涡旋压缩机的制作方法

本发明涉及在空气调节机、制冷机等中使用的涡旋压缩机。

背景技术：

作为以往的涡旋压缩机，存在具有带平衡配重的滑块的结构，在该滑块的滑块部一体地安装有将作用于摆动涡旋件上的离心力的一部分或全部抵消的平衡配重部(参照专利文献1、2)。滑块部将旋转轴的旋转力向摆动涡旋件传递，滑块部具备滑动孔，相对于旋转轴的轴心而偏心地设置于旋转轴的上端的偏心轴部以滑动自如的方式插入于该滑动孔。并且，滑块部通过相对于偏心轴部进行滑动移动而使摆动涡旋件的摆动半径可变，并构成如下所述的滑块机构，其进行将摆动涡旋件的涡卷体侧面向固定涡旋件的涡卷体侧面按压的按压动作、或者使摆动涡旋件的涡卷体侧面从固定涡旋件的涡卷体侧面分离的分离动作。

在先技术文献

专利文献

专利文献1：日本实开平4-49602号公报(第7页～第9页、第1图～第3图)

专利文献2：日本特开平10-281083号公报(第7页、第8页、图1-图5)

技术实现要素：

发明所要解决的课题

在涡旋压缩机中，旋转轴挠曲而倾斜，若运转频率增加而使旋转轴的倾斜变大，则偏心轴部的上端部有时会与滑块部的滑动孔的内壁面接触。在带平衡配重的滑块的离心力设定得大于摆动涡旋件的离心力的情况下，与带平衡配重的滑块的离心力和摆动涡旋件的离心力之差相对抗的反作用力作用在偏心轴部的上端部与滑块部的滑动孔的内表面的接触位置。

该反作用力所作用的所述接触位置是较远地离开滑块部的轴向中央的位置，因而，由润滑油产生的油膜压力分布在轴向上产生较大地偏斜，运转中的滑块部的姿势控制变得困难。因此，存在如下问题点：滑块部外周面相对于摆动轴承倾斜，摆动轴承的负载容量下降，滑块部外周面相对于摆动轴承发生局部接触而产生磨损或者烧结，从而变得不能运转。

因此，要求抑制以旋转轴的挠曲为起因的滑块部相对于摆动轴承的倾斜。然而，在专利文献1、2中，关于旋转轴的挠曲完全未提及，无法应对以旋转轴的挠曲为起因的滑块部相对于摆动轴承的倾斜的抑制。

本发明鉴于这样的问题点而作出，其目的在于得到一种能够抑制由旋转轴的倾斜引起的滑块部相对于摆动轴承的局部接触的涡旋压缩机。

用于解决课题的方案

本发明的涡旋压缩机具备：固定涡旋件，其设置在容器内；摆动涡旋件，其相对于固定涡旋件进行摆动；旋转轴，其向摆动涡旋件传递旋转驱动力；偏心轴部，其相对于旋转轴偏心地设置在旋转轴的一端侧；带平衡配重的滑块，其具有将具有滑动孔的滑块部及平衡配重部一体化的结构，偏心轴部插入到滑动孔内，该滑块相对于偏心轴部能够在与旋转轴的轴线垂直的面内沿着滑动孔移动；及摆动轴承，其设置于摆动涡旋件，将带平衡配重的滑块的滑块部支承为旋转自如，带平衡配重的滑块的离心力设定得比摆动涡旋件的离心力大，在偏心轴部的偏心方向侧的侧面和与侧面相向的滑动孔的内壁面之间且在与摆动轴承的轴向中央部一致的位置具备姿势控制机构，该姿势控制机构控制带平衡配重的滑块的姿势，以使带平衡配重的滑块的滑块部保持相对于摆动轴承平行的姿势。

发明效果

根据本发明，能够抑制由旋转轴的倾斜引起的滑块部相对于摆动轴承的局部接触。

附图说明

图1是表示本发明的实施方式1的涡旋压缩机的结构的纵剖视图。

图2是本发明的实施方式1的涡旋压缩机的带平衡配重的滑块5周边的横剖视图。

图3是本发明的实施方式1的涡旋压缩机的旋转轴6的偏心轴部6a周边的立体图。

图4是本发明的实施方式1的涡旋压缩机的带平衡配重的滑块5的动作说明图。

图5是作用在本发明的实施方式1的涡旋压缩机的带平衡配重的滑块5上的力的说明图。

图6是表示本发明的实施方式1的涡旋压缩机的运转频率与涡卷体1b、2b彼此的压紧载荷Fw之间的关系的曲线图。

图7是表示图4的A-A截面的运转状态的图。

图8是表示图4的B-B截面的运转状态的图。

图9是表示作用在本发明的实施方式1的涡旋压缩机的摆动轴承2d上的油膜压力分布的图。

图10是本发明的实施方式1的涡旋压缩机的变形例的旋转轴6的偏心轴部6a周边的剖视图。

图11是本发明的实施方式2的涡旋压缩机中的旋转轴6的偏心轴部6a周边的立体图。

图12是本发明的实施方式2的涡旋压缩机的变形例中的旋转轴6的偏心轴部6a周边的立体图。

图13是本发明的实施方式2的涡旋压缩机的另一变形例中的旋转轴6的偏心轴部6a周边的立体图。

图14是本发明的实施方式3的涡旋压缩机中的旋转轴6的偏心轴部6a周边的剖视图。

图15是本发明的实施方式4的涡旋压缩机中的旋转轴6的偏心轴部6a周边的剖视图。

图16是本发明的实施方式5的涡旋压缩机中的旋转轴6的偏心轴部6a周边的剖视图。

具体实施方式

实施方式1.

对本发明的实施方式1的涡旋压缩机进行说明。图1是表示本发明的实施方式1的涡旋压缩机的结构的纵剖视图。

涡旋压缩机例如是用于冰箱、冷藏库、自动售卖机、空气调节装置、制冷装置或供热水装置等用途的制冷循环的构成元件之一，将在制冷循环中循环的制冷剂等工作气体吸入并压缩，形成为高温高压的状态而排出。需要说明的是，在整个图中，各构成构件的尺寸的关系、形状等有时与实际情况不同。另外，在整个图中，标注同一符号的构件是相同或彼此相当的构件，这在说明书的全文中通用。

涡旋压缩机具有将固定涡旋件1、摆动涡旋件2、旋转轴6、框架7、固定有副框架9的副框架板8、电动机10、第一平衡配重60及第二平衡配重61等收容在密闭容器100内的结构。框架7及副框架板8固定于密闭容器100。框架7对固定涡旋件1进行固定配置。另外，框架7利用推力面7a沿轴向支承作用在摆动涡旋件2上的推力。在密闭容器100的侧面的一部分连接有用于吸入工作气体的吸入管101。在密闭容器100的上表面连接有用于将压缩后的工作气体排出的排出管102。

固定涡旋件1具有底板1a和竖立设置在底板1a的一侧的面上的涡卷体1b。在底板1a的大致中央部，贯通形成有用于将压缩后的工作气体排出的排出口20。在排出口20的出口部连通有形成于挡板4的排出口4a，在排出口4a设有当后述的压缩室3成为规定的压力以上时打开的排出阀11。另外，在挡板4上以覆盖排出阀11的方式安装排出消声器容器12。

摆动涡旋件2具有底板2a和竖立设置在底板2a的一侧的面上的涡卷体2b。在摆动涡旋件2的底板2a中的与涡卷体2b的形成面相反的一侧的面的大致中心部形成有中空圆筒形状的凸台部2c，在凸台部2c的内周面固定有摆动轴承2d。在旋转轴6的一端(上端)形成的偏心轴部6a隔着后述的带平衡配重的滑块5的滑块部5a而插入于摆动轴承2d，通过旋转轴6的旋转而使摆动涡旋件2进行摆动(公转)运动。需要说明的是，摆动涡旋件2通过未图示的欧氏机构(Oldham’s mechanism)，相对于固定涡旋件1不自转而是进行摆动运动。摆动轴承2d通过压入等将例如铜铅合金等的滑动轴承使用的轴承材料固定而形成。

固定涡旋件1与摆动涡旋件2以使涡卷体1b与涡卷体2b相互啮合的方式嵌合。在涡卷体1b与涡卷体2b之间形成对工作气体进行压缩的压缩室3。伴随着摆动涡旋件2的摆动运动，压缩室3的容积发生变化。

电动机10具备电动机定子10a和电动机转子10b。电动机定子10a通过热装(shrink fitting)等而固定于密闭容器100，通过引线(未图示)与固定于框架7的玻璃端子(未图示)连接而从外部获得电力。电动机转子10b通过热装等而固定于旋转轴6，通过向电动机定子10a通电而与旋转轴6一起旋转。

旋转轴6将电动机10的旋转驱动力向摆动涡旋件2传递，使摆动涡旋件2摆动。旋转轴6的上部的主轴部6b经由套筒13而与设置在框架7的中心部的主轴承7b嵌合，并经由润滑油形成的油膜而相对于主轴承7b旋转自如地滑动。旋转轴6的下部的副轴部6c与设置在副框架板8的中心部的由球轴承构成的副轴承14嵌合，经由润滑油形成的油膜而相对于副轴承14旋转自如地滑动。需要说明的是，副轴承14也可以是球轴承以外的其他的轴承结构。主轴部6b及副轴部6c的轴心与旋转轴6的轴心一致。

在旋转轴6的上端设有与旋转轴6的轴心相比偏心地突出的偏心轴部6a。偏心轴部6a插入到在带平衡配重的滑块5的滑块部5a形成的滑动孔5aa(参照图2)中。

在旋转轴6的下端安装有泵元件112。在旋转轴6的内部形成有作为油的流路的未图示的供油路。储藏于密闭容器100的底部的油由泵元件112汲取，通过供油路向轴承等滑动部供给。另外，泵元件112在上端面沿轴向支承旋转轴6。

带平衡配重的滑块5具有在大致圆筒形状的滑块部5a固定平衡配重部5b的结构，作为带平衡配重的滑块5而一体化。带平衡配重的滑块5既可以由单一构件形成，也存在将多个构件相互固定而一体化的结构。

滑块部5a将旋转轴6的旋转力向摆动涡旋件2传递，通过向设于该滑块部5a的滑动孔5aa插入偏心轴部6a，从而带平衡配重的滑块5能够相对于偏心轴部6a在与旋转轴6的轴线垂直的面内沿滑动孔5aa移动。另外，滑块部5a自身在摆动轴承2d内被支承为转动自如。并且，在偏心轴部6a插入于滑块部5a的状态下，滑块部5a的轴心(中心轴)Y从旋转轴6的轴心Y偏心了规定尺寸e(参照图4)。在旋转轴6旋转时，滑块部5a与偏心轴部6a一体地旋转，由此向摆动涡旋件2施加摆动运动，规定尺寸e成为摆动涡旋件2的标准摆动半径。

平衡配重部5b在与偏心轴部6a相对于旋转轴6的偏心方向相反的偏心相反方向上产生离心力，将作用于摆动涡旋件2的离心力抵消。

如以上那样构成的带平衡配重的滑块5利用压缩室3内的工作气体的压力产生的力、作用于摆动涡旋件2的离心力、及作用于平衡配重部5b的离心力等，相对于偏心轴部6a相对地移动，从而构成在摆动涡旋件2的摆动运转中自动地调整摆动涡旋件2的摆动半径的可变曲柄机构。

通过该可变曲柄机构，在带平衡配重的滑块5向偏心方向移动了最大限度的状态(即，摆动涡旋件2位于标准摆动半径e的位置的状态)下，固定涡旋件1及摆动涡旋件2的涡卷体侧面之间的间隙成为零，固定涡旋件1的涡卷体1b与摆动涡旋件2的涡卷体2b成为相互按压的状态。另一方面，当带平衡配重的滑块5向偏心相反方向移动时，在固定涡旋件1及摆动涡旋件2的涡卷体1b、2b之间产生间隙而使得固定涡旋件1的涡卷体1b与摆动涡旋件2的涡卷体2b成为分离的状态。

第一平衡配重60及第二平衡配重61是将由摆动涡旋件2及带平衡配重的滑块5产生的不平衡抵消的结构，设于旋转轴6及电动机10。

接下来，说明制冷剂的流动。从吸入管101流入到密闭容器100内的框架7的下部空间70中的低压制冷剂通过设置在框架7内的2个连通流路7c向框架7的中部空间71流入。流入到中部空间71中的低压制冷剂伴随着摆动涡旋件2的摆动动作，被吸入到在摆动涡旋件2与固定涡旋件1之间形成的压缩室3中。通过与摆动涡旋件2的摆动动作相伴的压缩室3的几何学上的容积变化，制冷剂从低压升压为高压，经由排出口20、排出口4a及排出阀11向排出消声器容器12内排出。并且，排出到排出消声器容器12内的制冷剂经由固定涡旋件1的上部空间72，作为高压制冷剂从排出管102向压缩机外部排出。

图2是本发明的实施方式1的涡旋压缩机的带平衡配重的滑块5周边的横剖视图。图3是本发明的实施方式1的涡旋压缩机的旋转轴6的偏心轴部6a周边的立体图。在图2及图3中，左方向是摆动涡旋件2相对于旋转轴6的偏心方向，右方向是偏心相反方向。

旋转轴6的偏心轴部6a具有始终滑动自如地与滑块部5a的滑动孔5aa的内壁面接触的由半圆柱形状的凸部构成的接触部6e。在旋转轴6的偏心轴部6a的偏心方向侧的侧面还具有由半球体形状的凸部构成的接触部6f。接触部6e及接触部6f设置在与摆动轴承2d的轴向中央部相当的高度位置。接触部6e及接触部6f一体地形成于偏心轴部6a。

另外，在接触部6f与滑动孔5aa的偏心方向侧的内壁面之间具备将滑块部5a向偏心方向侧施力而将摆动涡旋件2向偏心方向侧按压的弹性体17。弹性体17在实施方式1中由碟形弹簧构成。

接下来，说明带平衡配重的滑块5、偏心轴部6a及摆动涡旋件2的位置关系。

带平衡配重的滑块5相对于偏心轴部6a能够相对地向偏心方向或偏心相反方向移动，摆动涡旋件2的位置相应于带平衡配重的滑块5的位置而发生变化。以下，使用下面的图4说明在摆动涡旋件2的涡卷体2b向固定涡旋件1的涡卷体1b按压的涡卷体按压时、摆动涡旋件2的涡卷体2b从固定涡旋件1的涡卷体1b分离的涡卷体分离时的各自的带平衡配重的滑块5与偏心轴部6a的位置关系。

图4是本发明的实施方式1的涡旋压缩机的带平衡配重的滑块5的动作说明图。图4中的(a)表示涡卷体按压时，(b)表示涡卷体分离时。在图4中，左方向是摆动涡旋件2相对于旋转轴6的偏心方向，右方向是偏心相反方向。另外，在图4中，X表示旋转轴6的轴心，Y表示摆动轴承2d的轴心(与滑块部5a的轴心相同)。以下，依次说明涡卷体按压时、涡卷体分离时的各自的滑块部5a与偏心轴部6a的位置关系。

图4(a)示出摆动涡旋件2以标准摆动半径e进行摆动运动时的带平衡配重的滑块5的位置，也是起动时(运转停止时)的初始位置。并且，在摆动涡旋件2位于标准摆动半径e的位置(初始位置)的状态下，在滑动孔5aa与偏心轴部6a的接触部6f之间沿偏心方向设定初始间隙50a，带平衡配重的滑块5能够从初始位置相对于偏心轴部6a相对地向偏心相反方向移动初始间隙50a的尺寸δ0量。需要说明的是，在带平衡配重的滑块5位于初始位置的状态下，弹性体17对滑块部5a向偏心方向侧施力而将摆动涡旋件2向偏心方向侧按压，具有确保运转刚开始之后的初始起动性的功能，关于这一点在后文叙述。

图4(b)示出带平衡配重的滑块5从图4(a)的初始位置向偏心相反方向移动尺寸δ0量而使摆动涡旋件2的涡卷体侧面从固定涡旋件1的涡卷体侧面分离的分离时的、带平衡配重的滑块5与偏心轴部6a的位置关系。此时的涡卷体1b、2b彼此的分离量相当于尺寸δ0。即，初始间隙50a的尺寸δ0成为涡卷体1b、2b的分离量，因此以在分离时能够将在该间隙产生的泄漏抑制成最小限度的方式规定尺寸δ0。

在此，说明沿带平衡配重的滑块5的半径方向作用的力。

图5是作用在本发明的实施方式1的涡旋压缩机的带平衡配重的滑块5上的力的说明图。

在实施方式1中，将带平衡配重的滑块5的离心力Fb设定得比摆动涡旋件2的离心力Fc(未图示)大。因此，带平衡配重的滑块5的离心力Fb将摆动涡旋件2的离心力Fc全部抵消，并且，在带平衡配重的滑块5的半径方向上作用有因与离心力Fc之差而要将涡卷体1b、2b相互拉开的分离贡献载荷Fr。此时，分离贡献载荷Fr成为Fr＝Fb-Fc。由于分离贡献载荷Fr基于离心力Fc与离心力Fb之差，因此与涡旋压缩机的运转频率的平方成比例地增加。

另外，通过设置在滑块部5a的滑动孔5aa的内壁面与偏心轴部6a之间的弹性体17，向滑块部5a作用将滑块部5a向偏心方向按压的弹性力Fs，换言之，向滑块部5a作用要将涡卷体1b、2b相互压紧的弹性力Fs。若弹性体17的变形量恒定，则无论运转频率如何，弹性力Fs都恒定。

另外，滑动孔5aa及偏心轴部6a的朝向为相对于摆动涡旋件2的偏心方向倾斜规定量(倾斜角度)θ。因此，与工作气体的压力相对的反作用力(驱动传递反作用力)Fn的分力Fn·sinθ进一步作用于带平衡配重的滑块5。若压力条件相同，则无论运转频率如何，该分力Fn·sinθ都大致恒定。它们的合力作为要将涡卷体1b、2b彼此压紧的压紧贡献载荷Fp而作用于带平衡配重的滑块5的半径方向。该压紧贡献载荷Fp成为Fp＝Fs+Fn·sinθ。压紧贡献载荷Fp是弹性力Fs与分力Fn·sinθ相加的载荷，因此无论运转频率如何都恒定。

通过以上的分离贡献载荷Fr和压紧贡献载荷Fp，要将涡卷体1b、2b彼此压紧的压紧载荷Fw在偏心方向上作用于带平衡配重的滑块5。在Fp-Fr>0时，该压紧载荷Fw成为Fw＝Fp-Fr，在Fp-Fr≤0时，该压紧载荷Fw成为Fw＝0。需要说明的是，由于前述的驱动传递反作用力Fn是基于与压缩室3内部的压缩动作相伴的工作气体的压力而产生的力，因此在运转停止时或运转刚开始之后不会影响压紧载荷Fw。

图6是表示本发明的实施方式1的涡旋压缩机的运转频率与涡卷体1b、2b彼此的压紧载荷Fw之间的关系的曲线图。曲线图的横轴表示运转频率，纵轴表示压紧载荷Fw。需要说明的是，图中的实线表示Fw，虚线表示Fp-Fr的值。

在实施方式1中，规定带平衡配重的滑块5的离心力Fb、摆动涡旋件2的离心力Fc、弹性体17的弹性力Fs、倾斜角度θ。由此，在小于规定的运转频率N*的运转范围内，成为压紧载荷Fw>0，涡卷体1b、2b相互进行按压动作(图4(a)的状态)。

另一方面，在规定的运转频率N*以上的运转范围内，成为压紧载荷Fw＝0，涡卷体1b、2b相互进行分离动作(图4(b)的状态)。

即，从起动时起至达到规定的运转频率N*，分离贡献载荷Fr小，弹性力Fs与分力Fn·sinθ的合力即压紧贡献载荷Fp比分离贡献载荷Fr大，因此带平衡配重的滑块5位于图4(a)所示的初始位置。并且，当运转频率成为规定的运转频率N*以上时，分离贡献载荷Fr变大，当成为压紧贡献载荷Fp以上时，如图4(b)所示，带平衡配重的滑块5相对于偏心轴部6a相对地向偏心相反方向移动，伴随于此，摆动涡旋件2也向偏心相反方向(即摆动半径收缩的方向)移动。

在规定的运转频率N*以上的运转范围内，压紧载荷Fw为0，两涡卷体1b、2b相互进行分离动作(图4(b)的状态)。这样，在气体泄漏引起的损失的贡献度大的低速运转中，涡卷体1b、2b彼此进行按压动作，在滑动引起的损失的贡献度大的高速运转中，涡卷体1b、2b彼此进行分离动作，由此能够在大的运转范围内提高压缩机的性能。此外，通过弹性体17从运转停止时开始施加压紧载荷Fw，由此可靠地对压缩室3内部的压缩动作进行辅助，从而能够确保运转刚开始之后的初始起动性。此外，通过如上所述地规定允许涡卷体1b、2b的分离量的初始间隙50a(图4中图示)的尺寸δ0，能够管理两涡卷体1b、2b分离时的涡卷体侧面间的间隙，在分离时将在该间隙产生的泄漏抑制成最小限度。

接下来，说明设于偏心轴部6a的接触部6e及接触部6f的作用。接触部6e是在偏心轴部6a中将旋转轴6的旋转驱动力向摆动涡旋件2传递的结构，在偏心轴部6a设置接触部6e及将接触部6e构成为半圆筒状这两点本身为公知技术，在此首先说明接触部6e的作用，接下来说明本发明的特征部分即接触部6f的作用。

图7是表示图4的A-A截面的运转状态的图，(a)示出运转停止状态，(b)示出运转开始后的旋转轴6的倾斜状态。在图7中，符号30表示偏心轴部6a的中心轴。

在运转停止时，偏心轴部6a与滑块部5a如图7(a)所示处于相互平行的状态。另外，为了将旋转轴6的旋转驱动力向滑块部5a传递，如图4(a)及图7(a)所示，接触部6e经由滑动板(未图示)而与滑动孔5aa的内壁面接触。并且，当运转开始时，在平衡配重部5b、第一平衡配重60及第二平衡配重61的离心力、驱动传递反作用力Fn的分力Fn·cosθ等的作用下，旋转轴6的上端部侧向接触部6e侧(以下，称为旋转力传递方向侧)及接触部6f侧(即，偏心方向侧)挠曲并倾斜。

接触部6e是对旋转轴6向旋转力传递方向侧倾斜发挥作用的结构，当旋转轴6的上端部侧向旋转力传递方向侧倾斜时，如图7(b)所示，偏心轴部6a成为相对于运转停止时的偏心轴部6a的中心轴30倾斜的姿势。在此，接触部6e为半圆筒形状，因此无论偏心轴部6a的倾斜角度如何，都能够在将滑块部5a的姿势控制成与摆动轴承2d平行的姿势的状态下使接触部6e与滑块部5a接触。

接下来，说明本发明的特征部分即接触部6f的作用。接触部6f是对偏心方向侧的倾斜发挥作用的结构。本发明的目的在于避免以旋转轴6的挠曲为起因的偏心轴部6a在偏心方向上的倾斜向滑块部5a传递，由此抑制滑块部5a相对于摆动轴承2d的倾斜，作为实现该目的的方案，设置作为姿势控制机构的接触部6f。

图8是表示图4的B-B截面的运转状态的图，(a)示出运转停止状态，(b)示出运转开始后的旋转轴6的倾斜状态。在图8中，符号30表示偏心轴部6a的中心轴。图9是表示作用在本发明的实施方式1的涡旋压缩机的摆动轴承2d上的油膜压力分布的图。

在涡卷体1b、2b相互按压的按压动作时的运转频率(小于规定的运转频率N*)下，如图8(a)所示，在接触部6f与滑动孔5aa之间存在初始间隙50a，因此，即使偏心轴部6a相对于运转停止时的中心轴30向偏心方向侧倾斜，偏心轴部6a、包括接触部6f在内也不会与滑块部5a接触。

另一方面，在涡卷体1b、2b相互分离的分离动作时的运转频率(规定的运转频率N*以上)下，如上所述，接触部6f与滑动孔5aa接触。即，在分离动作时，偏心轴部6a在接触部6e、6f这两个部位与滑块部5a的内壁面接触。并且，通过使接触部6e为半圆筒形状，使接触部6f为半球体形状，即使在两个部位接触时，也能够在不使滑块部5a倾斜的情况下进行运转。此时，若忽视接触部的微小弹性变形，则接触部6e成为线接触状态，接触部6f成为点接触状态。

此外，由于将半球面形状的接触部6f设置在摆动轴承2d的轴向中央部，因此在接触部6e产生接触载荷作用在与摆动轴承2d的轴向中央部相当的位置。由此，摆动轴承2d的油膜压力分布如图9所示成为摆动轴承2d的轴向中央部最大的分布，即，成为没有偏斜的分布。其结果是，能够将滑块部5a维持成相对于摆动轴承2d平行的姿势。

如以上说明所述，在本实施方式1中，在偏心轴部6a的偏心方向侧的侧面中的与摆动轴承2d的轴向中心部一致的位置设有半球体形状的接触部6f。由此，在旋转轴6的上端部侧向偏心方向侧挠曲而倾斜的情况下，偏心轴部6a以接触部6f为支点相对于滑块部5a倾斜，此时作用于摆动轴承2d的油膜压力以摆动轴承2d的轴向中央部为中心而沿轴向大致对称地分布。因此，能够将运转中的滑块部5a控制成相对于摆动轴承2d不倾斜而平行的姿势。由此，能够确保摆动轴承2d的负载容量，能够抑制由滑块部5a外周面相对于摆动轴承2d的局部接触引起的磨损或烧结。

另外，从运转停止时开始通过弹性体17向涡卷体侧面施加初始压紧力(压紧载荷Fw)，由此可靠地辅助压缩室3内部的压缩动作，从而能够确保运转刚开始之后的初始起动性。需要说明的是，虽然在本实施方式1中为设有弹性体17的结构，但是在不设置弹性体17的结构中，接触部6f对于滑块部5a的姿势控制也有效。

另外，由于将弹性体17设为碟形弹簧，并以包围接触部6f的方式配置，因此在滑块部5a的滑动孔5aa内收纳有用于确保初始压紧力的弹性体17的状态下，能够不使滑块部5a外周面相对于摆动轴承2d倾斜地进行运转。

另外，在本实施方式1中，虽然在偏心轴部6a的偏心方向侧的侧面设置了接触部6f，但也可以如图10那样，在滑动孔5aa的偏心方向侧的内壁面设置接触部6f。

另外，在本实施方式1中，将滑动孔5aa及偏心轴部6a的从轴向观察到的形状设为平行四边形，但是并不局限于该形状，也可以是其他的形状。例如，可以是长方形。

实施方式2.

实施方式2的接触部6f的形状与实施方式1不同，在本实施方式2中没有特别记述的项目与实施方式1相同。以下，以实施方式2不同于实施方式1的方面为中心进行说明。

图11是本发明的实施方式2的涡旋压缩机中的旋转轴6的偏心轴部6a周边的立体图。图中(a)是整体图，(b)是详细图。

实施方式2的涡旋压缩机是将接触部6f的形状设为实施方式1的半球体形状的结构，可以说是“具有以1个点与滑块部5a的滑动孔5aa的内壁面进行接触的凸曲面的形状”。相对于此，实施方式2设为“向一方向延伸、且具有以1个点与滑块部5a的滑动孔5aa的内壁面进行接触的凸曲面的形状”。作为该形状，具体而言，设为“具有由使圆弧21a沿着与该圆弧21a正交的另一圆弧21b移动而得到的轨迹形成的凸曲面的形状”。(构成复曲面的外周的局部的面形状。)

接触部6f与实施方式1同样地在与摆动轴承2d的轴向中央部相当的位置处与偏心轴部6a一体形成。另外，伴随着将接触部6f的形状设为“具有由使圆弧21a沿着与该圆弧21a正交的另一圆弧21b移动而得到的轨迹形成的凸曲面的形状”，弹性体17的形状从图3图示的形状进行变更。

根据本实施方式2，能得到与实施方式1同样的效果，并且通过将接触部6f设为“具有由使圆弧21a沿着与该圆弧21a正交的另一圆弧21b移动而得到的轨迹形成的凸曲面的形状”，能够得到以下的效果。即，能够使具有圆弧形状的刀尖的刀具沿着与齿顶圆弧正交的方向上的圆弧一边移动一边进行加工，因此能够以高切削速度加工接触部的顶点。因此，能够高精度地加工接触部前端的高度尺寸，能够精密地规定涡卷非接触时的分离量，故能够进一步降低非接触时的泄漏损失。

需要说明的是，“向一方向延伸、且具有以1个点与滑块部5a的滑动孔5aa的内壁面接触的凸曲面的形状”没有限定为图11所示的形状，例如能够如下面的图12那样进行变形。

图12是本发明的实施方式2的涡旋压缩机的变形例中的旋转轴6的偏心轴部6a周边的立体图。图中(a)是整体图，(b)是详细图。

在该变形例中，接触部6f设为“在1个曲面上具有不同曲率的椭圆半球形状”。与实施方式1同样，接触部6f在与摆动轴承2d的轴向中央部相当的位置处与偏心轴部6a一体形成。

在该变形例中也能够得到与实施方式1同样的效果。

简言之，如上述实施方式1、2所示，姿势控制机构只要如以下所示形成即可。即，姿势控制机构只要具有如下凸曲面即可，该凸曲面形成于偏心轴部6a与滑块部5a的滑动孔5aa的内壁面之间，在成为运转频率N*以上且滑块部5a通过离心力等向偏心相反方向移动时，该凸曲面以1个点进行点接触。即，凸曲面只要设为在以偏心方向为轴的情况下具有1个最高点(顶点)的曲面即可。

当由于离心力等而使偏心轴部6a相对于滑块部5a倾斜时，在滑动孔5aa的上端和下端处间隙发生变化。若凸曲面的凸部的高度远高于该变化之差，则即使在倾斜的情况下也能够以凸曲面的1个点进行点接触。

凸曲面除了球面、复曲面、椭圆球面以外，也可以设为平滑的凸的三维曲面。在这样的形状中，在接触部6f与其相对面(即滑动孔5aa的内壁面)的接触力增加的情况下，凸曲面发生弹性变形而进行点接触的微小面积扩展，能够减少接触部6f的磨损、损伤，能够延长寿命。从精度的角度出发，凸曲面优选与偏心轴部6a一体加工而成，但也可以将凸曲面的部件另行形成后与偏心轴部6a组合成一体。由于通过使硬度比偏心轴部6a的材料升高那样的处理(窒化处理等)，由硬度比偏心轴部6a的材料高那样的材料来形成凸曲面的表面可以延长寿命，因此可以通过上述处理和材料来形成凸曲面的表面以防止磨损。另外，凸曲面的顶点接触的相对面侧也可以进行同样的处理。

另外，从容易加工的观点出发，在与滑动孔5aa的内壁面相向的、偏心轴部6a的偏心方向侧的侧面形成了凸曲面，但是在滑动孔5aa的内壁面侧形成凸曲面的情况也能得到同样的效果。简言之，接触部6f只要为在偏心轴部6a的偏心方向侧的侧面和与该侧面相向的滑动孔5aa的内壁面中的一方突出设置的具有1个顶点的曲面的凸部即可。

图13是本发明的实施方式2的涡旋压缩机的另一变形例中的旋转轴6的偏心轴部6a周边的立体图。

如图13所示，可以在偏心轴部6a设置用于保持弹性体17的凹坑(环状的槽)6g。通过在该凹坑6g中插入弹性体17的一部分而能够防止弹性体17的偏移。需要说明的是，凹坑6g的形成位置并不局限于偏心轴部6a侧，也可以是滑动孔5aa的内壁侧。

通过这样设置凹坑6g，能够防止由于弹性体17的位置偏移，使接触部6f与弹性体17在意外的位置接触而误工作的情况。另外，可以将弹性体17的一方的端部固定来取代向凹坑6g插入弹性体17的一部分。需要说明的是，凹坑6g对于图11所示的形成有接触部6f的结构也能够适用。

实施方式3.

实施方式3的用于确保初始起动性的弹性体的结构与实施方式1不同，在本实施方式3中未特别记述的项目与实施方式1相同。以下，以实施方式3不同于实施方式1的方面为中心进行说明。

图14是本发明的实施方式3的涡旋压缩机中的旋转轴6的偏心轴部6a周边的剖视图。

在实施方式3的涡旋压缩机中，取代实施方式1的由碟形弹簧构成的弹性体17而具备多个螺旋弹簧18。多个螺旋弹簧18以包围接触部6f的周围的方式设置，具有与实施方式1的弹性体17同样的作用，确保初始起动性。螺旋弹簧18可以是拉伸弹簧，也可以是压缩弹簧。

根据本实施方式3，能够得到与实施方式1同样的效果。另外，在本实施方式3中，在滑动孔5aa的内壁面中的与接触部6f接触的部分的周围形成凹坑31。该凹坑31具有与图13所示的实施方式2的凹坑6g同样的作用效果。即，向凹坑31插入螺旋弹簧18的一部分，防止螺旋弹簧18的偏移。凹坑31的形成位置并不局限于滑动孔5aa的内壁侧，也可以是偏心轴部6a侧。

实施方式4.

实施方式4的用于确保初始起动性的结构与实施方式1不同，在本实施方式4中未特别记述的项目与实施方式1相同。以下，以实施方式4不同于实施方式1的方面为中心进行说明。

图15是本发明的实施方式4的涡旋压缩机中的旋转轴6的偏心轴部6a周边的剖视图。

在上述实施方式1中，为了确保初始起动性而使用了弹性体17，而在实施方式4中，在滑块部5a具备磁铁19，而且接触部6f的整体或者与磁铁19相向的部分由磁铁构成，由此确保初始起动性。需要说明的是，磁铁19和接触部6f的磁铁部分构成本发明的磁力产生机构。

在这样构成的涡旋压缩机中，在起动时(运转停止时)，磁铁19与接触部6f的吸引力取代弹性力Fs而作用于滑块部5a，能够确保初始起动性。

根据本实施方式4，能够得到与实施方式1同样的效果，并且由于在滑块部5a具备磁铁19，且接触部6f由磁铁构成，因此能得到以下的效果。即，在滑块部5a的滑动孔5aa中不收纳弹性体17的情况下能够确保与实施方式1同等的初始起动性。

实施方式5.

实施方式5涉及部件个数的削减，在本实施方式5中未特别记述的项目与实施方式1相同。以下，以实施方式5不同于实施方式1的方面为中心进行说明。

图16是本发明的实施方式5的涡旋压缩机中的旋转轴6的偏心轴部6a周边的剖视图。

在上述实施方式1中使用了弹性体17，但是在实施方式5中不使用弹性体17。需要说明的是，允许分离量的初始间隙50a与实施方式1同样地规定为规定的尺寸δ0，对两涡卷体1b、2b分离时的涡卷体侧面间的间隙进行管理，将分离时在该间隙产生的泄漏抑制成最小限度。

需要说明的是，在实施方式5中由于不使用弹性体17，因此弹性力Fs为零。由此，与实施方式1相比，实施方式5的作用于带平衡配重的滑块5的压紧载荷Fw成为将图6的实曲线向下方进行了移动的曲线，在曲线与载荷零的交点即运转频率N*以上，压紧载荷Fw为零。即，在不使用弹性体17的情况下，与使用弹性体17的情况相比，成为以低的运转频率使涡卷体1b、2b彼此分离的运转状态。

这样，由于将初始间隙50a规定得小，因此即使以低运转频率使涡卷体1b、2b彼此分离，也能够抑制间隙泄漏，在压缩室3中能够进行充分的升压动作。并且，通过与工作气体的压力相对的反作用力(驱动传递反作用力)Fn的分力Fn·sinθ，能够从起动时起使涡卷体1b、2b彼此按压。

如以上说明所述，根据实施方式5，能得到与实施方式1同样的效果，另外，由于不使用弹性体，因此与实施方式1相比能够减少部件个数，能够实现低成本化。另外，在滑块部5a的内部不收纳弹性体17的情况下能够确保与实施方式1同等的初始起动性。

需要说明的是，在上述各实施方式1～5中分别作为不同的实施方式进行了说明，但是也可以将各实施方式的特征性的结构适当组合来构成涡旋压缩机。另外，在各实施方式1～5的每一个中，对于同样的结构部分而言，所应用的变形例在说明该变形例的实施方式以外的其他实施方式中也能够同样地应用。

符号说明

1固定涡旋件，1a底板，1b涡卷体，2摆动涡旋件，2a底板，2b涡卷体，2c凸台部，2d摆动轴承，3压缩室，4挡板，4a排出口，5带平衡配重的滑块，5a滑块部，5aa滑动孔，5b平衡配重部，6旋转轴，6a偏心轴部，6b主轴部，6c副轴部，6e接触部，6f接触部，6g凹坑，7框架，7a推力面，7b主轴承，7c连通流路，8副框架板，9副框架，10电动机，10a电动机定子，10b电动机转子，11排出阀，12排出消声器容器，13套筒，14副轴承，17弹性体，18螺旋弹簧，19磁铁，20排出口，21a圆弧(第一圆弧)，21b圆弧(第二圆弧)，30偏心轴部的中心轴，31凹坑，50摆动涡旋件，50a初始间隙，60第一平衡配重，61第二平衡配重，70下部空间，71中部空间，72上部空间，100密闭容器，101吸入管，102排出管，112泵元件。