本发明涉及一种斜盘式压缩机，特别是对承受斜盘载荷的轴承的改进。 一般，汽车或载重汽车等所用的压缩机是用于将压缩气体供给车辆的空调系统的。
这种用途的压缩机，即具有多个双头活塞的斜盘式压缩机已是公知技术。如图20所示，这种斜盘式压缩机有一对气缸体110A、110B。驱动轴111由这一对气缸体110A、110B可转动地支承着，斜盘112安装在驱动轴111上。在斜盘112的前、后两面所设置的环状受压凸起112a和气缸体110A、110B的受压凸起110a之间，分别安装有推力轴承113。各个推力轴承113设有直径不同的环状内轴承圈113a和外轴承圈113b。
两个气缸体110A、110B的外端由壳体114、115封闭着。螺栓116将两个气缸体110A、110B和壳体114、115紧固在一起。
通过螺栓116的紧固连接，内轴承圈113a的外圆周附近与受压凸起112a接触而产生弹性变形。另一方面，外轴承圈113b在其内圆周附近与气缸体110A、110B的受压凸起110a接触。
随着斜盘112的转动而使活塞117往复运动时，压缩致冷剂气体，便产生轴向反力的载荷，这种载荷通过活塞117及斜盘112而用在轴承113上，然而由于各个推力轴承113由上述直径不同的受压凸起110a、112a夹持着，因此，会产生弹性变形。这样，如图21概括地表示的那样，介于斜盘112两侧和气缸体110A、110B之间的推力轴承113就会起到象弹簧S一样的作用。
由此，压缩致冷剂气体时，上述的弹簧S会使斜盘112不稳定地振动。特别是在振动过程中，驱动轴高速转动时所产生的渗透性很强的频率成分会产生很大的噪音。
此外，日本实用新型实开昭54-170410号公报中公开了另外一种推力轴承的结构。在这种结构中，将斜盘的轮毂部的两个外侧面及气缸体的两个支撑面都做成扁平状，在相互对置着的轮毂部的外侧面和支撑面之间，分别刚性地夹持着推力轴承。推力轴承的内轴承圈的整个侧面与轮毂部的外侧面接触。在这样的结构中，当压缩气体压力所产生的力矩作用在斜盘上时，内轴承圈因挤压而咬入到滚柱外端部，使推力轴承内的滚柱受到偏载，这加快了轴承的磨损。结果引起压缩机的振动、噪音或动力损失。
本发明的目的是提供一种结构非常简单、并能降低斜盘不稳定地振动的斜盘式压缩机。此外，本发明的另一个目的是提供一种能够延长推力轴承寿命的压缩机。
为了达到上述目的，本发明所提供的压缩机具有可转动地支撑在气缸体中的驱动轴，和随着驱动轴的旋转而转动的斜盘;随着斜盘的转动，在气缸体内的腔中作往复运动，以便压缩气体的多个活塞，还有设置在斜盘两侧的气缸体处的第一及第二推力轴承，用来承受由活塞往复运动而产生的作用在斜盘及驱动轴上的轴向载荷;第一推力轴承具有被斜盘及气缸体、从相互对着的方向夹持它的两侧的第一部分和与上述斜盘及气缸体中任意一方间隔开的第二部分。
本发明的新特征已记载在权利要求书中。而本发明的目的及效果通过下文参照附图所描述的最佳实施例会更加清楚明了。
图1是本发明第一实施例的压缩机的剖视图。
图2是图1所示压缩机的局部剖视图。
图3是第一实施例的一个变形例子的压缩机局部剖视图。
图4是第一实施例的另一个变形例子的压缩机局部剖视图。
图5是第二实施例的压缩机局部剖视图。
图6是第三实施例地压缩机局部剖视图。
图7是第四实施例的一个变形例子的主要部分的剖视图。
图8是用于说明推力轴承凸起效果的放大剖视图。
图9是本发明第五实施例的压缩机局部剖视图。
图10是图9的压缩机斜盘的剖视图。
图11是图9的压缩机斜盘的侧视图。
图12是第五实施例的一个变形例子的斜盘剖视图。
图13是第六实施例的压缩机局部剖视图。
图14是第七实施例的压缩机局部剖视图。
图15是第八实施例的压缩机局部剖视图。
图16是第八实施例的一个变形例子的局部剖视图。
图17是第八实施例的一个变形例子的斜盘的局部剖视图。
图18是第九实施例的压缩机局部剖视图。
图19是第十实施例的压缩机局部剖视图。
图20是以往压缩机的剖视图。
图21是图20的压缩机的局部正视图。
下面，对本发明的最佳实施例进行详述。
首先，参照图1及图2对本发明的第一实施例进行详细说明。
斜盘式压缩机设有一对气缸体2、3。驱动轴1由这一对气缸体2、3可转动地支撑着，斜盘5安装在驱动轴1上。在斜盘5及气缸体2、3之间分别装有推力轴承6A、6B。各推力轴承6A、6B具有直径大约相同的环状内轴承圈61和外轴承圈62。
两气缸体2、3的外端由壳体14、15封闭着。螺栓16将各气缸体2、3及壳体14、15紧固在一起。由此，将各个推力轴承6A、6B夹持在斜盘5及气缸体2、3之间。
这样，当压缩机运转，而且随着斜盘5的转动，活塞7作往复运动时，就压缩致冷剂气体，并将由此所引起的轴向反作用力作为载荷，通过活塞7及斜盘5而作用在推力轴承6A、6B上。
下面叙述推力轴承6A、6B的支承结构。在本实施例中，一对推力轴承6A、6B两者中的任何一个都被刚性地夹持着，由于两者的结构相同，因此，下文仅叙述后推力轴承6B。
后推力轴承6B具有内轴承圈61、外轴承圈62、滚柱63及轴承护圈（图中未表示）。在此，分别将滚柱63在内轴承圈61及外轴承圈62上转动的面称作轨道面、通过该轨道面的中心所形成的圆称作轨道中心圆PC、轨道面的外径称作轨道外径OD、其内径称作轨道内径BD。
气缸体3上所形成的扁平受压座31与轴承外圈62的整个外表面接触。斜盘5的轮毂部5a上所形成的受压座51做成环状，与前述轨道面的面积大约相同。此外，受压座51的外径小于内轴承圈61的外径。于是，该受压座51与内轴承圈61接触，在轮毂部5a及内轴承圈61的外表面之间形成所需要的间隙G1。
受压座51最好具有与推力轴承6B的轨道外径OD大致相同的外径。但也可将受压座51做成外径小于轨道外径OD的结构。或者不用斜盘5，而将受压座51形成在如图3所示的气缸体3上。还可以采用将气缸体3的受压座31做成与轮毂部5a的受压座51的形状相同的变更形式。
在图4所示的变形例子中，将受压座51的内径设定成与推力轴承6B的轨道内径BD大约相等的形式。于是，在轮毂部5a与内轴承圈61的内周面之间形成间隙G2。
以往的压缩机结构中，当压缩气体的反作用力所产生的力矩作用在斜盘5上时，将会有很强的偏载作用在内轴承圈及外轴承圈轨道面的外圆周区域。相比之下，在本实施例中，至少一个受压座51的外径被设定成小于内轴承圈61的外径，能保证在斜盘5的轮毂5a和内轴承圈61的外圆周之间有间隙G1。由此，使前述力矩不能传递给轨道面，这样便减少了作用在轨道面上的偏载。
此外，在图4的变形例子中，由于内轴承圈61的内周部产生极微量的弯曲，这样便可以有效地吸收力矩的变化。
关于这一点，下面参照图8作详细地说明。斜盘5转动时，外轴承圈62随斜盘5转动，在外轴承圈62和受压座31之间产生滑动。这种滑动在两个部件62、31上引起精密级磨损，使两个构件之间有微小的间隙W1存在。由此，便能很好地吸收力矩的变化。
另一方面，内轴承圈61与外轴承圈62不同，它几乎不随斜盘一起转动。但是，由于受压座51做成环状结构，其面积实际上是缩小了，并且，内轴承圈61上产生很微小的挠曲变形，这样，斜盘5的受压座51仍产生磨损，形成微小间隙W2。这对于斜盘来说，可以很好地吸收力矩的变化，充分发挥良好的凸起效果，使滚柱端部的集中载荷得到了抑制。
图5示出了第二实施例。在该实施例中，斜盘5的轮毂部5a的受压座51具有圆弧状的断面，该凸曲面在推力轴承6B的轨道中心圆PC上与内轴承圈61接触。于是，在宏观上受压座51与内轴承圈61之间保持线接触状态。这便在内轴承圈61的内、外圆周与受压座51之间形成间隙G1、G2。其它结构与上述第一实施例相同。
这样，即使作用在斜盘5上的力矩变动时，也能大幅度地降低作用在轴承6B轨道面的内、外圆周区域的载荷之差。又由于内轴承圈61上产生很微量的挠曲变形，同样能有效地吸收变动载荷。
图6示出了第三实施例，后推力轴承6B上也设置着由前述各实施例所描述的受压座，同时，使前推力轴承6A具有可以吸收轴向载荷的缓冲机能。
也即，在斜盘5的轮毂部5a的前面，形成直径比较大的环状受压座5b。前推力轴承6A的内轴承圈61在其外径附近与受压座5b配合。另一方面，在气缸体2上形成直径比较小的环状受压座2a。前推力轴承6A的外轴承圈62在其内径附近与受压座2a配合。并且，本实施例中，两个推力轴承6A、6B的功能及构件是通用的，因此，两个推力轴承6A、6B的内轴承圈61做成比外轴承圈62直径大的结构。
由此，将斜盘5的轮毂部5a通过两个推力轴承6A、6B被夹持在两个气缸体2、3之间时，与直径不相同的受压座5b、2a配合着的推力轴承6A的轴承圈61、62本身产生弹性变形。这样，当螺栓的紧固力过大时，超过的部分由前推力轴承吸收掉。因此，就不必对螺栓紧固力进行调整，从而使作业简化。
而且，即使在压缩机运转，由压缩气体的反推力所产生的力矩作用在斜盘5上的场合下，也能由刚性地被夹持着的后推力轴承6B的刚性稳定地支承斜盘5。而且，还能由具有缓冲机能的前推力轴承6A将变动的轴向载荷巧妙地吸收掉。
图7示出了第四实施例。该实施例的前推力轴承6A的结构与上述第三实施例不同。斜盘50的轮毂部50a具有扁平的受压座50b，该受压座50b与内轴承圈61配合。另一方面，在驱动轴1的外圆周上和气缸体2之中，安装着垫圈7及碟形弹簧8，外轴承圈62通过垫圈7与碟形弹簧8配合。也就是说，在本实施例中，吸收轴向载荷的缓冲机能，不是由推力轴承6A本身所提供，而是依靠气缸体20与前推力轴承6A之间的碟形弹簧8本身固有的弹性变形而产生的。由此，通过适当地选择碟形弹簧8的弹性系数，便可很容易地对缓冲机能进行调整。
另外，也可以不用前推力轴承6A，而代之以使后推力轴承具有缓冲机能，并且可以不用碟形弹簧，可采用螺旋弹簧或卷簧等来代替。
下面，参照图9-11来叙述本发明的第五实施例。
该实施例的后推力轴承6B与前述各实施例的结构相同，具有内轴承圈61、外轴承圈62、滚柱63和轴承护圈（图中未表示）。气缸体3上所形成的扁平受压座31与外轴承圈62的整个外表面配合在一起。另一方面，从图10及图11可清楚地看出，斜盘5的轮毂部5a上所形成的受压座151上形成退刀部分151a。
通过斜盘5的中心O的铅垂线C与斜盘5的外周缘交于点PO，从交点PO开始沿着斜盘的回转方向转过一给定的角度θ，后抵达一点P1，上述退刀部分151a是在对称于P1点的大致半个环状区域R（图11中的交差斜线所示）内、将轮毂部5a切去一定厚度而形成的。由各个活塞7的压缩反推力引起的作用在斜盘5上的力矩，在从斜盘的死点开始沿斜盘的回转方向前进给定的角θ相位处变为最大。通过形成上述退刀部分151a，就能在轮毂部分5及内轴承圈61之间形成所需要的间隙C1。
图12示出了上述退刀部分151a的一个变形例子。该变形例子中的退刀部分151b是沿着上述半环状区域R、从轮毂部5的中心开始朝外圆周方向倾斜地切除而形成的。由此，在轮毂部5和内轴承圈61之间，形成了从轮毂部5的中心朝外圆周方向、宽度逐渐增加的间隙C2。
这样，当压缩气体的反推力所产生的力矩作用在斜盘5上时，通过轮毂部5a将上述力矩传递给内轴承圈61。但是，在该实施例中，由于保证了间隙C1和C2的存在，所以，允许内轴承圈61有挠曲变形。由该挠曲变形不能吸收的力矩通过驱动轴1传递给径向轴承4，由该径向承4承受。这样，减轻了推力轴承6B的负荷。
并且，不论负荷的大小，都由受压面151的一对弦部Q、Q始终均等的承受着载荷。因此，基本上能解除作用在推力轴承6B的轨道面上的偏载。
图13示出了第六实施例。该实施例的后推力轴承6B具有与图9所示的第五实施例相同的结构，前推力轴承6A具有与图6所示的第三实施例的前推力轴承6A同样的结构。该第六实施例中的压缩机各部分的结构，可以参照第五及第三实施例。
在第六实施例中，当压缩气体的反作用力所引起的力矩作用在斜盘5上时，由后推力轴承6B和径向轴承4承受。变动的轴向载荷由具有缓冲机能的前推力轴承6A巧妙地吸收。
图14示出了第七实施例。该实施例的后推力轴承6B具有与图9所示的上述第五实施例相同的结构，前推力轴承6A具有与图7所示第四实施例同样的结构。关于第七实施例中的压缩机各部分的结构，可以参照第五及第四实施例。
第七实施例除了具有上述第六实施例压缩机的作用和效果外，通过适当选择碟形弹簧8的弹性系数，便可容易地调整缓冲机能。
下面，参照附图15叙述本发明的第八实施例。
该实施例的压缩机，具有装在斜盘5前、后的结构相同的前、后推力轴承6A及6B。而且，前、后推力轴承6A、6B与上述各实施例相同，具有内轴承圈61、外轴承圈62、滚柱63及轴承护圈（图中未表示）。气缸体3上形成的扁平的受压座231基本与外轴承圈62的整个外侧表面相配合。另一方面，斜盘5的轮毂部5a上形成的受压座251做成截锥形。该受压座251与内轴承圈61的中心部位配合，在受压座251的外圆周部与内轴承圈61之间形成一定角度范围a（约0.02-0.5°）的间隙。该间隙的宽度从受压座251的中心周缘方向逐渐增加。
在该实施例中，当压缩气体反推力引起的力矩作用在斜盘5上时，通过轮毂部5a将该力矩传递给内轴承圈61。但在该实施例中，由于确保了上述的一定角度范围a的间隙，所以就允许内轴承圈61的周缘部分产生挠曲变形。由该挠曲变形不能吸收的力矩通过驱动轴1传递给径向轴承4，由该径向轴承4承受。这样，减轻了推力轴承6A、6B的负荷。
此外，如图16所示，也可以将上述气缸体3的受压座231做成与上述斜盘5的受压座251同样的结构，甚至还可以将两个受压座251、231都做成截锥形结构。
图17示出了斜盘5的受压座的一个变形例。该受压座251a具有与图12所示的上述第五实施例的受压座151类似的结构。而且，该受压座251a在作用于该受压座251a上的力矩为最大的位置处，与轴承圈61的间隙最大，几乎整个受压座251a形成相对于与驱动轴1垂直的面只有一定角度β（约0.02-0.5°）的倾斜。该间隙的宽度从斜盘5的轮毂部5a的一端朝另一端逐渐增加。由此，该变形例与上述实施例相同，能够减轻作用在推力轴承6B上的载荷。
图18示出了第九实施例。该实施例的后推力轴承6B具有与图15所示的第八实施例相同的结构，前推力轴承6A具有与图6所示第三实施例的前推力轴承6A相同的结构。第九实施例中的压缩机各部分的结构，可以参阅第八及第三实施例。
在第九实施例中，当压缩气体的反作用力引起的力矩作用在斜盘5上时，由后推力轴承6B及径向轴承4承受该力矩。并由具有缓冲功能的前推力轴承6A巧妙地吸收变动的轴向载荷。
图19示出了第十实施例。该实施例的后推力轴承6B具有与图15所示的第八实施例同样的结构，而前推力轴承6A具有与图7所示的第四实施例相同的结构。第十实施例中的压缩机各部分的结构，可以参照第八及第四实施例。
第十实施例的压缩机，除了具有上述第九实施例的压缩机的作用及效果之外，还可通过恰当地选择碟形弹簧8的弹性系数容易地调整缓冲机能。