曲轴上带冠轮的旋转活塞机

本发明涉及旋转活塞机特别是旋转活塞压缩机，它有一个圆柱形腔体。其中设置着与腔体同心的轴的偏心部分或曲柄。圆筒状旋转活塞与腔体壁相接触并沿腔体壁滚动，活塞与驱动它的冠轮间有余隙，活塞及其导轨间以弹性的方式进行调整。

这种机械及其结构上的问题是众所周知的，尤其是当活塞与其导轨间没有设置游隙调整系统时对密封件的加工公差以及装配的要求。特别是当活塞与腔体内壁间的转动接触点接近死点附近时，活塞被顶起，泄漏很明显，所谓死点是指设在分割高低压区的滑阀的上游的卸流口。对高转速低工作压力来说，旋转着的冠轮活塞组件产生的离心力可有效的阻止泄漏，但它不适合低转速高压力的情况。人们想出了一些解决办法以确保活塞与腔体内壁间的接触和抑制泄漏的增长。

法国专利2468770和2470267描述的结构因不能实现游隙调节而需要将活塞在定子上作极精细的调整，并且要求很高的装配精度。

另一种建议，法国专利2280808，活塞的泄漏仅在腔体中心至活塞中心的连线与活塞中心至偏心点连线形成的夹角保持在20°至40°之间的最佳值时才能得到抑制。

另一种结构，法国专利1256125，转子由装在腔体内的套筒构成，它对主轴可自由活动，通过活动连接的旋转机构与腔体壁保持接触，旋转机构是一个固定在主轴上的杆件，其一端是转子，另一端为一支臂，其终端有滚轮，为从杆件推开支臂装设了弹簧。

这种解决办法仍存在缺陷，圆柱形套筒在定子内是自由的。在拨动分割腔体高低压区的滑阀时套筒可能传递震动。此外，滚轮的容许转速是活塞最大转速的函数，对它要进行精密计算，以便保证压缩机的寿命。

又一种结构，法国专利2275664，活塞在主轴偏心轮外的滚动轴承上自由转动，试图用叉形铰接杠杆的原理，通过在偏心点上或在偏心点附近设置活塞中心的办法来克服泄漏问题。这种办法对构造敏感，旋转质量很微小的不平衡即将导致对压缩机轴承有害的震动和振荡。

再一种结构，法国专利2223570，推荐把旋转活塞装在由主轴偏心驱动的冠轮上。主轴中心至偏心点的连线与偏心点至偏心冠轮中心的连线的夹角在70°～110°之间。由此，活塞抵住腔体内壁滚动，而当一定的漏卸压力到来时活塞离开腔体内壁。这种压缩机在运转中只能通过偏心冠轮驱动活塞而不能构成活塞的机械配合。

本发明提供的机械，活塞的驱动及其与腔体内壁的配合都能恰当的解决。在高压区域的漏卸得到抑制，而且无需带偏心调整的机械装配结构，或直接装在偏心轴上的滚动轴承，无需昂贵的高精度机械加工和机械装配。

按照本发明，旋转活塞机，特别是旋转活塞压缩机包括一个圆柱形腔体，其中设有一个与腔体同心的主轴上的偏心部分或曲柄，一个与腔体壁滚动接触的圆筒状旋转活塞，和一个装在里面驱动活塞的同心冠轮，它能与活塞相对滑动，活塞与其滚动面的配合由支承在冠轮孔内的主轴或曲柄上的弹性补偿装置来提供。比外还有一个滑阀将活塞周围的空间分成变容积的两部分。其特征在于冠轮的转动是靠把它连接在曲柄上的构件实现的，并且冠轮能绕公共轴线转动。

可以采用不同的连接方法，连接构件采取销轴及叉形座更好些。

一种较好的方式，销轴是装在曲柄上的孔和与冠轮一体的叉形座内。反之，也可以把叉形座与曲柄连成一体而在冠轮上有孔。

活塞与其滚动面间的接触可以采用具有渐进调整方式的各种弹性补偿方法来得到。

第一种型式，相对于旋转方向而言，弹簧装在活塞与腔体壁接触点的上游，并橫向支撑在冠轮或曲柄上，以使弹簧的作用线通过主轴的轴心线垂直于活塞中心至销轴中心的连线。最好将弹簧装在冠轮上的定心栓和曲柄上的圆洞之间，圆洞的底部平行于活塞中心至曲柄中心的连线。

再一种型式，弹性配合是由至少一个带锥形斜面的锲块靠弹簧压力沿垂直于主轴轴心线方向作用而形成的。较好的型式为：曲柄的纵向面之一有两个沿轴向倾斜的凹面，它们刚好与冠轮孔一起形成一个座窝，座窝两端放置两个锲块，楔块内表面的倾角与座窝的斜面相配，两楔块之间设有弹簧。冠轮的支撑楔块的面具有平坦部分，每个楔块外支撑面具有圆的外形。

另一种设置，座窝布置在冠轮孔和曲柄之间，曲柄侧面有一斜面，此斜面橫向倾斜于活塞中心至销轴中心的连线。置于此座窝中的楔块受弹簧推动而沿垂直于主轴的直线起作用，楔块的轴向倾斜面与曲柄边上的座窝的斜面相配。

本发明的其他特点将从下面的实施例和图形说明中加以阐明。

图1示出压缩机的纵向剖视，沿图2中B-B线;

图2是橫向剖视，沿图1中A-A线;

图3是另一种结构的橫向剖视;

图4表示滑动接触点E上的反作用力Re与直线O1E和中心线O1G形成的曲柄角W之间的函数关系（J＝2.5mm，α1＝36°）;

图5表示角α1与间隙J的函数关系;

图6表示压缩效率与接触角的函数关系;

图7表示滑动接触点上的最大反作用力Re与间隙J的函数关系（参见图4中曲线上的46）;

图8表示最小反作用力Re与间隙的函数关系（参见图4中曲线上的47）;

图9表示当曲柄角W在O°至W1之间反作用力Re为正向时的力图;

图10表示当曲柄角为W1Re为零（参见图4中45）的力图;

图11表示曲柄角为W2的力图，此时Re反向在最小点（参见图4中47）并带有补偿Re的弹簧;

图12是弹簧及其座窝的剖示图，图11中C-C断面;

图13是橫断示意图，表示另一种压缩机带斜面楔块的补偿作用;

图14是图13楔块装配图的局部，D-D剖视;

图15是另一种带斜面楔块的橫断剖示;

图16是沿图15中D-D的局部剖示。

依据本发明的冷冻压缩机示于图1和图2，压缩机体2具有前端盖11，后端盖12，驱动轴心为O1的主轴4穿过端盖，机体2形成的圆柱腔体与轴4同心，其内壁10即是活塞的滚动面。

在圆柱形腔体内，轴4上联结着偏心块或曲柄3。并且装着轴心为O2的旋转活塞5，活塞5，能与腔体内壁保持滚动接触，活塞5内设有游动的驱动冠轮6，两者可沿滑动面7相对滑动。

冠轮6上的叉形座8，9和曲柄3上的孔24相绞接，中心为O3的销轴可在孔24中自由转动。

活塞的实际驱动链是连接冠轮和活塞的中心O2至销轴中心O3的直线。

在带垫圈37的气缸盖34下面，压缩机体2一般包括：进排管，后者备有两个阀片17，高压出口41和42，还有沿轴心16转动的分隔滑阀15，其上的密封片54。阀15将气缸体内部分为高压腔13和低压腔14，滑阀端与活塞5的接触点位于滑阀斜边的支承面上， 在气缸中心线的G点。

压缩机的一般配置包括：带油面检查孔39的油槽38，架在轴承43和44上的驱动轴4，其上的密封件31，溅油板32和平衡重块33。定位销35将端盖和机体对准。油槽40润滑活塞和游动冠轮的滑动面。还有供活塞密封用的开口环36。

图2和图3示出消除初始的装配间隙和磨损的接触配合装配。受压补偿弹簧的作用线23（见图11）垂直于连接冠轮中心O2至销轴中心O3的直线。弹簧的一端抵住与冠轮一体的定心座52，另一端在驱动轴4上的定心槽53内。

图3中的压缩机是一种变形结构，活塞5装在滚针轴承22上，补偿装置是一付锥形楔块55，中心线为61的夹紧弹簧57压于其上。楔块55的圆滑块外表面60抵在与冠轮一体的座59上（见图14）。以弹性补偿方法将活塞5顶到腔体壁10上，接触点为E（见图9），由轴心O1至E点连直线O1E，接触角α1为连线O1E和轴心O1至销轴中心O3的连线O1O3所决定。所以角α1即是销轴中心O3沿主轴旋转方向偏过连线O1E的角度。

这一角度的数值必需审慎的选择。事实上角α1可由活塞和腔体壁的间隙J计算出来。对间隙J计算和测量是在排除弹性补偿装置的作用，活塞中心O2和主轴中心O1及销轴中心O3排成一列时，延着这三点的连线作出的。当令曲柄绕中心O3转动，以使活塞中心O2处于连线0103上时，则可观察到此间隙。

图5中曲线48给出间隙J（单位为10-1mm）的变化量与角α1（单位为弧度）的函数关系。不难看出在J大于1mm时此关系大体上呈线性。J和α1的值有数量依从关系，在给定腔体直径，曲柄臂和其他结构参数后可以算出。

图4所示为在间隙2.5mm对应的角α1约36°时，活塞与腔体 壁滑动接触点E处的反作用力Re（单位为10牛顿）的变化量与曲柄角W（单位为弧度）之间的函数关系，所谓曲柄角即连线O1E的瞬时角位置。

曲线表明，平衡点45呈现在曲柄角W1处，对应图10的力图。此时接触点E的反作用力Re为零。曲线最大值在46，对应的曲柄角为W，它位于O至W1之间，此时接触点E的反作用力Re为最大。

此外，在角W1处作用力Re改变方向活塞逐渐离开滚动面。反作用力Re在47处呈最小值，其影响必需以弹性补偿方式加以补偿，例如弹簧或是弹簧与楔块的组合（力图示于图10）。

图6示出压缩效率变化的曲线49（百分率表示）与接触角α1（单位为弧度）的函数关系。曲线的升起部分对应于α1的低值，这是理论上的取值基础。然而图4中所示的与曲柄角W有函数关系的反作用力Re，可能达到过于高的数值以致超出材料容许的范围，导致断裂和加速磨损。若α1小于等于20°，则驱动轴上的反作用力将太大，而伴随着机械力增大效率将下降。α1越小作用在活塞和销轴上的力越大，同时驱动能量转换成磨擦热而损失掉。

在图7和图8给出曲线50和51，表示作用力Re（单位为10牛顿）的变化与间隙J（单位为10-1mm）之间的函数关系。分别对应于接触点E上的最大反作用力（图4曲线上的46）和反向最大反作用力（同一曲线的47）。不难看，当间隙J增加时正向反作用力Re减小，而当间隙为零时此作用力趋于无穷大。这就指出在结构上应选择尽可能大的间隙。然而，由此对应于角W2的作用力Re（图4）将变非常负，如图8表示，这又将导致相反的选择，即J值尽可能的小。

很明显，由间隙引起的正向Re和反向Re的减少不一样，在间隙约10mm将达到一个水平。选好了J也就决定了角α1，因为角α1在大于1mm时大体上即与J呈线性关系（见图5）。

实际上，图5决定了间隙J和角α1，角α1的范围依赖于选定的效率。由于上面提到的材料强度问题，α1最好选得大于20°，更好一点是大于30°，为了了解材料承受的正向和反作用力，要根据图4对选定的各个角α1的数值画出力图。一方面要估计材料所受到的最大正向反作用力Re，另一方面也要估计最大反向力。此力越大，所需的弹性补偿装置就应越强，因为弹性元件的机械强度限定了它的最大补偿能力。因而，应依据上述理由选定使正向值Re和反向值Re都可接受的曲线。

图9，10和11示出压缩机不同曲柄角W的力图，接触角α1是32°64′，间隙5mm。

图9表示位于0°至W1（图4）间的任何曲柄角W，此处力Re为正向。图10表示平衡角W1（图4中45），活塞刚要从滚动面上离开。图11表示自W1至W2（图4中47）之间的一个角度，在排出口反向力最大。

在这几个图中，RC是以O1为圆心以腔体半径RC为半径绘出的圆。

RP是以O2为圆心以活塞半径RP为半径给出的圆。

Rf是销轴中心O3的运动轨跡。

RCP是活塞中心O2的运动轨跡。

R是活塞中心O2绕销轴中心O3所绘圆的一部分。

图9表示曲柄角W在0°到W1（图4）之间，活塞得到平衡。它受到正向力FPC造成的转矩的作用，力FPC代表在腔体HP中的压力，并通过活塞中心O2。字母a标明为计算作用在销轴中心O3的力矩所用的力臂。在曲柄轴转动角度从O′至W1（单位为弧度）的区间内，上述力矩维持活塞抵住其滚动面。

图10表示角度W等于W1处活塞的平衡状态，即活塞刚要离开滚 动面之时。

图11表示角度W位于W1至W2之间，亦即在离开区的力图，经角W1以后，力Re变负，并且在角W2处达到最大。此力与力臂b形成力矩使得活塞有从它与腔体接触点离开的趋势。反向作用力Re的影响由一个或数个弹簧30来克服（图11和图12），弹簧产生的转矩FR×O1O3COSα3等于转矩Re×b。

平面62将弹簧30支撑在冠轮上，它平行于活塞中心O2与销轴中心O3间的连线25，且通过轴心O1的作用线23垂直于连线25。

弹簧力的计算需引入多个参量，如腔体HP中的工作压力及腔体和活塞的直径。

沿活塞转向看，弹簧设在接触点的上游（图2），其轴线67通过轴心O1且垂直于直线25。弹簧处于冠轮上的定心柱65及曲柄上的圆洞64之间，圆洞底面66平行于直线25（图12）。

本装置采用一个或几个弹簧来保持活塞抵住其导轨。这也是克服反向力Re挤牢活塞的一个解决办法。另一个补偿和挤牢方法是采用由一个或几个弹簧压住并能调整的楔块。

这种设置示于图13和14，在曲柄3和冠轮b之间形成一个凹形座窝，它有两个纵向倾斜部分58，其间设有一付对着58的椎形楔块55。为此，在曲柄的这一位置有两个斜面，其倾角与装入其中的楔块相配。座窝与楔块的椎形斜面与轴4的中心线O1呈夹角α4。在座窝两端安置着楔块55，楔块表面对着呈角α4的斜面并且支在平台或座上。冠轮的这部分凸起并且平整，所以楔块沿选定的基线K支在其座上。楔块的纵向对称面63通过O1。两楔块55相对着由压紧弹簧57顶住，弹簧的中心轴61的两端插于楔块内。楔块55抵住冠轮座62的方向垂直于沿活塞中心O2至销轴中心O3的连线。

另一种楔块的设置示于图15和16，它不是与轴4中心线O1呈 夹角α4，楔块70的斜面71平行于中轴线O1并与销轴中心O3至活塞中心O2的连线呈夹角α5。为此，由曲柄3的平坦部71和冠轮6孔中的平坦部72形成座窝。楔块70的一个纵向面有倾斜角α5。其橫端面上有两个盲孔73，压紧弹簧74的一端置于孔中并将它向侧推，弹簧的另一端由定心柱保持在冠轮b的平坦部。

在轴4中心线的橫断面上，楔块沿直线运动，从而使曲柄上的驱动冠轮6在上述直线的垂直方向受压。

本发明在压缩机方面的应用已经叙述，此外，也可应用在其他方面，例如内燃机，真空泵，能量回收装置以及气动、液动制动器等。