專利名稱：旋轉斜盤式壓縮機的制作方法
技術領域：
本發明涉及一種旋轉斜盤式制冷壓縮機。更準確地說，本發明針對改進承受壓縮機旋轉斜盤軸向負荷的止推軸承。
為了舉例說明作為本發明基礎的存在的問題，在這里介紹圖4所示之傳統的旋轉斜盤式壓縮機，它公開在未經實審的日本專利申請64-63669的出版物中。壓縮機包括一對組合在一起構成缸體組件的前、后缸體20A、20B，在它們里面形成有多個軸向缸筒，每個缸筒內裝有一個往復運動的雙頭活塞，此壓縮機還包括一對前、后蓋14、15，它們設置成封閉缸體組件相對的軸向端。活塞被旋轉的旋轉斜盤22驅動，在各自的缸筒內作往復運動，旋轉斜盤22固定安裝在驅動軸21上，驅動軸21可旋轉地支承在缸體組件中。上述缸體20A、20B和蓋14、15用多個夾緊螺栓16(圖中只表示了一個)組裝在一起。此外，壓縮機還包括一對前、后止推軸承13、13，它們裝在驅動軸21上，位于旋轉斜盤22的凸臺部分與各前、后缸體20A、20B之間。這兩個止推軸承13、13通過夾緊缸體20A、20B和蓋14、15的螺栓16所施加的夾緊力，可靠地固定就位。更具體地說，如圖所示，每一個止推軸承13的固定，是通過其軸承內環13a上沿徑向的外部壓靠在一個與旋轉斜盤22的凸臺部分制成一體的環座22a上，以及通過其軸承外環13b上沿徑向的內部壓靠在一個與相鄰缸體20A或20B制成一體的類似環座20a上進行的。擰緊螺栓16時，壓靠在各自環座20a、22a上的內環和外環13a、13b的上述部分，產生變形以吸收或補償軸向擰緊度。換句話說，補償或吸收擰緊度是通過軸承環的變形來實現的。在這里，擰緊度可定義為一個軸向距離，亦即，當用規定的擰緊力矩擰緊此夾緊螺栓16以連接這些壓縮機零件時，蓋14、15被迫向內相對于缸體20A、20B移動的軸向距離。
然而，采用上述傳統的壓縮機，若為了增加用止推軸承13、13沿軸向支承旋轉斜盤22的剛度而使用大擰緊度時，相應地增加了因螺栓擰緊造成的阻力，以及使功率消耗量增加，尤其在壓縮機起動和低速工作時。另一方面，若設定的緊度較小以避免上述缺點時，則在高速工作時因為支承剛度不夠，旋轉斜盤22勢必會產生位移，從而產生有害的高頻振動并因而帶來噪聲。上述問題不僅發生在上面所介紹的壓縮機裝置中，而且也發生在采用彈性材料吸收擰緊度的其他結構的壓縮機中。
因此，本發明的目的是設計一種旋轉斜盤式壓縮機，這種壓縮機通過改變沿軸向支承旋轉斜盤的剛度，以抵抗由于被壓縮氣體排氣壓力引起的作用于旋轉斜盤上的負荷，可以達到，既在低速工作時改善功率消耗，又在高速工作時抑制振動和噪聲的發生。
按照本發明的壓縮機包括一對前、后缸體，它們共同組成一個在其中構成多個缸筒的缸體組件，每個缸筒中裝有一個雙頭活塞，壓縮機還有一對前、后蓋，它們被裝在缸體組件的軸向端，有一根通過徑向軸承可旋轉地支承在缸體中的驅動軸，有一個裝在驅動軸上的旋轉斜盤，旋轉斜盤與驅動軸一起旋轉，以便使活塞在其各自的缸筒中往復運動，以及，有一對前、后組合式止推軸承，它們被安裝在旋轉斜盤的凸臺部分和各相鄰缸體之間。每個組合式止推軸承至少有兩個可彈性變形的滑動軸承構件，而有一個止推軸承以一種彈性變形狀態支承在制于旋轉斜盤凸臺部分及其相鄰缸體上的環形凸座之間。這兩個環座制在不同的直徑上，所以上述的這一個止推軸承支承在其沿徑向偏移的位置上。因此，通過止推軸承的這種彈性變形補償了擰緊度。
在本發明的一種最佳實施例中，每個止推軸承包括兩個環狀的滑動軸承構件，其中一個軸承構件用冷軋碳鋼制造，在它的表面上涂覆氟樹脂，而另一個軸承構件用高碳鉻彈簧鋼制造。
在組裝本發明壓縮機中規定的擰緊度較小。當組裝壓縮機以補償擰緊度時，一個止推軸承的軸承環變形成杯狀，在相鄰的兩個軸承環之間形成一個錐面。在這種結構下，壓縮機工作時由一個軸承環產生的離心力有一個作用在這一個軸承環上的分力，使之壓向另一個軸承環。
因此，在低速工作期間當離心力還比較小并因而這兩個軸承環如同分開的個體勢必會互相相對轉動時，旋轉斜盤沿軸向支承在止推軸承上具有一個與兩個分開的軸承環的總反作用力相應的剛度。另一方面，在高速工作期間當這兩個軸承構件在增加了的離心力影響下傾向于如同一個整體部件那樣轉動時，旋轉斜盤沿軸向的支承具有一個比與兩個分開的軸承環總反作用力相應的上述剛度要大的剛度，對此，下面結合對最佳實施例的說明還要詳細介紹。因此，在高速工作時旋轉斜盤剛性地支承著，壓縮機可以在振動和噪聲很小的情況下工作，與此同時，作用在旋轉斜盤上的阻力小，因此在低速工作時功率消耗減少。
必須承受在活塞的壓縮行程時，由制冷氣體的排氣壓力作用在活塞上造成的力矩的制冷壓縮機旋轉斜盤，通常用一種比缸體硬的材料制造。換句話說，缸體用比較軟的材料制造。為了保護在缸體上的環座免受尤其在壓縮機高速工作時滑動軸承構件相對轉動造成的磨損，環座可制成更多地朝斜盤腔凸出，在那里，其中含有潤滑油的制冷氣體流量最大。
在另一個最佳實施例中，為這一止推軸承采用三個軸承構件，其中，與缸體相鄰的一個構件不讓它相對于缸體轉動，所以肯定可以避免發生與磨損有關的問題。應用滑動軸承代替傳統的滾棒軸承的優點在于，這些軸承的生產成本低于滾動軸承，以及，滾棒軸承固有的噪聲也不會發生。由下面結合附圖對本發明最佳實施例所作的詳細說明，可以更清楚地看出本發明的上述和其他目的和特點。


圖1按本發明設計的具有止推軸承的旋轉斜盤式壓縮機第一種實施例軸向剖面圖；圖2表示在圖1的壓縮機中的后止推軸承上半部放大圖；圖3旋轉斜盤式壓縮機第二種實施例的局部放大圖，表示按本發明設計的止推軸承；圖4傳統的旋轉斜盤式壓縮機軸向剖面。
下面參照圖1至3說明最佳實施例。由于表示在圖1和3中的壓縮機其主要零件的結構與圖4所示的傳統壓縮機中的基本相同，所以與傳統壓縮機中那些相同的構件或類似的零件用同樣的數碼表示，并在下面對本發明最佳實施例的說明中略去有關其結構的詳細解釋。
參見圖1，其中設有一根驅動軸1，它支承在一對前、后缸體2、3中，并有一個安裝在此驅動軸1上以便與之一起旋轉的旋轉斜盤5。成對的缸體2、3共同構成了一個缸體組件，在缸體組件中構成多個缸筒，每個缸筒中裝有一個可滑動地往復運動的雙頭活塞。缸體組件軸向的相對端用前、后蓋7、8封閉。在旋轉斜盤5凸臺部分的相對端上裝有一對前、后止推軸承6A、6B。在壓縮機裝配好的狀態下，在多個夾緊螺栓9施加的擰緊力的作用下，止推軸承6A，6B可靠地固定在旋轉斜盤5的凸臺部分與各相鄰的缸體2、3之間，夾緊螺栓9被擰緊，以便將缸體2、3和蓋7、8夾緊在一起。數碼10表示由缸體2、3所構成的旋轉斜盤腔。
驅動軸1具有臺階式的形狀，包括支承在前缸體2中的第一部分1a，排列在第一部分1a后面其上裝有旋轉斜盤5的第二部分1b，以及安排在第二部分1b后面并支承在后缸體3中的第三部分1c。由圖1中可見，在三個驅動軸部分中，第一部分1a的直徑最大，而第三部分1c的直徑最小。驅動軸1在其前部1a沿徑向支承在一個平軸承或滑動軸承11中，此滑動軸承11裝在前缸體2的一個軸向中央孔中，而在其后部1c沿徑向也支承在一個類似的平軸承12中，它插裝在后缸體的一個軸向中央孔中。
為了使旋轉斜盤5能安全地承受隨著作用在活塞頂上的制冷氣體排氣壓力的增加而造成的增加了的力矩，旋轉斜盤用一種比缸體2、3更硬的材料制造。
止推軸承6A、6B包括位于與旋轉斜盤5凸臺部分相鄰一側的內滑動軸承環61、63，和裝在與有關的缸體2、3相鄰一側的外滑動軸承環62、64。這些軸承6A、6B是組合式的。也就是說，內軸承環61、63用SPCC(日本工業標準)或冷軋碳鋼制造，表面上涂覆氟樹脂，而外軸承環62、64用SUJ2(日本工業標準)或高碳鉻軸承鋼制造。
前缸體2和旋轉斜盤5凸臺部分的那些與止推軸承6A相對側接觸的表面均制成平的支座面2a、5a，用以支承軸承環61、62的整個軸向表面因此，止推軸承6A穩定地固定在這些支座面2a、5a之間。為了更加穩定地固定此軸承，可以設計的令外環62不能相對于支座面2a轉動。
另一方面，后止推軸承6B設計成能彈性變形，用于吸收在擰緊夾緊螺栓9時產生的軸向負荷。
也就是說，在旋轉斜盤5凸臺部分的后側，制成一個完整的環座5b并具有這樣的直徑，即令內環63在其沿徑向的外部壓靠在環座5b上，以及，在后缸體3的一個與旋轉斜盤5相鄰的部分，制成一個完整的環座3b并具有這樣的直徑，即令外環64以其沿徑向的內部壓靠在環座3b上。因此，環座5b、3b的這種具有不同直徑的結構，使止推軸承6B在裝配壓縮機并擰緊夾緊螺栓時可以彈性變形。正如在本文后部詳細說明的那樣，環座3b朝旋轉斜盤腔10軸向突出的長度，可以根據采用了按本發明的滑動平軸承替換傳統的滾棒軸承后留下的間隔量來確定。
當缸體2、3和蓋7、8用夾緊螺栓夾緊在一起時，后止推軸承6B彈性變形成如圖2所示的杯形(圖中表示了軸承6B的上半部)，因為環形凸座5b、3b從相對側壓在內、外環63和64上，而環形凸座5b、3b制在沿徑向錯開的位置處。因此，擰緊度被軸承環63、64的這種彈性變形所補償。在止推軸承6B的這種變形狀態，在其軸承環63、64的面對面的接觸表面之間形成了一個如圖2中所示之錐面60a。
在壓縮機工作期間當驅動軸1旋轉時，隨旋轉斜盤5旋轉的外軸承環64便產生一個離心力F，此力F可表示為F＝mrw2式中w表示軸承環64的角速度，r是從驅動軸1的中心軸到錐面60a中點的距離，以及m是軸承環64的質量。如圖2中之箭頭所示，此離心力F有一個分量Ft和一個分量Fn，分量Ft的方向基本上平行于錐面60a，分量Fn的方向基本上垂直于錐面60a，因此促使外軸承環64壓靠在內軸承環63上。所以，隨著驅動軸1的轉速增加，促使外軸承環64壓靠在內軸承環63上的力Fn加大。
當壓縮機在起動或低速工作期間驅動軸速度較低，并因而離心力F以及其分量Fn較小時，這兩個軸承環63、64如同分開的個體勢必會彼此相對轉動。另一方面，當壓縮機速度增加以及分量Fn變得更大從而使軸承環64更緊密地壓靠在軸承環63上時，這兩個軸承環便不怎么傾向于彼此相對轉動。換句話說，軸承環63、64這時在外環64增大了的離心力F作用下，傾向于如同一個整體部件那樣轉動。
眾所周知，若用某種具有規定厚度的材料制成的單個彈性件有一個規定量的彈性變形時，它所產生的反作用力，比用相同材料和各有相等厚度(它們的總厚度等于上述單個彈性件的厚度)的多個分開的彈性件所產生的總反作用力大。因此，在低速工作期間，當內、外環63、64傾向于作為分開的個體彼此相對轉動時，旋轉斜盤5沿軸向的支承，具有一個與兩個分開的軸承環63、64的總反作用力相應的比較低的剛度。所以，壓縮機低速工作期間作用在旋轉斜盤5上的阻力保持為較低。
根據本發明人進行的，為謀求在低轉速工作情況下，由分別為K1和K2的內、外軸承環63和64的彈性系數，得出合成的彈性系數K的實驗，實驗結果表明K一般可表示為K＝1/{(1/K1)＋(1/K2)}在另一方面，在高速工作期間，當內、外軸承環63、64在增加了的離心力F影響下傾向于如同一個整體部件地旋轉時，旋轉斜盤5沿軸向的支承具有一個剛度，這一剛度大于上述與兩個分開的軸承環63、64的總反作用力相應的剛度。由于旋轉斜盤5在這種情況下被如此剛性地支承著，所以壓縮機在高速下可以只有輕微振動和噪聲地運行。
根據本發明人進行的，為謀求在高轉速工作情況下，由分別為K1和K2的內、外軸承環63、64的彈性系數，得出合成的彈性系數K的實驗，實驗結果表明K可一般表示為K＝K1＋K2可以認為，上述兩個方程式是由這一事實引出的，即，普通彈性板件的彈性系數，通常與其厚度按三次方比例增加。
在上面所介紹的具有分開的止推軸承6A、6B的壓縮機中，前止推軸承6A的內、外軸承環61、62可彼此相對轉動，所以在內軸承環61與其相鄰的旋轉斜盤5凸臺部分之間，以及在外軸承環62與缸體2之間相對轉動的可能性不大。類似地，在壓縮機低速工作期間，如上所述，后止推軸承6B的軸承環63、64勢必會相對轉動，并因而在內環63與其相鄰的旋轉斜盤5的凸臺部分之間，以及在外環64與缸體3之間相對轉動的可能性也不大。所以，制在用較軟的材料制造的缸體上的環座2a、3b，在低速工作期間沒有什么磨損。
然而，在壓縮機高速工作期間，后止推軸承6B的內、外環63、64在外環64增加了的離心力影響下，傾向于如一個整體部件那樣轉動，所以外軸承環64勢必會相對于后缸體3的環座3b轉動。
盡管如此，因為從外部制冷系統引入的制冷氣體，首先流入旋轉斜盤腔10，而且氣體的流率在止推軸承所在處的旋轉斜盤腔10的中央區最大，所以，此后止推軸承6B可受到包含在制冷氣體中的潤滑油的充分潤滑。由于有這種潤滑，在外軸承環64與后缸體3環座3b之間的摩擦減輕，因此避免了缸體在高速工作期間被磨損。
順便說說，由本申請人進行的實驗采用了具有各種尺寸環座2a、3b的壓縮機，但旋轉斜盤腔10的體積處于相同的條件之下，實驗證明，環座3b朝旋轉斜盤腔10突出大約3毫米或3毫米以上的壓縮機，所獲得的潤滑效果最好。
采用滑動的平軸承代替用于止推軸承6A、6B的傳統的滾棒軸承，有助于減小軸承的軸向裝配距離。顯然，距離方面的這種減小，又使得有可能將壓縮機的軸向尺寸設計得更小。不過應當指出，壓縮機軸向尺寸的減小受上述環座3b外伸尺寸的限制。也就是說，環座3b朝旋轉斜盤腔10突出得愈長，用于止推軸承6A、6B的安裝空間便愈小。
此外，由于驅動軸1在其最大直徑部分1a沿徑向支承在滑動式徑向軸承11中，所以軸在旋轉過程中可以穩定地支承著而沒有撓曲。還有，采用滑動軸承6A、6B的優點還在于，它們的制造成本低于滾棒軸承，以及，為滾棒軸承所固有的噪聲也將不再產生。
現在參看表示按本發明壓縮機第二種實施例的圖3，其中，相同的構件或與第一種實施例中那些類似的零件，用圖1和2所示實施例中的相同數碼來表示。
此第二種實施例與第一種實施例的區別在于，組合式的后止推軸承6B有三個軸承構件，其中包括一個位于與旋轉斜盤5凸臺部分相鄰一側的沿軸向的內環65，一個中央滑動環66，以及一個裝在與后缸體3相鄰一側的沿軸向的外環67。內軸承環65和外軸承環67用SUJ2(日本工業標準)或高碳鉻軸承鋼制造，而中央滑動環66則用SPCC(日本工業標準)或冷軋碳鋼制造并在表面上涂覆氟樹脂。外軸承環67用一個銷釘3c固定，從而防止此環相對于后缸體3轉動。作為對這種實施例的修改，可以設計為令內軸承環65也不能相對于旋轉斜盤5轉動。
由于三個環65、66、67是分開的個體，因此任何兩個相鄰的環，亦即內環65與中央環66以及此同一個中央環與外環67可以相對轉動。當缸體2、3和蓋(圖中未表示)用夾緊螺栓(圖中未表示)夾緊在一起時，這三個環便會如在第一種實施中的情況那樣產生彈性變形，因為沿軸向的環座5b、3b有偏置的結構。
在壓縮機低速工作期間，內環65與中央環66，以及此同一個中央環與外軸承環67傾向于彼此相對轉動，如針對第一種實施例已詳細闡明的那樣，而這三個環65、66、67沿軸向支承著旋轉斜盤5具有一個與各環的總反作用力相應的剛度。
在高速工作期間，中央滑動環66在其增加了的離心力作用下，更緊地壓靠在內軸承環65上。因此，這兩個環65、66在沒有什么相對轉動的情況下，傾向于如同一個整體環那樣轉動，而中央環66則相對于被固定而不能轉動的外軸承環67轉動。所以，旋轉斜盤5沿軸向的支承，具有一個比僅僅與各環的總反作用力相應的剛度要大的剛度。因此，在高速工作期間，旋轉斜盤5沿軸向的支承，可具有一個比壓縮機低速工作時更大的剛度。
由于在此實施例中的外軸承環是固定的，所以它不會相對于后缸體3轉動，環座3b也就不會磨損。因此，這種實施例的壓縮機可以有更長的使用壽命。
顯然，那些本門技術方面的專家們可借助于上述說明，在不脫離所附權利要求書中限定的本發明范圍的情況下，對本發明作出其他的改變和修改。
權利要求
1.一種旋轉斜盤式壓縮機，它有一對各包括一個用蓋封閉的外端的缸體；用于將缸體和蓋互相緊連在一起的緊固件；一根通過徑向軸承可旋轉地支承在一個制于缸體中的中央孔中并沿其軸線延伸的驅動軸；一個裝在驅動軸上以便與驅動軸一起旋轉的旋轉斜盤；一些在工作上與旋轉斜盤相連接以便在缸筒中往復運動的活塞；分別由旋轉斜盤表面構成的第一和第二可動支座，以及分別由缸體端面構成的第一和和第二固定支座，它們與第一和第二可動支座相對；分別被夾緊在第一可動支座與第一固定支座之間和第二可動支座與第一固定支座之間的第一止推軸承和第二止推軸承，這種壓縮機的特征為止推軸承各包括至少兩個環(61、62；63、64；61、62；65、66、67)，以構成一個第一滑動軸承(6B)和一個第二滑動軸承(6A)，其中，第一軸承(6B)設計成可沿軸向相對于驅動軸(1)變形。
2.按照權利要求1所述之壓縮機，其特征為第一可動支座(5b)和第一固定支座(3b)分別包括直徑互不相同的環形凸座，其中，驅動軸(1)的一種旋轉會造成第一滑動軸承(6B)的環(63、64；65、66、67)彈性變形成一個大體上的錐形。
3.按照權利要求2所述之壓縮機，其特征為緊固件包括一種夾緊螺栓(9)，其中，第一滑動軸承(6B)的彈性變形，以將缸體和蓋連接在一起時第一滑動軸承(6B)的夾緊度為基礎。
4.按照前述諸權利要求之任一項所述之壓縮機，其特征為第二可動支座(5a)和第二固定支座(2a)都是平的，以便將第二滑動軸承(6A)剛性地固定在它們之間。
5.按照前述諸權利要求之任一項所述之壓縮機，其特征為第一滑動軸承(6B)和第二滑動軸承(6A)中至少一個有三個環(65、66、67)。
6.按照前述諸權利要求之任一項所述之壓縮機，其特征為第一滑動軸承(6B)和第二滑動軸承(6A)中至少一個，包括有與對置的缸體以不可相對轉動的方式接觸的環(62、64；62、67)。
7.按照權利要求6所述之壓縮機，其特征為借助于一個將環(62、64；62、67)連接在對置著的固定支承座(2a、5a)上的銷釘(3c)，防止上述環(62、64；62、67)轉動。
8.按照前述諸權利要求之任一項所述之壓縮機，其特征為滑動軸承(6A、6B)中至少一個，包括有與旋轉斜盤(5)接觸的環(61、63；61、65)，其中，此環(61、63；61、65)上涂覆有碳氟樹脂層。
全文摘要
公開了一種具有改進了的止推軸承的旋轉斜盤式壓縮機。此軸承裝在旋轉斜盤的凸臺部分與壓縮機缸體之間，用以沿軸向支承旋轉斜盤。旋轉斜盤和缸體具有在形式上為環形凸座的支座部分，它們有不同的直徑，用以支承在它們之間的止推軸承，所以，此軸承以一種彈性變形的狀態固定在環座之間。在工作時，一個滑動軸構件隨著壓縮機工作速度的提高，在增加了的離心力影響下，更緊地壓靠在另一個軸承構件上。
文檔編號F04B39/00GK1143164SQ9610316
公開日1997年2月19日 申請日期1996年3月21日 優先權日1995年3月22日
發明者池田勇人, 樽谷知二, 橫井雅宣, 道行広美, 佐藤裕史, 上田泰則 申請人:株式會社豐田自動織機制作所