上，其中在与止动块相邻的曲轴上布置有一个斜面79。在止动块和挡块进行配合时，通过斜面和弹簧的作用球被挤压或被压在朝向止动块的斜面上。所述挤压力将抵抗至少一部分不稳定力而保持止动块和挡块的配合。
应特别注意，图4-11中所示的稳定结构的所有实施例均可用来稳定在止动块67处的配合。所述稳定结构也可适用于一种特殊的压缩机，即止动块66、67的角位移可多于或少于180°，因为这些稳定结构可对任何的角位移进行操作。
参考图12-22、图32-34和图39-40，这些图中所示的稳定结构可用来帮助调节主动气缸的压力室中的压力，并可用来完全或部分地修整气缸。这些结构及其他结构均落入本发明所披露的技术和权利要求的范围之内。
图12中显示了一种具有进气部分81和排气部分83的阀片。进气部分具有进气孔85，图中显示了一种舌簧式进气阀87以一种已知的方式附加在阀片的一端89上。所述阀轻便地支撑在图中所示的开启位置上，当活塞处于完全的修整状态时，任何高压致冷剂的泄漏均通过排气阀而进入提供不稳定力的压力室，然后通过进气阀而进入压缩机的低压部分。利用很小的力就可将进气阀弹开，例如，利用5-10盎司的力，这样在气缸再动作时进气阀就可很容易的关闭。
如图12中所示，排气阀91附加在阀片的一端93，该排气阀用来密封和开启排气孔95。这种特殊的排气阀基本上是通过O形环97的效力来支撑，O形环97安装在阀片上的环形槽中并围绕排气孔。这种排气阀可用来显著地帮助减少完全修整气缸的压力室中的意外压力的产生。
如图13中所示，阀87通过安装于阀片上的一个很轻的压力弹簧99的作用而偏压向开启位置。图中也显示了一种可替换的或作为补充的稳定装置，所述稳定装置特别适用于具有一个或多个较小排泄孔101的修整气缸，例如，排泄孔的直径可为10-20微米，排泄孔形成于阀片的进气部分并与压缩机的低侧相连。
如图14中所示，在基体的外部或图中所指示的内部布置有压力下泄管道或通道103，所述管道或通道与压力室105相连并向上延伸至与低侧相连的出口，在此位置将所述压力从高密度的油-致冷剂混合物中移开。这种形成于气缸壁上的一个或多个通孔确定了气流特征并提供了压力释放，这些内容将在下文中详述。
图39和图40中显示了基体上的通孔用来进行压力释放的一种优选的应用。如图39所示，该压缩机是一种双气缸压缩机，它包括一个对称的致冷剂进入系统。在该实施例中，所指示的压缩机不管马达的转向如何，其一个活塞为全行程，当马达在正方向上转动时压缩机的第二气缸为全行程，当马达在相反的方向转动时其第二气缸为零行程。通孔154位于修整活塞的气缸壁上且位于气缸的修整位置之上的一点。通孔以流体的形式与压缩机的进气侧相连，这样就除去了任何的压力差。在优选实施例中，当通孔54位于其修整位置时，通孔154与修整活塞的气缸上相应的进气口以流体的形式相连，所述通孔位于稍微在活塞的顶端表面之上的位置。上述功能是通过压缩机的基体上的灌注通道的协作来完成的。
图39-40显示了在本发明的压缩机中通孔形成的一种方式及相关的减压通道。在压缩机的基体中钻出从曲轴箱的箱板158而进入进气孔156的孔152。其后在组装压缩机时利用阀片将孔的箱板一端覆盖并组合为一体，这样只是由孔形成的通道与进气口流体相连。
在基体上形成从气缸至孔152的通孔。这是通过钻一个与第一孔和气缸孔相连的孔150来完成的。孔150最好是一个在至气缸的进入点处的具有较小直径的阶梯钻孔。孔150与孔152相连而提供一个从气缸至进气口的流体通道。在装配时将远离气缸的孔150开口端塞住，例如，利用小铜塞将其塞住。
当活塞处于修整状态时，上述通孔和通道为将气缸中集聚的压力卸除而提供了足够的通道。当活塞处于运行状态时，孔的尺寸和位置是确定的，活塞的运动将周期性地关闭通孔而不会产生任何的泄漏。
申请人已发现对于多气缸压缩机来说，凸轮上适当的配重和通孔154的组合将使凸轮显著稳定，并且在全工作能力和减小的工作能力下的运行过程中即使不能消除配合噪音，也可极大地减少配合噪音。
通孔直径的尺寸和形状是根据一种特定的压缩机结构和运行特征来确定的。在不明显影响压缩机的效率的情况下应确定出特殊尺寸的通孔而提供足够的压力释放。
如图15中所示，在活塞的顶部或端头109处形成了象图12中的孔101一样的一个或多个小灌注孔107，所述灌注孔与其下侧连通。
如图16中所示，活塞26上布置有环形油槽111，环形油槽111连接进油孔112，进油孔112连接曲轴和连杆上的油道或油路，并通过通常的泵汲作用而将油送入轴承和曲柄销。在主动活塞运行过程中，油在压力下通过泵汲作用而进入槽111，油在活塞和气缸壁之间形成密封，所述密封基本能够阻止高压致冷剂流向低侧。但是，当活塞处于被动状态时，活塞和气缸壁之间的间隙113不能被密封，这样就使压力室中的意外压力下降而进入低侧。
如图17中所示，压力的下降是通过进气阀来完成的，所述进气阀具有一个必需的自由浮动片114，自由浮动片114通过保持元件如115而松散地保持在活塞头上。图中所示的自由浮动片是处于其较宽的开启位置，这种开启位置存在于一个正常的进气行程中，其中与低侧的进入气相连的进气孔116是处于较宽的开启状态。在气缸处于被动的状态下，在进气片仅存在于活塞109的顶部而不承受任何明显的密封气体压力时，活塞头上的自由浮动片和进气阀孔不能形成良好的气密封，压力室中形成的任何意外压力可下降通过自由浮动片而进入低侧。这种实施例的一个工作例将在下文中进行更完全的描述，并在图32-34中进行显示。
参考图18-21，意外压力的下降是通过扭转的或翘曲的活塞环119的两端形成的间隙118而进行的。图18和图19中显示的是活塞环处于未受压力作用及泄漏状态。图20和图21中显示的是在正常的压缩行程中活塞环处于受压力作用及密封状态。
特别地，参考图32-34及参考权利要求19-24，一种特别优选的压力调节装置包括通常以数字139指示的进气阀机构，该机构具有一个自由浮动阀片140和一个进气孔座141，其中所述自由浮动阀片由弹性的、受压可变形材料构成并安装在活塞头142上，这样所述自由浮动阀片的密封面143通常稍微远离所述进气孔座的协作密封表面144，从而就提供了压力下降通道145，在压缩行程中所述自由浮动阀片通过压力室105中的压力作用可产生变形，因此，所述表面最好为环形相互接触并形成压缩密封。
自由浮动阀片140是由易产生压力变形、半刚性、高弹性材料做成，所选用的材料为聚酰胺、聚酰亚胺、聚酰胺-酰亚胺、聚碳酸酯、聚苯乙烯、聚四氟乙烯、纤维素酯、聚酯、乙烯基聚合物、聚烯烃或共聚物中的一种或几种的混合物。泄漏通路145的宽度可变化，也就是说两个表面143和144之间的距离可变化，例如其间的距离可从0.001英寸变化至约0.02英寸或更多，所述距离的变化要根据所要求的泄漏系数(“COL”)及自由浮动阀片的构成材料而定。
本发明结构中的凸轮挡块和曲轴止动块的实施例如图22-27所示，其中在图24中曲轴是逆时针转动而凸轮处于修整位置。在这个实施例中，套筒88带有单个止动块119而凸轮64则带有一对挡块120和121，其中的挡块和止动块是定位好的，这样凸轮的顶端122将基本位于每个挡块处曲柄销的轨道平面123上，或位于凸轮转动的端点120和121上。应注意到轨道平面123是由曲柄销轴的中心轴线74和曲轴的转动轴线76来确定的。这种结构可用来选择整个活塞行程或零活塞行程。
图28和图29中显示了曲柄销、凸轮和曲轴在给定的两端点处的相对的角定向，其中凸轮的尺寸是确定的，这样在图28所示的凸轮的相近或修整定位处曲柄销(也就是曲柄销轴129和凸轮64的总成)的轨道124是以曲轴76的轴线为中心的。相反地，在图29所示的凸轮的整个运行定向中，曲柄销的轨道124是以其最大的半径“r″为半径的。
在这个实施例中，稳定结构包括一个附加到凸轮体126上的配重块125。在特殊的实施例中，挡块120和121或端点位于配重块上。但是，凸轮上的止动表面(挡块)可置于凸轮的多个表面或位置上。同样，与凸轮的止动块相对配合的相应的表面可形成于或附加于曲轴的多个表面上。
附加块125将如图3中所示的凸轮的重心(CG)从图中显示的大约位置变换到图22中所显示的大约的新位置。新重心位置是有偏移量的，也就是说，前述的穿过曲轴的轴线和曲柄销的轴线的轨道平面123将产生一个离心力扭矩(CFT)，以保持止动块和挡块的配合而抵抗前述的不稳定力。通过适当的设计其结构和重量分配，变型后的凸轮可产生多个需要的CFT，例如，在传统的3600rpm的曲轴转速下所需的CFT可从约10in 1bs变化至50in 1bs。这种离心力扭矩(CFT)即使不是全部抵销也可基本抵销主动活塞往复运动过程中产生的不稳定力。
在本发明的二级压缩机的每个实施例中，必须提供一种将偏心凸轮装配到曲轴上并将凸轮保持在一定位置的装置。在某些情况下，所述装置包括一个置于曲轴的端部之上并能将偏心凸轮保持在一定的位置上的端盖。在其他的实施例中，所述装置包括一个孔和一个销子装置，该内容将在下文中进行全面的进行描述。
如图22-27中所示及前面的叙述，在一个实施例中凸轮挡块和曲轴止动块最终构成的套筒88固定在曲轴上，并提供了单个的止动块119，所提供的止动块与凸轮上的一对止动块120和121接触。在这个及其他实施例中，在以一定角度相间隔的曲柄销或相邻的曲柄销上布置有一个或多个止动块，而在偏心凸轮上包含有一对与止动块选择配合的挡块。该系统还包括一个机械系统，当偏心凸轮和曲轴完全装配完毕后，所述机械系统用来将凸轮保持在曲柄销上的凸轮的轴线位置上。
在一个实施例中，具有一个止动块的套筒附加在曲轴上，所述机械系统包括一个受热收缩于轴上的端盖。作为一种替代方式，端盖也可拧紧到轴上。将套筒或端盖附加到轴上的其他已知机械装置均包含在本发明的方法之内，端盖可包含或不包含与凸轮相互作用的止动块。在一定程度上端盖不包括这种止动块，止动块形成于曲轴自身上。一旦曲轴、凸轮、和端盖部件完全装配完毕，端盖只是将凸轮保持在其位于曲轴上的凸轮轴线位置上。
图41至44显示了本发明的曲轴和凸轮组合部件的优选实施例。图41显示了偏心凸轮160和曲柄销162的分解视图，而图42-44显示了组装示意图。在图43中凸轮是在双气缸的状态下运行，而在图44中凸轮是在单气缸的状态下运行，其中凸轮和曲轴可将相应活塞的行程减少至零。在这个实施例中，曲柄销包括形成于曲柄销上的两个台面164、166，凸轮包括具有两相反侧的外伸部分168，在压缩机反向转动时，所述外伸部分作为挡块或止动块表面而与台面之一相配合。如图所示，偏心凸轮160安装在曲轴之上，这样在压缩机运行过程中台面和止动块就呈线性排列并相互配合。在组合件中，偏心凸轮160在曲轴的轴端或曲轴的油槽轴颈170上滑动，并能够在油槽轴颈和曲轴的一部分之间的惰轮172上滑动，偏心凸轮最终跨放在曲轴上。
如图所示，在曲柄销中布置有一径向孔174。如图所示，凸轮的直径等于或大于油槽轴颈及惰轮部件的直径，凸轮的轴向长度小于惰轮部件的轴向长度。一旦凸轮在曲轴的油槽轴颈和惰轮部件上滑动，销子就延伸至曲柄销的径向孔中且销子相对于凸轮的侧面安放，并保持凸轮不进行轴向运动。
在优选的实施例中，凸轮包括位于凸轮的一侧的偏心配重块178。在最优选的情况下，所述偏心配重块的形状通常为“C”形。凸轮的外面部分180位于偏心配重块的相对侧。本发明将偏心配重块和凸轮设计为一个整体，这样在曲轴正转和反向转动过程中凸轮所产生的离心力将使台面和止动块保持配合。
曲轴和偏心凸轮的装配方法包括以下步骤提供一个具有近端和远端的曲轴、一个位于曲轴的远端上并与曲轴轴向线性布置的油槽轴颈、一个与油槽轴颈相邻且与曲轴的轴线非线性布置的惰轮部件、一个位于惰轮部件和曲轴的近端之间的曲柄销。所述曲柄销包括一个形成于曲柄销上并延伸至曲柄销外表面上的径向孔。所述方法还包括提供一个具有内孔的偏心凸轮，所述内孔的直径等于或大于油槽轴颈及惰轮部件的直径，且所述内孔的轴向长度小于惰轮部件的轴向长度。凸轮在油槽轴颈和惰轮部件上滑动并滑动到曲柄销上。通过将销子插入曲柄销的径向孔中直至销子固定到曲柄销上并跨靠凸轮的侧面上，这样凸轮才被连接到曲轴上。
上述所需的配重凸轮可有效地消除许多压缩机机构和运行参数中产生的大部分的不稳定力。但是，已发现至少在尝试的零活塞行程的情况下需要一些附加的稳定装置，特别是由于压缩机曲轴箱的结构限制而对机构、曲柄销和连杆轴承的允许尺寸、连杆摆动的允许尺寸进行空间限制的情况下，一些稳定装置是必须的。
因此，可有效地应用上述及下文将叙述的本发明的一种稳定结构或稳定结构的一种组合，特别是在与上述的配重凸轮组合的情况下可提供一种基本综合性的稳定结构。
本发明包括通过摆动调节压缩机的凸轮来稳定压缩机的方法，所述压缩机具有一个综合性的曲柄销轴颈来抵抗不稳定力，其中所述凸轮构成所述轴颈的一部分并可围绕所述曲柄销的轴以一定角度进行调节，所述曲柄销位于按一定角度相间隔的端点之间，所述端点作为各自位于曲轴和凸轮上的构造止动块和挡块的配合点，其中所述不稳定力包括致冷剂压力差及作用在与所述摆动曲柄销相应的活塞上的机械惯性力。一种优选的方法包括通过具有整体配重的凸轮产生的离心扭矩力的组合来消除所述不稳定力，所述凸轮能够保持至少所述配合之一，通过压力下降装置来减少修整活塞的气缸和压缩机低侧之间的压力差。一种优选的组合为图41-44所显示的凸轮与图39-40中的通道系统或与图32-34中的进气阀的组合。
根据本发明的原理的压缩机的例子将进一步说明本发明的优选实施例。
例1在没有限制的情况下，本发明的稳定装置或结构的优选实施例的结构、尺寸和运行参数，将在下文中的工作能力为40000Btu/hr的双活塞冷却压缩机的内容中作为例子给出。所述压缩机具有排量气缸#2，其中气缸#1的摆动曲柄销可从零活塞行程位置变化至全活塞行程位置，反之亦然。在这个例子中，稳定结构包括一个通常类型的自由浮动进气阀片与图22和图41-44中所显示的配重凸轮所产生的CFT的组合，例如，在图17和图32-34中所显示的及上面提到的美国专利5080130、5106278、5203857中的自由浮动阀片均为这个例子中所提到的自由浮动进气阀片。在这个例子中阀片的重量是可忽略的且不影响泄漏系数(COL)的计算。另外，泄漏系数(COL)与阀片和进气道之间的实际接触或密封表面的面积和形状无关，也与所述表面的构造材料无关，并且泄漏系数(COL)代表了一种特别地相关的设计工具。
(1)可变气缸#1的最大排量----(3.5in3)；(2)气缸#2的不可变化排量----(3.5in3)；(3)可变气缸#1在完全主动状态下的正常运行压力范围----(77Psig-297Psig)；(4)气缸#2在完全主动状态下的正常运行压力范围----(77Psig-297Psig)；(5)在活塞#2的正常压缩过程中以及活塞#1在基本处于完全被动状态下，即活塞#1在任何一个方向上运动量超过其整个主动行程的中点小于10％时，可变化气缸#1中经历的压力范围----(0Psig-40Psig)；(6)泄漏系数(COL*)(0.2，优选范围为约0.03至约0.5，最优选的范围为约0.5至约0.35)；(7)曲轴转速为3600rpm时由凸轮产生的离心力扭矩(CFT)
----(10.0in 1b至20.0in 1b)；(8)活塞#1的曲柄销最大摆动半径-----0.550in；(9)活塞#2的曲柄销最大摆动半径-----0.550in；(10)进气阀片的顶表面积----约2.0in2至2.5in2；泄漏系数为进气阀片结构的密封压力与通过进气阀的致冷剂泄漏流速的比率，其中所述的密封压力等于作用在压缩侧的总压力，也就是说，压缩侧是指阀片的整个顶端表面，单位为in 1b，其中泄漏流速为在沿进气阀为通常的压力差的情况下，每分钟穿过基本封闭或半封闭的进气阀的致冷剂的泄漏量，单位为in3，所谓通常的压力差是指在温度为20℃时惰性压力室和低侧之间的压力差为20Psig。泄漏系数用其单位表示为COL＝1b·min/in3离心力扭矩(CFT)的计算-----见图37和图38m＝凸轮块的质量＝0.3 1b·inW＝曲轴的转速＝3600rpm＝377弧度/秒(曲轴的每转为2π弧度)。
R＝曲轴的转动轴与凸轮的重心之间的距离＝0.500in。
gc＝重力常数＝386.4(1bm·in/1bf·sec2)，其中1bm＝磅重和1bf＝磅力。
由于转动而作用在凸轮的重心(cg)上的力(Fcg)Fcg＝m·W2·R/gc＝0.3·(377)2·(0.5)/386.4＝55.18 1bfFcg·D＝作用在曲柄销轴中心扭矩的离心力(CFT)。
D＝曲柄销轴的中心轴74和力的作用线之间的距离，也就是说，所述作用线穿过曲轴的转动轴线和凸轮的重心。
CFT＝55.18 1bf(0.120in)＝6.90in·1bf止动块和挡块之间的接触力＝Fs＝CFT/LL＝曲柄销轴的中心轴74至止动块和挡块间的接触中线之间的距离＝0.500inFs＝6.90/0.50＝13.8 1bf润滑机构和系统本发明的凸轮和曲轴机构可引起润滑问题，因为凸轮位于主回油槽或回油通道与连杆轴承和曲柄销轴承之间，所以连杆和曲柄销轴承之间特别会产生润滑问题。这些油道引起基本垂直的即正常纵向的穿过曲轴，并分支进入每个连杆轴承然后穿过连杆油道而进入曲柄销轴承。
图45A和45B、46A和46B、47A和47B中显示了三个独自向连杆轴承供应润滑油的系统。应注意到这些系统通常适用于使用一个具有任何构造的调节凸轮的压缩机，所述凸轮安装于曲柄销轴和连杆轴承之间。
图45A至47B中的每个图中均显示了曲轴和偏心凸轮组合部件的剖面视图。图“A”显示这些部件处于最大摆动位置，图“B＂显示它们处于最小的摆动位置。在这些特殊的实施例中，偏心凸轮围绕曲轴从第一位置转动到第二位置大约转动180°。但是，其他度数的转动也在本发明的范围之内。如下文所解释，所显示的每个润滑系统将润滑油施加到凸轮和连杆的轴承表面之间的曲轴和凸轮的接触表面上。作为公知的技术，在每个系统中，在曲轴上形成至少一个延长的轴向供应道来作为润滑道。
在图45A和45B所示的实施例中，在曲轴上形成了一个轴向延伸的供应道190从压缩机的底部向上供应润滑油。在曲轴上形成了一个交叉钻孔192，所述交叉钻孔与轴向供应道进行流体相连，并与曲柄销的外表面相连，如图中所示。在凸轮上形成了润滑油输送孔194，当凸轮位于图中所示的第一和第二位置时，所述润滑油输送孔与曲轴中的径向交叉孔呈线性对准。凸轮中的润滑油输送孔194也与连杆的轴承表面(未显示)进行流体相连。因此，在压缩机运行过程中，润滑油通过延伸的轴向供应道190向上供应，润滑油的一部分穿过交叉钻孔192供应到凸轮和曲轴的交界面上，穿过交叉钻孔192的润滑油的另一部分供应到连杆的轴承面上。
图46A至46B所示的实施例包括一对形成于曲轴中的延长的轴向供应道196、197。在曲轴中形成有一对交叉钻孔198、200，其中之一与每个轴向供应道和曲柄销的外表面流体相连。在凸轮上形成了润滑油输送孔194，当凸轮位于图中所示的第一位置时，所述润滑油输送孔与交叉孔之一呈线性对准，当凸轮处于第二位置时，所述润滑油输送孔与另一个交叉孔呈线性对准。所述润滑油输送孔与连杆的轴承表面(未显示)流体相连。在压缩机运行时，润滑油向上流过油道，然后向外穿过交叉钻孔而进入连杆和偏心凸轮的交界面。在凸轮的第一位置或第二位置，润滑油输送孔与交叉钻孔之一线性对准，这样就为连杆的轴承表面提供了润滑。
在图47A和47B所示的实施例中，在曲轴上形成了一个或多个延长的轴向供应道。在曲轴和凸轮的相对表面之间形成了圆周油槽202，在曲轴上形成了交叉钻孔204，交叉钻孔204与轴向供应道和环形油槽流体相连。这个实施例还包括一个形成于凸轮上的润滑油输送孔194，所述润滑油输送孔与油槽202和连杆的轴承表面(图中未显示)流体相连。在压缩机的运行过程中，润滑油穿过延长的轴向供应道再向上流动，并通过交叉钻孔向外流入圆周油槽中，然后，通过润滑油输送孔向外流入轴承表面。
参考本发明的上述技术内容和所披露的技术特征，利用本发明原理的润滑系统的其他实施例对本领域的普通技术人员来说是很明显的。
马达控制在本发明中，为了控制可反转马达而提供了一种独一无二的电子控制线路，在需要进行二级运行的其他马达应用中也可利用所述的马达控制线路。图30和31中显示了一种控制线路的例子。
图30和31所显示的控制线路示意图通常显示了一种马达控制系统，该系统利用了工业上传统的固定隔离电容器(PSC)(permanet split capacitor)线路图，该系统利用预定的动力供应来运行马达。在受控的情况下，当马达在一个方向上转动时，所述马达在转动线圈上运行；当它在相反方向上转动时，所述马达在启动线圈上运行。所述线圈是选择利用的，这样当马达在正方向运行时，所述马达就在与压缩机的最大负荷相应的第一负荷下运行，当马达反向转动时，所述马达再与压缩机减小的负荷相匹配而在第二减小的负荷下运行。
线I穿过共同的端点(C)，共同的端点(C)连接入马达保护器，这些内容将在下文中进行详细描述。离开马达保护器之后电流将产生分支，当M(马达)high的收缩器或开关关闭时，电流进入启动线圈和主线圈即运行线圈。在这个阶段，马达将利用运行线圈作为主线圈而将运行电容器与启动线圈串联，利用两个全主动活塞来使马达保持标准转速。在优选的实施例中的接触是利用单极开关，这种开关价格便宜且比较容易应用。
当马达在相反方向上运行压缩机时接触开关或转向开关M low被激活，接触开关M high开启。马达就利用启动线圈作为主线圈而将运行电容器与原主线圈串联。以这种方式放置运行电容器有易于马达和机械运转变换，同时减少马达强度而与减少或消减的活塞行程相匹配，这样可使减少负荷后的马达最有效。
在马达反向转动时，可将中继器中的延迟继电器加入到系统中而使系统稳定，或者使用一个较硬的启动元件而使马达反向抵抗负荷。例如，在马达反向转动前，可将其关闭大约一分钟或两分钟。
马达的线圈最好与马达应用所需要的功率和速度相匹配，从而当压缩机(或其他装置)在全负荷和低负荷下运行时可提供最好的功率匹配和最高的效率。优选的情况是当马达在正方向转动时压缩机的马达能与压缩机的全负荷能力相匹配，当它在相反方向转动时，马达能与压缩机的部分负荷能力相匹配。最优选的情况是马达在正方向上和相反方向上都以相同的速度运行。
根据本发明所给定的HVAC系统中马达与压缩机的要求相匹配包括在与系统负荷和应用的线性功率相关的最不利的情况下能够保证马达执行其功能。例如，当蒸发器在55°F下运行、冷凝器在155°F下运行、线性功率从220V/60Hz减少至190V/60Hz时，马达应与系统的最大负荷要求相匹配。应将马达设定，这样就不会超过350°F的温度并且马达也不会发生故障。压缩机运行的第二阶段，通过两个气缸及一个气缸的各自运行可提供100％/50％的分支，处于较低级的马达应与第二级的状态相匹配，所述第二级的状态为蒸汽温度为55°、冷凝温度为130°及190V/60Hz的线性电流。
例I中的压缩机利用的独一无二的线路的例子使用了下述结构和运行参数马达(可反转)3-4hp、单相。
保护器-在负荷状态下进行过载保护，能感知温度和电流。
动力源-任何频率或电压的单相电动机，例如，230V-60Hz单相电动机。
开关机构-由HVAC控制器如二级温控继电器控制的两个单极开关。控制线路与负荷要求相适应，根据负载要求而将运行电容器串联于启动线圈或主线圈中。
马达保护图30和图31显示了一种独一无二的三端子马达保护器，更详细的说明参见图48和图49，本发明提供的马达保护器在每个运行状态下均保护马达线圈。这种功能是通过在保护部件中的一个热感应开关和两个加热装置来实现的，在每一种运行状态下，每个加热装置都应精确确定尺寸。例如，热感应开关是保护器内部的一个温度感应双金属片。所述保护器最好置于由被保护的马达驱动的压缩机的箱体中。
如图48所示，保护器208包括加热器A210和加热器B212，它们各自电动地连接在马达启动线圈214和主线圈216上，上述机构向密闭的保护器的内部提供变化的热量。来自加热器A和B的热量直接与通过每个加热器的电流相关，加热器具有明显的电阻值。加热器A和B的电阻值可根据马达线圈中的电流值进行选取。
保护器208还包括一个双金属片208，双金属片208也具有明显的电阻值并且提供了向保护器内部传输热量的另一种部件。从加热器A210、加热器B 212、双金属片218和压缩机内部的散失的热量的组合可使保护器感知压缩机所处的故障状况。
达到一定的温度(代表一种故障状况)时，双金属片218的接头开启，这样就切断了供向压缩机马达的正常的动力臂。这种“打开”温度是从处于不同故障状态下的压缩机的检测而得来的，故障状态是指在超负荷状态下压缩机马达不能启动或运行。这种“打开”可将动力从压缩机马达上移开从而有时间来清除压缩机/系统的故障。因为压缩机可通过移去动力来冷却，双金属片将在一设定的“关闭”温度下关闭，这样就将动力重新供应到压缩机上。在此温度点上，压缩机/系统已清除了故障并按指示运行或重复进行错误识别而打开保护器。
在双气缸状态下，当马达在最大能力下运行时，马达的主线圈216沿线布置并与保护器的加热器B212电动连接。选择该加热器用来在高电流情况下保护主线圈216。马达的启动线圈214沿线布置并与电容器相串联，从而与主线圈一起提供电流限制和相角位移。启动线圈电动地连接到保护器加热器A 210上。对于双气缸运行来说选择这种加热器主要根据是，如在断线或启动电容继电器上的熔合接触情况下的启动线圈的电流。
在单气缸运行中，加热器A主要对启动线圈进行过高电流保护。单气缸运行选择这种加热器B主要根据如在断线或启动电容继电器上的熔合接触情况下的启动线圈的电流。
在空气调节上的应用本发明的二级压缩机可有效地应用于空气调节系统，特别是二级空气调节系统，其包括其他的二级部件如二级鼓风机马达。图50显示了使用这种系统的一个例子。在传统的空气调节系统中本发明的二级压缩机与冷却环路协作应用，所述冷却环路包括一个膨胀装置、一个蒸发器、一个冷凝器和压缩机。压缩机在第一级和第二级将进行选择输出，而提供与在第一负载下系统的最大速率和在第二负载下所减小的负载相匹配的负载。应相信优选的减小后的负载应在40％至60％的范围之内，更优选的范围为40％至50％。驱动压缩机的马达最好设定而与压缩机的两个选择的负载特征相匹配，这样当压缩机在较低负载下运行时能够明显减少能量消耗。
所述系统最好包括一个二级蒸发器鼓风机220，从而该系统就可在第一固定的最大动力负荷或在第二减小的固定动力负荷下运行。再次选择鼓风机马达的分级的负载而与系统负荷要求相匹配，所述系统与压缩机的二级负荷相联系。优选的情况为鼓风机马达是由下述的控制器控制的二级马达。在较高的系统费用下，鼓风机马达也可为一个变速马达。
优选的系统还包括一个与冷凝器相应的外部冷凝器风扇和一个处于冷却环路中的二级膨胀装置。
优选的系统是由比较简单的二级温控继电器、与压缩机相适应的控制模块222和224以及内部鼓风机马达来控制的。如图50所示，在优选的实施例中控制模块与外部冷凝器风扇226也是处于电动连接。这些控制线路是由低电压的电源来提供电能的，所述电源是由内部控制变压器来产生的，每个工作部件(压缩机，鼓风机马达，冷凝器风扇)都与线电流相连，线电流最终通过控制模块直接或间接地施加到工作部件上。
二级压缩机最好为上述的可反转的二级压缩机，上述二级压缩机具有两个气缸，当马达反向转动时，两个气缸之一具有零行程。如前面所述，马达最好根据转向而运行在运行线圈和启动线圈上。
鼓风机控制装置同样包括在两个明显阶段用来操纵鼓风机马达的控制模块222，所述的每个级最好与压缩机的级相匹配。控制模块最好包括一个开关装置和一个从线性电源上产生低频率电压的发电机。在优选的实施例中，当在最大负荷下运行时鼓风机马达在线性电源上运行，例如，60Hz的线性电源，当在较低的负荷(第二级)下运行时鼓风机马达就转向在较低频率的电源下运行，如30Hz。鼓风机马达最好为单相感应马达，鼓风机马达控制器最好包括一个换流器或波形发生器，用于从在减小的频率下的第二单相电源产生线性电流，一个与线性电源或马达的第二动力源相连的开关，所选开关应以二级温控继电器的感应状况为基础。鼓风机马达控制器的优选实施例在1998年1月28日申请的、系列号为09/014752的、名称为“二级能源输出马达”的申请文件中进行了更加详细的描述，并且上述实施例在申请的名称为“二级能源输出马达及相关的HVAC系统和方法”的申请文件中进行了更加详细的描述。
在优选的实施例中，根据系统的最优化特征，外部冷凝器风扇226同样是在二个或多个级上运行的。风扇马达是由单一的速度在两个级上或不同的级上来驱动的。
优选的系统包括一个二级膨胀装置，所述二级膨胀装置是由机械控制的或电控制系统来控制的。在一个实施例中，二级膨胀阀包括具有电磁开关的两个孔，电磁开关选择孔的应用，电磁开关与控制系统相连。在一可选择的实施例中，膨胀阀具有两个成一列的弹性负载孔，所述弹性负载孔随着压缩机负荷的变化而进行机械地改变。在另一个可选择的实施例中，膨胀阀是一个具有可变化孔的温控膨胀阀。可变化孔的尺寸变化是以存留蒸发器的气体的温度和压力为依据的。
在优选的实施例中，压缩机和鼓风机的第一级应相配以为系统的最大冷却能力提供最优的效率，其第二级代表冷却能力下降至少40％。在一个优选的实施例中，处于第一级的二级压缩机在100％的冷却能力下运行，处于第二级的二级压缩机在大约40％的冷却能力下运行。当压缩机在第一级运行时二级膨胀阀在第一级上运行，当压缩机在第二级运行时二级膨胀阀在第二级上运行。
优选的情况是当冷却要求超过预先选定的值时，控制系统就在第一级上操纵膨胀阀、鼓风机马达和压缩机，当冷却要求低于预先选定的值时，控制系统就在较低的级上操纵上述装置。如图所示，控制系统包括一个温控继电器228，当利用电动控制装置时，所述控制系统与压缩机、鼓风机、风扇及膨胀装置电动连接。所述控制装置可包括一个二级温控继电器。通过上述例子，温控继电器可为爱默森电气公司(Emerson Electric CO)生产的WHITE-ROGERS DIVISION产品，该产品在四页的说明书、编号为37-3421的手册中进行了详细的描述，这本手册的全部出版内容在此作为参考使用。
所述冷却系统也适用于多个蒸发器或最小的分支系统，而为被冷却的对象提供进一步的空间系统控制装置。所述系统可与多个蒸发器及一个冷凝器协作使用，这样可进行效率控制和费用控制。这种系统要求较低的安装费用、较低的能量消耗及简化的控制结构。这种系统还可减少声音、降低维持费用且容易保养并具有良好的可靠性。
在运行过程中，被冷却的空间状况是由温控继电器来感应的，当冷却负荷超过预定的标准时，压缩机和鼓风机马达就在相应的第一级上运行。当冷却负荷低于预定标准时，它们在相应的第二级上运行。如果系统中包括有二级冷凝器风扇，当冷却负荷低于预定标准时，所述冷凝器风扇也在第二级上运行。在这个系统中蒸发器的工作能力最好等于或大于冷凝器的工作能力。
加热泵的应用本发明的二级可反转压缩机也可应用于加热泵系统和装置，特别适应于低温加热泵。公知的技术加热泵包括处于冷却环路中的一个压缩机、冷凝器、膨胀装置、蒸发器及反向阀。当热泵处于冷却状态时，致冷剂就通过冷却环路而在一个方向上流动。当热泵处于加热状态时，致冷剂就向相反的方向流动。在本技术领域中，上述原理是通过反向阀和相关的控制元件和装置来实现的。
前面所披露的二级空气调节系统可变型为包括一个反向阀和控制器，这样它就可以作为一个二级加热泵系统来运行，所述二级加热泵系统可提供空气调节的两个级和加热泵运行的两个级。所述系统应包括一个二级压缩机、一个二级鼓风机马达、一个二级或多级变化的膨胀阀及一个二级温控继电器。
在低温区域内需要进行有限的冷却，本发明的二级压缩机特别适用于加热泵系统，因为所述二级压缩机包括较少的部件并且费用较低。如在下文中进行的详细描述，在这种系统中，只有压缩机和其他装置的较低级用于冷却，根据负荷的状况，二级压缩机的全负荷能力或较低的负荷能力用于提供热量。
图51中显示了本发明的加热泵实施例的电动元件和装置。如图中所示，该系统包括一个二级压缩机230、一个外置式冷凝器风扇226、一个内置式鼓风机马达232及一个用来控制上述装置的外置式温控继电器228。如图中所示，该系统包括一个为控制线路提供较低电压的变压器，对每个压缩机、风扇、和鼓风机马达来说，这些装置通过控制模块234、236而与线性电流相连。在运行过程中，低温加热泵只利用压缩机的较低级来冷却周围空间。在加热状态下，压缩机将在第一较低级运行，直至由外置式温控继电器感应的外界温度低于预定的值，即为30°F至40°F止。当被感应的外界温度高于预选定的值时，压缩机将在较低的级上运行。
在上面披露的技术中，压缩机在一个方向上转动时它最好在启动线圈上运行，而在另一个方向上转动时压缩机最好在运行线圈上运行。外置式冷凝器风扇226或内置式鼓风机风扇可以为一级式或二级式，但最好为一级式。如果利用二级式马达，所述马达应能在多种系统下运行，包括60/30Hz系统。
对低温运行的空气调节负荷最好利用加热泵，所述空气调节负荷不大于加热负荷。所述加热泵通过处于高动力标准和满足冷却要求的二级压缩机在较低动力标准下的运行而提供高功率的热量。这种方式只需要简单的控制装置且能够有效地降低费用。所述系统从内部单元中提供较热的空气，这样就使消费者更加舒服。
作为一个例子，根据本发明的系统包括一个蒸发器和尺寸确定的冷凝器，利用一个气缸进行冷却，能够利用两个气缸在外界环境加热温度较低的状况下运行。例如，一个两吨的空气调节系统将利用一个四吨的压缩机，所述空气调节系统在进行空气调节时能够在一个气缸(两吨)的状态下运行，所述空气调节系统在低温的外界状态下利用一个或两个气缸(四吨)进行加热。
在加热泵的应用中，所述系统在低温下具有很高的加热能力，并且消除了或极大的减少了所需的附加加热。加热泵也可替代空气炉或油炉而具有较低的能量消耗。加热泵同样具有与加热、冷却、减少化冻周期及缩短化冻周期相应的负荷匹配能力。此外，在减小声音标准的情况下，加热泵将来自寄存器的较热的空气应用到进行空气调节的空间。
总论将本发明的二级压缩机应用到空气调节和加热泵中可提供较高的季节性能量利用效率(SEER)等级，对同样的季节性能量利用效率(SEER)等级，利用本发明可降低应用费用，本发明还提供了潜在的多个蒸发器的运行并使结构标准化，而且还提高了舒适性。在不重新设计热交换器、金属片和空气流通系统的情况下，可对现存的空气调节系统进行改进。对于10、12及14等级的季节性能量利用效率(SEER)的产品来说，冷凝单元可以标准化。此外，空气调节的运行是连续的，这样在较好的湿度控制下该系统可提供更加恒定的室内温度。与其他不同工作能力的技术相比，本发明的另一个主要的优点是系统的成本效益。首先，系统自身的成本是适度的，这是因为将传统的系统升级是利用了较少的且相对便宜的部件。第二，在较低的级上运行需要较少的能量，这样，消费者就会从较低的能量运行费用中受益。
压缩机的工作能力可分为50/100、40/100、60/100或其他能与系统和负荷特征进行最好的匹配的范围。这样可使地区化的产品，特别是加热泵，通过利用具有一个级的压缩机可克服下面的问题，即为避免具有太高的冷却能力而损害加热泵性能的问题。所述系统也提供了改进的湿度控制装置和作为TS调节性能的声音标准。
申请人相信上述技术的应用，对生产具有季节性能量利用效率(SEER)的等级为11.0及以上等级的单元产品提供了最低的费用。一个标准的压缩机产生10等级的季节性能量利用效率(SEER)，在同样的底盘上一个二级压缩机产生12等级的季节性能量利用效率(SEER)。将内部鼓风机的速度减小一半或将具有不同速度的内部鼓风机添加到二级压缩机系统上，可分别将季节性能量利用效率(SEER)的等级提高至13及14。
如上所述，所述系统特别适用于加热泵的应用，特别是在低温条件下。所述应用将附加的电动金属带加热延迟至另一个15°F的较低的环境温度。
该系统适用于R-407C和R-410A致冷剂，也适用于R-22致冷剂。该系统可在单元、最小分支和多个蒸发器最小分支的机构中应用。由本发明的空气调节系统提高的其他改进特征包括作为一个气缸的运行结果，其特征为减少了止动块和启动块的数目、在大部分的时间内减小了作用在轴承、阀和其他部件上的负荷。作为一个气缸的运行结果，本发明在大部分的时间内向马达提供减小的电流。
在空气调节的状态下，对11.0等级及以上等级的季节性能量利用效率(SEER)本发明提供了最低的系统费用。在进行较低的能量费用时本发明能达到较高的季节性能量利用效率(SEER)等级。本发明还具有负荷匹配能力及在进行较好的湿度控制的情况下提供更加恒定的室内温度的能力。与通常的系统相比，本发明的系统和运行非常安静，因为该系统运行的大部分时间为单气缸运行。同样，所述系统具有安静运行的内部鼓风机，且由于较少的循环而使该系统具有较高的可靠性，另外，该系统产品具有统一的标准化。
将二级压缩机系统应用到HVAC系统中也可利用R22致冷剂来提高效率，至少在一些应用中是这样。压缩机的理论效率(EER)为压缩机的最大效率，压缩机在具有特定的蒸发器温度和冷凝器温度，及特定数量的过热和低温冷却条件下运行可达到所述的最大效率。理论效率只是来自于热动力特性。理论效率是将蒸发器中的焓变(h1-h4，单位为Btu/hr)由通过压缩机的焓变(h2-h1，单位为瓦特)整除而得到的。蒸发器中的焓变是在蒸发器温度和冷凝器温度下的P-h图的宽度的函数。通过压缩机的焓变是由等熵线的斜率相对于饱和蒸气曲线的右侧的斜率来设定的。P-h图的宽度和等熵线的斜率是每种致冷剂的热动力特性变化的因素。
对高温压缩机(蒸发器为-20°F至55°F，冷凝器为80°F至150°F)的典型运行中，R22的理论效率高于R410A的理论效率。但是，对于较低的冷凝器温度，两种致冷剂之间的差别是很小的。R410A具有比较低的临界点，这样在较高的冷凝器温度下就产生了较窄的P-h图。因此，在高冷凝温度下致冷剂的性能不良。在较低的温度下，R410A的P-h图变宽并接近R22的P-h图。这样R410A在45/130的范围中具有7.8％的较低的理论效率，而在45/90的范围中具有2.8％的较低的理论效率。
在一个气缸状态下运行的TS压缩机比在两个气缸状态下运行的TS压缩机，是在更低的冷凝温度下运行。当压缩机在一个气缸状态下运行时，需要要大的冷凝器线圈，这样系统才能在线圈和气流之间的温度差较小的情况下运行，这样就允许冷凝器在较低的温度下运行。因此，R410A的性能在一个气缸的状态下比在两个气缸的状态下在理论上更接近R22的性能。事实上，TS压缩机利用R22和利用R410A的运行数据显示出在较低的冷凝温度如100°F下，R410A尽管具有较低的理论效率，但却具有较高的实际效率。R410A的进气密度比R22高40％，这样就使它在40％的较低的流速下具有与R22同样的工作能力。因此产生的气流损失较低，从而使R410A更加接近其理论效率。在较低的冷凝温度下，所述两种致冷剂具有接近相同的理论效率，R410A的实际效率可超过R22的实际效率。
应认识到，通过应用本发明所披露的技术和原理，可对本发明进行变化和修改。本发明的实质和范围是由下面的权利要求来确定的。
权利要求
1.一种变化能力的空气压缩机，包括由多个具有排气端的气缸形成的基体，每个气缸具有安装于其上的往复运动的活塞，一个安装在基体的所述排气端之上的端部提供有一个压力室，进气阀和排气阀装置布置在所述压缩机上，所述的每个压力室与所述压缩机的低侧和高侧流体相连，曲轴可转动地装配在所述基体上，曲轴具有转动轴，多个曲柄销形成于曲轴上，对于装配在曲柄销上的每个活塞来说均具有相间隔的连杆装置，至少一个所述曲柄销是综合性的并具有偏心凸轮，所述凸轮具有可转动地安装在所述曲柄销的内轴上的径向内轴承表面，所述凸轮还具有作为至少一个连杆的轴颈的径向外轴颈表面，至少一个挡块围绕所述曲轴的转轴布置在一个或多个预定角位置的所述凸轮上，所述止动块和挡块确定了所述凸轮装置在所述曲柄销轴上的转动端点，位于压缩机上的可反转马达用来根据传来的操纵信号，而驱动所述曲轴围绕其转动轴线在其转动方向上进行转动，所述凸轮根据所述曲轴在一个方向上的转动而转动至一端点，根据所述曲轴在相反方向上的转动而转动至另一端点，所述止动块和挡块在每个所述端点处形成配合，用于至少一个所述配合的稳定装置包括从一组装置中选择的至少一种装置，包括(A)从一组装置中选择的主动锁紧装置，包括(a)具有位于所述曲轴和凸轮上的协作部件的锁闩机构，通过利用或释放施加到所述锁闩装置的部件上的离心力，所述部件应能在所述的至少一个端点上进行配合和分离；(b)具有位于所述曲轴和凸轮上的协作部件的压力差操作机构，通过在所述曲轴和凸轮之间各自进行迅速及相反的角运动，所述部件应能在所述的至少一个端点上进行配合和分离；(B)具有位于所述凸轮和所述曲轴上的协作部件的摩擦阻力装置，所述装置应能够阻止使所述凸轮在所述曲柄销轴上进行转动的不稳定力，所述不稳定力在至少一个所述端点上使所述配合相分离；(C)压力调整装置，这种装置的作用是使压缩机的低侧和处于被动状态的气缸的压力室之间的压力差最小。
2.根据权利要求1中所述的压缩机，其中所述稳定装置包括凸轮机构的组合，在转速为3600rpm下将离心力扭矩(CFT)从5in 1b变化至50 in1b，该装置还包括一个泄漏系数为从0.03至0.5的进气阀机构。
3.根据权利要求2中所述的压缩机，其中所述每个综合曲柄销的轴具有一条中心轴线，其相连的活塞具有往复轴线，所述凸轮结构具有一个重心和凸轮顶点，其中所述转动轴和所述中心轴位于一个轨道平面内，其中所述重心按一定角度从所述轨道平面移开，在所述曲轴转动时产生了一个配合闭合离心力扭矩(CFT)，其中所述止动块和挡块各自相对布置于所述的一个端点上，所述顶点和所述的往复运动轴均位于所述轨道平面内，所述凸轮顶点位于相关活塞的近端，其中所述活塞是修整的。
4.根据权利要求1所述的压缩机，其中所述锁闩装置包括可枢轴转动地装配在所述曲轴的一部分上的锁臂装置，所述锁臂装置对应于所述曲轴的加速或减速转动而进行朝向或远离所述挡块的摆动，其中所述锁臂装置具有与所述挡块的表面相配合的楔肩装置，在所述曲轴在一个方向上的转动过程中所述楔肩装置将挡块保持配合。
5.根据权利要求4所述的压缩机，其中枢轴安装的锁臂装置提供有枢轴转动轴线，所述轴线与所述曲轴的转动轴线基本垂直。
6.根据权利要求5所述的压缩机，其中所述曲轴的一部分包括一个套筒，套筒键连到所述凸轮附近的曲轴上。
7.根据权利要求1所述的压缩机，其中所述马达布置有相分离的运行线圈和启动线圈，其中布置有在马达装置反向转动时将马达从运行线圈转换至启动线圈上的电转换装置。
8.一种可变能力的气体压缩机，具有一个由多个气缸形成的基体，所述气缸具有开启的排气端，一个往复运动的活塞安装在所述的每个气缸内，一个阀片安装在所述基体上气缸开口端之上并确定了多个压力室，所述阀片具有多个排气阀而将所述压力室与所述压缩机的高侧流体相连，所述压缩机上的多个进气阀将所述压力室与压缩机的低侧流体相连，一个曲轴可转动地装配到所述基体上，所述曲轴具有一条转动轴线并在轴线上形成多个曲柄销，每个活塞均具有一个安装在活塞销上的连杆，至少一个所述曲柄销为综合式的，并具有转动地安装到所述曲柄销内轴上的偏心凸轮，所述曲柄销作为轴承装置的轴颈，曲轴上的至少一个止动部件位于一个或多个预定的角位置上，所述凸轮上的至少一个挡块位于一个或多个预定的角位置上，所述止动块和挡块确定了所述凸轮装置在所述曲柄销轴上的转动端点，位于压缩机上的可反转马达用来根据传来的运行信号，而驱动所述曲轴围绕其转动轴在其转动方向上进行转动，所述凸轮根据所述曲轴在一个方向上的转动而转动至一端点，根据所述曲轴在相反方向上的转动而转动至另一端点，所述止动块和挡块在每个所述端点处形成配合，用于至少一个配合的稳定装置包括从一组装置中选择的至少一种装置，包括(A)从一组装置中选择的主动锁紧装置，包括(a)具有位于所述曲轴和凸轮上的协作部件的锁闩机构，通过利用或释放施加到所述锁闩装置的部件上的离心力，所述部件应能在所述的至少一个端点上进行配合和分离；(b)具有位于所述曲轴和凸轮上的协作部件的压力差操作机构，通过在所述曲轴和凸轮之间各自进行突然及相反的角运动，所述部件应能在所述的至少一个端点上进行配合和分离；(B)具有位于所述凸轮和所述曲轴上的运行部件的摩擦阻力装置，所述装置应能够阻止使所述凸轮在所述曲柄销轴上进行转动的不稳定力，所述不稳定力在至少一个所述端点上使所述配合相分离；(C)压力调整装置，这种装置的作用是使压缩机的低侧和处于被动状态的气缸的压力室之间的压力差最小。
9.根据权利要求8所述的压缩机，其中所述稳定机构包括凸轮机构的组合，以在转速为3600rpm下将离心力扭矩(CFT)从10in 1b变化至50in 1b，该装置还包括一个泄漏系数为从0.05至0.35的进气阀机构。
10.根据权利要求9中所述的压缩机，其中所述曲轴具有一个转动轴线，每个综合曲柄销的轴具有一条中心轴线，所述凸轮结构具有一个重心和凸轮顶点，其中所述转动轴和所述中心轴位于一个轨道平面内，其中所述重心按一定角度从所述轨道平面移开，在所述曲轴转动时产生了一个配合闭合离心力扭矩(CFT)，其中所述止动块和挡块各自相对布置于所述的一个端点上，所述顶点和所述的往复运动轴均位于所述轨道平面内，所述顶点位于相关活塞的近端，其中所述活塞是修整的。
11.根据权利要求8所述的压缩机，其中所述锁闩装置包括可枢轴转动地装配在所述曲轴的一部分上的锁臂装置，所述锁臂装置对应于所述曲轴的加速或减速转动而进行朝向或远离所述挡块的摆动，其中所述锁臂装置具有与所述挡块的表面相配合的楔肩装置，在所述曲轴在一个方向上的转动过程中所述楔肩装置将挡块保持在配合点。
12.根据权利要求11所述的压缩机，其中枢轴安装的锁臂装置提供有枢轴转动轴线，所述轴线与所述曲轴的转动轴线基本垂直。
13.根据权利要求11所述的压缩机，其中所述曲轴的一部分包括一个套筒，所述曲轴和相邻的凸轮通过套筒相连。
14.根据权利要求8所述的压缩机，其中所述马达布置有相分离的运行线圈和启动线圈，其中布置有在马达装置反向转动而修整一个或多个所述气缸时将马达从运行线圈转换至启动线圈上的电转换装置。
15.一种具有综合的曲柄销的压缩机通过稳定摆动调节凸轮而抵抗不稳定力的方法，其中所述凸轮形成了曲柄销的一部分，曲柄销位于按一定角度非线性布置的端点之间，所述端点为曲轴和凸轮上的止动块和挡块的配合点，其中所述不稳定力包括致冷剂压力差及作用在与所述综合曲柄销相关的活塞上的机械惯性力，所述方法包括通过所述凸轮产生的离心力扭矩(CFT)的组合而消除不稳定力，从而保持所述配合，并通过压力下降装置来减少所述的压力差。
16.根据权利要求15中所述的方法，其中所述端点基本以180°的角度相互分离，所述摆动(throw)为通过所述活塞而选择可调至基本为最大的摆动或基本为零的摆动。
17.根据权利要求16所述的方法，其中所述离心力扭矩(CFT)约在10.0in1b和20in 1b之间，所述压力下降装置的泄漏系数约在0.05至0.35之间。
18.根据权利要求17中所述的方法，其中所述压缩机为往复式活塞双气缸压缩机，其中每个气缸的最大容积从约3.0in3至4.0in3，其中一个摆动是可调的。
19.根据权利要求1所述的压缩机，其中所述压力调节装置包括进气阀机构，所述进气阀机构具有自由浮动阀片和进气口座，其中所述阀片是由具有弹性且可产生压力变形的材料构成，所述阀片安装在活塞端头上，这样所述阀片的密封面通常稍微远离所述进气口座的协作密封面而提供压力下降通道，所述阀片通过处于压力行程中的压力室中的压力而产生变形，所述表面相互接触而形成压力密封。
20.根据权利要求19所述的压缩机，其中所述阀片是由易产生压力变形、半刚性、高弹性材料做成，所选用的材料为聚酰胺、聚酰亚胺、聚酰胺-酰亚胺、聚碳酸酯、聚苯乙烯、聚四氟乙烯、纤维素酯、聚酯、乙烯基聚合物、聚烯烃或共聚物中的一种或几种的混合物。
21.根据权利要求19所述的压缩机，其中所述阀片的密封面和所述进气口座的密封面为环形，其中所述阀结构的泄漏系数约为从0.05至0.35。
22.根据权利要求21所述的压缩机，其中所述阀片的结构是可变形的，从而使所述阀片在压力室中的压力高于25psig的压力下形成气密封。
23.根据权利要求22所述的压缩机，其中所述凸轮在3600rpm的转速下提供的离心力扭矩(CFT)约为从10in 1b至30in 1b。
24.根据权利要求23所述的压缩机，其中所述凸轮具有一个凸轮顶点并围绕其转动轴按一定角度布置有一对挡块，所述曲轴在一定角度上布置有单个止动块，其中所述挡块的角位置和止动块的角位置沿曲轴的转动轴和曲柄销轴的中心轴线性对准，凸轮的顶点位于所述的每个端点上。
25.一种二级往复式压缩机包括一个具有至少一个气缸和一个相关压力室及活塞的基体；一个包括偏心曲柄销的曲轴；一个用来驱动曲轴在正方向和相反方向上转动的可反转马达；一个可转动地安装在曲柄销上的两位置偏心凸轮，当马达在正方向上转动时，所述凸轮转动至相对于所述曲柄销的第一位置，并在第一位置处运行；当马达在相反方向上转动时，凸轮转动至相对于所述曲柄销的第二位置，并在第二位置处运行，当马达在正方向上运行时所述曲柄销和所述凸轮的偏心率联合而使活塞具有第一行程，当马达在相反方向上运行时所述曲柄销和所述凸轮的偏心率联合而使活塞具有第二行程，第二行程小于第一行程，所述压缩机还包括在第一预选的固定动力负荷的正方向上或在第二预选的固定动力负荷的相反方向上选择运行马达的控制装置，第二动力负荷小于相关的第一动力负荷。
26.根据权利要求25所述的压缩机，其中所述马达是具有启动线圈和运行线圈的感应马达，其中在运行线圈上时所述马达在正方向上运行，在启动线圈上时所述马达在相反方向上运行。
27.根据权利要求26所述的压缩机，其中压缩机包括多个气缸，其中一个气缸具有由偏心曲柄销和凸轮的组合而驱动的活塞，其他气缸具有仅通过位于曲轴上的第二活塞销驱动的活塞。
28.根据权利要求25所述的压缩机，其中所述压缩机还包括当马达在正方向转动时用来限制凸轮围绕曲柄销相对转动的第一止动机构，及当马达在相反方向转动时用来限制凸轮围绕曲柄销相对转动的第二止动机构。
29.根据权利要求28所述的压缩机，其中所述第一止动机构包括一个位于曲轴上的止动块及位于凸轮上的一个相应的挡块。
30.根据权利要求29所述的压缩机，其中所述第二止动机构包括一个位于曲轴上的止动块及一个位于凸轮上的挡块。
31.根据权利要求27所述的压缩机，其中所述压缩机还包括一种机械系统，当马达在正方向上运行时，所述机械系统可限制所述凸轮远离第一位置的运动。
32.根据权利要求31所述的压缩机，其中所述机械系统包括位于所述曲柄销和凸轮上的协作部件。
33.根据权利要求32所述的压缩机，其中所述协作部件形成一个可释放的锁闩装置。
34.根据权利要求32所述的压缩机，其中所述部件相互摩擦配合而足以提供限制这种运动的摩擦阻力。
35.根据权利要求27所述的压缩机，其中所述机械系统包括形成于所述凸轮的一侧的偏心块，当马达在正方向上转动时，所述偏心块产生离心力偏压凸轮朝向所述第一位置。
36.根据权利要求35所述的压缩机，其中所述偏心块通常为C形。
37.根据权利要求27所述的压缩机，其中曲柄销和凸轮的形状使得当马达在相反方向上转动时，由曲柄销和凸轮所驱动的活塞的第二行程基本为零，且活塞为修整状态。
38.根据权利要求37所述的压缩机，其中所述压缩机还包括压力卸载系统，当马达在相反方向转动时，所述压力卸载系统除去压缩机的低侧和修整活塞的压力室之间的任何明显的压力差。
39.根据权利要求38所述的压缩机，其中所述压力卸载系统包括一个与修整活塞相关的压力室流体相连的开口，所述开口与压缩机的低侧也流体相连。
40.根据权利要求38所述的压缩机，其中所述压力卸载系统还包括用于与修整活塞相关的压力室的进气阀，所述进气阀被偏压到开启位置并与压缩机的低压侧流体相连。
41.根据权利要求38所述的压缩机，其中所述压力卸载系统包括至少一个形成于阀片上，用于与修整活塞相关的压力室的孔，所述孔与压缩机的低压力侧流体相连。
42.根据权利要求38所述的压缩机，其中所述压力卸载系统包括一个形成于压缩机基体上的通道，并与活塞相关的压力室和压缩机的低侧均流体相连。
43.根据权利要求42所述的压缩机，其中所述通道的一端定位在约为活塞全行程的中点上。
44.根据权利要求14所述的压缩机，其中所述压力卸载装置的泄漏系数(COL)在0.05至0.35的范围之内。
45.根据权利要求11所述的压缩机，其中所述凸轮在曲轴转速为3600rpm的情况下产生的离心力扭矩(CFT)在10in 1bs至50in 1bs之间。
46.一种用来操纵可反转二级压缩机的马达，包括一个具有启动线圈和运行线圈的感应马达；一个用来有选择的在运行线圈上以正方向运转马达和在启动线圈上以相反方向运转马达的转换开关。
47.根据权利要求46所述的马达，其中在功率级值与压缩机的最大负荷相适合时选择运行线圈来运转马达，在功率级值与压缩机的最小负荷相适合时选择启动线圈来运转马达。
48.根据权利要求47所述的马达，其中所述马达包括一个控制线路，所述控制线路用来响应压缩机的负荷要求相适应而操纵转换机构。
49.根据权利要求48所述的马达，其中所述控制线路包括一个二级温控继电器。
50.根据权利要求46所述的马达，其中所述马达还包括一个电容器，当马达在正方向上运行时，所述电容器与启动线圈相串连，当马达在相反方向上运行时，所述电容器与运行线圈相串连。
51.根据权利要求50所述的马达，其中所述开关包括一个延迟装置，所述延迟装置在马达改变其转动方向之前在一个预定时间将电源从马达上断开。
52.根据权利要求50所述的马达，其中所述马达还包括一个启动辅助系统，在马达处于负荷下时，所述启动辅助系统立即改变其转向。
53.一种二级往复式压缩机，包括一个基体，在基体上至少有两个气缸，第一个气缸具有相应的第一压力室和活塞，第二个气缸具有相应的第二压力室和活塞；一个用来在正方向和相反方向运转的马达；一个位于马达和活塞之间的机械系统，当马达在正方向上运行时，所述机械系统使活塞在其气缸内且在其全行程上进行往复运动；当马达在反方向上运行时，所述机械系统使第一活塞在其全行程上进行往复运动而使第二活塞基本为零行程；一种控制装置，所述控制装置在第一预选的固定动力负荷的正方向上，或在第二预选的固定动力负荷的相反方向上有选择的运行马达，所述第二动力负荷小于所述的第一动力负荷；一种与第二活塞的压力室相关的压力卸载系统，当马达在相反方向转动时，所述压力卸载系统除去压缩机的低侧和修整活塞的压力室之间的任何压力差。
54.根据权利要求53所述的压缩机，其中所述机械系统包括一个与可反转马达相连的曲轴，所述曲轴具有与第一活塞相关的第一曲柄销及与第二活塞相关的第二曲柄销；一个可转动安装在第二曲柄销上的两位置偏心凸轮，当马达在正方向上转动时，凸轮转动至相对于所述第二曲柄销的第一位置并在第一位置处运行；当马达在相反方向上转动时，凸轮转动至相对于所述第二曲柄销的第二位置并在第二位置处运行。
55.根据权利要求54所述的压缩机，其中所述压缩机还包括一个限制系统，当马达在正方向上运行时，所述限制系统将限制偏心凸轮远离第一位置的运动。
56.根据权利要求55所述的压缩机，其中所述限制系统包括形成于所述凸轮一侧的偏心块，当马达在正方向运行时，所述偏心块产生离心力偏压所述凸轮而朝向所述第一位置。
57.根据权利要求56所述的压缩机，其中所述马达为具有启动线圈和运行线圈的感应马达，其中所述马达在运行线圈上按正方向运行而在启动线圈上按相反方向运行。
58.一种用于可变负荷压缩机的曲轴，所述压缩机具有至少一个气缸及由曲柄销和曲柄销上的偏心凸轮的组合部件驱动的相关活塞，所述曲轴包括一个具有近端和远端的轴，至少带有一个偏心曲柄销形成于近端和远端之间；位于按一定角度相分离的一对点上，一个或多个形成于曲柄销或相邻的曲柄销上的止动块；一个跨在曲柄销上的偏心凸轮，在曲轴的远端处所述偏心凸轮的直径大于或等于曲轴的直径，所述凸轮包括一对用来与曲柄销上的止动块选择配合的挡块；一个将凸轮保持在曲柄销上的凸轮的轴线位置的机械系统。
59.根据权利要求58所述的曲轴，其中一些机械系统包括一个收缩形成于所述轴上的端盖；
60.根据权利要求58所述的曲轴，其中机械系统包括一个固定到所述轴上的端盖；
61.根据权利要求58所述的曲轴，其中机械系统包括一个旋拧到所述轴上的端盖；
62.根据权利要求58所述的曲轴，其中机械系统包括一个形成于曲柄销内的径向孔，一个形成于相对于曲柄销的凸轮的内表面的伸长槽，一个销子延伸到曲柄销的径向孔中并伸入到凸轮的内槽中。
63.根据权利要求62所述的曲轴，其中所述曲轴的远端形成油槽轴颈。
64.根据权利要求63所述的曲轴，其中曲柄销通过曲轴的惰轮部件而与油槽轴颈轴向分离，其中凸轮的直径等于或大于油槽轴颈和惰轮部件的直径，凸轮的轴向长度小于惰轮部件的轴向长度。
65.根据权利要求58所述的曲轴，其中曲轴包括接近曲轴的近端的第一曲柄销，和接近曲轴的远端的第二曲柄销，其中凸轮形成于第二曲柄销上。
66.根据权利要求58所述的曲轴，其中所述止动块包括形成于曲柄销上的两个台面。
67.根据权利要求58所述的曲轴，其中所述挡块包括两个形成于凸轮上的内台面，凸轮上的每个台面有选择地与曲柄销上的台面之一配合。
68.根据权利要求67所述的曲轴，其中所述凸轮包括位于凸轮的一侧上的偏心平衡块。
69.根据权利要求68所述的曲轴，其中所述偏心平衡块通常为C形。
70.一种曲轴和偏心凸轮的装配方法，包括如下步骤提供一个具有近端和远端的曲轴、一个位于曲轴的远端上并与曲轴轴向线性对准的油槽轴颈、一个与油槽轴颈相邻且与曲轴的轴线非线性布置的惰轮部件、一个位于惰轮部件和曲轴的近端之间的曲柄销，所述曲柄销包括一个形成于曲柄销上并延伸至曲柄销外表面上的径向孔；提供一个具有内孔的偏心凸轮，所述内孔的直径等于或大于油槽轴颈及惰轮部件的直径，且所述内孔的轴向长度小于惰轮部件的轴向长度；凸轮在油槽轴颈和惰轮部件上滑动并滑动到曲柄销上；通过将销子插入曲柄销的径向孔中而将凸轮连到曲柄销上，直至销子固定到曲柄销上。
71.一种二级往复式压缩机，包括一个基体；至少一个具有相关的压缩机压力室和相关的活塞的气缸；一个包括曲柄销的曲轴；一个运转曲轴的可反转马达；一个连接于所述活塞的一端的连杆，在连杆的另一端具有环形轴承表面；一个可转动安装在曲柄销上的两位置偏心凸轮，所述凸轮可转动地保持在所述连杆的环形轴承表面上，当马达在正方向上转动时，凸轮在第一位置处运行；当马达在相反方向上转动时，凸轮在第二位置处运行；当马达在正方向上运行时，所述曲柄销和所述凸轮的偏心率联合而使活塞具有第一行程，当马达在相反方向上运行时，所述曲柄销和所述凸轮的偏心率联合而使活塞具有第二行程，所述第二行程小于第一行程；一种润滑系统，所述润滑系统将润滑油施加到曲轴和凸轮的配合面上，及凸轮和连杆的轴承表面之间的配合面上。
72.根据权利要求71所述的润滑系统，其中所述润滑系统包括一个伸长的形成于曲轴上的轴向供应通路；一个形成于曲轴上且与轴向通路和曲柄销的外表面流体相连的交叉钻孔；一个形成于凸轮上的润滑油输送孔，当凸轮位于第一和第二位置时，所述润滑油输送孔与曲轴上的径向交叉孔线性对准，并且在两个位置上与连杆的轴承表面流体相连。
73.根据权利要求71所述的压缩机，其中所述润滑系统包括一对伸长的形成于曲轴上的轴向供应通路；一对形成于曲轴上且与每个轴向通路和曲柄销的外表面流体相连的交叉钻孔；一个形成于凸轮上的润滑油输送孔，当凸轮位于第一位置时，所述润滑油输送孔与曲轴上的径向交叉孔之一线性对准，当凸轮位于第二位置时，所述润滑油输送孔与曲轴上的另一个径向交叉孔线性对准，并且所述润滑油输送孔与连杆的轴承表面流体相连。
74.根据权利要求71所述的往复式压缩机，其中所述润滑系统包括一个伸长的形成于曲轴上的轴向供应通路；一个形成于曲轴和凸轮的相对表面之间的圆周油槽；一个形成于曲轴上且与轴向通路和所述油槽流体相连的交叉钻孔；一个形成于凸轮上的润滑油输送孔，所述润滑油输送孔与所述油槽和所述连杆的轴承表面流体相连。
75.一种受保护的马达，包括一个单相可反转感应马达，所述感应马达具有启动线圈和运行线圈，当马达在一个方向上转动时，所述感应马达在运行线圈上运行，当马达在第二个方向上转动时，所述感应马达在启动线圈上运行；一个保护器，所述保护器具有一个带热感应开关的封闭装置和一对加热器，其一端连接到热感应开关上而另一端分别连接到马达的启动线圈和运行线圈上，当保护器的内部温度达到预先选择的温度时，热感应开关就将电路开启，从而将线圈从动力位置移开一预先选择的时间段。
76.根据权利要求75所述的受保护的马达，其中所述热感应开关为一个双金属开关。
77.根据权利要求75所述的受保护的马达，其中所述加热器为电阻为R1和R2的电阻器。
78.根据权利要求75所述的受保护的马达，其中所述双金属具有明显的阻值而提供一个附加热源。
79.根据权利要求75所述的受保护的马达，其中所选择的R1和R2的阻值与施加到线圈上的电流的值相适应，所述线圈与相应的电阻相连。
80.根据权利要求75所述的受保护的马达，其中所述马达还包括一个电容器和一个控制开关，当所述控制开关处于第一位置时所述启动线圈和电容器相串联，当所述控制开关处于第二位置时所述运行线圈和电容器相串联。
81.一种冷却空间的系统，包括一个在第一固定最大负荷或在减小的第二固定负荷下运行的二级压缩机；一个蒸发器、一个冷凝器及一个膨胀装置，上述装置处于具有压缩机的冷却环路中；一个二级蒸发器鼓风机，所述二级蒸发器鼓风机在第一固定最大负荷或第二减小的固定负荷下运转；一个与压缩机和鼓风机相连的控制系统，当冷却要求超过一预选择值时，控制系统就在相应的第一级运行压缩机和鼓风机，当冷却要求低于一预选择值时，控制系统就在相应的第二级运行压缩机和鼓风机。
82.根据权利要求81所述的系统，其中压缩机的第一级和鼓风机的第一级相匹配，而为系统的最大冷却能力提供最优的效率。
83.根据权利要求81所述的系统，其中系统的第二级冷却能力下降至少40％。
84.根据权利要求81所述的系统，其中所述压缩机为可反转二级往复式压缩机，当马达在一个方向上运行时压缩机运行在第一级，当马达在相反方向上转动时压缩机运行在第二级。
85.根据权利要求84所述的系统，其中所述控制系统包括一个二级温控继电器。
86.根据权利要求81所述的系统，其中所述系统还包括一个用于冷凝器的风扇马达，所述风扇马达与控制系统相连。
87.根据权利要求86所述的系统，其中所述风扇马达为一个二速马达，当冷却要求超过预选定的值时，控制系统在第一速度运行风扇马达，当冷却要求低于预选定的值时，控制系统以已减小的第二速度运行风扇马达。
88.根据权利要求87所述的系统，其中所述压缩机为可反转二级往复式压缩机，当马达在一个方向上运行时压缩机运行在第一级，当马达在相反方向上转动时压缩机运行在第二级。
89.根据权利要求83所述的系统，其中所述压缩机为可反转二级往复式压缩机，当马达在正方向上运行时压缩机转动在第一级，当马达在相反方向上转动时压缩机运行在第二级。
90.根据权利要求89所述的系统，其中所述压缩机马达为感应马达，所述感应马达具有启动线圈和运行线圈，当马达在正方向上转动时，所述感应马达在运行线圈上运行，当马达在相反方向上转动时，所述感应马达在启动线圈上运行。
91.根据权利要求90所述的系统，其中压缩机的第二级动力负荷为第一级动力负荷的40％至60％。
92.根据权利要求90所述的系统，其中鼓风机的第二级的速度为第一级速度的40％至60％。
93.根据权利要求81所述的系统，其中所述系统还包括一个二级膨胀阀，当压缩机在第一级运行时二级膨胀阀在第一级上运行，当压缩机在第二级运行时二级膨胀阀在第二级上运行。
94.根据权利要求93所述的系统，其中所述二级膨胀阀包括具有电磁开关的两个孔，电磁开关选择孔的应用，电磁开关与控制系统相连，当冷却要求超过预先选定的值时控制系统就在第一孔操纵膨胀阀，当冷却要求低于预先选定的值时控制系统就在另一个孔操纵膨胀阀。
95.根据权利要求93所述的系统，其中所述膨胀阀具有两个成一列的弹性负载孔。
96.根据权利要求81所述的系统，其中所述系统包括多个蒸发器。
97.根据权利要求81所述的系统，其中所述所述压缩机为具有两个气缸的往复式压缩机，所述气缸各具有压力室和活塞，当马达在一个方向运行时两个活塞均压缩气体，当马达在相反方向运行时只有一个活塞压缩气体。
98.根据权利要求97所述的系统，其中所述系统还包括一个二级膨胀阀，当压缩机在第一级运行时二级膨胀阀在第一级上运行，当压缩机在第二级运行时二级膨胀阀在第二级上运行。
99.根据权利要求98所述的系统，其中所述压缩机由具有启动线圈和运行线圈的感应马达驱动，当压缩机在第一级运行时所述感应马达在运行线圈上运行，当压缩机在第二级上运行时，所述感应马达在启动线圈上运行。
100.根据权利要求99所述的系统，其中压缩机和鼓风机的第二级冷却能力和负荷下降至少40％。
101.一种冷却空间的方法，包括如下步骤提供一种空气调节系统，该系统包括具有第一固定负荷和第二固定负荷的二级压缩机、一个蒸发器、一个二级蒸发器鼓风机、一个膨胀装置和一个冷凝器；感应被冷却的空间的状况；当冷却负荷超过预定的标准时，控制压缩机和鼓风机马达就在其相应的第一级上运行，当冷却负荷低于预定标准时，控制压缩机和鼓风机马达就在其相应的第二级上运行。
102.根据权利要求101所述的方法，其中所提供的步骤包括提供多级膨胀阀，当压缩机在第一级上运行时所述多级膨胀阀就在其第一级上运行，当压缩机在第二级上运行时所述多级膨胀阀就在其第二级上运行。
103.根据权利要求102所述的方法，其中控制的步骤包括当冷却负荷超过预定的标准时，控制膨胀阀在第一级上运行，当冷却负荷低于预定标准时，控制膨胀阀在第二级上运行。
104.根据权利要求103所述的方法，其中在所述的系统中除包括多个蒸发器外只包括一个冷凝器。
105.根据权利要求103所述的方法，其中冷凝器包括二级风扇马达，其中的控制步骤包括当冷却负荷超过预定的标准时，控制冷凝器的风扇马达在第一级上运行，当冷却负荷低于预定标准时，控制冷凝器的风扇马达在第二级上运行。
106.根据权利要求105所述的方法，其中所述冷凝器的尺寸是与压缩机的最大运行能力相匹配或超过压缩机的最大运行能力。
107.根据权利要求106所述的方法，其中所述蒸发器的尺寸是根据等于或大于冷凝器的能力确定。
108.根据权利要求107所述的方法，其中控制的步骤主要是通过应用二级温控继电器而达到的。
109.一种加热泵系统，包括一个二级压缩机；冷凝器；一种膨胀装置；一个蒸发器；用来运行压缩机、冷凝器、膨胀装置及蒸发器的装置，所述装置在需要时可作为热泵而选择进行空气调节和加热；控制系统，在压缩机运行在第一级或第二级时，根据加热的需要而在加热状态下操作该系统，在压缩机只在第一级运行时的空气调节状态下操作该系统。
110.根据权利要求109所述的系统，其中所述膨胀装置为单孔膨胀阀。
111.根据权利要求109所述的系统，其中在空气调节状态时压缩机运行在60％或70％的工作能力下。
112.根据权利要求111所述的系统，其中压缩机为往复式压缩机。
113.根据权利要求112所述的系统，其中压缩机可只在两种固定动力负荷之一下运行。
114.根据权利要求111所述的系统，其中所述压缩机为具有两个气缸的往复式压缩机，所述气缸各具有压力室和活塞，当马达在相反方向运行时压缩机只用一个气缸压缩气体，当马达在正方向运行时压缩机利用两个气缸压缩气体。
115.根据权利要求114所述的系统，其中蒸发器和冷凝器的工作能力确定的尺寸，与压缩机在第一级运行时相关的冷却能力相匹配。
116.根据权利要求109所述的系统，其中控制系统感应外部的温度，根据所感应到的外部的温度值而在加热状态下在第一级或第二级运行所述系统。
117.利用加热泵在低温环境中冷却及加热周围空间的方法，所述方法包括如下步骤提供一个加热泵系统，所述加热泵系统包括一个具有第一固定负荷和第二固定负荷的二级压缩机、一个冷凝器、一个蒸发器、一个单个膨胀装置；感应外部的温度；当系统在冷却状态下运行时只在第一级上运行压缩机；当外部温度高于预先选择的限制时，在加热状态下在第一级上运行压缩机；当外部温度低于预先选择的限制时，在加热状态下在第二级上运行压缩机。
118.根据权利要求117所述的方法，其中所述膨胀装置为单孔膨胀阀。
全文摘要
本发明公开了一种二级往复式压缩机及相关的HVAC系统和方法。往复式压缩机包括一个具有偏心曲柄销的曲轴、一个用来在正方向和相反方向上运转曲轴的可反转马达、和一个可转动地装配在曲柄销上的两位置偏心凸轮。当马达在正方向上运行时曲轴和凸轮的联合可使活塞具有第一行程,当马达在相反方向上运行时曲轴和凸轮的联合可使活塞具有第二行程。凸轮和曲柄销还包括限制凸轮围绕曲柄销相对转动的稳定装置。本发明还提供了一种润滑系统,以润滑曲轴和凸轮的配合面及凸轮和连杆的轴承表面之间的配合面。本发明还提供了一种控制装置,该装置可用来在第一动力负荷下的正方向上选择运行马达,或在减小的第二动力负荷下选择运行马达。本发明还提供了一种用于马达的保护器。此外本发明还公开了往复式压缩机在空气调节和加热泵系统上的应用。
文档编号G11C16/08GK1271406SQ98809522
公开日2000年10月25日 申请日期1998年8月13日 优先权日1997年8月14日
发明者约瑟夫·F·洛波雷特, 迈克尔·R·扬, 小约翰·W·托尔伯特, 戴维·T·蒙克, 菲利普·C·瓦格纳, 乔·T·希尔, 拉里·皮平, 罗伯特·B·彼得斯 申请人:布里斯托尔压缩机公司