專利名稱：致冷壓縮機的制作方法
技術領域：
本發(fā)明與用于汽車空調(diào)系統(tǒng)的致冷壓縮機有關，具體有關有改進的傳動軸懸臂式支承結構的搖擺盤式壓縮機。
有傳動軸懸臂式支承結構的搖擺盤式壓縮機為已知。這些結構在美國專利第3，552，886號及3，712，759號中已揭示。
參看

圖1，一種有傳統(tǒng)懸臂結構的搖擺盤式壓縮機1，有一個圓筒形的壓縮機殼2，一個前端板3，和一個形式為缸蓋4的后端板。壓縮機殼2內(nèi)有一個缸體21和一個曲柄腔22。前端板3固定在壓縮機殼2的一個端面上，放在壓縮機殼2另一端面的缸蓋4，用穿過活門板5的螺栓41固定在缸體21一個端面上。在前端板3的中部形成一個孔31，傳動軸6從其中穿過。
傳動軸6利用一個徑向滾針軸承7，支承在前端板3上旋轉(zhuǎn)，伸到曲柄腔22內(nèi)。一個楔形凸輪轉(zhuǎn)子8與傳動軸6的內(nèi)端部固定連接，利用一個推力滾針軸承9，支承在前端板3的內(nèi)端面上旋轉(zhuǎn)，使之可隨傳動軸6旋轉(zhuǎn)。
在中部設有錐形齒輪101的環(huán)形搖擺盤10，通過一個推力滾針軸承16，放在楔形凸輪轉(zhuǎn)子8的斜表面81上，搖擺盤經(jīng)一球形件12支持在支承件11的終端上作章動(nutate)，在缸體21和支承件11之間插入一個鍵，防止支承件旋轉(zhuǎn)。支承件11放在缸體21中部形成的一個中心孔211中，有一個錐形齒輪111和一個有中空部113的柄部112。一個調(diào)節(jié)螺絲17放在中心孔211的一個端部上。一個螺旋彈簧13放在柄部112的中空部113內(nèi)，將支承件11推向搖擺盤10，支承件11的錐形齒輪111嚙合搖擺盤10的錐形齒輪101，防止搖擺盤10旋轉(zhuǎn)。
若干氣缸212在缸體21上等角地形成。每一氣缸212內(nèi)有活塞14滑動。每一活塞14通過每一連桿15，和搖擺盤10的圓周連接連桿15的一端用球節(jié)和活塞14連接，另一端用球節(jié)和搖擺盤10連接。
氣缸蓋4有一個排出腔42和一個包圍排出腔42的抽吸腔43。有一個抽吸孔51從活門板5上穿過，使抽吸腔43和氣缸212相通，一個排出孔52從活門板5上穿過，使氣缸212和排出腔42相通。
運轉(zhuǎn)時，當傳動軸6由動力源通過安裝在前端板3的管形延伸部35上的電磁離合器18驅(qū)動時，凸輪轉(zhuǎn)子8隨傳動軸6旋轉(zhuǎn)，從而搖擺盤10不隨凸輪轉(zhuǎn)子8旋轉(zhuǎn)而作章動。因此，各活塞14由于搖擺盤10的章動，而在氣缸212中作往復活動。螺旋彈簧13的反彈強度可通過擰旋調(diào)節(jié)螺絲17而調(diào)節(jié)。因此，推力軸承9，凸輪轉(zhuǎn)子8，搖擺盤10，錐形齒輪101，鋼球12和支承件11等之間的相應軸向間隙，即使有溫度變化造成的尺寸變化，和加工的尺寸誤差，也可通過調(diào)節(jié)螺旋彈簧13的反彈強度，使間隙保持固定。
上述搖擺盤式的壓縮機一般用作汽車空調(diào)設備的致冷壓縮機，因此，在一般的使用條件下，壓縮機要求有足夠的耐用性。但是，在嚴厲條件下，例如在高溫條件下長時間駕駛時，傳動部件有可能咬緊(seizure)，從而壓縮機不能保持足夠的耐用性。
對在這種條件下確已損壞的壓縮機傳動部件咬緊的原因作分析后，發(fā)現(xiàn)和(支承傳動軸6的)徑向滾針軸承7的內(nèi)表面接觸的傳動軸6的外表面發(fā)生了碎裂。傳動軸6上的碎塊使傳動部件損壞，壓縮機便發(fā)生咬緊現(xiàn)象。
參看圖2，它表示傳動軸6和徑向滾針軸承7的接觸表面。碎裂在區(qū)域A中發(fā)生。表示傳動軸6和徑向軸承7實際接觸表面的光澤表面為區(qū)域B。根據(jù)上面的事實，可看到傳動軸6的外表面和徑向軸承7的內(nèi)表面不均勻接觸，即傳動軸6和徑向軸承7可能部分接觸。
參看圖3，它表示壓縮機各部件間的力的關系。部分接觸的原因可作下面的分析。作用在凸輪轉(zhuǎn)子8上的軸向外力，包括各活塞14進行壓縮的總氣體壓力，和軸向推力F2，F(xiàn)2即螺旋彈簧13的反彈強度。當活塞14在上死點上時總氣體壓力F1在凸輪轉(zhuǎn)子8的點A上作用，點A在連桿15球節(jié)的附近。軸向推力F2在凸輪轉(zhuǎn)子8的中心部位上作用。因為上述的總氣體壓力F1和軸向推力F2在凸輪轉(zhuǎn)子8的傾斜表面81上作用，徑向上產(chǎn)生徑向分力F3及F4。
和總氣體壓力F1及嵯蟯屏2相反的軸向反作用力F5在推力軸承9上產(chǎn)生，因此軸向上的力平衡。但對分力F3及F4沒有平衡力，因而產(chǎn)生力矩，將凸輪轉(zhuǎn)子8圍繞推力軸承9的點B旋轉(zhuǎn)，因此凸輪轉(zhuǎn)子8在和上死點相對的一側(cè)，也就是在下死點上和推力軸承9分離。因此，傳動軸6自徑向軸承7的軸線傾斜，在C點和D點處，傳動軸6和徑向軸承7部份接觸。傳動軸6和徑向軸承7的軸線的傾角θ，決定于徑向軸承7的軸向長度和徑向軸承7內(nèi)表面與傳動軸6外表面之間的間隙。
在上述構造中，徑向軸承7的反作用力F6及F7在傳動軸6上作用，力的平衡可用下式表示F3+F4＝F6-F7如各尺寸定為11-14，r1或r2，如圖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，假定傳動軸6驅(qū)動時部分接觸徑向軸承7，而碎裂在期間產(chǎn)生。在有傾角θ的條件下，從徑向軸承7向傳動軸6作用的軸向反作用力F6及F7隨總氣體壓力F1變化。具有普通的間隙時，傾角θ預定在零至0.04度范圍內(nèi)。因此，碎裂很容易在嚴厲的條件下發(fā)生，例如在高空調(diào)負荷下。
本發(fā)明的主要目的是提出一種搖擺盤式壓縮機，甚至在嚴厲條件下使用壓縮機時，可取得足夠的耐用性。
本發(fā)明的另一目的，是提出一種搖擺盤式壓縮機，在高空調(diào)負荷條件下，可防止傳動軸和徑向軸承間的部分接觸。
本發(fā)明的搖擺盤式壓縮機有一個壓縮機殼，其中有若干氣缸和氣缸附近的一個曲柄腔。每一缸內(nèi)放置一個往復滑動的活塞。一個驅(qū)動機構和活塞連接，取得往復動作。驅(qū)動機構有一根傳動軸，通過徑向軸承和楔形凸輪轉(zhuǎn)子支承在壓縮機殼上旋轉(zhuǎn)。凸輪轉(zhuǎn)子的軸向端面在與至少是上端部相當?shù)妮S向端面范圍內(nèi)傾斜某個角度，因此，凸輪轉(zhuǎn)子的軸向端面保證和推力軸承均勻接觸。
本發(fā)明的其他目的，特點和其他方面，通過下面關于本發(fā)明理想實施方案的參照附圖的敘述，便可有所了解。
圖1為傳統(tǒng)搖擺盤式壓縮機的剖視。
圖2為圖1中傳動軸外表面局部展開圖。
圖3為說明作用在圖1中的凸輪轉(zhuǎn)子和傳動軸上的力的關系的解說圖。
圖4為本發(fā)明搖擺盤式壓縮機一實施方案，其一部分的剖視，說明凸輪轉(zhuǎn)子及傳動軸組合件的狀態(tài)。
圖5為壓縮機一部分的剖視，表示圖4中前端板和傳動軸組合件的狀態(tài)。
圖6為圖5中組合件一部分的放大剖視，有外力在上面作用。
圖7為壓縮機一部分的剖視，表示有另一外力在上面作用的圖5所示端板和傳動軸組合件的狀態(tài)。
圖8為圖7所示組合件一部分的放大剖視。
圖9(a)為本發(fā)明另一實施方案中徑向軸承的剖視。
圖9(b)為壓縮機一部分的剖視，表示圖9(a)徑向軸承組合件的狀態(tài)。
圖10(a)為本發(fā)明另一實施方案的徑向軸承剖視。
圖10(b)為壓縮機一部分的剖視，表示圖10(a)中徑向軸承組合件的狀態(tài)。
圖11為壓縮機一個部分的剖視，表示具有圖9(a)所示的徑向軸承的一個前端板，和圖4所示的傳動軸的組合件的狀態(tài)，有一個軸向推力作用在傳動軸上。
圖12為壓縮機一個部分的剖視，表示有外力在上面作用的圖11中組合件的狀態(tài)。
參看圖4，表示本發(fā)明一個實施方案的傳動軸和一個楔形凸輪轉(zhuǎn)子的構造。凸輪轉(zhuǎn)子8有楔形截面，凸輪轉(zhuǎn)子8的一個軸蚨嗣嬉災畢叨 界，如圖中之線St。傳動軸6的軸線在圖4中用線OR表示，軸6和凸輪轉(zhuǎn)子8用傳統(tǒng)的方式組裝，軸的軸線和凸輪轉(zhuǎn)子8的軸向端面構成的線St垂直。本發(fā)明與之相反，傳動軸6組裝在凸輪轉(zhuǎn)子8上，使傳動軸6的軸線OS傾斜，和軸線OR形成某一角度(圖4表示θ1度)，從而向上死點側(cè)伸展，也就是上死點取決于凸輪轉(zhuǎn)子8的較厚的一側(cè)。其數(shù)值可用下式求出θ1≥tan-1(c/l)式中l(wèi)為徑向軸承7的軸向長度，c為徑向軸承1內(nèi)表面和傳動軸6外表面之間的間隙。此外，放在凸輪轉(zhuǎn)子8的軸向端面上的徑向滾針軸承9的板91，在凸輪轉(zhuǎn)子8的較厚部分處傾斜，形成角θ2。角θ2預定，故如果θ1是tan(c/l)，從θ1減去θ2的值大于θ2。
參見圖5，凸輪轉(zhuǎn)子8和傳動軸6的組合件。傳動軸裝于搖擺盤式壓縮機1前端板3上。在這種情況下，軸向推力F2在傳動軸6的端面上作用。由于軸向推力F2大于凸輪轉(zhuǎn)子8和傳動軸6連接部的強度，于是凸輪轉(zhuǎn)子8的較薄的部分被推向前端板3的內(nèi)端面，從而凸輪轉(zhuǎn)子8的軸線OR移動到角度為φ的線OR′的位置上去。這時，徑向軸承7的軸線OB和凸輪轉(zhuǎn)子8的軸線OR′之間的角度變?yōu)棣?，它與圖6中所示的凸輪轉(zhuǎn)子8的厚部的傾角相同。如上所述，傳動軸6的軸線OS和徑向軸承7的軸線OB之間的角度是θ，它由tan-1(c/l)確定。也就是，傳動軸6從圖4所示的傳動軸6位置，向左轉(zhuǎn)角度φ。因此，假如凸輪轉(zhuǎn)子8和傳動軸6的連接部的強度系數(shù)為k，便有等于kφ的向右的轉(zhuǎn)矩Ms在傳動軸6上作用。
在上述的情況中，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分別為圖5中所示的尺寸，F(xiàn)2，F(xiàn)4，F(xiàn)5，F(xiàn)6，或F7為作用在圖5中的上述結構上的力;F4是以軸向推力F2為基礎產(chǎn)生的分力，F(xiàn)5是推力軸承9的反作用力，F(xiàn)6是徑向軸承7的反作用力，F(xiàn)7是徑向軸承7的反作用力。
如圖7所示，在壓縮機1運轉(zhuǎn)時，包括總氣體壓力F1和軸向推力F2的外力，在凸輪轉(zhuǎn)子8的傾斜表面81上作用。徑向分力F3及F4根據(jù)外力F1及F2產(chǎn)生，在凸輪轉(zhuǎn)子8的傾斜表面81上作用。這些徑向分力F3，F(xiàn)4將凸輪轉(zhuǎn)子8旋轉(zhuǎn)，向上死點側(cè)推壓。因此，傳動軸6圍繞圖5中所示的點M，向左轉(zhuǎn)動，點M處在徑向軸承7的外端，就是傳動軸6靠向凸輪轉(zhuǎn)子8的地方向下死點側(cè)移動，從而徑向軸承7的軸線OB和傳動軸6的軸線OS變?yōu)槠叫?，于是傳動軸6的外表面由徑向軸承7的上側(cè)內(nèi)表面支持。
傳動軸6的軸線OS和凸輪轉(zhuǎn)子8的軸向端面之間的角度，從圖7到圖4及5，改變φ度，即θ1減θ2度。假如凸輪轉(zhuǎn)子8和傳動軸6的連接部分的強度系數(shù)為k，向右的轉(zhuǎn)矩為Ms，而Ms等于kφ，在傳動軸6上作用，傳動軸6便可保證和徑向軸承7的上側(cè)內(nèi)表面作均勻接觸。
在上述的狀況下，作用在上述各部件上的力和轉(zhuǎn)矩之間的平衡，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′為圖6中所示的尺寸，F(xiàn)1，F(xiàn)2，F(xiàn)3或F4為與上述相同的力，F(xiàn)5是推力軸承9的反作用力，F(xiàn)6是徑向軸承7的反作用力，Ms是由于改變傳動軸6和凸輪轉(zhuǎn)子8之間的夾角，在傳動軸6上作用的向右的轉(zhuǎn)矩。改變的角φ是角θ1減去角θ2。
如上文所述，在壓縮機1運轉(zhuǎn)時，傳動軸6的外周表面和徑向軸承7的內(nèi)周部分保證均勻接觸，從而防止傳動軸6扯裂表面部分。并且，如圖8所示，在凸輪轉(zhuǎn)子8的較厚部分上的推力座圈91，和凸輪轉(zhuǎn)子8的軸向端面有角度θ2。因此推力座圈91和推力軸承9均勻接觸。于是也能防止推力座圈91表面部分扯裂。
參見圖9(a)，表示搖擺盤式壓縮機所用，可提高壓縮機耐用性的徑向軸承的構造。徑向軸承30有一個圓筒形座圈301和在座圈301內(nèi)周表面上等角放置的若干滾針302。座圈的厚度不均勻，即徑向座圈301的一端較厚，而另一端較薄。因此座圈301的內(nèi)表面呈錐形，也就是有錐形環(huán)的形狀。將徑向軸承30從曲柄腔側(cè)強壓進前端板的孔31中，使推力座圈301的較厚部分接觸止動環(huán)32(其位置如圖9(b)所示)。徑向軸承30組裝后，徑向軸承30的內(nèi)表面變?yōu)殄F形環(huán)的表面，徑向軸承30的大內(nèi)徑處在曲柄腔側(cè)。徑向軸承30的軸線OB和錐形環(huán)表面AC之間的角度，預定為θ3度。
組裝完畢的徑向軸承的上述最終結構可用普通的軸承完成。也就是如圖8所示，前端板3的孔33有圓錐形，向著壓縮機的外側(cè)內(nèi)徑逐漸減小。將圖10(a)所示結構的一般軸承34，強壓進錐形孔33中，其一個端面插入孔33中，抵靠止動環(huán)32，如圖10(b)所示。因此，徑向軸承34的內(nèi)表面變?yōu)殄F環(huán)形。徑向軸承34的軸線OB和錐形環(huán)表面AC之間的角度預定為θ3度。
假如每一徑向軸承30及34的滾針302及342的軸向長度為1，傳動軸6外表面和每一徑向軸承30及34的最小內(nèi)徑之間的間隙為c，則角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，則θ1最好大于θ4。
參看圖11，表示傳動軸，前端板和凸輪轉(zhuǎn)子的組裝結構。傳動軸6用徑向軸承30支承，軸向推力F2將凸輪轉(zhuǎn)子8軸向推壓。包括螺旋彈簧13反彈強度的軸向推力F2可用調(diào)節(jié)螺絲17調(diào)節(jié)，因而凸輪轉(zhuǎn)子8的軸向端面可和推力軸承9均勻接觸。由于軸向推力F2在凸輪轉(zhuǎn)子8的斜表面81上作用，凸輪轉(zhuǎn)子8的下死點側(cè)也被推靠推力軸承9，因此凸輪轉(zhuǎn)子8的軸線OR移動，達到線OR′上，線OR′和軸線OR間有角φ的角距。線OR′和徑向軸承30的軸線OB平行，與傳動軸6的軸線Os成θ4角。角θ4決定于tan-1( (c+l·tanθ3)/(l) )傳動軸6保持在離傳動軸6位置的一個角φ的角距內(nèi)。
假使傳動軸6和凸輪轉(zhuǎn)子8之間的連接部分的強度系數(shù)為k，則有數(shù)值為kφ的右向轉(zhuǎn)矩Ms在傳動軸6上作用。任何力和轉(zhuǎn)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為各部分的尺寸，F(xiàn)2，F(xiàn)4，F(xiàn)5，F(xiàn)6或F7為作用在圖9中各部分上的力，F(xiàn)4在凸輪轉(zhuǎn)子8傾斜表面81上作用的徑向力F2(如斜面81的傾角為α，則F4用此式表示F4＝F2tanα)F5為推力軸承9的反作用力F6為徑向軸承30的反作用力F7為徑向軸承30的反作用力參看圖12，運轉(zhuǎn)時，如總氣體壓力F1在凸輪轉(zhuǎn)子8的傾斜表面81上死點側(cè)的點A上作用，這時由于傳動軸6在外端的點N上和徑向軸承30的內(nèi)表面偏心接觸，于是傳動軸6圍繞點N向上死點側(cè)旋轉(zhuǎn)，從而和徑向軸承30的內(nèi)表面，在上死點側(cè)均勻接觸，如圖12所示。也就是傳動軸6從其圖11所示的原來位置，向上死點側(cè)旋轉(zhuǎn)角θ3+θ4。因此，傳動軸6的軸線Os和徑向軸承30的環(huán)形圓錐表面的上側(cè)平行。
如上所述，由于凸輪轉(zhuǎn)子8，推力軸承9，搖擺盤10，錐形齒輪101，鋼球12和錐形齒輪111等之間沒有軸向間隙，故軸向推力F2變?yōu)镕8，F(xiàn)8中包括防止凸輪轉(zhuǎn)子8的下端部和前端板3內(nèi)端面分離的力。分力F4又變?yōu)镕9。當傳動軸6的外表面在上死點側(cè)和徑向軸承30的內(nèi)表面均勻接觸時，任何力和右向轉(zhuǎn)矩之間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′為各部分的尺寸，F(xiàn)1，F(xiàn)3，F(xiàn)8或F9為作用在圖12中各部分上的力，F(xiàn)5為推力軸承9的反作用力，F(xiàn)6為徑向軸承30的反作用力，Ms為根據(jù)傳動軸6和凸輪轉(zhuǎn)子8的夾角在(φ+θ3+θ4)范圍內(nèi)變化在傳動軸6上作用的右向轉(zhuǎn)矩，θR為圖11所示傳動軸6軸線Os和徑向軸承30內(nèi)表面上側(cè)之間的角度。
假如壓縮機運轉(zhuǎn)時，軸向推力F2小于一個預定的力，而凸輪轉(zhuǎn)子8的下端部不和推力軸承9接觸，便可通過將凸輪轉(zhuǎn)子8的軸向端面在上死點側(cè)形成某一角度，便可與推力軸承9有均勻的接觸。
雖然對本發(fā)明已結合理想實施方案詳細敘述，但僅作舉例而已，本發(fā)明并不以此作為限制。熟悉本技藝領域者易于理解，在本發(fā)明的范圍內(nèi)，還可作其他的變化和修改。
權利要求
1.一種搖擺盤式壓縮機有一個壓縮機殼，其中有若干氣缸和一個與該氣缸相鄰的曲柄腔，每一氣缸中有一個活塞在里面滑動，一個傳動機構和該活塞連接，取得往復活動，并有一個傳動軸，從徑向軸承和一個楔形凸輪轉(zhuǎn)子中穿過，安裝在該壓縮機殼上旋轉(zhuǎn)，改進之處在于該楔形凸輪轉(zhuǎn)子的軸向端面在與至少是上端部相當?shù)妮S向端面范圍內(nèi)有一個預定的角θ2的傾斜。
2.如權利要求1中之搖擺盤式壓縮機，其特征為該傳動軸和該楔形凸輪轉(zhuǎn)子的該軸向端面連接，以預定的θ1角度傾斜。
3.如權利要求1及2中之搖擺盤式壓縮機，其特征為該徑向軸承內(nèi)表面形成的表面形狀，為從壓縮機內(nèi)部向外逐漸減小內(nèi)徑以形成一個角度θ3，該傳動軸和該楔形凸輪轉(zhuǎn)子的軸向端面固定，以預定的角度傾斜。
4.如權利要求2及3中之搖擺盤式壓縮機，其特征為該預定角度θ1的定義是一個等于或大于tan-1(c/l)的數(shù)值;其中l(wèi)為該徑向軸承滾針的軸向長度，c為該徑向軸承內(nèi)表面和該傳動軸外表面之間的間隙。
5.如權利要求3及4中之搖擺盤式壓縮機，其特征為該預定角度θ1的定義是等于或大于tan-1(c+l·Tanθ3)/l的數(shù)值;式中l(wèi)是該徑向軸承的該滾針的軸向長度，c是該徑向軸承內(nèi)表面和該傳動軸外表面之間的間隙。
6.如權利要求3，4及5中之搖擺盤式壓縮機，其特征為該徑向軸承中有一個徑向座圈和若干滾針，該徑向軸承的內(nèi)表面是圓錐形表面。
7.如權利要求3，4及5中之搖擺盤式壓縮機，其特征為放該徑向軸承的該壓縮機殼的一個孔的內(nèi)表面是圓錐形表面。
全文摘要
揭示一種搖擺盤式壓縮機，殼體有若干氣缸和一個與氣缸相鄰的曲柄腔。每一氣缸有一個可往復的活塞在里面滑動。驅(qū)動機構和活塞連接，取得往復動作。驅(qū)動機構有一根傳動軸，從徑向軸承和楔形凸輪轉(zhuǎn)子中穿過，支承在壓縮機殼上旋轉(zhuǎn)。轉(zhuǎn)子軸向端面與至少是上端部相當?shù)妮S向端面范圍內(nèi)有某一角度的傾斜。因此，轉(zhuǎn)子軸向端面和推力軸承保證均勻接觸，從而防止推力軸承損壞。
文檔編號F04B27/0GKN1035164SQ88100840
公開日1989年8月30日 申請日期1988年2月11日 優(yōu)先權日1988年2月11日
發(fā)明者高橋晴男, 畠山秀春, 熊谷??申請人:巳纈邢薰 司 被以下專利引?br>