CN106089703B - 具有十字滑环的涡旋式压缩机 - Google Patents

Abstract

本发明提供了一种涡旋式压缩机。该涡旋式压缩机可包括：固定涡盘，具有固定涡卷和多个第一键槽；绕动涡盘，与该固定涡盘接合以限定压缩室，并且具有绕动涡卷和多个第二键槽，该绕动涡盘执行相对于该固定涡盘的绕动运动；驱动器，具有联接到该绕动涡盘的旋转轴，使该旋转轴的一个端部与该绕动涡卷在横向上重叠；以及十字滑环，具有多个第一键和第二键，它们分别联接到上述多个第一键槽和多个第二键槽。上述多个第二键在绕动运动期间至少临时地沿径向从上述多个第二键槽突伸出。此外，上述多个第二键槽和多个第二键可被设置为在排放开始的时刻在它们之间获得最大接触面积。

Description

具有十字滑环的涡旋式压缩机

本申请是LG电子株式会社于2012年10月8日提交的、名称为“具有十字滑环的涡旋式压缩机”的、申请号为201210377567.1的中国专利申请的分案申请。

技术领域

本发明涉及一种具有十字滑环(欧丹环)的涡旋式压缩机，尤其涉及一种具有用于防止绕动涡盘相对于固定涡盘旋转的十字滑环的涡旋式压缩机。

背景技术

涡旋式压缩机是这样一种压缩机，其包括具有固定涡卷的固定涡盘，以及具有与该固定涡卷接合的绕动涡卷的绕动涡盘。在这种涡旋式压缩机的构造中，随着绕动涡盘在固定涡盘上执行绕动运动，形成在固定涡卷与绕动涡卷之间的压缩室的容积连续地变化，由此吸入并压缩制冷剂。

涡旋式压缩机能够连续地执行吸入、压缩和排放，因此与其它类型的压缩机相比，涡旋式压缩机在运行期间产生的振动和噪声方面很受好评。

涡旋式压缩机的性能可取决于固定涡卷与绕动涡卷的形状。固定涡卷和绕动涡卷可具有任意的形状，但是通常它们具有容易制造的渐开线形状。渐开线指的是这样一种曲线：当展开围绕具有预定直径的基圆缠绕的螺旋线时，对应于由螺旋线形的端部绘出的轨迹。当使用这种渐开线时，涡卷具有一致的厚度，并将压缩室响应于绕动涡盘的旋转角度的容积变化率维持为恒定。因此，应增加涡卷的圈数，以获得足够的压缩率，然而，这样会造成压缩机的尺寸随着涡卷的圈数的增加而增大。

同时，绕动涡盘通常包括盘部以及位于该盘部一侧上的绕动涡卷。在未形成绕动涡卷的后表面上形成凸台，该凸台连接到旋转轴，这使得绕动涡盘能够执行绕动运动。这种结构可使绕动涡卷形成在盘部的几乎整个表面上，由此减小盘部的直径以便获得相同的压缩率。另一方面，当压缩时施加的制冷剂的排斥力的作用点与减弱该排斥力的反作用的作用点垂直地隔开。因此，绕动涡盘在运行期间倾斜，由此产生更大的振动或噪音。

为了消除这类问题，现已采用一种具有这种结构的涡旋压缩机，该结构中绕动涡盘和旋转轴的联接部位于与绕动涡卷的相同的表面。这类结构允许制冷剂的排斥力与反作用力施加到相同点，以解决绕动涡盘的倾斜问题。

然而，当旋转轴向上延伸到绕动涡卷时，在与绕动涡盘的中心部隔开的位置处开始排放，而不像现有技术中那样在绕动涡盘的接近中心部的位置处开始排放。因此，与现有技术相比扭矩增大得更多，该扭矩被定义为因压缩气体而产生的气压乘以出口的中心与绕动涡盘之间的距离而得的数值。增大的扭矩被传递到插设在绕动涡盘与固定涡盘之间的十字滑环，以阻止绕动涡盘的旋转。

也就是说，该十字滑环包括多个键(key)，这些键分别联接到形成在固定涡盘和绕动涡盘上的键槽。当旋转扭矩增大时，施加到联接绕动涡盘的键槽的键的压力增大，由此加重了键或键槽的损坏或磨耗。

这种摩擦力随着压缩率的增大而成比例地增大，由此对压缩率设定造成限制。

此外，由于十字滑环设置在固定涡盘和绕动涡盘之间，因此十字滑环的高度导致涡旋式压缩机的整体高度增大。

发明内容

因此，为了克服现有技术的缺陷，本发明的详细说明的一个方案提供一种具有十字滑环的涡旋式压缩机，该涡旋式压缩机可以使涡旋式压缩机的整体高度的增加最小化。

该详细说明的另一方面提供一种具有十字滑环的涡旋式压缩机，尽管施加到十字滑环与绕动涡盘之间的压力增大，该涡旋式压缩机也能够使十字滑环的受损最小化。

为了实现这些以及其它优点，并且根据本说明书的目的，如在此所具体化和宽泛描述地，提供一种涡旋式压缩机，该涡旋式压缩机包括：固定涡盘，具有固定涡卷和多个第一键槽；绕动涡盘，与该固定涡盘接合以限定压缩室，并且具有绕动涡卷和多个第二键槽，该绕动涡盘执行相对于该固定涡盘的绕动运动；驱动单元，具有联接到绕动涡盘的旋转轴，使该旋转轴的一个端部与该绕动涡卷在横向上重叠；以及十字滑环，具有多个第一键和第二键，它们分别联接到多个第一键槽和多个第二键槽，其中第二键在绕动运动期间至少临时地从该第二键槽沿径向突伸出，其中第二键槽和第二键被设置为在排放开始的时刻获得在它们之间获得最大的接触面积。

第二键可设置到绕动涡盘的外周部上的任何位置，并且在排放开始的时刻，这些位置可决定(第二键)与第二键槽接触面积。也就是说，当供第二键插入的第二键槽足够长时，第二键总保持插入到第二键槽中，因此，能够稳定地维持第二键与第二键槽之间的接触面积。然而，为此目的，绕动涡盘需要有较长的半径，这会使该压缩机的尺寸不必要地增大。因此，需要对第二键槽的尺寸加以限制。

因此，在绕动期间，第二键的一部分可至少沿径向突伸出第二键槽，如此可导致第二键与第二键槽之间的接触面积改变。因此，基于这种接触面积改变的认知，本发明的发明人已发现，当调整第二键与第二键槽的位置时，在对第二键与第二键槽施加最大压力的情况下能够获得两者之间的最大接触面积。

概括而言，当涡旋式压缩机中开始排放时，被压缩的制冷剂开始通过出口排出。因此，最大压力在排放开始的时刻被施加。由此，通过在排放开始的时刻获得第二键与第二键槽之间的最大接触面积，能够减小施加在第二键与第二键槽之间的压力。因此，即使未实施例如改变十字滑环的材料或表面硬化处理等另外的过程，也能够减少第二键和第二键槽的磨耗和损坏。

这里，依据第二键或者第二键槽的长度，绕动半径，绕动涡盘的尺寸或者绕动涡卷的形状(的不同)，在排放开始的时刻获得第二键与第二键槽之间的最大接触面积时所处的详细位置可能是不同的。因此，该详细位置可由本领域技术人员考虑到上述因素而容易地决定。

这里，还可以从排放开始的时刻起直到排放完成始终维持第二键槽与第二键之间的最大接触面积。由此，在施加最大压力的持续时间内，能够自始至终地减少施加到第二键槽与第二键之间的压力。

固定涡盘可包括侧壁，该侧壁突伸到固定涡卷的上侧，并且该侧壁中容置十字滑环。在绕动运动期间，第二键可至少临时地从第二键槽向侧壁突伸。由于十字滑环容置在固定涡盘中，能够减小十字滑环在压缩机中所占的空间，因此能够利用这种减小的空间来增加压缩空间或者缩减压缩机的尺寸。

而且，十字滑环可包括具有环形形状的本体，并且第一和第二键可形成在本体部的一个表面上。这样，第一和第二键能够仅形成在十字滑环的一个表面处，由此使固定涡盘、绕动涡盘以及十字滑环所占的空间最小化。

绕动涡盘可包括具有阶状部的盘部以及形成在该盘部处的绕动涡卷。该阶状部能够插入该本体部中，由此，与仅将十字滑环安设在不具有阶状部的盘部上相比，该压缩机的高度可进一步减小。

每个第一键槽可包括沿固定涡盘的高度方向延伸的垂直部以及沿固定涡盘的宽度方向延伸的水平部。借助该结构，能够将第一键更稳固地支撑在第一键槽中。

另外，在绕动期间，第一键可保持插入到水平部中。因此，第一键槽沿径向的长度能够减小，从而固定涡盘的直径能够减小。这里，垂直部沿径向的长度可比绕动涡盘的绕动半径更短。

在排放开始的时刻，第一键可保持插入垂直部和水平部中。因此，除了第二键之外，在获得与第一键槽的最大接触面积的状态下也可允许第一键受到最大压力的作用。

而且，第一键槽和第二键可被设置成使得从排放开始的时刻起直到完成排放，第一键始终保持插入到垂直部和水平部中。

根据本发明的一个方面，可允许在排放开始的时刻第二键和第二键槽之间具有最大接触面积。由此，能够减小施加在第二键与第二键槽之间的压力，并且因此，即使未实施例如改变十字滑环的材料或表面硬化处理等另外的过程，也能够减少第二键和第二键槽的磨耗和损坏。

附图说明

下面将参照下列附图详细描述多个实施例，在这些附图中同样的附图标记指代同样的元件，并且其中：

图1是根据一个实施例的涡旋式压缩机的内部结构的示意性剖视图；

图2是图1的涡旋式压缩机的压缩装置的局部剖视图；

图3是图2中的压缩装置的分解立体图；

图4是示出图2的压缩装置的绕动涡盘的绕动轨迹的局部平面图；

图5是示出根据一个实施例，在排放开始的时刻绕动涡盘和十字滑环的位置的立体图；

图6是示出根据另一实施例，在排放开始的时刻绕动涡盘和十字滑环的位置的立体图；

图7A和图7B是示出在包括具有渐开线形状的绕动涡卷和固定涡卷的涡旋式压缩机中，刚好在吸入之后及刚好在排放之前的时刻第一压缩室和第二压缩室的平面图；

图8A和图8B是示出在具有另一种渐开线形状的绕动涡卷和固定涡卷的涡旋式压缩机中的绕动涡卷的形状的平面图；

图9A至图9E示出用于生成图1的涡旋式压缩机的曲线的过程；

图10是示出如图9A至图9E所示地生成的最终曲线的平面图；

图11是示出利用图10的生成曲线形成的绕动涡卷和固定涡卷的平面图；

图12是图11的绕动涡卷和固定涡卷的中心部的放大的平面图；

图13是示出角度α与压缩率之间的关系的曲线图；

图14是示出图11的放大的中心部的另一平面图；

图15A至图15B是根据本发明实施例的旋转轴联接部的剖视图；

图16是示出压缩率随平均曲率半径而变化的曲线图；

图17是示出曲柄转角(crank angle)处于约150°的状态的平面图；以及

图18是示出当图11的实施例中的第二压缩室中的排放操作的开始时的平面图。

具体实施方式

以下，将参照附图详细描述涡旋式压缩机的实施例。

图1是根据一个实施例的涡旋式压缩机的内部结构的示意性剖视图。图2是图1的涡旋式压缩机的压缩装置的局部剖视图，而图3是图2中的压缩装置的分解立体图。

如图1所示，涡旋式压缩机100可包括壳体110(该壳体可以呈圆柱形)以及覆盖该壳体110的上部和下部的上壳112和下壳114。上壳112和下壳114例如可以焊接到壳体110，以便与壳体110一起限定一单独的密封空间。

排放管116可连接到上壳112的上侧。排放管116可充当将压缩后的制冷剂排放到涡旋式压缩机100外部所经由的路径。用于分离与排放的制冷剂混合的油的油分离器(图未示)可被连接到排放管116。吸入管118可安装在壳体110的侧表面上。吸入管118可充当将压缩后的制冷剂吸入到涡旋式压缩机100所经由的路径。参照图1，吸入管118可设于壳体110与上壳112之间的接口处；然而，吸入管118也可以被合适地设置在其它位置。另外，下壳114可具有储存油的油室功能，这些油可被供给到压缩机以使其能够顺畅的工作或运行。

用作驱动单元的电机120可安装在壳体110内的大致中央部分处。电机120可包括可被固定到壳体110的内表面的定子122以及位于定子122内并可借助与定子122的相互作用而被旋转的转子124。旋转轴126可设置在转子124内或其中心处以便可与转子124一起旋转。

油路126a可形成在旋转轴126内或其中心处，并可沿旋转轴126的纵向延伸。用于泵吸(抽吸)储存在下壳114中的油的油泵126b可安装在旋转轴126的下端部。油泵126b可通过例如在油路126a中形成螺旋形凹槽或者单独地安装叶轮来实现，或者该油泵可以是单独的泵，该泵可附连或焊接到该油路。

在旋转轴126的上端部可设置直径扩大部126c，该直径扩大部126c可插入到形成在固定涡盘中的凸台(其将在下文说明)内。直径扩大部126c的直径可大于旋转轴126的其它部分的直径。在直径扩大部126c的端部可形成销部126d。应注意的是，该直径扩大部可被省略，亦即，整个旋转轴126可具有一特定直径。

在销部126d中可插设一偏心轴承128。参照图3，偏心轴承128可偏心地插设在销部126d中。销部126d与偏心轴承128之间的联接部可呈字母“D”的形状，使得偏心轴承128不可相对于销部126d旋转。

固定涡盘130可安装在壳体110与上壳112之间的边界部处。固定涡盘130可具有一外周面，该外周面可被过盈配合在壳体110与上壳112之间。或者，固定涡盘130例如可被焊接到壳体110和上壳112。

在固定涡盘130的下表面可形成凸台132，旋转轴126可插入该凸台132中。穿过凸台132的上表面(见图1)可形成一通孔，旋转轴126的销部126d可插入穿过该通孔。由此，销部126d可经由该通孔凸出于固定涡盘130的盘部134的上表面。

在盘部134的上表面可形成固定涡卷136，该固定涡卷136可与绕动涡卷(其将在下文说明)接合以限定多个压缩室。侧壁138可位于盘部134的外周部。侧壁138可限定容置绕动涡卷140(其将在下文说明)的空间，并可与壳体110的内周面接触。在侧壁138的上端部的内侧可形成绕动涡卷支撑部138a，该绕动涡卷支撑部138a可支撑绕动涡盘140的外周部。绕动涡卷支撑部138a的高度可以与固定涡卷136的高度相同，或者稍微大于固定涡卷136的高度，使得绕动涡卷144的端部可接触固定涡盘130的盘部134的表面。

绕动涡盘140可设置在固定涡盘130上。绕动涡盘140可包括：盘部142，该盘部可近似为圆形；以及绕动涡卷144，该绕动涡卷可与固定涡卷136接合。在盘部142的中心部上可形成近似为圆形的旋转轴联接部146，使得偏心轴承128可被可旋转地插入该旋转轴联接部中。旋转轴联接部146的外周部可连接到绕动涡卷144，以便在压缩期间与固定涡卷136一起限定多个压缩室，这将在下文进行描述。

偏心轴承128可插入旋转轴联接部146中，旋转轴126的端部可穿过固定涡盘130的盘部134插入，并且绕动涡卷144、固定涡卷136和偏心轴承128可在压缩机的横向上重叠在一起。在压缩时，制冷剂的排斥力可作用到固定涡卷136和绕动涡卷144，而作为克服排斥力的反作用力的压缩力可作用在旋转轴联接部146与偏心轴承128之间。这样，当轴穿过盘部而部分地插入并与涡卷重叠时，制冷剂的排斥力及压缩力将会作用于盘部的同一侧表面，由此相互削弱。因此，可避免绕动涡盘140因压缩力和排斥力而导致的倾斜。作为备选方案，可安装偏心轴衬来代替偏心轴承。在这种示例中，其中插入有该偏心轴衬的旋转轴联接部146的内表面可被特别配置为充当轴承的作用。另一种可能适用的示例是在偏心轴衬与旋转轴联接部之间安装单独的轴承。

穿过盘部142可形成一排放孔(尽管图中未示)，经压缩的制冷剂可经由该排放孔流入壳体110内。该排放孔的位置可基于例如所要求的排放压力来设定。

在绕动涡盘140上可安装有防止绕动涡盘140旋转的十字滑环150。十字滑环150可包括：环部152，该环部可近似为圆形，并可插设在绕动涡盘140的盘部142的后表面上；以及一对第一键154和一对第二键156，它们从环部152的一侧表面凸出。该对第一键154可凸出得比绕动涡盘140的盘部142的外周部的厚度更长，并可被插入到第一键槽137中，这些第一键槽可凹设在固定涡盘130的侧壁138的上端及绕动涡盘支撑部138a中。另外，该对第二键156可插入第二键槽147中，这些第二键槽可形成在绕动涡盘140的盘部142的外周部。

每个第一键槽137可具有向上延伸的第一或竖直延伸部137a和沿左右方向延伸的第二或水平延伸部137b。在绕动涡盘140的绕动运动期间，该对第一键154中的每一个的下端部可保持插入到相应的第一键槽137的水平延伸部137b中，而第一键154的外端部可沿径向与相应的第一键槽137的竖直延伸部137a相分离。亦即，第一键槽137和固定涡盘130可沿竖直方向相互联接，这样可允许减小固定涡盘130的直径。

更详细而言，在绕动涡盘140的盘部142与固定涡盘130的内壁之间可设置与绕动半径相同的宽度的间隙(气隙)。如果十字滑环150沿径向联接于固定涡盘130，则形成在固定涡盘130处或其内的键槽137可至少比绕动半径长，以便防止在绕动运动期间十字滑环150与键槽137分离。然而，这种结构可导致固定涡盘130的尺寸增大。

然而，如本实施例所显示的，当键槽137延伸到绕动涡盘140的绕动涡卷144与盘部134之间的空间的下侧以便能够联接到水平延伸部137b时，如图4所示，即便由于沿径向的竖直延伸部137a的长度缩短而使第一键154与第一键槽137的竖直延伸部137a分离，仍可以维持水平延伸部137b处的键联接。因此，固定涡盘130的侧壁138的厚度可减小，这样可导致压缩机的尺寸进一步缩减。图4中的虚线表示了第一键154尽可能深地插入到竖直延伸部137a中的一种状态。

本实施例的十字滑环150的所有的键均形成于环部152的一个表面处或该表面中，与这些键形成于两个表面处或者两个表面中的情况相比，这种方式可以减小压缩装置的垂直高度。而且，形成在盘部142处或者该盘部中的阶状部143可以固定地插入环部152中，因此借助阶状部142的高度可使十字滑环150所占的空间减小。

可旋转地支撑旋旋转轴126的下侧的下框架160可被安装到壳体110的下侧，而支撑绕动涡盘140及十字滑环150的上框架170可被安装在绕动涡盘140上。上框架170的中心部处可设置一孔。该孔可与绕动涡盘140的排放孔连通以使经压缩的制冷剂能够通过该孔朝向上壳112排放。

下面将参照图5和图6描述一个实施例的操作。图5是示出根据一个实施例，在排放开始的时刻绕动涡盘和十字滑环的位置的立体图，而图6是示出根据另一个实施例，在排放开始的时刻绕动涡盘和十字滑环的位置的立体图。参照图5，可以看到该对第一键154插入到竖直延伸部137a中，而该对第二键156插入到第二键槽147中。亦即，图5所示的状态展示了第一和第二键154、156与第一和第二键槽137、147接触的最大接触面积。因此，即使施加了与排放压力对应的压力，该压力也可被均匀地分配以使键和键槽的磨耗最小化。

当排放完成时，绕动涡盘140可沿图5的径向继续进行绕动运动，因此第一和第二键154、156可在第一和第二键槽137、147中滑动。然而，当合适地调整了第一和第二键154、156以及第一和第二凹槽137、147的长度时，第一和第二键154、156可保持插入到竖直延伸部137a和第二键槽147中，直到排放完成。

与此相反地，参照图6，第一和第二键154、156被设置在沿径向彼此间隔45°角的位置。当第一和第二键154、156如图6所示地被设置时，位于图6中左侧的第一键154与竖直延伸部137a脱离，而位于上侧的第二键156从第二键槽147向着侧壁138突伸出。因此，在图6所示的状态中，键154、156与键槽137、147之间的接触面积与图5所示的状态相比减小。因此，所施加的压力会增大，从而增大了磨耗或损坏的风险。

如上文所述，键和键槽的损坏或磨耗的程度可取决于当被施加最大压力时获得多大的接触面积。因此，最理想的情况是当被施加最大压力时获得最大接触面积。然而，依据例如键的材料或者排放压力的强度来获得最大接触面积也是可接受的。亦即，所要确定的当施加最大压力时接触面积的值可以取决于排放压力的强度或者键的材料。然而，无论如何，确定当施加最大压力时获得最大接触面积都是有必要的。

下面将描述根据本发明实施例的绕动涡卷和固定涡卷，这两者均具有渐开线形状。

图7A和图7B是示出在涡旋式压缩机中，刚好在吸入操作之后的压缩室及刚好在排放操作之前的压缩室的平面图，该涡旋式压缩机具有形成为渐开线形的绕动涡卷和固定涡卷并且具有部分地穿插于盘部的轴。特别地，图7A示出限定在固定涡卷的内侧表面和绕动涡卷的外侧表面之间的第一压缩室的变化，而图7B示出了限定在绕动涡卷的内侧表面与固定涡卷的外侧表面之间的第二压缩室的变化。

在这种涡旋式压缩机中，压缩室被限定在因固定涡卷与绕动涡卷之间接触而产生的两个接触点之间。在固定涡卷与绕动涡卷具有渐开线形状的情况下，如图7A和图7B所示，限定一个压缩室的两个接触点位于一条直线上。换言之，压缩室可绕旋转轴的中心延伸360°。

关于图7A所示的第一压缩室的容积变化，当第一压缩室响应于绕动涡盘的绕动运动而朝向中心部移动时，第一压缩室的容积逐渐减小。因此，当到达绕动涡盘中心处的旋转轴联接部的外周部时，第一压缩室具有最小容积值。对于具有渐开线形状的固定涡卷和绕动涡卷，容积的减小率随绕动角度(在下文中称作“曲柄转角”)增大而线性地减小。因此，为了获得高压缩率，第一压缩室应该尽可能近地被靠近中心移动。然而，当旋转轴处于中心部时，该压缩室可仅向上移动到旋转轴的外周部。因此，压缩率降低。图7A显示的压缩率约为2.13。

同时，图7B所示的第二压缩室的压缩率约为1.46，小于第一压缩室的压缩率。然而，对于第二压缩室，如果绕动涡盘的形状被改变而使得旋转轴联接部与绕动涡卷之间的连接部形成为弧形形状，则在排放操作之前第二压缩室的压缩路径可被延伸，由此将压缩率提高至约3.0。在此情况下，第二压缩室可刚好在排放操作之前绕旋转轴的转动中心延伸少于约360°。然而，该方法可能不适用于第一压缩室。

因此，当固定涡卷和绕动涡卷具有渐开线形状时，第二压缩室的压缩率可以尽可能的高，但是第一压缩室的压缩率可能不会这样。而且，当两个压缩室各自的压缩率相差很大时，可能会不利地影响压缩机的运行，并且可能降低总压缩率。

为解决该问题，图9A至图9E所示的示范性实施例包括具有不同于渐开线的曲线(形状)的固定涡卷和绕动涡卷。亦即，图9A至图9E示出根据该示范性实施例的确定固定涡卷和绕动涡卷的形状的过程。在图9A至图9E中，实线表示第一压缩室的生成曲线(generated curve)，虚线表示第二压缩室的生成曲线。

生成曲线指的是在运动期间由特定形状绘出的轨迹。实线表示在吸入操作和排放操作期间由第一压缩室绘出的轨迹，虚线表示第二压缩室的轨迹。因此，如果生成曲线基于该实线从其两个相反侧沿绕动涡盘的绕动半径向外延伸，则其展现固定涡卷的内侧表面和绕动涡卷的外侧表面的形状。如果生成曲线基于该虚线向外延伸至其两个相反侧，则其展现固定涡卷的外侧表面和绕动涡卷的内侧表面的形状。

图9A示出与图8A所示的涡卷形状对应的生成曲线。在图9A中，粗线与刚好处于排放操作之前的第一压缩室对应。如图所示，起点和终点处于同一直线上。在此情况下，可能难以获得足够的压缩率。因此，如图9B所示，粗线的端部(即外端部)可沿生成曲线以顺时针方向被移动或转移，而另一端部(即内端部)可被移动或转移到与旋转轴联接部接触的点。也就是说，生成曲线的邻近旋转轴联接部的一部分可被弯曲，以便具有较小的曲率半径。

如上文所述，压缩室可由绕动涡卷与固定涡卷互相接触的两个接触点所限定。图9A中的粗线的两端对应着两个接触点。根据涡旋式压缩机的操作算法(operatingalgorithm)，各接触点的法向量彼此平行。而且，这些法向量平行于连接旋转轴的中心和偏心轴承的中心的直线。对于具有渐开线形状的固定涡卷和绕动涡卷，这两个法向量彼此平行，并位于的同一直线上，如图9A所示。

亦即，如果假设旋转轴联接部146的中心为O，两个接触点为P₁、P₂，P₂位于连接O与P₁的直线上。如果假设由线OP₁和OP₂形成的两个角度中的较大角度为α，则α为360°。另外，如果假设P₁、P₂处的法向量之间的距离为l，则l为0。

当P₁、P₂沿生成曲线被更加向内地移动时，可以使第一压缩室的压缩率提高。为此目的，当将P₂向旋转轴联接部146移动或转移时，即将第一压缩室的生成曲线朝向旋转轴联接部146移动或转移时，P₁(该点处的法向量与P₂处的法向量平行)则从图9A中所示的位置沿顺时针方向旋转到图9B中所示的位置，由此位于被旋转的点处。如上文所述，随着其沿生成曲线更加向内地移动或转移，第一压缩室的容积减小。因此，与图9A相比，图9B所示的第一压缩室可被更加向内地移动或转移，并被进一步压缩相应的量，由此获得增大的压缩率。

参照图9B，点P₁可被认为过度靠近旋转轴联接部146，因此旋转轴联接部146可能必须变得更薄以与之相适应。由此，点P₁被回移以更改生成曲线，如图9C所示。在图9C中，第一压缩室和第二压缩室的生成曲线可被认为彼此过度靠近，与之对应的是涡卷的厚度过薄，或者导致在实体上难以形成涡卷。因此，如图9D所示，第二压缩室的生成曲线可被更改为使得两条生成曲线之间能够维持预定的间隔。

此外，如图9E所示，可将第二压缩室的生成曲线更改为使得位于第二压缩室的生成曲线的端部的弧形部A可与第一压缩室的生成曲线接触。可以更改这些生成曲线以连续地维持这些生成曲线之间的预定间隔。当第二压缩室的生成曲线的弧形部A的半径增大以确保固定涡卷的端部处的涡卷刚度时，可获得具有图10所示形状的生成曲线。

图11是示出基于图10的生成曲线获得的绕动涡卷和固定涡卷的平面图，而图12是图11的中心部的放大平面图。为参考起见，图11示出在第一压缩室的排放操作开始的时间点处的绕动涡卷的位置。图11中的点P₁表示在第一压缩室的排放开始的时刻，限定压缩室的两个接触点中的一个点。线S是表示旋转轴的位置的虚线，而圆C是由线S绘出的轨迹。在下文中，当线S处于图11所示的状态时(即，排放开始时)，曲柄转角被设定为0°，当逆时针旋转时，设定为负(-)值，而当顺时针旋转时，设定为正(+)值。

参照图11和图12，分别将两个接触点P₁、P₂连接到旋转轴联接部的中心O的两条直线所限定的角度α可以小于约360°，每个接触点P₁、P₂处的法向量之间的距离l可以约大于0。因此，刚好处于排放操作之前的第一压缩室的容积可以比由具有渐开线形状的固定涡卷和绕动涡卷所限定的容积更小，由此使压缩率提高。另外，图11所示的绕动涡卷和固定涡卷的形状是由多个具有不同直径和原点的弧连接而成，并且最外部的曲线可近似为具有长轴和短轴的椭圆的形状。

在本示范性实施例中，该角度α可介于例如约270°至345°的范围内的值。图13是示出该角度α和压缩率的关系的曲线图。从提高压缩率的观点来看，将该角度α设定为较低的值是有利的。然而，如果该角度α小于约270°，则可能导致机械加工、制造和组装困难，并使压缩机的价格提高。如果该角度α大于约345°，压缩率可能降低到2.1以下，从而无法提供足够的压缩率。

另外，可从固定涡卷的内端处朝向旋转轴联接部146凸出形成凸出部165。在凸出部165的端部可形成接触部162。亦即，固定涡卷130的内端部可比其它部分更厚。由此，可以提高可能被施加最强压缩力的固定涡卷的内端的涡卷刚度，因此提高了耐用性。

如图12所示，在开始排放操作时，固定涡卷的厚度可从限定第一压缩室的两个接触点中的内侧接触点P₁开始逐渐减小。更具体而言，第一减小部164可邻近接触点P₁形成，而第二减小部166可从第一减小部164延伸。第一减小部164的厚度减小率可高于第二减小部166的厚度减小率。在第二减小部166之后，固定涡卷的厚度可在预定间隔内增大。

如果假设固定涡卷的内侧表面与旋转轴的中心O之间的距离为D_F，那么随着固定涡卷从P₁沿(基于图12的)逆时针方向行进，D_F可先增大然后减小，这种间隔在图17中示出。图17是示出开始排放操作之前的约150°时(即当曲柄转角约为150°)的绕动涡卷的位置。如果旋转轴从图17的状态旋转约150°，则到达图11所示的状态。参照图14，限定第一压缩室的两个接触点中的内侧接触点P₄位于旋转轴联接部146上方，而D_F在从图14的P₃到图17的P₄的间隔处先增大然后减小。

旋转轴联接部146可设有待与凸出部165接合的凹入部180。凹入部180的一个侧壁可接触凸出部165的接触部162，以限定第一压缩室的一个接触点。如果假设旋转轴联接部146的中心与旋转轴联接部146的外周部之间的距离为D_O，那么D_O可在图11的P₁与图17的P₄之间的间隔处先增大然后减小。类似地，旋转轴联接部146的厚度也可在图11的P₁与图17的P₄之间的间隔处先增大然后减小。

凹入部180的一个侧壁可包括厚度相对显著增加的第一增大部182以及从第一增大部182延伸并具有厚度以相对低的增大率增加的第二增大部184。这两个增大部与固定涡卷的第一减小部164和第二减小部166对应。第一增大部182、第一减小部164、第二增大部184和第二减小部166可通过在图9B的步骤处将生成曲线朝着旋转轴联接部146转向而获得。由此，限定第一压缩室的内侧接触点P₁可位于第一增大部和第二增大部处，而刚好处于排放操作前的第一压缩室的长度也可被缩短以便提高压缩率。

凹入部180的另一侧壁可具有弧形形状。该弧的直径可由固定涡卷端部的涡卷厚度和绕动涡卷的绕动半径来确定。当固定涡卷的端部的厚度增大时，该弧的直径可增大。由此，靠近该弧的绕动涡卷的厚度可增大，以提供耐用性，而压缩路径也可延伸以便提高第二压缩室的压缩率。

凹入部180的中心部可形成第二压缩室的一部分。图18是示出当第二压缩室中开始排放操作时的绕动涡卷的位置的平面图。参照图18，第二压缩室被限定在两个接触点P₆、P₇之间，并接触凹入部180的弧形侧壁。当旋转轴进一步旋转时，第二压缩室的一端可经过凹入部180的中心。

图14是示出与图12中所示的状态对应的状态的另一平面图。参照图14，可以注意到，在点P₃(其对应于图11的点P₁)处所绘的切线T经过旋转轴联接部146的内侧。这是由于在图9B的过程期间生成曲线向内弯曲所导致。由此，切线T与旋转轴联接部146的中心之间的距离可小于旋转轴联接部内的半径R_H。

当旋转轴联接部146的内周面或偏心轴承128的外周面被润滑而不使用单独的轴承时，内半径R_H可被定义为旋转轴联接部146的内半径，如图15A所示，而当在旋转轴联接部146内额外使用单独的轴承时，该内半径R_H可被定义为轴承的外半径，如图15B所示。

在图14中，点P₅表示当曲柄转角为约90°时的内侧接触点，并且如图所示。依据点P₃与P₅之间的每个位置的不同，旋转轴联接部的外圆周的曲率半径可具有各种不同的值。这里，由以下等式定义的平均曲率半径R_m可影响第一压缩室的压缩率：

其中，R_θ是当曲柄转角为θ时，绕动涡卷在第一压缩室的内侧接触点处的曲率半径。

图16是示出平均曲率半径与压缩率之间的关系的曲线图。一般而言，对于回转式压缩机，在其同时用于冷却和加热时可优选具有大于约2.3的压缩率，在用于冷却时压缩率大于约2.1。参见图16，当平均曲率半径小于约10.5(mm)时，压缩率可大于约2.1。因此，如果R_m被设定为小于约10.5mm，则压缩率可大于约2.1。这里，可以选择性地设定R_m以使其适合涡旋式压缩机使用。在本示范性实施例中，R_H的值可以为约15mm。因此，R_m可被设定为小于R_H/1.4。

同时，当曲柄转角约为90°时，点P₅可能并非总是受限的。鉴于涡旋式压缩机的操作算法，相对于90°之后的曲率半径的设计变量较低。因此，为了提高压缩率，在约0°与90°之间改变形状是有利的，在该区间中设计变量相对较高。

在本说明书中的任何部分提到的“一个实施例”、“实施例”、“示例性实施例”等等，均意指与该实施例关联地描述的具体的特征、结构或特性被包括在本发明的至少一个实施例中。在本说明书中各处的这类措辞的出现并非必须指代相同的实施例。此外，当具体的特征、结构或特性被与任一实施例关联地描述时，应认为在本领域技术人员的能力范围内，能够与其它实施例相关联地来实现这些特征、结构或特性。

虽然已经参考多个示例性实施例对实施例进行描述，但应理解的是，本领域技术人员能够设计出多种其它的改型和实施例，这些改型和实施例也将落入本发明的原理的精神和范围内。更具体而言，在本说明书、附图和随附的权利要求中的主题组合设置方式的组成部件和/或设置方式中，可进行多种变化和改型。除了在组成部件和/或设置方式中的变化和改型之外，对于本领域技术人员而言，其它可供选择的应用也将是显而易见的。

Claims (10)

1.一种涡旋式压缩机，包括：

固定构件，具有多个第一键槽；

绕动构件，具有多个第二键槽，该绕动构件执行相对于该固定构件的绕动运动；

驱动器，具有旋转轴，该旋转轴联接到该绕动构件而使得该旋转轴的一个部分延伸到该绕动构件中；以及

十字滑环，在一个表面上具有多个第一键和多个第二键，所述多个第一键和多个第二键分别联接到所述多个第一键槽和所述多个第二键槽，

其特征在于，在从排放循环的开始到结束的时间期间中的至少一个时间点，所述多个第一键以插入的状态被保持到所述多个第一键槽中，且所述多个第二键以插入的状态被保持到所述多个第二键槽中，以便不从所述多个第二键槽突出。

2.根据权利要求1所述的涡旋式压缩机，其中所述旋转轴的所述一个部分仅部分地延伸到该绕动构件中。

3.根据权利要求1所述的涡旋式压缩机，其中所述多个第一键的高度不同于所述多个第二键的高度。

4.根据权利要求1所述的涡旋式压缩机，其中所述旋转轴延伸到该绕动构件的内部。

5.根据权利要求1所述的涡旋式压缩机，其中所述多个第一键槽中的每个键槽包括：

第一部，沿该固定构件的竖直方向延伸；以及

第二部，沿该固定构件的水平方向延伸。

6.根据权利要求5所述的涡旋式压缩机，其中在该绕动构件的绕动运动期间，所述多个第一键中的每个键的下部保持插入到对应的第一键槽的第二部中，并且

其中在该绕动构件的绕动动作期间，所述多个第一键中的每个键的外部被插入到对应的第一键槽的第一部中，或者与对应的第一键槽的第一部沿径向分离。

7.根据权利要求6所述的涡旋式压缩机，其中该第一部沿径向的长度小于该绕动构件的绕动半径。

8.根据权利要求1所述的涡旋式压缩机，其中该绕动构件包括：

盘部，具有阶状部；以及

绕动涡卷，形成在该盘部上，其中该阶状部插入该十字滑环的本体部中。

9.根据权利要求8所述的涡旋式压缩机，其中该旋转轴的一个端部处包括偏心部，该偏心部联接到该绕动涡卷而与该绕动涡卷在横向上重叠。

10.根据权利要求1-9中任一项所述的涡旋式压缩机，其中所述多个第一键和所述多个第二键从所述十字滑环的外周表面延伸，并且其中所述多个第一键和所述多个第二键从所述十字滑环的外周表面沿横向延伸。