CN1318759C - 涡旋型压缩机 - Google Patents

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Abstract

在涡旋型压缩机中，为了控制由于绕行卷体(26)的自转转矩的变动而带来的噪音、振动，并防止这一控制成为涡旋形状的设计上的制约，而将十字头联轴节(39)的滑动方向决定为十字头联轴节的惯性力的作用方向和因气体压缩而产生的反力的作用方向实质上相反的那一方向，而使由于气体压缩的反力作用在绕行卷体(26)上的自转第1转矩(T1)和由于十字头联轴节(39)的滑动动作而产生的自转第2转矩(T2)的合计转矩(T)的变动幅度小于自转第1转矩(T1)的变动幅度。

Description

涡旋型压缩机
技术领域
本发明涉及一种涡旋型压缩机，特别涉及控制因绕行卷体的自转转矩的变动而引起的运转噪音、振动这样的技术。
背景技术
到目前为止，例如象日本特开平5-312156号公报等中所公开的那样，涡旋型压缩机是作为在冷冻循环中压缩制冷剂的压缩机来用的。涡旋型压缩机，在其壳体内装有：拥有相互啮合的涡旋状的搭接部分突出着的固定卷体和绕行卷体的压缩机构。固定卷体例如通过固定构件(以下，称为套(housing))固定在壳体上，而绕行卷体则被连结到驱动轴的偏心轴部。并且，所构成的该涡旋型压缩机，通过绕行卷体不相对固定卷体自转而仅公转，而使形成在两搭接间的压缩室的容积减少，而在其内部对制冷剂进行压缩。
在该涡旋型压缩机中，为能够使绕行卷体进行上述动作，而例如使用十字头联轴节(Oldham coupling)。在该十字头联轴节两对键分别突出着设在表面背面，使得在驱动轴的直角方向相互直交。而且，在套的表面与绕行卷体的背面，对应着上述键设置了两对键槽。并且，通过使每一个键扣合在键槽中，一方面防止了驱动轴旋转时上述绕行卷体自转，另一方面，由于上述绕行卷体朝着各键槽方向的移动量是连续地变化着的，故可使上述绕行卷体绕着驱动轴的旋转中心公转。
因压缩制冷剂所产生的制冷剂的反力(reaction force)，即横向负荷和轴向负荷作用在绕行卷体上。而且，绕行卷体上会产生因上述横向负荷引起的自转转矩。该自转转矩以因制冷剂反力的横向成分所产生的力矩(在本说明书中称为自转第1转矩)为主成分，所起的作用是让绕行卷体自转。自转第1转矩，在在绕行卷体的公转构成中随着压缩室内的制冷剂压力的变化而周期性地增减，且在该制冷剂压力为最大的绕行卷体的公转位置处该自转第1转矩最大。
另外，绕行卷体的自转转矩的大小会由于以下因素而发生很大的变化，这些因素是：搭接部分的形状、绕行卷体的重心位置、旋转中心与搭接部分中心的制造误差、因十字头联轴节运动而变动的惯性力、压缩机的运转条件、以及其他很多要素造成的力矩(在该说明书中，将因十字头联轴节的惯性力而产生的力矩称为自转第2转矩)。
-所要解决的问题-
在固定侧的搭接部分的长度与可动侧的搭接部分的长度相等即在所谓对称涡旋构造的情况下，上述自转转矩其作用方向总是相同的，而只有大小会有所增减，但在固定侧的搭接部分的长度可动侧的搭接部分的长度不同即在所谓非对称涡旋构造的情况下，自转转矩不仅在1周期的时间段内增减，其作用方向也会翻过来。可这样来理解这一现象，在对称涡旋构造的情况下，在绕行卷体的搭接部分的外周面与固定卷体的搭接部分的内周面间所构成的第1压缩室的制冷剂压力的反力、与在绕行卷体的搭接部分的内周面与固定卷体的搭接部分的外周面间所构成的第2压缩室的制冷剂压力的反力，在绕行卷体的公转过程中基本上总是保持平衡，而在非对称涡旋构造的情况下，在其公转过程中则会有成为不平衡的区域。
特别是，在高速运转等决定运转状态下，由于上述十字头联轴节的惯性力变大，所以作用在绕行卷体的自转转矩的产生方向便容易翻过来，这样一来，十字头联轴节的键便会在绕行卷体与套的键槽的间隙范围内晃动，引起振动与噪音。
与对称涡旋构造的情况相比，上述的振动与噪音在非对称涡旋构造的情况下会更加明显，但即使是对称涡旋构造的情况，也并非没有键随着自转转矩的变动振动的可能，理想情况不用说仍然是转矩变动少且稳定的运转。
相对与此，可采取在搭接部分的涡旋形状上下工夫而使自转转矩本身小一些这样的设计方案，这样可能会使自转转矩的变动幅度变小，而键晃动的可能性也变小。但在这种情况下，相反则会有无法满足搭接部分的尺寸、强度或者必要的压缩特性等设计条件的可能性。因此，实际上仅减少绕行卷体的自转转矩这样的设计是非常困难的。
本发明正是为解决上述问题而研究出来的，其目的在于：控制因绕行卷体的自转转矩的变动所产生的噪音与振动，且防止该控制会限制对搭接部分的设计。
发明内容
本发明着眼于为上述自转转矩T的变动因素之一的十字头联轴节39的惯性力的变动，与气体反力的变动是相互独立的这一点，而通过决定该惯性力的变动周期与气体反力的变动周期之间的关系，以控制合计自转转矩T的变动。
具体而言，本发明以涡旋型压缩机为前提，该涡旋型压缩机，在壳体10内，拥有：固定卷体24、在它和固定卷体24之间划分出压缩室40的绕行卷体26以及可相对固定卷体24朝着和驱动轴17成直角的第1方向滑动同时还可相对绕行卷体26朝着与驱动轴17成直角的第2方向滑动的十字头联轴节39。
第一方面所述的涡旋型压缩机，决定第1方向，以便：成为一个在绕行卷体26的公转过程中因压缩室40内的气体反力而伴随着周期变动作用在绕行卷体26上的自转第1转矩T1、和因十字头联轴节39朝着第1方向的滑动动作而伴随着周期变动作用在绕行卷体26上的自转第2转矩T2，其合计转矩T的变动幅度小于自转第1转矩T1的变动幅度的相位差。
如上所述，在绕行卷体26的公转过程中所产生的自转转矩T，是以由于气体力产生的力矩为首，由于种种因素所产生的力矩的合计，以绕行卷体26的一次公转为1周期而重复地增减。并且，在第一方面所述的发明中，在上述绕行卷体26的公转过程中，由于气体的压缩反力与十字头联轴节39的滑动动作的惯性力而产生了使合计转矩T的变动幅度比自转第1转矩T1的变动幅度小这样的作用。因此，在绕行卷体26的公转过程中，可防止该绕行卷体26想在相反方向上自转的那种动作。因此，十字头联轴节39不易产生振动，稳定绕行卷体26的公转运动也稳定起来了。
其次，第二、第三方面所述的发明，用角度来决定自转第1转矩T1与自转第2转矩T2的周期变动的相位差。
具体而言，第二方面所述的发明是这样的，决定上述第1方向，以便：在绕行卷体26的公转过程中因压缩室40内的气体反力而作用在绕行卷体26上的自转第1转矩T1的周期变动、与因十字头联轴节39的第1方向的滑动动作而产生的自转第2转矩T2的周期变动成为从150°到210°的相位差。
另外，第三方面所述的发明是这样的，在第二方面所述的涡旋型压缩机中，决定上述第1方向，以便：自转第1转矩T1的周期变动与自转第2转矩T2的周期变动实质上变成为180°的相位差。
在第二、第三方面所述的发明中，由于因在绕行卷体26公转过程中的气体反力的自转第1转矩T1的周期变动、与因十字头联轴节39的滑动动作的自转第2转矩T2的周期变动具有上述相位差，所以产生了自转第1转矩T1与自转第2转矩T2相互抵消的作用。结果是，可使合计转矩T的变动幅度比因气体反力产生的自转第1转矩T1的变动幅度小。由于可在绕行卷体26的公转过程中防止该绕行卷体26出现想在相反方向自转的动作，故十字头联轴节39不易产生振动，绕行卷体26的公转动作也很稳定。
其次，第四、第五方面所述的涡旋型压缩机，以在绕行卷体26公转过程中的规定位置(气体反力成为最大的位置)为基准决定十字头联轴节39的滑动方向。
具体而言，第四方面所述的发明是这样的，决定上述第1方向，以便：在绕行卷体26进行公转而到达压缩室40内的气体反力成为最大的公转位置时，该第1方向在与驱动轴17成直角的面上和通过两卷体24，26的中心O1，O2的直线以60°到120°的角度相交差。
另外，第五方面所述的发明是这样的，在第四方面所述的涡旋型压缩机中，决定上述第1方向，以便：在绕行卷体26进行公转而到达压缩室40内的气体反力为最大的公转位置时，该第1方向在与驱动轴17成直角的面上和通过两卷体24，26的中心O1，O2的直线以实质上90°的角度相交差。
因气体压缩的反力产生的自转第1转矩T1，如上所述当压缩室40的气体压力为最大时它也最大，气体反力的横向成分作用在与将绕行卷体26的中心O2和与固定卷体24的中心O1连接起来的那条线垂直的方向上。因此，在上述第四、第五方面所述的发明中，可使十字头联轴节39的滑动方向成为与在上述公转角度下的气体反力的作用方向实质上相反的方向，由此而可使其成为气体反力与十字头联轴节39的惯性力实质上相互抵消的状态。因此，合计的自转转矩T的变动幅度小于因气体反力而产生的自转第1转矩T1的变动幅度，从而可防止在绕行卷体26的公转过程中该绕行卷体26出现欲在相反方向自转的动作。结果是，十字头联轴节39不易产生振动，绕行卷体26的公转运动也很稳定。
另外，第六方面所述的发明是这样的，在第一到第五方面中任一方面所述的涡旋型压缩机中，固定卷体24与绕行卷体26构成为其涡旋长度相互不同的非对称涡旋构造。
一般情况下，在非对称涡旋构造的情况下，由于公转过程中的气体反力的不平衡，而引起自转转矩T的变动幅度变大，使得十字头联轴节39容易发生振动。相对与此，在第六方面所述的发明中，象在第一到第五方面的发明中所说明的那样，由于气体反力与十字头联轴节39的惯性力具有使自转转矩T的变动幅度缩小这样的作用，故可防止自转转矩T的产生方向翻过来。因此，尽管它是一个容易产生振动的涡旋构造，也确实能控制振动。
-效果-
根据第一方面所述的发明，因为决定十字头联轴节39的滑动方向时，保证能产生使由于气体压缩的反力与十字头联轴节39滑动动作的惯性力而产生的合计转矩T的变动幅度，小于由于气体压缩而产生的自转第1转矩T1的变动幅度的作用，故可在绕行卷体26的公转过程中防止该绕行卷体26出现欲在相反方向自转的动作。因此，十字头联轴节39不易产生振动、以及由于此振动而引起的噪音，而成为转矩变动少的稳定动作。而且，在该结构下，不需要为控制自转转矩T的变动而改变绕行卷体26的涡旋形状了，故可防止对十字头联轴节39的滑动方向的设定给涡旋型压缩机构15设计上带来了制约，所期望的功能也不会下降。
另外，根据第二方面所述的发明，因为决定十字头联轴节39的滑动的方向(第1方向)时，保证了自转第1转矩T1的周期变动与自转第2转矩T2的周期变动有150°到210°的相位差，故可使合计自转转矩T的变动幅度小于自转第1转矩T1的变动幅度，而可防止出现振动、噪音。
另外，根据第三方面所述的发明，实质上将上述角度设定为180°而使两转矩的周期变动偏离1/2个周期，故可进一步提高第二方面所述的效果。
另外，根据第四方面所述的发明，因为是决定十字头联轴节39滑动的第1方向，以便：在绕行卷体26进行公转并到达压缩室40内的气体反力成为最大的公转位置时，该第1方向在与驱动轴17成直角的面上和通过两卷体24，26的中心O1，O2的直线以60°到120°的角度相交差。故和第二方面所述的发明一样，可使合计自转转矩T的变动幅度小于自转第1转矩T1的变动幅度，从而防止出现振动、噪音。
另外，根据第五方面所述的发明，由于实质上设定上述角度为90°，故与第三方面所述的发明一样，可使两转矩的T1，T2的周期变动偏离1/2个周期，故可通过确实地控制合计自转转矩T的变动幅度，进一步提高第四方面所述的效果。
此外，根据第六方面所述的发明，在自转转矩T的变动幅度容易变大的非对称涡旋构造下，可确实地控制自转转矩T的变动幅度，也可控制自转转矩T的产生方向相反了。并且，在该非对称涡旋构造的涡旋压缩机中，可确实地控制起因于自转转矩T的变动的振动、噪音。
附图说明
图1为本发明所涉及的涡旋型压缩机的部分剖面图。
图2为主要部分的剖面图，示出了压缩室内的制冷剂反力为最大时绕行卷体所在的位置。
图3为十字头联轴节靠近套一侧的周围的放大剖面图。
图4为十字头联轴节的立体图。
图5为绕行卷体的立体图。
图6为用以说明绕行卷体的自转转矩是如何产生的图。
图7为比较例中的涡旋型压缩机的主要部分的剖面图。
图8为一曲线图，示出了作用在十字头联轴节的每一个键上的负荷随公转位置变化的状态。
图9为一曲线图，示出了图8中F2所示的负荷随旋转数而变化的状态。
图10示出了实施例所涉及的作用在十字头联轴节的每一个键上的负荷的最小值随十字头联轴节的滑动方向而变化的状态。
具体实施方式
下面，参考附图详细说明本发明的实施例。图1示出了本实施例所涉及的涡旋型压缩机1。该涡旋型压缩机1连接在制冷剂循环而进行蒸气压缩式冷冻循环动作的未示的制冷剂回路上。
该涡旋型压缩机1拥有为纵长圆筒状且为密闭圆顶型的壳体10。在该壳体10的内部收容有压缩制冷剂的涡旋型压缩机构15及配置在该涡旋型压缩机构15的下方的驱动马达(未图示)。涡旋型压缩机构15与驱动马达在壳体10内由沿上下方向布置着的驱动轴17连结起来。在涡旋型压缩机构15与驱动马达之间形成了充满被压缩的制冷剂气体的高压空间18。
上述涡旋型压缩机构15，拥有：套23、固定卷体24及绕行卷体26。套23为将压缩机构15固定到壳体10的固定构件，沿其外周面整个圆周方向通过压入的办法固定在壳体10上。固定卷体24紧密地固定在该套23的上面。绕行卷体26则配置在固定卷体24与套23之间，并相对固定卷体24是可活动的。
在上述套23，形成有上面的中央部分下凹而形成的套的凹部31、及自下面中央延伸到下方的辐射式轴承部32。在该套23上凹着设有后述的一对键槽23a，23a。而且，在套23上形成有辐射式轴承孔33，其贯通上述辐射式轴承部32的下端面与机壳凹部31的底面之间，而上述驱动轴17则通过滑动轴承34由辐射式轴承孔33支承着，且可自由旋转。
上述壳体10，其上端部由上部端板10a密封起来。在壳体10的上部端板10a接着将制冷剂回路的制冷剂引到涡旋型压缩机构15的吸入管19。在壳体10上下方向的中央部位，则接着为将壳体10内的高压制冷剂喷出到壳体10外的喷出管20。上述吸入管19的内端部分自固定卷体24连通到后述的压缩室40中。并且，由该吸入管19将制冷剂吸到压缩室40内。
上述固定卷体24由端盖24a、形成在该端盖24a的下面的涡旋状(曲线状)的搭接部分24b构成。另一方面，上述绕行卷体26则由端盖26a、形成在该端盖26a的上面的涡旋状(曲线状)的搭接部分26b构成。并且，固定卷体24的搭接部分24b与绕行卷体26的搭接部分26b会相互地啮合。另外，在固定卷体24与绕行卷体26之间且两搭接部分24b，26b的接触部之间形成有压缩室40。
如图2所示，上述压缩室40分为：由固定卷体24的搭接部分24b的内周面与绕行卷体26的搭接部分26b的外周面间所划分的外围侧压缩室40a、固定卷体24的搭接部分24b的外周面与绕行卷体26的搭接部分26b的内周面间所划分的内围侧压缩室40b。在该实施例中，压缩机构15，为一其固定卷体24的搭接部分24b的长度与绕行卷体26的搭接部分26b的长度不相等的非对称涡旋构造，外围侧压缩室40a与内围侧压缩室40b相对上述固定卷体24的中心O1而非对称地配置着。
如图1所示，上述绕行卷体26经由十字头联轴节39由套23所支承。如图4所示，十字头联轴节39为例如铝制的环状沟件，一对绕行卷体一侧的键39a，39a及一对机壳一侧的键39b，39b分别突出来。绕行卷体一侧的键39a，39a形成在十字头联轴节39的表面一侧，而机壳一侧的键39b，39b则形成在十字头联轴节39的背面一侧，且布置在相对驱动轴17的轴心而言与涡旋件侧键39a，39a相位相差90°的位置上。
另一方面，如图5所示，在绕行卷体26的背面凹着形成有对应于绕行卷体一侧的键39a，39a的键槽26c，26c。而且，如图3的放大图所示，上述套23的表面上凹着形成有对应于机壳一侧的键39b，39b的键槽23a，23a。于是，二对键槽26c，23a与键39a，39b各自扣合以后，十字头联轴节39，便能相对固定卷体24朝着与为旋转中心的驱动轴17的轴心成直角的第1方向(图2的左右方向)滑动，还能相对绕行卷体26朝着与该轴心成直角的第2方向(图2的上下方向)滑动。
如图1所示，在上述绕行卷体26的端盖26a的下面且在其中心部位，突出设置有圆筒状的轮毂部26d。另一方面，在上述驱动轴17的上端，则设置有偏心轴部17a。该偏心轴部17a通过滑动轴承27嵌合在上述绕行卷体26的轮毂部26d，且可旋转。此外，为上述驱动轴17在上述套23的辐射轴承部32的下侧部位设置了为了与绕行卷体26、偏心轴部17a等取得动态平衡的平衡锤部分(未图示)。驱动轴17则通过该平衡锤部分边取得重量的平衡边旋转。
通过驱动轴17的旋转，十字头联轴节39就沿着套23一侧的键槽23a，23a相对固定卷体24朝着上述第1方向来回滑动，且绕行卷体26会沿着键槽26c，26c相对十字头联轴节39朝着上述第2方向来回滑动。结果是，绕行卷体26在其自转得以禁止的状态下，仅相对固定卷体24进行公转。此时，上述压缩室40随着绕行卷体26的公转，其两搭接部分24b，26b间的容积会开始朝着中心收缩，由此而可压缩由上述吸入管19所吸入的制冷剂。
另一方面，在上述涡旋型压缩机构15中形成有气体通路(未图示)，其跨越固定卷体24与套23，且将上述压缩室40与高压空间18连接起来。因此，在压缩室40所压缩的高压制冷剂，便从设置在上述气体通路的端部的喷出口41(参考图2)经由该气体通路喷到高压空间18中，又自吐出管20流往制冷剂回路中。
在本实施例的搭接部分24b，26b的涡旋形状下，若以图2中绕行卷体26中心O2位于固定卷体24的中心O1的右侧时的公转位置为基准0°，如图2所示，压缩室40内的制冷剂压力成为最大的绕行卷体26的公转位置(该位置实质上和由于制冷剂反力而引起的自转第1转矩T1成为最大的公转位置一致)大致在90°(固定卷体24的中心O1的上侧)的位置上。
上述套23一侧的键槽23a，23a各自形成在0°与180°的位置上。而且，绕行卷体26一侧的键槽26c，26c形成在从驱动轴17的中心线方向来看与该套23侧的键槽23a，23a垂直的位置上，即从图面上看在90°与270°的位置上。
由于十字头联轴节39沿着套23一侧的键槽23a，23a相对固定卷体24做来回滑动运动，故该十字头联轴节39的滑动方向(第1方向)，在自转第1转矩T1基本成为最大的图2所示的状态下在与驱动轴17成直角的面上实质上以90°的角度与通过两卷体24，26的中心O1，O2的直线相交差。十字头联轴节39的惯性力FO在位于来回滑动动作的中点的那一位置最大。因此，在上述位置关系中，当绕行卷体26的公转位置在90°与270°的公转位置时，惯性力F0的绝对值为最大。
其次，说明本实施例所涉及的涡旋型压缩机1的运转状态。在启动驱动马达后，驱动轴17会开始旋转，其动力会传达到涡旋型压缩机构15的绕行卷体26上。此时，驱动轴17的偏心轴部17a在规定的公转轨道上旋转，另一方面，十字头联轴节39在键39b与键槽23a的作用下相对固定卷体24朝着第1方向滑动，绕行卷体26则在键39a与键槽26c的作用下相对十字头联轴节39朝着第2方向滑动，故绕行卷体26会自转仅公转。
这样一来，在未图示的制冷剂回路的蒸发器中气化的低压气体制冷剂，会通过吸入管19自压缩室40的边缘一侧被吸引到压缩室40中。该制冷剂在涡旋型压缩机构15中随着压缩室40的容积变化而被压缩，成为高压通过喷出口41与气体通路，流向高压空间18。制冷剂从喷出管20喷到到壳体10外以后，便在制冷剂回路循环，之后再次通过吸入管19被吸入到涡旋型压缩机1中。在本实施例中重复进行上述动作。
另一方面，在绕行卷体26的公转过程中，由于制冷剂在压缩室40内被压缩，因此欲将外围侧压缩室40a与内围侧压缩室40b推开的制冷剂反力便作用在对绕行卷体26上。
上述制冷剂反力包括横向负荷和轴向负荷。图6示出了将横向负荷FT的作用单纯化以后的情况。如该图所示，若横向负荷FT作用在将绕行卷体26的中心O2与固定卷体24的中心O1连接起来的直线上的1点(以下定为作用点P1)，则由于制冷剂反力而产生的自转第1转矩T1便可由自固定卷体24的中心O1到作用点P1的距离与横向负荷FT之积求得。该自转第1转矩T1在绕行卷体26进行公转而到达压缩室40内压缩了的制冷剂反力为最大的公转位置时为最大，上述横向负荷FT此时在作用在与通过固定卷体24和绕行卷体26中心O1，O2的直线基本上正交的方向上。
另一方面，如上所述，绕行卷体26的自转转矩T为由制冷剂反力产生的自转第1转矩T1和由于其它因素引起的力矩之和。在本实施例中，通过象上述的那样去决定为变动因素之一的十字头联轴节39的滑动方向(第1方向)，而使惯性力F0与制冷剂反力的横向负荷FT作用在相反的方向上而抑制了合计转矩T的变动。
具体而言，当绕行卷体26的公转位置在图2、图6所示的90°位置上时，图6所示的方向朝右的制冷剂反力的横向成分FT最大地作用在绕行卷体26上，相对于此，十字头联轴节39则是随着绕行卷体26的公转沿着套23一侧的键槽23a，23a在该图中朝左移动，此时惯性力F0最大。于是，因为在上述制冷剂反力FT与惯性力F0之任一个力都最大的状态下相互在反方向上起作用，所以两者相互抵消以后，作用在绕行卷体26上的合计自转转矩T的最大值就变小了。
这样一来，由于气体反力而产生的自转第1转矩T1的周期变动和由于十字头联轴节39的滑动动作而产生的自转第2转矩T2的周期变动，如后所述实质上为180°的相位差。因此，自转第1转矩T1与自转第2转矩T2的合计转矩T的变动幅度就比自转第1转矩T1的变动幅度小。
因此，加在绕行卷体26上的合计自转转矩T稳定，因此既不容易产生绕行卷体26要反转的力，也不容易在十字头联轴节39的键39a，39a、绕行卷体与机壳的键槽26c，23a之间产生晃动。结果是可控制在涡旋型压缩机1中所产生的噪音、振动。
另外，在该实施例中，让将制冷剂反力为最大时的绕行卷体26的中心O2与固定卷体24的中心O1连接起来的那条线与十字头联轴节39的滑动的第1方向以90°的角度相交差。不仅如此，在本发明中，只要能保证合计自转转矩T的变动幅度比自转第1转矩T1的变动幅度小，交差角度是可以改变的。
接着，利用比较例来更详细地说明十字头联轴节39相对固定卷体24滑动的第1方向。
在该比较例中，其两对键39a，39b与键槽26c，23a的设置角度和该实施例相差90°。即在该比较例中，如图7所示，将绕行卷体26的键槽26c，26c布置在相当于绕行卷体26的0°与180°的公转位置的位置上，将套23一侧的键槽23a，23a布置在90°与270°的位置。在这一结构下，决定绕行卷体26时，保证将由于制冷剂压缩而产生的自转第1转矩T1为最大时的绕行卷体26的中心O2与固定卷体24的中心O1连接起来的那条线的方向和十字头联轴节39的滑动的第1方向(相对固定卷体24的滑动方向)一致。
分析了一下在该结构下使绕行卷体26每秒旋转60次时，由于加在十字头联轴节39的各键39a，39b上的惯性力的负荷特性。在图8中，负荷F1-F4，依次显示在0°、180°的绕行卷体一侧的键39a，39a和90°、270°的机壳一侧的键39b，39b上所产生的负荷。当这些负荷F1-F4中有其值变为负的负荷的时候，自转转矩T恐怕就会反转。在上述负荷F1-F4中作用在180°位置的绕行卷体一侧的键39a上的负荷F2成为最小值的那一负荷下，使自转转矩T反转的可能性大。在此讨论一下该负荷F2。
首先，让绕行卷体26的旋次数从每秒60次变到每秒100次，看一看作用在位于180°位置上的绕行卷体一侧的键39a的负荷F2。图9示出了该结果。由该图可知，旋转次数增加时，负荷的变动幅度便变大，特别是若每秒的旋转次数超过90次，则在绕行卷体26的公转位置在270°的位置上时，上述负荷F2即会成为负数。因此，此时其自转转矩T的作用方向反转的可能性变高。一旦出现了自转转矩T反转的情况，则在绕行卷体26公转一回的那一段时间内，十字头联轴节39的键39a，39b就会敲打键槽23a，26c一次，这就是涡旋型压缩机1中产生噪音、振动的原因。
相对于此，而求了能控制上述振动的十字头联轴节39的键39a，39b的设置角度θ。首先，在以比较例的键39a，39b的设置角度θ为基准0°的情况下，让设置角度在从0°到180°的这一范围内变化，并分析了负荷F1-F4的变动。结果显示在图10中。
如图10所示，在设置角度θ大于120°的范围下，负荷F1会变成负值；在设置角度θ小于60°的范围下，负荷F2会变成负值。由此可知，因为在上述角度以外的范围(60°以上120°以下的范围)内负荷一直为正值，故合计转矩T不会反转，而可控制涡旋型压缩机1的噪音、振动。换句话说，可知：若将键39a，39b的设置角度θ定在以上述实施例的设置角度为基准且其前后30°的范围内即可。
由此而可知：若以绕行卷体26进行公转而到达在两卷体24，26间的压缩室40内所压缩的气体反力成为最大的公转位置时通过固定卷体24与绕行卷体26的中心O1，O2的直线为基准，则十字头联轴节39的滑动的第1方向在与驱动轴17的旋转中心成直角的面上在60°到120°的角度下与该直线相交即可。亦即，上述第1方向在相对上述直线而言为90°的位置上(自转第1转矩T1与自转第2转矩T2的变动的相位差为180°的位置)是最理想的，设定在其前后30°的范围即可。
这样一来，在绕行卷体26的公转过程中，由于在压缩室40内被压缩的气体反力而作用在绕行卷体26上的自转第1转矩T1的周期变动、和由于十字头联轴节39的朝第1方向的滑动而产生的自转第2转矩T2的周期变动，大致有了1/2周期180°±30°的相位差。所以自转第1转矩T1与自转第2转矩T2所起的作用使其变动幅度互相抵消，而可防止合计自转转矩T的反转，也就可抑制涡旋型压缩机1的噪音、振动。
工业上的可利用性
综上所述，本发明对涡旋型压缩机很有用。

Claims (6)

1.一种涡旋型压缩机，其在壳体(10)内，拥有：固定卷体(24)；绕行卷体(26)，在绕行卷体(26)和固定卷体(24)之间划分出压缩室(40)；以及可相对固定卷体(24)朝着和驱动轴(17)成直角的第1方向滑动、可相对绕行卷体(26)朝着与驱动轴(17)成直角的第2方向滑动的十字头联轴节(39)，其特征在于：
决定上述第1方向，以便：成为一个使在绕行卷体(26)的公转过程中因压缩室(40)内的气体的反力而伴随着周期变动作用在绕行卷体(26)上的自转第1转矩(T1)、和因十字头联轴节(39)朝着第1方向的滑动动作而伴随着周期变动作用在绕行卷体(26)上的自转第2转矩(T2)，其合计转矩(T)的变动幅度小于自转第1转矩(T1)的变动幅度的相位差。
2.根据权利要求1所述的涡旋型压缩机，其特征在于：
所述自转第1转矩(T1)的周期变动与所述自转第2转矩(T2)的周期变动成为从150°到210°的相位差。
3.根据权利要求2所述的涡旋型压缩机，其特征在于：
决定十字头联轴节(39)滑动的第1方向，以便：自转第1转矩(T1)的周期变动与自转第2转矩(T2)的周期变动实质上成为180°的相位差。
4.根据权利要求1所述的涡旋型压缩机，其特征在于：
在绕行卷体(26)进行公转而到达压缩室(40)内的气体的反力为最大的公转位置时，该第1方向在与驱动轴(17)成直角的面上和通过两卷体(24，26)的中心(01，02)的直线以60°到120°的角度相交差。
5.根据权利要求4所述的涡旋型压缩机，其特征在于：
决定十字头联轴节(39)滑动的第1方向，以便：在绕行卷体(26)进行公转而到达压缩室(40)内的气体的反力为最大的公转位置时，该第1方向在与驱动轴(17)成直角的面上和通过两卷体(24，26)的中心(01，02)的直线以实质上90°的角度相交差。
6.根据权利要求1-5中之任一项权利要求所述的涡旋型压缩机，其特征在于：
固定卷体(24)与绕行卷体(26)构成为其涡旋长度相互不同的非对称涡旋构造。
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