旋转斜盘式压缩机 本发明涉及一种旋转斜盘式制冷压缩机。更准确地说，本发明针对改进承受压缩机旋转斜盘轴向负荷的止推轴承。
为了举例说明作为本发明基础的存在的问题，在这里介绍图4所示之传统的旋转斜盘式压缩机，它公开在未经实审的日本专利申请64-63669的出版物中。压缩机包括一对组合在一起构成缸体组件的前、后缸体20A、20B，在它们里面形成有多个轴向缸筒，每个缸筒内装有一个往复运动的双头活塞，此压缩机还包括一对前、后盖14、15，它们设置成封闭缸体组件相对的轴向端。活塞被旋转的旋转斜盘22驱动，在各自的缸筒内作往复运动，旋转斜盘22固定安装在驱动轴21上，驱动轴21可旋转地支承在缸体组件中。上述缸体20A、20B和盖14、15用多个夹紧螺栓16(图中只表示了一个)组装在一起。此外，压缩机还包括一对前、后止推轴承13、13，它们装在驱动轴21上，位于旋转斜盘22的凸台部分与各前、后缸体20A、20B之间。这两个止推轴承13、13通过夹紧缸体20A、20B和盖14、15的螺栓16所施加的夹紧力，可靠地固定就位。更具体地说，如图所示，每一个止推轴承13的固定，是通过其轴承内环13a上沿径向的外部压靠在一个与旋转斜盘22的凸台部分制成一体的环座22a上，以及通过其轴承外环13b上沿径向的内部压靠在一个与相邻缸体20A或20B制成一体的类似环座20a上进行的。拧紧螺栓16时，压靠在各自环座20a、22a上地内环和外环13a、13b的上述部分，产生变形以吸收或补偿轴向拧紧度。换句话说，补偿或吸收拧紧度是通过轴承环的变形来实现的。在这里，拧紧度可定义为一个轴向距离，亦即，当用规定的拧紧力矩拧紧此夹紧螺栓16以连接这些压缩机零件时，盖14、15被迫向内相对于缸体20A、20B移动的轴向距离。
然而，采用上述传统的压缩机，若为了增加用止推轴承13、13沿轴向支承旋转斜盘22的刚度而使用大拧紧度时，相应地增加了因螺栓拧紧造成的阻力，以及使功率消耗量增加，尤其在压缩机起动和低速工作时。另一方面，若设定的紧度较小以避免上述缺点时，则在高速工作时因为支承刚度不够，旋转斜盘22势必会产生位移，从而产生有害的高频振动并因而带来噪声。上述问题不仅发生在上面所介绍的压缩机装置中，而且也发生在采用弹性材料吸收拧紧度的其他结构的压缩机中。
因此，本发明的目的是设计一种旋转斜盘式压缩机，这种压缩机通过改变沿轴向支承旋转斜盘的刚度，以抵抗由于被压缩气体排气压力引起的作用于旋转斜盘上的负荷，可以达到，既在低速工作时改善功率消耗，又在高速工作时抑制振动和噪声的发生。
按照本发明的压缩机包括一对前、后缸体，它们共同组成一个在其中构成多个缸筒的缸体组件，每个缸筒中装有一个双头活塞，压缩机还有一对前、后盖，它们被装在缸体组件的轴向端，有一根通过径向轴承可旋转地支承在缸体中的驱动轴，有一个装在驱动轴上的旋转斜盘，旋转斜盘与驱动轴一起旋转，以便使活塞在其各自的缸筒中往复运动，以及，有一对前、后组合式止推轴承，它们被安装在旋转斜盘的凸台部分和各相邻缸体之间。每个组合式止推轴承至少有两个可弹性变形的滑动轴承构件，而有一个止推轴承以一种弹性变形状态支承在制于旋转斜盘凸台部分及其相邻缸体上的环形凸座之间。这两个环座制在不同的直径上，所以上述的这一个止推轴承支承在其沿径向偏移的位置上。因此，通过止推轴承的这种弹性变形补偿了拧紧度。
在本发明的一种最佳实施例中，每个止推轴承包括两个环状的滑动轴承构件，其中一个轴承构件用冷轧碳钢制造，在它的表面上涂覆氟树脂，而另一个轴承构件用高碳铬弹簧钢制造。
在组装本发明压缩机中规定的拧紧度较小。当组装压缩机以补偿拧紧度时，一个止推轴承的轴承环变形成杯状，在相邻的两个轴承环之间形成一个锥面。在这种结构下，压缩机工作时由一个轴承环产生的离心力有一个作用在这一个轴承环上的分力，使之压向另一个轴承环。
因此，在低速工作期间当离心力还比较小并因而这两个轴承环如同分开的个体势必会互相相对转动时，旋转斜盘沿轴向支承在止推轴承上具有一个与两个分开的轴承环的总反作用力相应的刚度。另一方面，在高速工作期间当这两个轴承构件在增加了的离心力影响下倾向于如同一个整体部件那样转动时，旋转斜盘沿轴向的支承具有一个比与两个分开的轴承环总反作用力相应的上述刚度要大的刚度，对此，下面结合对最佳实施例的说明还要详细介绍。因此，在高速工作时旋转斜盘刚性地支承着，压缩机可以在振动和噪声很小的情况下工作，与此同时，作用在旋转斜盘上的阻力小，因此在低速工作时功率消耗减少。
必须承受在活塞的压缩行程时，由制冷气体的排气压力作用在活塞上造成的力矩的制冷压缩机旋转斜盘，通常用一种比缸体硬的材料制造。换句话说，缸体用比较软的材料制造。为了保护在缸体上的环座免受尤其在压缩机高速工作时滑动轴承构件相对转动造成的磨损，环座可制成更多地朝斜盘腔凸出，在那里，其中含有润滑油的制冷气体流量最大。
在另一个最佳实施例中，为这一止推轴承采用三个轴承构件，其中，与缸体相邻的一个构件不让它相对于缸体转动，所以肯定可以避免发生与磨损有关的问题。应用滑动轴承代替传统的滚棒轴承的优点在于，这些轴承的生产成本低于滚动轴承，以及，滚棒轴承固有的噪声也不会发生。由下面结合附图对本发明最佳实施例所作的详细说明，可以更清楚地看出本发明的上述和其他目的和特点。
图1按本发明设计的具有止推轴承的旋转斜盘式压缩机第一种实施例轴向剖面图；
图2表示在图1的压缩机中的后止推轴承上半部放大图；
图3旋转斜盘式压缩机第二种实施例的局部放大图，表示按本发明设计的止推轴承；
图4传统的旋转斜盘式压缩机轴向剖面。
下面参照图1至3说明最佳实施例。由于表示在图1和3中的压缩机其主要零件的结构与图4所示的传统压缩机中的基本相同，所以与传统压缩机中那些相同的构件或类似的零件用同样的数码表示，并在下面对本发明最佳实施例的说明中略去有关其结构的详细解释。
参见图1，其中设有一根驱动轴1，它支承在一对前、后缸体2、3中，并有一个安装在此驱动轴1上以便与之一起旋转的旋转斜盘5。成对的缸体2、3共同构成了一个缸体组件，在缸体组件中构成多个缸筒，每个缸筒中装有一个可滑动地往复运动的双头活塞。缸体组件轴向的相对端用前、后盖7、8封闭。在旋转斜盘5凸台部分的相对端上装有一对前、后止推轴承6A、6B。在压缩机装配好的状态下，在多个夹紧螺栓9施加的拧紧力的作用下，止推轴承6A，6B可靠地固定在旋转斜盘5的凸台部分与各相邻的缸体2、3之间，夹紧螺栓9被拧紧，以便将缸体2、3和盖7、8夹紧在一起。数码10表示由缸体2、3所构成的旋转斜盘腔。
驱动轴1具有台阶式的形状，包括支承在前缸体2中的第一部分1a，排列在第一部分1a后面其上装有旋转斜盘5的第二部分1b，以及安排在第二部分1b后面并支承在后缸体3中的第三部分1c。由图1中可见，在三个驱动轴部分中，第一部分1a的直径最大，而第三部分1c的直径最小。驱动轴1在其前部1a沿径向支承在一个平轴承或滑动轴承11中，此滑动轴承11装在前缸体2的一个轴向中央孔中，而在其后部1c沿径向也支承在一个类似的平轴承12中，它插装在后缸体的一个轴向中央孔中。
为了使旋转斜盘5能安全地承受随着作用在活塞顶上的制冷气体排气压力的增加而造成的增加了的力矩，旋转斜盘用一种比缸体2、3更硬的材料制造。
止推轴承6A、6B包括位于与旋转斜盘5凸台部分相邻一侧的内滑动轴承环61、63，和装在与有关的缸体2、3相邻一侧的外滑动轴承环62、64。这些轴承6A、6B是组合式的。也就是说，内轴承环61、63用SPCC(日本工业标准)或冷轧碳钢制造，表面上涂覆氟树脂，而外轴承环62、64用SUJ2(日本工业标准)或高碳铬轴承钢制造。
前缸体2和旋转斜盘5凸台部分的那些与止推轴承6A相对侧接触的表面均制成平的支座面2a、5a，用以支承轴承环61、62的整个轴向表面因此，止推轴承6A稳定地固定在这些支座面2a、5a之间。为了更加稳定地固定此轴承，可以设计的令外环62不能相对于支座面2a转动。
另一方面，后止推轴承6B设计成能弹性变形，用于吸收在拧紧夹紧螺栓9时产生的轴向负荷。
也就是说，在旋转斜盘5凸台部分的后侧，制成一个完整的环座5b并具有这样的直径，即令内环63在其沿径向的外部压靠在环座5b上，以及，在后缸体3的一个与旋转斜盘5相邻的部分，制成一个完整的环座3b并具有这样的直径，即令外环64以其沿径向的内部压靠在环座3b上。因此，环座5b、3b的这种具有不同直径的结构，使止推轴承6B在装配压缩机并拧紧夹紧螺栓时可以弹性变形。正如在本文后部详细说明的那样，环座3b朝旋转斜盘腔10轴向突出的长度，可以根据采用了按本发明的滑动平轴承替换传统的滚棒轴承后留下的间隔量来确定。
当缸体2、3和盖7、8用夹紧螺栓夹紧在一起时，后止推轴承6B弹性变形成如图2所示的杯形(图中表示了轴承6B的上半部)，因为环形凸座5b、3b从相对侧压在内、外环63和64上，而环形凸座5b、3b制在沿径向错开的位置处。因此，拧紧度被轴承环63、64的这种弹性变形所补偿。在止推轴承6B的这种变形状态，在其轴承环63、64的面对面的接触表面之间形成了一个如图2中所示之锥面60a。
在压缩机工作期间当驱动轴1旋转时，随旋转斜盘5旋转的外轴承环64便产生一个离心力F，此力F可表示为：
F＝mrw2
式中w表示轴承环64的角速度，r是从驱动轴1的中心轴到锥面60a中点的距离，以及m是轴承环64的质量。如图2中之箭头所示，此离心力F有一个分量Ft和一个分量Fn，分量Ft的方向基本上平行于锥面60a，分量Fn的方向基本上垂直于锥面60a，因此促使外轴承环64压靠在内轴承环63上。所以，随着驱动轴1的转速增加，促使外轴承环64压靠在内轴承环63上的力Fn加大。
当压缩机在起动或低速工作期间驱动轴速度较低，并因而离心力F以及其分量Fn较小时，这两个轴承环63、64如同分开的个体势必会彼此相对转动。另一方面，当压缩机速度增加以及分量Fn变得更大从而使轴承环64更紧密地压靠在轴承环63上时，这两个轴承环便不怎么倾向于彼此相对转动。换句话说，轴承环63、64这时在外环64增大了的离心力F作用下，倾向于如同一个整体部件那样转动。
众所周知，若用某种具有规定厚度的材料制成的单个弹性件有一个规定量的弹性变形时，它所产生的反作用力，比用相同材料和各有相等厚度(它们的总厚度等于上述单个弹性件的厚度)的多个分开的弹性件所产生的总反作用力大。因此，在低速工作期间，当内、外环63、64倾向于作为分开的个体彼此相对转动时，旋转斜盘5沿轴向的支承，具有一个与两个分开的轴承环63、64的总反作用力相应的比较低的刚度。所以，压缩机低速工作期间作用在旋转斜盘5上的阻力保持为较低。
根据本发明人进行的，为谋求在低转速工作情况下，由分别为K1和K2的内、外轴承环63和64的弹性系数，得出合成的弹性系数K的实验，实验结果表明K一般可表示为：
K＝1/{(1/K1)＋(1/K2)}
在另一方面，在高速工作期间，当内、外轴承环63、64在增加了的离心力F影响下倾向于如同一个整体部件地旋转时，旋转斜盘5沿轴向的支承具有一个刚度，这一刚度大于上述与两个分开的轴承环63、64的总反作用力相应的刚度。由于旋转斜盘5在这种情况下被如此刚性地支承着，所以压缩机在高速下可以只有轻微振动和噪声地运行。
根据本发明人进行的，为谋求在高转速工作情况下，由分别为K1和K2的内、外轴承环63、64的弹性系数，得出合成的弹性系数K的实验，实验结果表明K可一般表示为：
K＝K1＋K2
可以认为，上述两个方程式是由这一事实引出的，即，普通弹性板件的弹性系数，通常与其厚度按三次方比例增加。
在上面所介绍的具有分开的止推轴承6A、6B的压缩机中，前止推轴承6A的内、外轴承环61、62可彼此相对转动，所以在内轴承环61与其相邻的旋转斜盘5凸台部分之间，以及在外轴承环62与缸体2之间相对转动的可能性不大。类似地，在压缩机低速工作期间，如上所述，后止推轴承6B的轴承环63、64势必会相对转动，并因而在内环63与其相邻的旋转斜盘5的凸台部分之间，以及在外环64与缸体3之间相对转动的可能性也不大。所以，制在用较软的材料制造的缸体上的环座2a、3b，在低速工作期间没有什么磨损。
然而，在压缩机高速工作期间，后止推轴承6B的内、外环63、64在外环64增加了的离心力影响下，倾向于如一个整体部件那样转动，所以外轴承环64势必会相对于后缸体3的环座3b转动。
尽管如此，因为从外部制冷系统引入的制冷气体，首先流入旋转斜盘腔10，而且气体的流率在止推轴承所在处的旋转斜盘腔10的中央区最大，所以，此后止推轴承6B可受到包含在制冷气体中的润滑油的充分润滑。由于有这种润滑，在外轴承环64与后缸体3环座3b之间的摩擦减轻，因此避免了缸体在高速工作期间被磨损。
顺便说说，由本申请人进行的实验采用了具有各种尺寸环座2a、3b的压缩机，但旋转斜盘腔10的体积处于相同的条件之下，实验证明，环座3b朝旋转斜盘腔10突出大约3毫米或3毫米以上的压缩机，所获得的润滑效果最好。
采用滑动的平轴承代替用于止推轴承6A、6B的传统的滚棒轴承，有助于减小轴承的轴向装配距离。显然，距离方面的这种减小，又使得有可能将压缩机的轴向尺寸设计得更小。不过应当指出，压缩机轴向尺寸的减小受上述环座3b外伸尺寸的限制。也就是说，环座3b朝旋转斜盘腔10突出得愈长，用于止推轴承6A、6B的安装空间便愈小。
此外，由于驱动轴1在其最大直径部分1a沿径向支承在滑动式径向轴承11中，所以轴在旋转过程中可以稳定地支承着而没有挠曲。还有，采用滑动轴承6A、6B的优点还在于，它们的制造成本低于滚棒轴承，以及，为滚棒轴承所固有的噪声也将不再产生。
现在参看表示按本发明压缩机第二种实施例的图3，其中，相同的构件或与第一种实施例中那些类似的零件，用图1和2所示实施例中的相同数码来表示。
此第二种实施例与第一种实施例的区别在于，组合式的后止推轴承6B有三个轴承构件，其中包括一个位于与旋转斜盘5凸台部分相邻一侧的沿轴向的内环65，一个中央滑动环66，以及一个装在与后缸体3相邻一侧的沿轴向的外环67。内轴承环65和外轴承环67用SUJ2(日本工业标准)或高碳铬轴承钢制造，而中央滑动环66则用SPCC(日本工业标准)或冷轧碳钢制造并在表面上涂覆氟树脂。外轴承环67用一个销钉3c固定，从而防止此环相对于后缸体3转动。作为对这种实施例的修改，可以设计为令内轴承环65也不能相对于旋转斜盘5转动。
由于三个环65、66、67是分开的个体，因此任何两个相邻的环，亦即内环65与中央环66以及此同一个中央环与外环67可以相对转动。当缸体2、3和盖(图中未表示)用夹紧螺栓(图中未表示)夹紧在一起时，这三个环便会如在第一种实施中的情况那样产生弹性变形，因为沿轴向的环座5b、3b有偏置的结构。
在压缩机低速工作期间，内环65与中央环66，以及此同一个中央环与外轴承环67倾向于彼此相对转动，如针对第一种实施例已详细阐明的那样，而这三个环65、66、67沿轴向支承着旋转斜盘5具有一个与各环的总反作用力相应的刚度。
在高速工作期间，中央滑动环66在其增加了的离心力作用下，更紧地压靠在内轴承环65上。因此，这两个环65、66在没有什么相对转动的情况下，倾向于如同一个整体环那样转动，而中央环66则相对于被固定而不能转动的外轴承环67转动。所以，旋转斜盘5沿轴向的支承，具有一个比仅仅与各环的总反作用力相应的刚度要大的刚度。因此，在高速工作期间，旋转斜盘5沿轴向的支承，可具有一个比压缩机低速工作时更大的刚度。
由于在此实施例中的外轴承环是固定的，所以它不会相对于后缸体3转动，环座3b也就不会磨损。因此，这种实施例的压缩机可以有更长的使用寿命。
显然，那些本门技术方面的专家们可借助于上述说明，在不脱离所附权利要求书中限定的本发明范围的情况下，对本发明作出其他的改变和修改。