致冷压缩机的制作方法

专利名称：致冷压缩机的制作方法技术领域：本发明与汽车用空调系统的致冷压缩机有关，具体有关一种摇摆盘式压缩机，有改进的支承一个传动轴用的悬臂结构。有传动臂支承悬臂结构的摇摆盘压缩机已属常见。这种结构在美国专利第3，552，886号及3，712，759号中已揭示。参看图1，图中有传统悬臂结构的摇摆盘压缩机1，有一个缸形压缩机壳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，和一个曲轴腔22。前端板3固定在压缩机壳2的一个端面上，压缩机2另一端面上的缸盖4，用穿过活门板5的螺栓41，固定在缸体21的一个端面上。在前端板3的中部上形成一个孔31，传动轴6从孔中穿过。传动轴6利用一个径向滚针支承7，支承在前端板3上旋转，伸到曲轴腔22内。一个楔形A的凸轮转子8与传动轴6的内端部固定连接，利用一个滚针推力支承9，支持在前端板3的内端面上，随传动轴6旋转。在中部上设有一个锥形齿轮101的环形摇摆盘10，利用一个滚针推力轴承16，放在楔形凸轮转子8的斜表面81上，并被支承在支承件11的末端上作章动，在缸体21和支承件11之间插入一个键销，从一个球形件12中通过，防止支承件11旋转。支承件11放在缸体21中部形成的一个中心孔211中，有锥形齿轮111和一个有中空部113的柄部112中。一个调节螺丝17放在中心孔211的一个端部上。一个卷簧13放在柄部112的中空部113内，将支承件11推向摇摆盘10，从而可防止支承件11的锥形齿轮111，摇摆盘10的锥形齿轮101，和摇摆盘10等旋转。有若干压力缸212在缸体21上等角矩形成。每缸212中有一个活塞14滑动。每一活塞14通过各连杆15，和摇摆盘10的圆周连接，即连杆15的一端用球节连接活塞14，另端用球节连接摇摆盘10。压力缸缸体4有一个排出腔42和一个轴吸腔43，抽吸腔包围排出腔42。有一个抽吸孔51在活门板5上穿透，使抽吸腔43和压缸212相通，一个排出孔52穿透活门板5，使压缸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上的管形延伸部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的章动而在在压缸212中往复活动。旋转调节螺丝17便可调节卷簧13的回卷力。因此，推力轴承9，凸轮转子8，摇摆盘10，锥形齿轮101，钢球12及支承件11等之间的相对轴向间隙，即使在温度变化时量度变化，或量度有加工误差，都可通过调节卷簧13的回卷力将间隙保持固定。上述摇摆盘压缩机一般用作汽车空调设备的致冷压缩机，因此在通常使用的条件下要求有足够的耐用性。但在剧烈条件下，例如长时间在高温条件下行驶，则传动部件有可能咬死，从而不能保持压缩机有足够的耐用性。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，发现支承传动轴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的碎块将传动部件损坏，压缩机便发生咬紧现象。参看图2，图示传动轴6和径向轴承7的接触表面。碎裂在区域A中发生。在区域B中出现表明传动轴6和径向轴承7实际接触的光泽表面。根据上面的事实，可发现传动轴6的外表面，和径向轴承7的内表面，有不均匀的接触，也就是可能在传动轴6和径向轴承7间有局部的接触。参看图3，图示压缩机各部件间的力的关系。局部接触的原因可作分析如下。在凸轮转子8上轴向作用的外力，包括各不同活塞14的总气压力F1，和也就是卷簧13回卷力的轴向推力F2。总气压力F1在凸轮转子8的点A上作用，当活塞14处在上死点时，点A在连杆15的球节周围。轴向推力F2在凸轮转子8的中部上作用。由于上述总气压力F1和轴向推力F2在凸轮转子8的倾斜表面81上作用，产生径向分力F3及F4。和总气压力F1相反的反作用力F5，和轴向推力F2，在推力轴承9上发生，平衡各轴向力。但是，没有力平衡分力F3及F4，于是产生转矩，将凸轮转子8围绕推力轴承9的点B旋转，从而凸轮转子8在上死点的另一侧，也就是在下死点上，和推力轴承9分离。因此，传动轴6倾斜，和径向轴承7的轴线一致，在点C和点D之间，产生传动轴6和径向轴承7间的局部接触。传动轴6倾斜于径向轴承7的轴线的角θ，取决于径向轴承7的轴向长度，和径向轴承7内表面与传动轴6外表面间的间隙宽度。在上述结构中，径向轴承7在传动轴6上作用产生的反作用力F6及F7，和这些力的平衡，可用下式表示F3+F4＝F6-F7当确定各量度为11-14，r1，或r2，如图3所示时，力矩可表示如下F3.11+F4.12+F6.13-F1(r2-r1)-F2.r2-F7.14＝0如上所述，假设传动轴6被驱动，和径向轴承7有局部的接触，从而两者间发生碎裂。在倾角为θ的条件下，径向轴承7在传动轴6上作用产生轴向反作用力F6及F7，随总气压力F1变化。在通常的间隙宽度下，在零至0.04度的范围内，预定倾角θ的量度。因此，在高负荷条件下，例如在高空调负荷下，便容易产生碎裂。本发明的主要目的，是提出一种摇摆盘式压缩机，甚至在高负荷条件下使用，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，在高空调负荷下，可防止传动轴和径向轴承间的局部接触。本发明的摇摆盘式压缩机有一个压缩机壳，壳有若干压力缸和缸附近的一个曲轴腔。每一缸中有一个在缸中滑动的往复活塞。驱动机构有一根传动轴，60径向轴承和与轴固定的楔形凸轮转子中穿过，架在压缩机壳中旋转。传动轴和凸轮转子固定，与其轴向端面倾斜，向着活塞的上死点倾斜角θ1。本发明的其他目的，特点和其他的方面，从下文对本发明的理想实施方案参照附图的详细叙述，便可有所了解。图1为传统摇摆盘压缩机的剖视图。图2为图1所示传动轴外表面一部分的展开图。图3为说明在图1中的凸轮转子和传动轴上作用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的部分剖视图，说明凸轮转子及传动轴组装状态。图5为压缩机一部分剖视图，示图4中前端板和传动轴的组合状态。图6为压缩机一部分的剖视图，示有外力在上面作用的图5组合件的状态。图7(a)为本发明另一实施方案中径向轴承的透视图。图7(b)为压缩机一部分的透视图，说明图7(a)中径向轴承组合件的状态。图8(a)为本发明另一实施方案的径向轴承透视图。图8(b)为压缩机一部分的透视图，说明图8(a)中径向轴承组合件的状态。图9为压缩机一个部分的透视图，图示有图7(a)所示的径向轴承的一个前端板，和图4示的传动轴的组合件的状态，轴上有一个轴向推力在上面作用。图10为压缩机一个部分的剖视图，图示有外力在上面作用的图9中组合件的状态。参看图4，示本发明一个实施方案的传动轴和楔形凸轮转子的构造。凸轮转子8有楔形截面，其一个轴向端面用直线定界，如图中之线Sr。传动轴6的轴线在图4中用线OR表示，用传统的方式和凸轮转子8组装的轴的轴线和凸轮转子8的轴向端面构成的线Sr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，与轴线OR形成某一个角度(图4示θ，度)，从而向上死点侧伸展，也就是上死点的位置取决于凸轮转子8的较厚的一侧。其数值θ1可用率剿愠觯 θ1≥+an-1(c/l)式中1表示径向轴承7的轴向长度，c表示径向轴承7内表面与其传动轴6外表面间的间隙。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的较厚的部分上倾斜，形成角θ2。参看图5，凸轮转子8和传动轴6的组合件，在摇摆盘式压缩机1的前端板3上组装。在这种情况下，任何其他的力不在凸轮转子8的斜表面81上作用。因此，可保持传动轴6的轴线Os，和垂直于凸轮转子8的轴向端面的线OR之间的倾角θ1，从而前端板3内端面和凸轮转子8的轴向端面之间的角θ3，变为大于角θ2，如图5所。如图6所示，压缩机1运转时，包括总气压力F1和轴向推力F2的外力，在凸轮转子8的斜表面81上起作用。外力F1，F2的分力F3及F4产生，在凸轮转子8的斜表面81上起作用。这些径向分力F3，F5使凸轮转子8旋转，将转子推向上死点侧。因此，传动轴6被围绕图5中的点M向左转动，而M点在径向轴承7的外端，也就是传动轴6对凸轮转子8的位置转向下死点侧，径向轴承7的轴线OB便和传动轴6的轴线Os变为平行，于是传动轴6的外表面，被支承在径向轴承7内的表面的上侧上。图6中的传动轴6的轴线Os和凸轮转子8的轴向端面间的角度，相对图4及5中的角度有了变化，即变化角度为θ1减去θ2。假使凸轮转子8和传动轴6的连接部分的强度系数为K，相等于Kφ的右向转矩Ms在传动轴6上作用，传动轴6便和径向轴承7的内表面上侧作固定的均匀接触。在上述情况下，作用在上述部件上的力和转矩的平衡，可用下式表示F3+F4＝F6F1+F2＝F5F5.R-F4.11-F1R′-F6(12+14)＝0Ms＝kφ＝F6(12+14)式中11、12、13、R或R′各为图6中所示的量变，F1，F2，F3或F4为与上述相同的力，F5为推力轴承9的反作用力，F6为径向轴承7的反作用力，Ms为由于传动轴6及凸轮转子8间的角度变化，在传动轴6上作用的右向转矩。改变的角φ是角θ1减去角θ2。如上面叙述的说明，在压缩机1的运转中，传动轴6的外周表面，和径向轴承7的内周表面作固定的均匀接触，防止传动轴6将表面部分扯裂。并且，假如放在凸轮转子8的较厚部分上的推力轴承座圈，在凸轮转子8的轴向端面上倾斜角度为θ2，于是推力轴承座圈91和推力轴承9作均匀的接触。这样也可防止推力轴承座圈91将其表面部分扯裂。参看图7(a)，图示用以延长压缩机耐用性的摇摆盘压缩机的径向轴承。一个径向轴承30中有一个圆柱形座圈301，和沿座圈301内周表等角距放置的若干滚针302。座圈301的厚度不均匀，即径向座圈301的一端较厚，另端较薄。于是座圈301的内表面呈锥形，即环锥形状。将径向轴承30，从曲轴腔侧强压入前端板3的一个孔口31中，使推力座圈301的较厚的部分接触一个止动环32(位置如图7(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的大内径在曲轴腔侧。径向轴承30的轴线OB和锥形环表面AC之间的角预定为θ3度。组装后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的开孔33作成锥形，向着压缩机的外侧，逐渐小内径。正常设计的轴承34，结构如图8(a)所示，被强压入锥形开孔33中，使其一端抵靠开孔33的止动部32。因此，径向轴承34的内表面变为环锥形。径向轴承34轴线OB和锥形环表面AC之间的角度，取决于角θ3。假使每径向轴承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的最小内径间的间隙为c，则角θ1可用下式表示θ1≥tan-1((c+1.tanθ3))/(l)式中假使tan-1(c+1.tanθ3)用θ4表示，则θ1最好θ1大于θ4。参看图9，图示安装在前端板上的传动轴/凸轮转子组合件结构。径向轴承30支持传动轴6，凸肿 被轴向推力F2推送。轴向推力F2包括卷簧13的回卷力，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的下死点侧则被推靠推力轴承9，因此凸轮转子8的轴线OR移动到线OR′上，轴线OR的距离为角φ。将线OR′平行于径向轴承30的轴线OB放置，而和传动轴6的轴线Os夹角θ4。这角θ4由tan-1((c+1.tanθ3))/(l) 给出。传动轴6保持和传动轴6的位置间隔角θ1。假使传动轴6和凸轮转子8的连接部的强度系数为k，右向转矩Ms为kφ便在传动轴6上作用。任何力和转转矩Ms的平衡可用下式表示F4+F6＝F7F2＝F5F5R+F6.12-F4.11-F7(12+13)＝0Ms＝k＝F7(12+13)-F612式中11，12，13或R是各部分的量度，F2，F4，F5，F6或F7为作用在图9的各部分上的力，而F4为在凸轮转子8斜表面81上作用的力F2的径向力(如斜表面81的倾角为θ，F4用式F4＝F2tanθ表示)。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10，运转时，假如因为F1的径向力F3，总气压F1在上死点侧的点A上，对凸轮转子8的斜表面81作用，由于传动轴6在径向轴承外端的点N上，和径向轴承30的内表面偏心接触，于是如图10所示，和径向轴承30的内表面，在上死点侧作均匀接触。也就是传动轴6向上死点侧转动，和图9中的原来位置离开θ3+θ4度。因此传动轴6的轴线Os和径向轴承30的锥形环表面AC的上侧平行。如上所述，凸轮转子8，推力轴承9，摇摆盘10，锥齿轮101，钢球12和锥齿轮111等之间没有轴向间隙，轴向推力变为F8，其中有一个力，防止凸轮转子8的下端部和前端板3的内端面分离。分力F4也变为F9。当传动轴6的外表面，在上死点侧和径向轴承30内表面均匀接触时，任何力和右向转矩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′为各部分的量度，F1，F3，F8或F9为作用在图10所示的各部分上的力，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是在传动轴6上作用的右向转矩，使传动轴6和凸轮转子8间的夹角在(φ+θ3+θ4)范围内变化，θR是图9所示传动轴6的轴线03和径向轴承30内表面上侧之间的角度。假如在压缩机运转时，轴向推力F2小于一个预定的力，且凸轮转子8的下端部不和推力轴承9接触，于是将凸轮转子8的轴向端部，在上死点侧形成某一角度，便可达到和推力轴承9有均匀的接触。对本发明已结合理想实施方案，作详细的叙述，但仅作举例而已，本发明不受其限制。熟悉本技艺领域者容易理解，很易作出其他的改变和修改，而不超出本发明的范围。权利要求1.一种摇摆盘式压缩机有一个壳体，其中有若干压力缸和压力缸附近的一个曲轴腔，每一该压力缸中有一个往复活塞滑动，一个驱动装置和该活塞连接，取得往复动作，有一根转动轴从径向轴承和楔形凸轮转子中穿过，并支承在压缩机壳上旋转，改进之处在于该传动轴安装在该楔形凸轮转子的轴向端面上，有预定的倾斜角度。2.如权利要求中之摇摆盘压缩机，其特征为该预定角θ1的数值预定为等于或大于tan-1(c/l);式中1为该径向轴承滚针的轴向长度，而c为该径向轴承内表面和该传动轴外表面之间的间隙宽度。3.一种摇摆盘式压缩机有一个压缩机壳，其中有若干压力缸，和压力缸附近的一个曲轴腔，每一压力腔中有一个往复活动的活塞，一个驱动装置和该活塞连接，取得往复动作，有一根传动轴，从径向轴承和一个楔形凸轮转子中穿过，并用该压缩机壳轴承作旋转，改进之处在于该径向轴承的内表面形成定形表面，从而其内径从压缩机内部逐渐减小，形成某一角θ3，该传动轴固定在该楔形凸轮转子的一个轴向端面上，有预定的倾角。4.如权利要求3中之摇摆盘式压缩机，其特征为该预定角θ1的数值，预定为等于或大于tan｛(c+1.tanθ3)/1｝;式中1为该径向轴承该滚针的轴向长度，c为该径向轴承内表面和该传动轴外表面之间的间隙宽度。5.如权利要求3及4中之摇摆盘压缩机，其特征为该径向轴承有一个径向座圈，和若干滚针，该径向座圈形成圆锥形表面。6.如权利要求3及4后中之致冷压缩机，其特征为该压缩机壳的放置该径向轴承的一个开孔的内表，形成锥形的表面。全文摘要揭示一种摇摆盘压缩机，壳体有若干压力缸和一个与缸相邻的曲轴腔。每一缸中有一往复活塞滑动。驱动机构与活塞连接作往复。驱动机构有传动轴从径向轴承和楔形凸轮转子中穿过，并由机壳轴承作旋转。传动轴和凸轮转子轴向端面固定作θ1角的倾斜。因此径向轴承内表面和传动轴外表面作固定的均匀接触，从而防止将传动轴损坏。文档编号F04B27/08GK1034978SQ8810086公开日1989年8月23日 申请日期1988年2月11日 优先权日1988年2月11日发明者丰田博, 清水茂美, 畠山秀春, 熊谷修三, 高桥晴男 申请人:三电有限公司