专利名称：可变容量旋转斜盘型压缩机的制作方法
技术领域：
本发明涉及一种可变容量旋转斜盘型压缩机，尤其是涉及一种铰链装置，该铰链装置用于可绕枢轴转动并且倾斜地支承变容量旋转斜盘型压缩机的旋转斜盘，而且所述压缩机适用于机动车空气调节系统。
在授于阿本兹琴(Abendschein)等人的美国专利No.4,073,603和日本未审查实用新型公开1-114988号中披露了传统的变容量旋转斜盘型压缩机。例如，后者披露的压缩机装备有图4所示的铰链装置，其中转子91被固定在位于旋盘腔内部的一根驱动轴90上，并在转子91上做出一个长孔91a。在图5中看得更加清楚，转子91的长孔91a平行于一个由驱动轴90的中心线“Y”以及环型旋转斜盘93的上止点确定的平面，并且长孔91a从驱动轴90的径向外侧朝该驱动轴的中心线“Y”延伸，以致于长孔91a的内端定位于邻近驱动轴中心线“Y”处。垂直于其中心线“S”的一段长孔91a的相对端直线延伸，以致于与一个垂直于驱动轴90的旋转轴线的平面平行。一个连结销92可滑动地插入转子91的长孔91a之中，销92的外端通过旋转斜盘93的一个托架93a与该环形旋转斜盘连结，致使旋转斜盘93能前后倾斜。一块不旋转的摆动板(未画出)可滑动地安装在旋转斜盘93上，压缩机缸体上做出多个缸孔，在所述摆动板和容纳在每个缸孔中的每个活塞之间做出一根活塞杆。
在所述的传统压缩机中，借助于铰链装置“K”的作用，使驱动轴90的旋转被转换成旋转斜盘93的旋转和摆动板的摇摆运动。而摆动板的摇摆运动又转换成每个活塞的往复运动。在这种情况下，旋盘腔内部的压力用一个控制阀(此图中未画出)来控制。因此，摆动板的倾斜角是变化的，从而每个活塞的行程也是改变的。结果是改变了压缩机的排量。此时，旋转斜盘93的前后倾斜运动以及摆动板的微动在具有预定曲率半径的长孔91a的作用下受到限制。因此，尽管旋转斜盘93的倾斜角在改变，摆动板的上止点在前后方向是不变的，其结果是，容纳在相应缸孔中的每个活塞的上间隙接近于零，所述上间隙位于活塞的上止点处。
然而，在上述类型的压缩机中，由于在吸气行程期间有吸入力作用在活塞上，导致该吸入力也作用在旋转斜盘93的从上止点到相对于驱动轴90的旋转方向而言的尾随侧(也就是说，大致为图4中旋转斜盘93的右半部分)的一个区域中。在另一方面，由于在压缩行程期间有一个压缩反作用力作用在活塞上，导致该压缩反作用力也作用在旋转斜盘93的从上止点到相对于驱动轴90的旋转方向而言的领先侧(也就是说，大致为图4中旋转斜盘93的左半部分)的一个区域之中。其结果是，在上述压缩机中，相对于驱动轴90的旋转方向而言的旋转斜盘尾随侧离开转子91，而相对于驱动轴90的旋转方向而言的旋转斜盘领先侧紧紧压住转子91。
对于在未审查实用新型公开1—114988号中披露的这种压缩机而言，旋转斜盘93通过一个圆筒形套管(在图4和5中未画出)安装在驱动轴90上，所述圆筒形套管通过多个枢轴销支承着环形旋转斜盘93，以便沿着一个与驱动轴90的中心线“Y”平行的方向滑动并且前后微动。因此，甚至在吸入力和压缩反作用力作用在旋转斜盘93上时，也能防止旋转斜盘93沿着一个方向(该方向跟相对于转子91的微动方向不同)传导不受控制的扭转运动。
然而，为了使旋转斜盘93能平稳地进行前后微动，在圆筒形套管和驱动轴90之间必须留出一个小间隙。因此，环形旋转斜盘93在上述吸入和压缩反作用力的作用下沿着一个跟相对于转子91而言的前后方向不同的方向稍微扭转(例如，如图4和5所示，环形旋转斜盘93扭转一个角度“α”)，并且连结销92与长孔91a在“I”点呈点接触状态，所以，吸入力和压缩反作用力由“I”点集中承受。
还有，当驱动轴90施加一个输入扭矩时，该扭矩从转子90经过铰链装置“K”传递到旋转斜盘93上。因此，在旋转斜盘93总是沿着一个跟相对于转子而言的精确前后方向不同的方向转动的一个小角度的情况下，所述扭矩必须由“I”点集中承受。
因此，在这种传统的压缩机中，用来调节旋转斜盘93的前后倾斜运动的铰链装置“K”，在其高速运转和高压缩比运转期间会遭到异常磨损。
就这种传统压缩机的内部机构而言，它包括一个具有球形支承面的套筒构件，该构件可滑动地安装在一根驱动轴上，以便分别承受旋转斜盘的一个前后微动以及旋转运动，此外，还包括一对布置在旋转斜盘的上止点两侧的相同的铰链装置，因此机构复杂，制造困难。
此外，通过适当调节铰链装置的位置，能改变在每个活塞上止点处的间隙“TC”的大小，在旋转斜盘倾斜角从最小倾角状态变为最大倾角状态期间，间隙“TC”值沿着一条向上弯的曲线变化。因此，例如图6中的曲线“A”所示，当每个活塞上止点处的间隙TC在旋转斜盘处于最小倾角状态安装成最佳值时，在旋转斜盘处于最大倾角状态间隙TC值就不适当地增大。反之，如同图6中的曲线“B”所示，当每个活塞上止点处的间隙TC在旋转斜盘处于最大倾角状态安装成最佳值时，在旋转斜盘处于最小倾角状态间隙TC值就不适当地增大。其结果是，由于活塞上止点处的间隙TC的数值变化大，该压缩机不能获得足够的容积效率。
因此，本发明的目的在于提供一种容纳在一种变容量旋转斜盘型压缩机内部并用来倾斜地支承一个旋转斜盘的铰链装置，它包括由导孔和球状导向构件形成的组合体，所述组合体被安置在一个可转动地安装在驱动轴上的转子和一个旋转斜盘之间，并且在压缩机运转期间，即使旋转斜盘围绕一个相对于驱动轴旋转轴线而言垂直地延伸的轴线扭转，也能对抗不正常磨损，从而提高了耐用性。
本发明的另一个目的是提供一种容纳在一种变容量旋转斜盘型压缩机内部的铰链装置，它经过改进，以致于不论压缩机的容量如何变化，能把相应活塞的上间隙变化减少到可能的最小程度，因而能获得最佳的压缩机容积效率。
根据本发明的第一种方式提供的变容量旋转斜盘型压缩机，它包括一个壳体组件，在其内部确定一个旋盘腔、一个吸入腔、一个排出腔以及许多与吸入、排出和旋盘腔具有流体联系的缸孔；一个活塞，它位于每个缸孔内部并能在缸孔内部往复滑动，所述活塞具有一个压缩端，所述压缩端适宜与每个缸孔配合以便压缩致冷剂；
一根驱动轴，它由所述壳体组件支承以便围绕自身的转动轴线旋转；一个转子，它位于旋盘腔内并安装在用来使其旋转的驱动轴上；一个旋转斜盘，它由转子通过一个铰链装置可绕枢轴转动地支承着，以致于允许改变自身的倾斜角；以及一个连结装置，它安置在旋转斜盘和许多活塞中的每一个活塞之间，以便将旋转斜盘的摇摆运动转变成活塞的往复运动，此处旋转斜盘的倾斜角由旋盘腔内的压力进行控制，以便改变所述压缩机的排出容量，所述铰链装置包括一个从转子向后伸出的支承臂以及一个导销，导销的一端固定在旋转斜盘上，支承臂具有与一个表面平行的导向面，所述表面由驱动轴的一根旋转轴线以及旋转斜盘的上止点确定，所述导向面沿着一个预定方向延伸，导向面沿着该预定方向从外侧靠近驱动轴的旋转轴线，所形成的一段导向面的至少一个垂直于导向面中心线的截面前部被做成圆弧状，而所述导销的另一端做出一个与所述导向面接合的球状构件，导向面的预定延伸方向是通过考虑一个转动位置(旋转斜盘就是围绕这个位置转动而改变自身倾斜角的)、一个导销球状构件的中心以及旋转斜盘的最大和最小倾斜角而确定的，因此，每个活塞的上间隙TC(它被规定为在每个活塞压缩端和相应缸孔一端之间的缝隙)的值在压缩机的最小和最大压缩容量状态下是不改变的。
由于该段导向面的前部具有圆弧状表面，该表面与装在旋转斜盘上的导销球状构件配合，甚至在压缩机运转期间，当旋转斜盘围绕与驱动轴旋转轴线垂直的轴线相对于转子扭转时，导销的球状构件也能与导向面始终稳定地保持线接触。因此，作用在旋转斜盘上的吸入力和压缩反作用力以及施加在旋转斜盘上的任何扭矩，能由安装在旋转斜盘上的导销球状构件和转子支承臂导向面的线接触部分可靠地承受。此外，在上述结构的铰链装置中，转子支承壁的导向面包括一个具有圆弧截在的部分，该导向面与一个平面平行地延伸，此平面又与一个跟转子旋转轴线垂直的另一个平面相交。因此，由驱动轴施加的扭矩通过转子可靠地传递到导销球状构件上，并进而传递到旋转斜盘上。
还有，根据本发明第一种方式的铰链装置在压缩机处于最大和最小压缩容量两种状态能使相应活塞具有大致相同的上间隙量，而且在压缩机的整个压缩容量范围内活塞的上间隙变化能被抑制到最小程度。因此，尽管压缩机的压缩容量从最大变成最小容量，压缩机的容积效率保持不变并处于最佳状态。
在上述变容量旋转斜盘腔中，壳体组件包括一个具有许多缸孔的缸体，这些缸孔轴向延伸，相互平行并且围绕驱动轴线按角度分开，所述缸体具有一个与旋盘腔邻接的轴向前端和一个与吸入、排出腔邻接的轴向后端，其中在沿预定方向延伸的所述导向面中心线以及另一根线(它与所述导向面中心线相交并垂直于驱动轴旋转轴线)之间扩张的角度被称作“α”，角“α”被设置成能满足下列等式α＝tan-1{(n1－n0)/(m1－m0)}此时，n0、n1、m0、m1按下列等式确定n0＝H＋(e－b)tanθ0＋a/cosθ0＋(d－a)cosθ0－(c－b)sinθ0n1＝H＋(e－b)tanθ1＋a/cosθ1＋(d－a)cosθ1－(c－b)sinθ1
m0＝b＋(d－a)sinθ0＋(c－b)cosθ0m1＝b＋(d－a)sinθ1＋(c－b)cosθ1此处，在缸体后端和驱动轴旋转轴线的交点被定义为原点“O”时，将一根与驱动轴旋转轴线重合并具有从原点“O”朝驱动轴前端延伸的正向区域的线定义为Y轴线，并将一根与“Y”轴线垂直并从原点“O”朝旋转斜盘上止点伸展的线定义为X轴线，将由X轴线和Y轴线确定的平面以及一根轴线(旋转斜盘围绕该轴线转动以便改变自身的倾斜角)的交点定义为点P0，将导销的球状构件中心定义为点P1，将由x轴线和Y轴线确定的平面以及一根轴线(连结装置围绕该轴线相对于每个活塞转动)的交点定义为点P2，将在每个活塞压缩端和点P2之间的长度定义为“H”，将由X轴线和Y轴线确定的平面和旋转斜盘中心平面彼此相交形成的交线定义为交线“L0”，并且将支承臂导向面的中心线定义为“L1”。
再将线“L0”和点P0之间垂直距离定义为“a”，将Y轴线和点P0之间的距离定义为“b”，将从点P0、P1到上述线“L0”的垂线与线“L0”的交点之间的距离减去距离“b”所得的长度定义为“c”，将线“L0”与点P1之间的垂直距离定义为“d”，将Y轴线与点P2之间的距离定义为“e”，将旋转斜盘在最大压缩容量状态的倾斜角定义为θ0，并将旋转斜盘在最小压缩容量状态的倾斜角定义为θ1。
也就是说，在所介绍的可变容量旋转斜盘压缩机用的铰链装置中，由于上文所述的支承壁导向面具有与导销球状构件相配合的指定形状，在压缩机的最大和最小压缩容量状态，相应活塞的上间隙肯定相等。
根据本发明的另一种形式所提供的一种可变容量旋转斜盘型压缩机包括一个壳体组件，在其内部确定一个旋盘腔、一个吸入腔、一个排出腔以及许多与吸入、排出和旋盘腔具有流体联系的缸孔；许多活塞，它们位于每个缸孔内部并能在缸孔内部往复滑动，每个所述活塞具有一个压缩端，所述压缩端适宜与每个缸孔配合以便压缩致冷剂；一根驱动轴，它由所述壳体组件支承以便围绕自身的转动轴线旋转；一个转子，它位于旋盘腔内并安装在用来使其旋转的驱动轴上；一个旋转斜盘，它由转子通过一个铰链装置可绕枢轴转动地支承着，以致于允许改变自身的倾斜角；以及一个连结装置，它安置在旋转斜盘和许多活塞中的每一个活塞之间，以便将旋转斜盘的摇摆运动转换成活塞的往复运动，此处旋转斜盘的倾斜角由旋盘腔内的压力进行控制，以便改变排出容量。
所述铰链装置包括一个从转子向后伸出的支承臂以及一个导销，导销的一端固定在旋转斜盘上，支承臂具有一个与一个表面平行的导向面，所述表面由驱动轴的一根旋转轴线以及旋转斜盘的上止点确定，所述导向面沿着一个预定方向延伸，导向面沿着该预定方向从外侧靠近驱动轴的旋转轴线，所形成的一段导向面的至少一个垂直于导向面中心线的截面前部被做成圆弧状，而所述的导销另一端做出一个与所述导向面接合的球状构件。导向面的预定延伸方向是通过考虑一个转动位置(旋转斜盘就是围绕这个位置转动而改变自身倾斜角的)，一个导销球状构件的中心以及旋转斜盘的最大倾斜角而确定的，因此，每个活塞的上间隙TC(它被规定为在每个活塞压缩端和相应缸孔一端之间的缝隙)的值在压缩机的最大压缩容量状态下变为可能的最小值。
因此，在组装这种变容量旋转斜盘型压缩机时，只需正确设置处于最大压缩容量状态的压缩机活塞上间隙，就能可靠地防止活塞压缩端与压缩机的另一个或另一些构件的机械碰撞。因此，可以简化压缩机的组装工作。还有，由于在最大压缩容量状态的活塞上间隙被设置成最小间隙，在处于最大压缩容量状态时压缩机需要显示其最高的致冷性能，此时该压缩机的容积效率正好达到最高值。
在上述本发明第二方式压缩机中，壳体组件包括一个具有许多缸孔的缸体，这些缸孔轴向延伸、相互平行并且围绕驱动轴线按角度分开，所述缸体具有一个与旋盘腔邻接的轴向前端和一个与吸入、排出腔邻接的轴向后端，其特征为，在沿预定方向延伸的所述导向面中心线以及另一根线(它与所述导向面中心线相交并垂直于驱动轴旋转轴线)之间扩张的角度被称作“α”，角“α”被设置成能满足下述等式α≤tan-1{(n－n0)/(m－m0)}此时，n、n0、m、m0按下列等式确定n＝H＋(e－b)tanθ＋a/cosθ＋(d－a)cosθ－(c－b)sinθn0＝H＋(e－b)tanθ0＋a/cosθ0＋(d－a)cosθ0－(c－b)sinθ0m＝b＋(d－a)sinθ＋(c－b)cosθm0＝b＋(d－a)sinθ0＋(c－b)cosθ0此处，在缸体后端和驱动轴旋转轴线的交点被定义为原点“O”时，将一根与驱动轴旋转轴线重合并具有从原点“O”朝驱动轴前端延伸的正向区域的线定义为Y轴线，并将一根与“Y”轴线垂直并从原点“O”朝旋转斜盘上止点伸展的线定义为X轴线，将由X轴线和Y轴线确定的平面以及一根轴线(旋转斜盘围绕该轴线转动以便改变自身的倾斜角)的交点定义为点P0，将导销的球状构件中心定义为点P1，将由X轴线和Y轴线确定的平面以及一根轴线(连结装置围绕该轴线相对于每个活塞转动)的交点定义为点P2，将在每个活塞压缩端和点P2之间的长度定义为“H”，将由X轴线和Y轴线确定的平面和旋转斜盘中心平面彼此相交形成的交线定义为交线“L0”，并且将支承臂导向面的中心线定义为“L1”。
再将线“L0”和点P0之间垂直距离定义为“a”，将Y轴线和点P0之间的距离定义为“b”，将从点P0、P1到上述线“L0”的垂线与线“L0”的交点之间的距离减去距离“b”所得的长度定义为“c”，将线“L0”与点P1之间的垂直距离定义为“d”，将Y轴线与点P2之间的距离定义为“e”，将旋转斜盘在一个给定压缩容量状态的倾斜角定义为“θ”，并将旋转斜盘在最大压缩容量状态的倾斜角定义为θ。
其结果是，处于压缩机最大压缩容量状态的相应活塞上间隙能成为最小间隙。
下面结合附图，介绍本发明的几个最佳实施例，使本发明的上述和其它目的、特征和优点更加明显，其中
图1是一台变容量旋转斜盘型压缩机的纵向剖视图，在该压缩机的内部容纳一个根据本发明第一和第二实施例的铰链装置；图2是图1压缩机铰链装置的一个重要部分的纵向剖视图，用来描述该铰链装置的详细结构；
图3是图1变容量旋转斜盘型压缩机内部容纳的铰链装置的分解图。
图4是一种根据现有技术的铰链装置局部剖视图；图5是该现有技术铰链装置的一个放大视图，用来描述导向面和导销球形构件之间的关系；而图6是根据现有技术和根据本发明的变容量旋转斜盘型压缩机的旋转斜盘倾斜角和相应活塞的上间隙之间的特性曲线图。
首先参见图1和2，该压缩机具有一个前壳2以及一个后壳3，所述前壳2与成为整个壳体组体一部分的缸体1的一侧相连，而所述后壳3通过一块阀板4与缸体1的另一侧相连。在由缸体1和前壳2构成的一个旋盘腔中装有一根具有旋转轴线“Y”的驱动轴6。所述驱动轴6由耐磨轴承7a、7b可转动地支承着。在缸体1的围绕驱动轴6的多个位置上做出许多缸孔8。而活塞9分别插在缸体1的每个缸孔8之中。
在旋盘腔5中具有一个转子10，它被安装在驱动轴6上，并能在一个座落在前壳2内端的推力轴承8支承下随驱动轴6转动。旋转斜盘11通过其轴向通孔20安装在驱动轴6上，所述通孔20由钻头和端铣刀加工而成。具体地说，斜盘11的通孔20被做成具有一个用钻头加工出的柱形孔部分20a以及一个由端铣刀切割出的弯曲孔部分20b，以致于形成一个相对于一根轴线延伸的柱状弯曲表面，而旋转斜盘11就围绕这根轴线转动，以便改变自身的倾斜角。弯曲孔部分20b与柱形孔部分20a邻接。
在旋转斜盘11的通孔20内还做一对与驱动轴6的旋转轴线“Y”平行延伸的平坦内壁(未画出)，以便可调节地控制旋转斜盘11围绕上文提到的轴线的转动。
在转子10和旋转斜盘11之间放置着一根围绕驱动轴6安装的推力弹簧12。所述推力弹簧12朝后壳3方向推动旋转斜盘11。
半球状滑瓦14、14与环形旋转斜盘11的外圆周部分接触，并且这些滑瓦14、14的外圆周表面与活塞1的球形支承面接合。多个活塞9的前端就是以这种方式通过滑瓦14、14与环形旋转斜盘11相接合的。各个活塞9被可滑动地接纳在相应的缸孔8之中，以便能在缸孔8中往复运动，并使其后端成为压缩端。
从图3所示，作为铰链装置“K”一部分的一对托架15、15从环形旋转斜盘11的后表面伸出，并布置在环形旋转斜盘11的上止点“T”的两侧，而驱动轴6放置在旋转斜盘11的两个托架15、15之间。一对导销16的一端固定在托架15上，并且每个导销16的另一端分别固定在一个球形构件16a上。
而作为铰链装置“K”其余部分的一对支承臂17、17从转子10的一个上方前表面开始朝驱动轴6后方伸出，并且支承壁17、17与导销16、16相对。在每个支承臂17的前端还与一个平面平行并沿着一个方向做出一个直线形的圆导孔17a，此处所述的平面由驱动轴6的旋转轴线“Y”和环形旋转斜盘11的上止点“T”确定，并且导向孔17a沿着所述方向从驱动轴6外侧径向靠近驱动轴6的旋转轴线“Y”。导孔17a的内圆周表面用作导向面，每个销16的球形构件16a就可转动并且可滑动地安装在每个支承壁17的导孔或者说导向面17a之中。
如图1所示，后壳3的内部被分成吸入腔30和排出腔31。在阀板4上做出多个吸入孔32和排出孔33，它们的位置与各自的缸孔8相应。在阀板4和相应活塞9的压缩端之间形成的压缩腔通过吸入孔32和排出孔33与吸入腔30和排出腔31发生联系。每个吸入孔32由一个吸入阀覆盖，所述吸入阀根据活塞9的往复运动开启或关闭排出孔33，但排出阀的开启动作还受到一块挡板34的限制。
在后壳3内装有一个控制阀(未画出)，该控制阀能可调节地改变在上述旋盘腔5中的压力水平。
在这种被介绍的压缩机中，如同图2所示，成对导孔17a、17a(在图2中只画出一个导孔17a作为代表)中每一个导孔的中心线L1，也就是说，一条表明导孔17a预定延伸方向的线，相对于一条与驱动轴6的旋转轴线Y垂直的线，构成一个特性角“α”。
当缸体1的后端面与驱动轴6的旋转轴线“Y”的交点被定义为原点“O”时，将与驱动轴6的旋转轴线“Y”重合并规定从原点“O”开始朝驱动轴6前端延伸的区域作为正向的一根轴线定义为Y轴线，并将垂直于Y轴并规定从原点“O”开始朝旋转斜盘的上止点延伸的区域作为正向的一根轴线定义为X轴线。尽管还可以将从原点“O”开始沿着垂直于由X轴线和Y轴线确定的平面的方向延伸的一根轴线定义为Z轴线，但是，在旋转斜盘11转动以便改变其倾斜角时，旋转斜盘11的两个端面上的所有位置沿着Z轴线方向是不变的。因此，在分析旋转斜盘11的转动运动时不需要考虑Z轴线。
下面分析铰链装置导孔中心线L1的夹角“α”与X轴线、Y轴线的关系。
在开始分析之前，首先明确下述定义P0由X轴线和Y轴线确定的平面与一根轴线(旋转斜盘围绕该轴线转动以便改变自身的倾斜角)的交点
P1导销16的两个球状构件16a、16a的中心P2由X轴线和Y轴线确定的平面与一根轴线(滑瓦14、14围绕该轴线相对于每个活塞9转动)的交点H在每个活塞9的压缩端和点P2之间的距离或者说长度L0由X轴线和Y轴线确定的平面和旋转斜盘11的中心平面彼此相交形成的交线L1支承臂7的导孔或者说导向面17a的中心线a线“L0”和点P0之间的垂直距离(沿着朝前的方向时被认为是正值，沿着朝后的方向时被认为是负值)bY轴线和点P0之间的距离(沿着朝向上止点的方向时被认为是正值，沿着朝向下止点的方向时被认为是负值)c从点P0、P1到上述线“L0”的垂线与“L0”的交点之间的距离减去距离b所得的长度d线“L0”与点P1之间的垂直距离eY轴线与点P2之间的距离θ旋转斜盘11在一个给定压缩容量状态的倾斜角θ0旋转斜盘11在最大压缩容量状态的倾斜角θ1旋转斜盘11在最小压缩容量状态的倾斜角TC活塞9在其上止点状态的上间隙TC0活塞9在最大压缩容量状态的上间隙TC1活塞9在最小压缩容量状态的上间隙于是，点P0的座标(P0x，P0y)能用下列等式(1)和(2)来确定P0x＝b …(1)P0y＝TC＋H＋(e－b)tanθ＋a/cosθ …(2)
而且，点P1的座标(P1x，P1y)能用下列等式(3)和(4)来确定P1x＝P0x＋(d－a)sinθ＋(c－b)cosθ …(3)P1y＝P0y＋(d－d)cosθ－(c－b)sinθ …(4)而支承臂17的导孔17a，其中心线L1在x，y轴线座标系统中能用下面的等式(5)来确定y＝μx＋v…(5)此处，μ是中心线L1的斜度，而v是该中心线横过y轴线的值。于是，中心线L1的斜度μ能用下面的等式(6)来表达。
μ＝tanα …(6)另外，还进行研究，以便得到在旋转斜盘11的倾斜角θ与活塞9的上间隙TC之间的关系。此处，由此点P1始终位于中心线L1上，并且随旋转斜盘11的倾斜角θ的改变而在线L1上移动，可由等式(5)导出下面的等式(7)P1y＝μP1x＋v …(7)将等式(1)通过(4)应用于等式(7)之后，得到如下等式TC＋H＋(e－b)tanθ＋a/cosθ＋(d－a)cosθ－(c－b)sinθ＝μ{b＋(d－a)sinθ＋(c－b)cosθ}＋v所以，从上述这个等式可得到下面的等式(8)TC＝μ{b＋(d－a)sinθ＋(c－b)cosθ}＋v－{H＋(e－b)tanθ＋a/cosθ＋(d－a)cosθ－(c－b)sinθ} …(8)此处，再进行一项研究，以便求得中心线L1的倾斜角“α”的一个特殊值，从而使上间隙TC的变化最小。也就是说，为了减少由于旋转斜盘11的倾斜角θ的改变而造成的上间隙TC的改变程度，求出“μ”的值，以便获得TC0＝TC1。从方程式(8)可得
TC0＝μm0＋v－n0…(9)TC1＝μm1＋v－n1…(10)然而，此处必须满足下列关系m0＝b＋(d－a)sinθ0＋(c－b)cosθ0m0＝H＋(e－b)tanθ0＋a/cosθ0＋(d－a)cosθ0－(c－b)sinθ0m1＝b＋(d－a)sinθ1＋(c－b)cosθ1n1＝H＋(e－b)tanθ1＋a/cosθ1＋(d－a)cosθ1－(c－b)sinθ1当关系式TC0＝TC1被应用于等式(9)和(10)之后，可由下式求得值“μ”μ＝(n1－n0)/(m1－m0) …(11)再将等式(11)应用于等式(6)，可得到下述等式(12)，最后，可由此等式求得值“α”α＝tan-1{(n1－n0)/(m1－m0)}…(12)因此，在根据第一实施例的压缩机中，中心线L1的倾斜角“α”取决于轴线(旋转斜盘11围绕此轴线转动以便改变自身的倾斜角)位置P0、导销16的球状构件16a的中心P1、最P2(一个压缩反作用力通过此点作用到旋转斜盘11上，所述压缩反作用力来自移动到上止点的一个活塞9)、旋转斜盘11的最大倾斜角θ0以及旋转斜盘11的最小倾斜角θ1。于是，在铰链装置K结构中，钻出两个支承臂17、17的导孔17a、17a，以致于它们的中心线L1倾斜成具有上面所确定的角“α”。
当一个外部动力(例如由一台外部汽车发动机供给的驱动力)转动驱动轴6时，配备有上文所述结构铰链装置“K”的变容量旋转斜盘型压缩机被开动，旋转斜盘11开始旋转。于是，由于旋转斜盘11以及滑瓦14、14的旋转，使各自的活塞9在相应的缸孔8中往复运动。因此，把致冷气体从吸入孔30吸到在缸孔8内部的相应压缩腔之中，并在该处进行压缩。压缩后的致冷气体依次地从压缩腔排到排出腔31之中。
排到排出腔的已压缩致冷气体的容量由一个控制阀进行可调节的改变，因为该控制阀能可调节地改变在旋盘腔5中存在的压力。
在该压缩机运行期间，导销16、16的球状构件16a、16a始终由导孔17a、17a引导，所述导孔17a、17a至少有一部分被做成具有与中心线L1垂直的圆形横截面形状。因此，即使旋转斜盘11从其正常位置相对于转子10扭转时，铰链装置导销16、16的球状构件16a、16a仍与转子支承臂17、17的导孔17a、17a保持线接触。因此，作用在旋转斜盘11上的吸入力、压缩反作用力以及扭矩能由铰链装置“K”的线接触部分可靠地承受住。
此外，在所介绍的压缩机中，由于一对支承臂17、17的圆形导孔(导向面)17a、17a、以这样的方式延伸，以致于每个圆形导孔17a的圆形横截面段与一个平面相交(转子10*的旋转就沿此平面发生)，从驱动轴6传递到转子10的扭矩能方便地传递到铰链装置导销16、16的球形构件16a、16a上。因而，在该压缩机运行期间用来可转动地支承旋转斜盘11的铰链装置“K”能可靠地防止不正常磨损。其结果是提高了铰链装置“K”以及压缩机的耐用性。
然而，与该压缩机在最大和最小压缩容量两个状态相应的活塞9的上间隙TC能被设置成等值的。因此，参见图6，即使在旋转斜盘11的倾斜角从最小角θ1改变成最大角θ0期间，上间隙TC会沿着向上弯曲的曲线“E”产生改变，曲线“E”的最高位置，也就是说上间隙TC的变化也能被抑制成可能的最小程度。其结果是，该压缩机的容积压缩效率呈现最佳状况。
在本发明的第二实施例中，对于压缩机转子10的支承臂17、17而言，其导向孔17a、17a的中心线L1的倾斜角α是用一种与上述第一实施例不同的方法设置的。然而，铰链装置“K”的机械结构以及压缩机的其余部分与在第一实施例中相同。
在第二实施例中，上文提及的倾斜角α是用这样的方式设置的，以致于在压缩容量从该村缩机的最小压缩容量改变成最大压缩容量期间，相应活塞9的上间隙TC变为最小值。也就是说，被确定的角α使关系式TC0≤TC1在旋转斜盘11的倾斜角“θ”从最小角θ1变为最大角θ0期间始终能被满足。
此处，从等式(11)得出如下的不等式(13)μ＜(n－n0)/(m－m0) …(13)然而，下列等式仍需满足n＝H＋(e－b)tanθ＋a/cosθ＋(d－a)cosθ－(c－b)sinθm＝b＋(d－a)sinθ＋(c－b)cosθ因此，根据等式(6)，导孔17a、17a的中心线L1的倾斜角α可用下面的等式(14)来确定α≤tan-1{(n－n0)/(m－m0)}…(14)也就是说，在第二实施例中，导孔17a、17a的中心线L1的倾斜角α取决于轴线(旋转斜盘11围绕此轴线转动以便改变自身的倾斜角)位置P0、导销16的球状构件16a的中心P1、点P2(一个压缩反作用力从一个移至上止点的活塞9通过此点作用到旋转斜盘11上)以及旋转斜盘11的最大倾斜角θ0。于是，在第二实施例的铰链装置“K”结构中，支承臂17的导孔17a、17a被加工出，以致于它们的中心线L1被倾斜成具有能满足上述不等式(14)的角“α”。
在装备第二实施例铰链装置“K”的压缩机中，相应活塞9的上间隙TC在该压缩机处于最大容量运转状态时取得最小值。在其它方面，根据第二实施例的压缩机与第一实施例压缩机的运转性能相近。
根据第二实施例，在组装压缩机时，操作者或者安装工只要确认，处于最大压缩容量状态的相应活塞9的上间隙TC已被适当地安装成指定的最小值，就能在压缩机运转期间防止活塞9直接碰撞阀板4。因此，能省去处于其它压缩容量状态的活塞上间隙TC的繁杂测量操作，从而简化压缩机的组装。其结果是，该压缩机的制造和装配均十分方便。
还有，由于处于最大压缩容量状态(需要最高致冷性能时)的活塞9的上间隙能被安装在最小值处，使第二实施例压缩机能取得最高的压缩机容积效率。
根据上文中的详细介绍可知，装备本发明铰链装置“K”的压缩机采用了权利要求中所描述的结构，所以能取得下述良好的结果(1)甚至在旋转斜盘相对于转子横向倾斜(或者说围绕一根既垂直于驱动轴旋转轴线又垂直于旋转斜盘转动轴线的线扭转)时，导销的球状构件也与导向面呈线接触状态。所以能防止铰链装置的不正常磨损。其结果是，这种压缩机具有卓越的耐用性。
(2)由于活塞的上间隙被安装在符合要求的状态(该状态由指定的铰链装置设计概念所确定)，压缩机的容积效率能达最佳状态。
(3)这种压缩机容易制造。
权利要求
1.一种变容量旋转斜盘型压缩机，它包括一个壳体组件，在其内部形成一个旋盘腔、一个吸入腔、一个排出腔以及许多与吸入、排出和旋盘腔具有流体联系的缸孔；一个活塞，它位于每个所述缸孔内部并能在所述缸孔内往复滑动，所述活塞具有一个压缩端，所述压缩端适宜于每个所述缸孔配合以便压缩致冷剂；一根驱动轴，它由所述壳体组件支承以便围绕自身的转动轴线旋转；一个转子，它位于所述旋盘腔内并安装在用来使其旋转的所述驱动轴上；一个旋转斜盘，它由所述转子通过一个铰链装置可绕枢轴转动地支承着，以致于允许改变自身的倾斜角；以及一个连结装置，它安置在所述旋转斜盘和许多所述活塞中的每一个活塞之间，以便将所述旋转斜盘的摇摆运动转换成所述活塞的往复运动，其中所述旋转斜盘的倾斜角由所述旋盘腔内的压力进行控制，以便改变所述压缩机的压缩容量，所述铰链装置包括一个从所述转子向后伸出的支承臂以及一个导销，所述导销的一端固定在所述旋转斜盘上，所述支承臂具有与一个表面平行的导向面，所述表面由所述驱动轴的一根旋转轴线以及所述旋转斜盘的上止点确定，所述导向面沿着一个预定方向延伸，所述导向面沿着所述预定方向从外侧靠近所述驱动轴的旋转轴线，所形成的所述导向面的至少一个垂直于所述导向面中心线的截面前部被做成圆弧状，而所述导销的所述另一端做出一个与所述导向面接合的球状构件，所述导向面的预定延伸方向是通过考虑一个转动位置，所述旋转斜盘就是围绕这个位置转动而改变自身倾斜角的，一个所述导销球状构件中心以及所述旋转斜盘的最大和最小倾斜角而确定的，因此，每个所述活塞的上间隙TC(它被规定为在每个所述活塞压缩端和相应缸孔一端之间的缝隙)的值，在所述压缩机的最小和最大压缩容量状态下是不改变的。
2.根据权利要求1所述的压缩机，其特征为，所述壳体组件包括一个具有许多缸孔的缸体，所述缸孔轴向延伸、相互平行并且围绕所述驱动轴轴线按角度分开，所述缸体具有一个与所述旋盘腔邻接的轴向前端和一个与所述吸入、排出腔邻接的轴向后端，其中在沿预定方向延伸的所述导向面中心线以及另一根线(它与所述导向面中心线相交并垂直于所述驱动轴旋转轴线)之间扩张的角度被称作“α”，角“α”被设置成能满足下述等式α＝tan-1{(n1－n0)/(m1－m0)}此时，n0、n1、m0及m1按下列等式确定n0＝H＋(e－b)tanθ0＋a/cosθ0＋(d－a)cosθ0－(c－b)sinθ0n1＝H＋(e－b)tanθ1＋a/cosθ1＋(d－a)cosθ1－(c－b)sinθ1m0＝b＋(d－a)sinθ0＋(c－b)cosθ0m1＝b＋(d－a)sinθ1＋(c－b)cosθ1此处，在所述缸体后端和所述驱动轴旋转轴线的交点被定义为原点“O”时，将一根与所述驱动轴旋转轴线重合并具有从原点“O”朝所述驱动轴前端延伸的正向区域的线定义为Y轴线，并将一根与“Y”轴线垂直并从原点“O”朝所述旋转斜盘上止点伸展的线定义为X轴线，将由X轴线和Y轴线确定的平面以及一根轴线(所述旋转斜盘围绕该轴线转动以便改变自身的倾斜角)的交点定义为点P0，将所述导销的所述球状构件中心定义为点P1，将由X轴线和Y轴线确定的平面以及一根轴线(所述连结装置围绕该轴线相对于每个所述活塞转动)的交点定义为点P2，将在每个所述活塞压缩端和点P2之间的长度定义为“H”，将由X轴线和Y轴线确定的平面和所述旋转斜盘中心平面彼此相交形成的交线定义为“交线L0”，并且将所述支承臂导向面的中心线定义为“L1”，再将线“L0”和点P0之间的垂直距离定义为“a”，将Y轴线和点P0之间的距离定义为“b”，将从点P0、P1到上述线“L0”的垂线与线“L0”的交点之间的距离减去距离“b”所得的长度定义为“c”，将线“L0”与点P1之间的垂直距离定义为“d”，将Y轴线与点P2之间的距离定义为“e”，将所述旋转斜盘在最大压缩容量状态的倾斜角定义为θ0，并将所述旋转斜盘在最小压缩容量状态的倾斜角定义为θ1。
3.根据权利要求1所述的压缩机，其特征为，所述连结装置包括许多对半球形滑瓦，每对所述滑瓦被安置在所述旋转斜盘的外圆周以及许多所述活塞中的每一个活塞之间。
4.一种变容量旋转斜盘型压缩机，它包括一个壳体组件，在其内部形成一个旋盘腔、一个吸入腔、一个排出腔以及许多与吸入、排出和旋盘腔具有流体联系的缸孔；许多活塞，它们位于所述许多缸孔的内部并能在所述缸孔内往复滑动，每个所述活塞具有一个压缩端，所述压缩端适宜与每个所述缸孔配合以便压缩致冷剂；一根驱动轴，它由所述壳体组件支承以便围绕自身的转动轴线旋转；一个转子，它位于所述旋盘腔内并安装在用来使其旋转的所述驱动轴上；一个旋转斜盘，它由所述转子通过一个铰链装置可绕枢轴转动地支承着，以致于允许改变自身的倾斜角；以及一个连结装置，它安置在所述旋转斜盘和所述许多活塞中的每一个活塞之间，以便将所述旋转斜盘的摇摆运动转换成所述活塞的往复运动，其所述旋转斜盘的倾斜角由所述旋盘腔内的压力进行控制，以便改变所述压缩机的压缩容量。所述铰链装置包括一个从所述转子向后伸出的支承臂以及一个导销，所述导销的一端固定在所述旋转斜盘上，所述支承臂具有与一个表面平行的导向面，所述表面由所述驱动轴的一根旋转轴线以及所述旋转斜盘的上止点确定，所述导向面沿着一预定方向延伸，所述导向面沿着所述预定方向从外侧靠近所述驱动轴的旋转轴线，形成的所述导向面的至少一个垂直于所述导向面中心线的截面前部被做成圆弧状，而所述导销的所述另一端做出一个与所述导向面接合的球状构件，所述导向面的预定延伸方向是通过考虑一个转动位置(所述旋转斜盘就是围绕这个位置转动而改变自身倾斜角的)、一个所述导销球状构件中心以及所述旋转斜盘的最大倾斜角而确定的，因此每个活塞的上间隙TC(它被规定为在每个所述活塞压缩端和相应缸孔一端之间的缝隙)的值在压缩机的最大压缩容量状态下变为可能的最小值。
5.根据权利要求4所述的压缩机，其特征为，所述壳体组件包括一个具有许多缸孔的缸体，所述缸孔轴向延伸、相互平行并且围绕所述驱动轴线按角度分开，所述缸体具有一个与所述旋盘腔邻接的轴向前端和一个与所述吸入、排出腔邻接的轴向后端，其中在沿预定方向延伸的所述导向面中心线以及另一根线(它与所述导向面中心线相交并垂直于所述驱动轴旋转轴线)之间扩张的角度被称作“α”，角“α”被设置成能满足下述等式α≤tan-1{(n－n0)/(m－m0)}此时，n、n0、m、m0按下列等式确定n＝H＋(e－b)tanθ＋a/cosθ＋(d－a)cosθ－(c－b)sinθn0＝H＋(e－b)tanθ0＋a/cosθ0＋(d－a)cosθ0－(c－b)sinθ0m＝b＋(d－a)sinθ＋(c－b)cosθm0＝b＋(d－a)sinθ0＋(c－b)cosθ0此处，在所述缸体后端和驱动轴旋转轴线的交点被定义为原点“O”时，将一根与所述驱动轴旋转轴线重合并具有从原点“O”朝驱动轴前端延伸的正向区域的线定义为Y轴线，并将一根与“Y”轴线垂直并从原点“O”朝所述旋转斜盘上止点伸展的线定义为X轴线，将由X轴线和Y轴线确定的平面以及一根轴线(所述旋转斜盘围绕该轴线转动以便改变自身的倾斜角)的交点定义为点P0，将所述导销的所述球状构件中心定义为点P1，将由X轴线和Y轴线确定的平面以及一根轴线(所述连结装置围绕该轴线相对于每个所述活塞转动)的交点定义为点P2，将在每个所述活塞压缩端和点P2之间的长度定义为“H”，将由X轴线和Y轴线确定的平面和所述旋转斜盘中心平面彼此相交形成的交线定义为交线“L0”，并将所述支承臂导向面的中心线定义为“L1”，再将线“L0”和点P0间的所述垂直距离定义为“a”，将Y轴线和点P0之间的距离定义为“b”，将从点P0、P1到上述线“L0”的垂线与线“L0”的交点之间的距离减去距离“b”所得的长度定义为“c”，将线“L0”与点P1之间的垂直距离定义为“d”，将Y轴线与点P2之间的距离定义为“e”，将所述旋转斜盘在一个给定压缩容量状态的倾斜角定义为“θ”，并将所述旋转斜盘在最大压缩容量状态的倾斜角定义为θ。
6.根据权利要求4所述的压缩机，其特征为，所述连结装置包括许多对半球形滑瓦，每对所述滑瓦被安置在的述旋转斜盘的外圆周以及所述许多活塞中的每一个活塞之间。
全文摘要
变容量旋转斜盘型压缩机的铰链装置K有多个支承臂和导销，支承臂从一装在驱动轴上的转子的后侧面伸出，而导销的一端固定在可旋转和摆动的旋转斜盘上。支承臂有多个沿预定方向延伸的导孔，该预定方向与一垂直于驱动轴轴线的线构成角α。导孔的垂直于中心线L
文档编号F04B27/10GK1143718SQ9611060
公开日1997年2月26日 申请日期1996年6月19日 优先权日1995年6月20日
发明者木村一哉, 平村修, 神崎繁树 申请人:株式会社丰田自动织机制作所