专利名称：流体压缩机的制作方法
技术领域：
本发明涉及压缩冷冻循环中的致冷剂的流体压缩机。
例如，本申请人所提出的流体压缩机(以下称为压缩机)的申请。
其中，这种压缩机的封闭的壳体内，偏心地配置缸体和活塞，在上述活塞上形成间距逐渐变小的螺旋状的槽，在槽内嵌入有相同螺旋状的滑片。
上述缸体和活塞之间由上述滑片分成多个隔间，形成从缸体内一侧到另一侧方向上容积逐渐变小的多个压缩室。
缸体的转动力通过转动力传递机构向活塞传递，缸体和活塞仍保持原有的位置关系而转动。而且，随着它们的转动，滑片相对于槽滑出滑进，朝活塞径向来回移动。
被压缩的流体，也就是说致冷循环中的致冷气体被吸入到缸体中，从压缩室中的最靠近吸入侧的压缩室依次向最靠近排出侧的压缩室输送，边被输送边逐渐被压缩。
在排出室内压力上升达到所定值时，就从封闭的壳体内向外排出。因此，充满其内的高压气体，就从连接到封闭壳体上的排出管引导到冷冻循环中。
这样构成的压缩机中，作为将上述缸体的转动力传递到活塞上的转动力传递机构多使用十字头(オルダム)机构。它是由嵌在缸体内周面上的十字头(オルダム)座，和嵌合在活塞轴的键部上的十字头(オルダム)环构成。
但是，上述十字头(オルダム)环是不仅限定了转动力传递体的自转，而且其自身也要作旋转运动的公转来传递转动力，这样的一个部件，由于在上述压缩机中使用了它，缸体和活塞一起就不得不作转动运动。
这种压缩机中所用的十字头(オルダム)环，由于既要作公转又要作自转，因此对其材料的选择很严。也就是说，材料的比重大，则会产生冲击和振动及噪音等缺点。
而且，特别是十字头(オルダム)环的形状尺寸制造达不到高精度，由于这样就容易产生冲击和振动及噪音，且也成为易于磨损的原因，使可靠性下降。
在特开平5--44401号公报中，为了消除一述缺陷，十字头(オルダム)环的材料选用了陶瓷材料。
但是，在其中是以涡卷式压缩机用的十字头(オルダム)环作为对象，其构成为阻止了其自身的自转而进行公转(回旋运动)，由于不进行转动运动，仅单一地考虑了耐磨性问题。
本发明就是为了解决上述问题，其目的在于提供一种流体压缩机，它具有不但作公转(旋转运动)而且还要作转动运动的十字头(オルダム)环，具有耐冲击性，低振动和低噪音和耐磨性能，可靠性高。
对于完成上述发明目的第一个发明的流体压缩机，在权利要求1中，在缸体内偏心地配置了具有间距逐渐变小地形成螺旋状槽的活塞，上述槽内嵌有能伸缩自如的螺旋状滑片，在上述缸体内由上述滑片间隔形成了容积逐渐变小的多个压缩室，上述缸体与上述活塞相连结，并具有将缸体的转动力传递给活塞并使之转动的转动力传递机构，吸入缸体内的被压缩流体通过在压缩室内逐渐地输送而受到压缩；上述转动力传递机构是包括设在上述活塞的轴上的键部，具有可滑动自如地与该键部结合的第一键槽的十字头(オルダム)环，在该十字头(オルダム)环上与上述第一键槽的正交方向上形成的第二键槽，带有可滑动自如地与该第二键槽上结合的键部且嵌入固定在上述缸体内部的十字头(オルダム)环座的十字头环结构。上述十字头(オルダム)环是由氮化硅陶瓷制成的。
在权利要求2中，其特征是权利要求1所述的十字头(オルダム)环的第一键槽及第二键槽的槽底环的厚度尺寸设定在2-5mm。
在权利要求3中，其特征是把权利要求2的十字头(オルダム)环的第一键槽及第二键槽槽底的角部加工成最小值为0.2mm，最大值等于上述槽底环的厚度2-5mm的R部。
在权利要求4中，其特征是权利要求1的十字头(オルダム)环的第一键槽及第二键槽和与之滑动自如地结合的活塞的键部及十字头(オルダム)环座的键部的间隙之和在500μm以下。
权利要求5中，其特征是权利要求1的各键部的根部，或者对应于键部根部的上述键槽的一部分上，设有长度为各键槽槽底环的厚度之0.1-2倍的缺口部。
对于第二个发明的流体压缩机，在权利要求6中，在缸体内偏心地配置了具有间距逐渐变小地形成的螺旋状槽的活塞，上述槽内嵌有能伸缩自如的螺旋状滑片，在上述缸体内由上述滑片间隔形成了容积逐渐变小的多个压缩室，上述缸体与上述活塞相连结，并具有将缸体的转动力传递给活塞并使之转动的转动力传递机构，吸入缸体内的被压缩流体通过在压缩室内逐渐地输送而受到压缩；上述转动力传递机构是包括设在上述活塞的轴上的键部具有可滑动自如地与该键部结合的第一键槽的十字头(オルダム)环，在该十字头(オルダム)环上与上述第一键槽的正交方向上形成的第二键槽，带有可滑动自如地与该第二键槽结合的且嵌入固定在上述缸体内部的十字头(オルダム)环座的十字头环结构；设定上述十字头(オルダム)环的外径D0、缸体内径Dc、活塞对应于缸体的偏心量e的关系是D0＜(Dc-2e)，设定上述十字头(オルダム)环的内径d0、缸体的轴直径dp、活塞对应于缸体的偏心量e的关系是d0＞(dp+2e)。
权利要求7中，其特征是设定权利要求6中的上述十字头(オルダム)环的外径D0、上述十字头(オルダム)环的内径d0、活塞对应于缸体的偏心量e的关系是(D0-d0)＞2e。
权利要求8中，其特征是权利要求6中的十字头(オルダム)环是由比重为铁质材料比重1/2以下的氮化陶瓷材料制成的。
权利要求9中，其特征是设定权利要求6中的十字头(オルダム)环的第一键槽的宽度和第二键槽宽度相互不同。
权利要求10中，其特征是对在权利要求6中的十字头(オルダム)环的第一键槽和第二键槽的至少与键部滑动接触的角部进行倒角加工。
权利要求11中，其特征是权利要求6中的十字头(オルダム)环的第一键槽和第二键槽相互的槽侧面相互对着设置。
各发明中通过对流体压缩机用的十字头(オルダム)环的材料的选择、形状构造及尺寸条件的设定，就能够完成发明目的。
图1是本发明第一实施例的十字头(オルダム)机构的分解斜视图。
图2是同一实施例的流体压缩机纵剖面图。
图3是同一实施例的十字头(オルダム)环的键槽槽底环的厚度尺寸的说明图。
图4是对同一实施例十字头(オルダム)环上间隙的说明图。
图5是对同一实施例的作用的说明图。
图6是对同一实施例的作用的说明图。
图7是对同一实施例的作用的说明图。
图8是对同一实施例十字头(オルダム)环上发生的扭曲力矩的说明图。
图9是表示同一实施例扭曲应力对于曲率半径ρ依赖性及对键槽槽底环的厚度依赖性的特性图。
图10是表示同一实施例对于十字头(オルダム)环与缸体及活塞的间隙的模式图。
图11是表示同一实施例动系数对于键槽槽底环的厚度及间隙的依赖性的特性图。
图12是表示同一实施例十字头(オルダム)环与缸体及活塞的间隙以及角部的曲率半径为一定时动态应力与静态应力对环的厚度的依赖性和所适用的环的厚度特性图。
图13是另一实施例中键槽上设置缺口部的十字头(オルダム)环的展开图。
图14是另一实施例中键槽上设置缺口部的十字头(オルダム)环及缸体与活塞的展开图。
图15是第二发明的五个实施例中十字头(オルダム)机构的斜视图。
图16是表示同一实施例中对应于十字头(オルダム)环比重压缩机的振动特性图。
图17是另一实施例中有不同尺寸的键槽的十字头(オルダム)环的正视图。
图18(A)是另一实施例中有倒角加工的键槽边部的十字头(オルダム)环一部分的斜视图。
图18(B)是十字头(オルダム)环作用的说明图。
图19(A)是另一实施例的设定各键槽深度尺寸的十字头(オルダム)环的正视图。
图19(B)是不对各键深度作设定的十字头(オルダム)环的正视图。
图20是另一实施例的带有基准面的十字头(オルダム)环的正视图。
下面，参考附图对本发明的本实施例进行说明。
如图2所示，压缩机本体20是由水平方向上的轴向两端被封闭的封闭壳体21、装设在封闭的壳体内部的压缩机构22和电动机23组成。
上述的压缩机构22具有两端开口的缸体24，在该缸体外周面上通过缸盖24a嵌着转子25。定子26内嵌在封闭的壳体21内周面，它与转子25一起构成电动机23。
作为转动体的活塞27，偏心地设置在上述缸体24内，即在沿着活塞27的轴向上一部分周壁上成转动接触地安装在缸体24的内壁中。
在活塞27周壁面上形成从一端到另一端距逐渐变小的螺旋状槽28，螺旋状的滑片29，可自由出入地嵌入槽28内(图中所示已简化了相互间关系)。
而且，在缸体24和活塞27之间的空间由上述滑片29形成多个间隔，在缸体24内，从缸体的一端到另一端，也就是从吸入端到排出端形成有容积逐渐变小的多个压缩室30。
在上述活塞27轴向的一端形成主轴27a而在另一端形成副轴27b，它们插入固定在封闭壳体21的内壁上的主轴承30、副轴承31的转动支承孔30a、31a中而能转动地支承着。
上述转动支承孔30a、31a偏心地设置，插入孔内的上述活塞27在主轴承30、副轴承31上在偏心的位置上可转动地支承着。
主轴承30、副轴承31分别由固定安装在封闭壳体21的内壁上的法兰30b、31b及与这些法兰成一体突出的转动支承部30c、31c组成。
而且，在缸体24的两端内周面上，分别压入由金属制成的缸体轴承32、33，它们分别装在主、副轴承30、31的转动支承部30c、31c的外周面与缸体24的两端内周面之间。
这里，把装在主轴承转动支承部30c和缸体24一端部之间的缸体轴承叫做第一缸体轴承32，把在副轴轴承支承部31c和缸体24另一端之间的缸体轴承叫做第二缸体轴承33。
第一缸体轴承32成壁厚较厚的环状，它的一个侧面与缸体24的端面成一个平面。为另一个侧面的缸体24的内部侧端面的一部分成突出状，该突出部与上述滑片29的端部相对。也就是它的位置设定成使上述突出部成为滑片的按压部32a。
上述第二缸体轴承33构成后述的转动力传动机构的十字头(オルダム)机构40的一部分。
在上述封闭壳体21的一侧面上联接吸入管41，其开口端与主轴承30的转动支承孔30a联通。从上述活塞27的主轴部27a的端面沿轴向设有吸入导流通道42，该通道的出口设在活塞27的端部外周面上。
在上述缸体24的十字头(オルダム)机构40附近位置上，设有滑片挡块43。该滑片挡块43对着设在上述活塞27端部的凹部，并且突出到一定位置，沿其轴方向开设了导流孔44。
也就是，其滑片挡块43对着卷装在活塞27周面上的滑片29的端部突出着，且上述导流孔44与缸体24内部及封闭壳体21内部连通。此外，封闭壳体21的端部与排出管45联接。
下面对上述十字头(オルダム)机构40作详细说明。
如图1分解所示，缸体24的另一个端部上，在靠近缸体端面附近位置设置了一对螺钉孔34，且在相对的第二缸体轴承33的周面部位上设有凹孔35。
因此，在第二缸体轴承33嵌插入缸体24的内周面上的状态下，在缸体的螺钉孔34内螺旋插入止动螺钉36，其前端部就正好突入到缸体轴承33的凹孔35中。一旦止动螺钉36固定后，缸体24就与缸体轴承33坚固地连接到一起了。
另外，上述第二缸体轴承33呈厚壁的厚环状，且在嵌入固定在缸体内周面上的状态下，其一侧面与缸体的端面平齐成一个平面。
在为另一端的缸体内部侧端面上设有成180°对称布置的一对为键状的结合部37，它们与第二缸体轴承33一体地构成。结合部37、37相互的内侧间隔大小与缸体轴承33的内径尺寸一致，其外侧间隔尺寸与外径尺寸一致。因此，从正面看大致为矩形，其左右两侧面要分别进行研磨加工。
一方面，上述活塞27设置了和副轴27b邻接的成为键部的活塞十字头(オルダム)部27c。该活塞十字头(オルダム)部27c具有与副轴27b的直径尺寸相同或比其稍大一些间隔尺寸，包括一对相互以正确的平行度加工出的平行面。
在上述活塞十字头(オルダム)部27c与上述第二缸体轴承33的结合部37、37之间设有十字头(オルダム)环38。即第二缸体轴承33起着所谓的十字头(オルダム)轴承的功能。
在上述十字头(オルダム)环38的一侧面上设有与上述活塞十字头(オルダム)部27c能滑动自如地结合的一对第一键槽39a、39a，它们被布置在相互成180°的位置上。在另一侧面上设有与上述缸体轴承33的结合部37、37能滑动自如地结合的一对第二键槽39b、39b，它们被布置在相互成180°的相对位置上。
上述第一键槽39a与第二键槽39b之间相互呈正交状态。因此，为了不影响上述副轴27b，十字头(オルダム)环38的内径尺寸要设计成比上述副轴27b的轴径大一些，而外径尺寸要设计成与活塞27的外径基本相同。
下面对上述十字头(オルダム)环38进行说明，它是由氮化硅陶瓷材料制成的。
相对于铁质材料比重为7.8，陶瓷材料的比重仅为3.2，是铁类比重的一半以下。在此，由于陶瓷材料对应的冲击强度很好，所以使用氮化硅陶瓷材料(Si3N4)。
如图3所示，十字头(オルダム)环38上设计的第一键槽39a及第二键槽39b的槽底壁厚尺寸t0、t0根据后述的理由，设定为2-5mm。
此外如展开的图4所示，上述十字头(オルダム)环38上设有的第一键槽39a和第二键槽39b的槽底的两角部a，根据后述理由，形成曲率半径ρ最小值为0.2mm，最大值为等于壁厚t0的2-5mm的R部。
在常温下在十字头(オルダム)环38上的第一键槽39a与可滑动结合该键槽的为活塞27的键部的活塞十字头(オルダム)部27c之间的间隙gp，及第二键槽39b与可滑动结合该键槽的为第二缸体轴承33的键部的结合部37之间的间隙gc之和，由于后述的理由，设定在500μm以下。
由此构成的压缩机在电动机23通电时，转子25和缸体24一体地转动。
由于缸体24和第一、第二缸体轴承32、33形成一体，所以它们就一起转动。特别是第二缸体轴承33的转动，通过其上设置的一对结合部37、37传递给十字头(オルダム)环38的第二键槽39b、39b，使十字头(オルダム)环38也转动起来。
又由于十字头(オルダム)环38的第一键槽39a、39a与活塞27的活塞十字头(オルダム)部27c结合，所以十字头(オルダム)环38的转动被传给了活塞27。
虽然活塞27相对于缸体24是以偏心位置可转动地支承着，但由上述十字头(オルダム)环38上设有第一、第二键槽39a、39b，因此缸体24和活塞27以由于彼此不同半径而形成的相对的周速且保持相互的位置关系的情况同步转动。
随着缸体24和活塞27的转动，滑片29滑入或滑出对应的槽28，在缸体的径向上突出或缩进。
被压缩的流体，例如致冷循环中的致冷气体由吸入管吸入，通过形成在主轴承30上的转动支承部30a和吸入导流通路42导入缸体24中。
而且，被吸入缸体24内部的致冷剂，从压缩室30中的最靠近吸入侧的压缩室依次向最靠近排出侧的压缩室输送。致冷剂气体在依次输送到这些压缩室30的过程中被逐渐地压缩。
被输送到最靠近排出侧压缩室30的致冷剂上升到所定的压力，这些高压气体通过设在滑片挡块43和缸体盖24上的导出孔44进入封闭的壳体21内。
一旦高压气体充满封闭的壳体21内后，就流入排出管45，这样就导到外部的冷冻循环机器中。
为此，由于上述第一、第二缸体轴承32、33嵌在缸体24内周面上，并位于缸体24内周面和各轴承30、31的转动支承部30c、31c之间，缸体轴承32、33的滑动速度减小，使滑动损失降低。
由于在其端面上设有一对结合部37、37的第二缸体轴承33成为所谓的十字头(オルダム)座，构成了十字头(オルダム)机构40的一部分，就用不着已有技术中的专用十字头(オルダム)轴承了，它可兼用作缸体轴承和十字头(オルダム)轴承。这样保持了其机能，又减少了部件，降低了费用。而且，第二缸体轴承33可使压缩机22的整个长度缩短已有的十字头(オルダム)轴承的厚度，就能减少压缩机本体20的体积。
另外上述十字头(オルダム)环38是由氮化硅陶瓷材料构成的。因此如图3、图4所述的那样，第一、第二键槽39a、39b的槽底板厚度t0的尺寸设定成2-5mm。把槽底的两确部a加工成最小值为0.2mm，最大值等于壁厚的2-5mm的R部。第一键槽39a和活塞十字头(オルダム)部27c的间隙gp及第二键槽39b和结合部37的间隙gc之和设定在500μm以下。
因此上述十字头环38就能够具有耐冲击性，降低了噪音和振动，同时具有更好的耐磨性和可靠性。
下面说明其理由首先就上述十字头(オルダム)环38的疲劳和起动时受到的破坏作说明。因缸体24的转动产生的转矩从与缸体24成一体的第二缸体轴承33上所带的结合部37通过十字头(オルダム)环38传到活塞27的活塞十字头(オルダム)部27c上。
因此，十字头(オルダム)环38从为两个键部的结合部37和活塞十字头(オルダム)部27c承受负荷，于是产生了以下两种力。
第一种是由于转矩的变化而产生的交变的应力，当其超过一定值时，就会关系到只能承受一定次数的负荷变化的十字头(オルダム)环38的疲劳破坏。
第二种为了使十字头(オルダム)环38的第一、第二键槽39a、39b与为键部的活塞十字头(オルダム)部27c和第二缸体轴承的结合部37之间保持可滑动自如地结合，所以必须保持某种程度的间隙，与之相对应，特别是在起动等之时，上述间隙就会产生冲击应力。
即，由于十字头(オルダム)环38是由陶瓷材料制成的，而上述键部是由金属材料制成的，当冲击应力超过陶瓷材料的弯曲强度时就会产生冲击破坏。
为解决上述强度问题，陶瓷制的十字头(オルダム)环就成为重要的课题，同时，使键部的接触负荷不能过大，否则就不能确保其耐磨性。
如图5所示，十字头(オルダム)环38的第1和第2键槽39a、39b的壁面外周上受到了该图中未示出的键部的活塞十字头(オルダム)和结合部的负荷f，结果是传递了转动力矩。
如上所述，十字头(オルダム)环38上受到来自键部的负荷的有四个部位，这里只对其中的一个作力学作用上的说明。
如图6所示，来自键部的负荷为f，被分成f1分量和f2分量。由于上述f2分量，使十字头(オルダム)环38在W方向上受到拉伸力W。
如图7所示，由于上述f1分量，使环38受到绕W方向轴线的扭曲力矩M。
这里，又如图6所示，W方向轴与负荷f的作用点的夹角为θ就有以下的表达式。
表达式1f1＝fcosθf2＝fsinθ-(1)一般来说由于结构原因，θ限定在20°-30°。因此，必然f1就比f2大。而且如果将拉伸力W引起的应力和由于扭曲力矩M引起的应力作比较，扭曲力矩M产生的应力比拉伸力W产生的应力要大数倍以上，由前所述十字头(オルダム)环38是由陶瓷材料制成，对于十字头(オルダム)环38这一课题中的疲劳破坏和冲击破坏，已知道其原因是扭曲力矩M产生的应力。
图8所示是表示扭曲力矩M与f1分量之间的关系的展开图。
表达式2M=2∫T0/2-t-ρT0/2f1(T0-t-ρ)·x·dx-(2)]]>其中，T0是十字头(オルダム)环38轴向长度(厚度)、t0是第一、第二键槽39a、39b的槽底的环厚度、ρ是角部a的曲率半径。
此处，与(T0/2-t0)或(T0-t0)相比，ρ值充分小时扭曲力矩M的近似值如下表达式所示。
表达式3Mf1·t0-(3)也就是，扭曲力矩M与键槽39a、39b的槽底环的厚度尺寸t0成比例。
因此，如下表达式所示，扭曲力矩M产生的扭曲应力σ0和扭曲力矩M成正比而与槽底环的厚度t0的平方成反比。
表达式4σ0∝Mt02∝f1t0-(4)]]>而且，因为键槽39a、39b的槽底角部a应力集中，上述表达式(4)中的σMAX为上述(4)式的值乘上与曲率半径ρ的值对应的应力集中系数时而得的值。
实际的最大扭曲应力的ρ依赖关系及槽底的环的厚度的依赖关系如图9所示。这里ρ1为0.1mm、ρ2为0.3mm、ρ3为0.5mm。
在同图中，扭曲应力σ0以环的厚度为t1时的值为基准进行了标准化。而且由同图，已知道扭曲应力σ0随着ρ值的增加而减少，并用随板厚t的增加而减少。
如前面的说明，在压缩机起动时十字头(オルダム)环38的键槽39a、39b与为键状的活塞十字头(オルダム)27c及结合部37的间隙而产生了冲击应力。
下面，将没考虑冲击抑制效果的上述扭曲应力σ0叫做″静应力″，而将包括冲击抑制效果的应力叫做″动应力″。
动应力σd在静应力为σ0时，如下面表达式。
表达式5σd=σ0{1+1+2(gX0)}-(5)]]>这里，X0是对应于静应力σ0的十字头(オルダム)环38的静态变位。g是图10模式所示缸体24侧的键与键槽39b的间隙gc与活塞27侧的键与键槽的间隙gp条件下两者的和(g≡gc+gp)。
图11表示，下面表达式定义的动态系数β的键槽槽底的环厚度依赖关系及与间隙的依赖关系。在同图中g1为50μm，g2为100μm，g3为500μm，g4为1000μm。
表达式6β≡{1+1+2gX0}-(6)]]>当间隙g一定时，动态系数β随键槽槽底环的厚度t的增加而增加。这是因为环的厚度t的增加使静态特征X0减少的缘故。而在环的厚度一定时动态系数β随间隙g的增加而增加。
当间隙g和曲率半径ρ为一定时，静应力与动应力与环的厚度的依赖关系如图12所示。虽然静态应力随环厚的增加而减少，由于随着扭矩变化，应力产生反复变化，所以有必要使静态应力保持在由(1)所示的疲劳强度以下。而且环的厚度必须在ta以上。相反，动应力随环的厚度的增加而增加。
因为在压缩机的整个运转时期中因起动引起的冲击次数少，所以不必进行疲劳设计。但是，因为当冲击应力大于如图12中(2)所示的扭曲强度时，就会产生瞬间的冲击破坏，所以就必需将其限制在该值之下。而且环的厚度t就必须在tb之下。
因此，键槽槽底环的最合适的厚度范围设定在ta以上、tb以下。
由上所述，就可得到如图3和图4的说明的三个条件，第一个条件是，就可得到如图3和图4的说明的三个条件。
第一条件是，上述十字头(オルダム)环的第一、第二键槽39a、39b的槽底环的厚度尺寸t0设定为2-5mm。也就是对应于所定的运转期间中反复变化的静应力，为了不出现疲劳破坏，环的厚度尺寸要在2mm以上，对应于起动时的冲击力，为了不出现冲击破坏，环的厚度就要设定在5mm以下。
第二个条件是，把上述十字头(オルダム)环38的第一、第二键槽39a、39b的槽底角a加工成曲率半径ρ的最小值为0.2mm，最大值为环的厚度2-5mm的R部。
这个条件是，根据由以前图9中说明的应力集中的观点，其曲率半径最少在0.2mm以上，且相当于键槽槽底环的厚度的尺寸以下。
这里，对曲率半径ρ的值设定上限的理由作说明。
也就是，如果扭曲力矩M一定时，由应力集中的观点，曲率半径ρ大一些更有利。如表达式(2)所示，扭曲力矩M随曲率半径ρ的增加而增加，所以平均扭曲应力自身也增加。
且在表达式(2)中f1/(T0-t0-ρ)，陶瓷制的十字头(オルダム)环与金属制的键部的接触部位每单位都承受力，根据接触部的耐磨性的观点，希望使该值在一定值以下。
由上述第二个理由，作为对应于键槽角部a的曲率半径ρ的上限值，应设定相当于键槽槽底环的厚度的尺寸。
第三个条件是，十字头(オルダム)环38的第一、第二键槽39a、39b和与它们能滑动自如地配合的为键部的活塞十字头(オルダム)部27c及结合部37之间的间隙之和设定在500μm以下。
从防止起动时冲击破坏的观点来看，如图11的说明，考虑到动态系数β的间隙依赖关系，该条件是将间隙g的上限值设定为500μm。
通过以上三个条件，能够提供对应于变化扭矩疲劳强度和对应于冲击力的冲击强度都极好的且键槽的接触部的磨损也小的用氮化硅陶瓷材料制的十字头(オルダム)环。
如图13所示十字头(オルダム)环38A的键槽39a、39b的入口侧角部上，设置了长度为键槽槽底环的厚度t0的0.1-2.0倍范围的长度C0的切口b。
由此，在键槽入口侧的长度C0范围内，陶瓷制的十字头(オルダム)环38与图中未示出的金属制键部可以有非接触区域。另一方面，由于减少了接触区域，对接触部上的耐磨性稍为不利，上述扭曲力矩M显著减少，所以十字头(オルダム)环38A的耐疲劳性和耐冲击性都极好。
如图14所示，在缸体轴承33的结合部37的根部、活塞27的活塞十字头(オルダム)部27c的根部，分别设置长度为C1截面为圆弧状的切口部d。
即使在这种情况下，陶瓷制的十字头(オルダム)环38和金属制的键部37、27C的非接触区域也能由于使接触区域减少而减少了会对耐磨性有不利影响的上述扭曲力矩M，所以十字头(オルダム)环38有很好的耐疲劳和耐冲击性。
而且，虽然图13中的切口部b及图14中的切口部d的截面形状并不相同，但对这些形状不作限制，只要切口部有必要的长度就可以。
图15以后是对应于第二个发明。
如图15所示，作为十字头(オルダム)机构40，基本部分与以前说明的完全一致。也就是24是汽缸体，27是偏置在缸体内部的活塞，设置有与活塞轴部27b相邻的活塞十字头(オルダム)部27c。
33是嵌入在缸体内部的由固定零件36固定到十字头(オルダム)轴承上的第二缸体轴承，其一侧面上设有一对作为键部的结合部37。
38是十字头(オルダム)环，在一侧面上设有与上述活塞十字头(オルダム)部27c可滑动结合的一对第一键槽39a、39a，另一侧上设有与上述结合部37可滑动结合的一对第二键槽39b、39b。
这里，设上述缸体24的内径为Dc，活塞轴部27b的外径为dp，十字头(オルダム)环38的外径为D0，其内径为d0，缸体24与活塞27的偏心量为e，其中尺寸设计要满足下列条件D0＜(Dc-2e)d0＞(dp+2e)由此，十字头(オルダム)环38与缸体24和活塞轴部27b不接触，因此能够抑制噪音和振动的发生，可靠性提高了。
另外，满足(D0-d0)＞2e的条件也行。
因此，十字头(オルダム)环38的键槽部与金属制的键部的接触面积能得到充分保证，十字头(オルダム)环键槽部上的集中负荷可以减少。
如图16所示，在由铁质材料构成的十字头(オルダム)环的比重为横轴，压缩机的振动为纵轴的实测数据中，比重如在1/2以下时振动幅度就大幅度减少。
而且，通过将上述十字头(オルダム)环38的材料选择为铁质材料的比重的1/2以下的氮化陶瓷材料，就能得到上述的效果。
如图17所示，也可以使第一键槽39a1的宽度为Hu、第二键槽39b1的宽度为Hp不同地设置十字头(オルダム)环38B。
不用说，上述十字头(オルダム)环38B是由氮化陶瓷材料制的，前提是图中未示出的具有键部的缸体和活塞是使用材料不同的金属材料制成的。
也就是，构成缸体24和活塞27的材料中，必须设定所选择的更柔软材料一方的键部的宽度要比另一方的键部宽度宽一些。
因此，由于在十字头(オルダム)环38B上形成的键槽的宽度也不一样，所以保持了十字头(オルダム)环自身的强度。(在图中，第二键槽39b1的宽度Hp比第一键槽39a1的宽度Hu宽)。
如图18(A)、(B)所示，第二键槽39b2的外周侧的边部h以所定的R状截面进行加工而构成十字头(オルダム)环38C。
也就是说，上述缸体轴承33的结合部37成结合状态时具有一定程度的空隙(间隙)。一旦起到十字头(オルダム)机构的作用，特别是外周侧的边部h要与结合部37的侧面相接触。
由于把边部加工成R形状，就能阻止由氮化陶瓷材料制成的十字头(オルダム)环38C的特别的边部h的磨损。
在图中，虽然以第二键槽39b2的边部h为对象进行说明，不过图中未示出的第一键槽的边部是以相同的方式进行加工的，这里就不必多说了。
如图19(A)所示，这样来形成十字头(オルダム)环38D，其整个厚度为T，第一键槽39a3与第二键槽39b3的深度T1、T2为整体厚度尺寸T的1/2以上。由于这样设置第一、第二键槽39a3、39b3间的侧面部分，如图剖面线所示是相互对着的。
上述键槽39a3、39b3的侧面部分，在起十字头(オルダム)作用时要承受负荷。然而，由于各键槽39a3、39b3的侧面相互相对，扭曲力矩互相抵消，实际上作用在十字头(オルダム)环38D上的扭曲力矩就能够减少。
虽然在上述实施例中，第一键槽39a3及第二键槽39b3的深度T1、T2设定为整体厚度T的1/2以上，但在此并不对此限定，只要键槽之间是相互对着设定的结构就可以。
相对于这种设置，如图19(B)所示十字头(オルダム)环0，由于各键槽m、n的深度尺寸设定得较浅，没有侧面的相对部分，不能抵消力的扭曲力矩，这是产生疲劳破坏的主要原因。
如图20所示，十字头(オルダム)环38E的外周的一部分上加工出平面作为基准面S。
也就是说，由于使用了作为得出第一键槽39a与第二键槽39b的垂直度和平行度基准面S，加工精度提高了，并可以提高加工效率。
虽然在上述实施例中转动力传递机构的十字头(オルダム)环38上设了第一键槽39a与第二键槽39b，但在此不作限定，也可以在十字头(オルダム)环上设键部，在与该键部成可自由滑动地结合的活塞轴部或固定在缸体上的十字头(オルダム)轴承上形成键槽。
不用说，本发明压缩机并不限定在冷冻循环上的用途，因此，在不脱离本发明构思的范围内可以作出各种变化。
下面对第一发明的流体压缩机的效果作说明在权利要求1中采用了十字头(オルダム)机构作为转动力传递机构，而所用的十字头(オルダム)环是由氮化硅陶瓷材料制成的。
不可避免的作为流体压缩机中转动力传递机构的特有运动的公转及回转转动的十字头(オルダム)环的材料密度减小，因此就能减小冲击和振动及噪音，使耐久性和可靠性提高。
在权利要求2中十字头(オルダム)环的第一及第二键槽的槽底环的厚度尺寸设定在2-5mm。
由于设定了最低尺寸，就可防止对应于反复变化的静应力的疲劳破坏，同时，由于设定了最高尺寸，就可阻止由于起动时的冲击力引起的冲击破坏。
由于在权利要求3中把十字头(オルダム)环的第一键槽及第二键槽槽底的角部加工成最小值为0.2mm，最大值为上述槽底环的厚度2-5mm的R部，因此能够起到抑制键槽槽底的扭曲应力增大，而且能确保接触部位的耐磨性。
由于在权利要求4中十字头(オルダム)环的第一键槽及第二键槽和与之滑动自如地结合的活塞的键部及十字头(オルダム)环轴承的键部的间隙的和在500μm以下。
能够起到防止起动时冲击破坏，在使用时保持最合适的间隙，使耐久性及可靠性提高的效果。
由于在权利要求5中在各键部的根部，或者对应于键部根部的上述键槽的一部分上，设有长度为各键槽槽底的环厚度尺寸之0.1-2倍的切口。因此起到明显减少扭曲应力，提高耐疲劳和耐冲击性的效果。
对于第二发明的压缩机，由于在权利要求6中采用了十字头(オルダム)机构作为转动力传递机构，而对所用的十字头(オルダム)环、缸体、活塞及活塞相对缸体的偏心量的关系作了设定，因此，能够达到阻止十字头(オルダム)环相对缸体和活塞的接触，抑制振动及噪音的产生，提高耐久性和可靠性的效果。
在权利要求7中对十字头(オルダム)环的外径、十字头(オルダム)环的内径、相对于活塞的缸体偏心量的关系作了设定，因此能够达到减少十字头(オルダム)环的键槽处的集中负荷，提高耐久性和可靠性的效果。
由于在权利要求8中十字头(オルダム)环的材料选择为比重为铁质材料比重1/2以下的氮化陶瓷材料，因此能够达到运动性能好，确保耐冲击性，在长期使用中也能确保其可靠性的效果。
由于在权利要求9中设定十字头(オルダム)环的第一键槽的宽度和第二键槽的宽度不同，即使活塞与十字头(オルダム)轴承使用不同的材料，十字头(オルダム)环的强度不会受损，可靠性可得到提高。
由于在权利要求10中对十字头(オルダム)环的第一键槽和第二键槽的至少与键滑动连接的角部进行加工，使得在键槽的角部与键部滑动接触作用下特别易于产生磨损的条件下，能够阻止该磨损的产生并提高可靠性。
由于在权利要求11中十字头(オルダム)环的第一键槽和第二键相互的槽侧面是相互对着设置的，因此能够降低十字头(オルダム)环整体的厚度，这样也就降低了扭曲力矩，使可靠性得到提高。
权利要求
1.一种流体压缩机，其中在缸体内偏心地配置了具有间距逐渐变小地形成的螺旋状槽的活塞，上述槽内嵌有能伸缩自如的螺旋状滑片，在上述缸体内由上述滑片间隔形成了容积逐渐变小的多个压缩室，上述缸体与上述活塞相连结，并具有将缸体的转动力传递给活塞并使之转动的转动力传递机构，吸入缸体的被压缩流体在压缩室内边被输送边逐渐被压缩；其特征在于上述转动力传递机构是包括设在上述活塞的轴上的键部；具有可滑动自如地与该键部结合的第一键槽的十字头(オルダム)环；在该十字头(オルダム)环上与上述第一键槽的正交方向上形成的第二键槽；带有可滑动自如地与该第二键槽结合的键部且嵌入固定在上述缸体内部的十字头(オルダム)环座的十字头环结构，上述十字头(オルダム)环是由氮化硅陶瓷制成的。
2.如权利要求1所述的流体压缩机，其特征是所述的十字头(オルダム)环的第一键槽及第二键槽的槽底环的厚度尺寸设定在2-5mm。
3.如权利要求2所述流体压缩机，其特征是把十字头(オルダム)环的第一键槽及第二键槽槽底的角部加工成最小值为0.2mm，最大值等于上述槽底环的厚度2-5mm的R部。
4.如权利要求1所述流体压缩机，其特征是十字头(オルダム)环的第一键槽及第二键槽和与之滑动自如地结合的活塞的键部及十字头(オルダム)环座的键部的间隙之和在500μm以下。
5.如权利要求1所述流体压缩机，其特征是各键部的根部，或者对应于键部根部的上述键槽的一部分上，设有长度为各键槽槽底环的厚度之0.1-2倍的切口。
6.一种流体压缩机，其中在缸体内偏心地配置了具有间距逐渐变小地形成的螺旋状槽的活塞，上述槽内嵌有能伸缩自如的螺旋状滑片，在上述缸体内由上述滑片间隔形成了容积逐渐变小的多个压缩室，上述缸体与上述活塞相连结，并具有将缸体的转动力传递给活塞并使之转动的转动力传递机构，吸入缸体内的被压缩流体在压缩室内边被输送边逐渐被压缩；上述转动力传递机构是包括设在上述活塞的轴上的键部，具有可滑动自如地与该键部结合的第一键槽的十字头(オルダム)环，在该十字头(オルダム)环上与上述第一键槽的正交方向上形成的第二键槽，带有可滑动自如地与该第二键槽的且嵌入固定在上述缸体内部的十字头(オルダム)环座的十字头环结构；设定上述十字头(オルダム)环的外径D0、缸体内径Dc、活塞对应于缸体的偏心量e的关系是D0＜(Dc-2e)，设定上述十字头(オルダム)环的内径d0、缸体的轴直径dp、活塞对应于缸体的偏心量e的关系是d0＞(dp+2e)。
7.如权利要求6所述流体压缩机，其特征是上述十字头(オルダム)环的外径D0、上述十字头(オルダム)环的内径d0、活塞对应于缸体的偏心量e的关系是(D0-d0)＞2e、
8.如权利要求6所述流体压缩机，其特征是上述十字头(オルダム)环是由比重为铁质材料比重1/2以下的氮化陶瓷材料制成的。
9.如权利要求6所述流体压缩机，其特征是设定上述十字头(オルダム)环的第一键槽的宽度和第二键槽的宽度相互不同。
10.如权利要求6所述流体压缩机，其特征是对上述十字头(オルダム)环的第一键槽和第二键槽的至少与键部滑动接触的角部进行倒角加工。
11.如权利要求6所述流体压缩机，其特征是上述十字头(オルダム)环的第一键槽和第二键槽相互的槽侧面是相互对着设置的。
全文摘要
本发明提供一种流体压缩机，其中具有既要公转又要自转的十字头(オルダム)环，该流体压缩机具有耐冲击性，振动和噪音低，耐磨性好，可靠性高。其转动传递机构，是由设在活塞27的轴部上的活塞十字头部27C、具有第一键槽39a的十字头环38、设在该十字头环第一键槽的垂直方向上的第二键槽39b、以及带有在该第二键槽上滑动自如地结合的结合部37并固定在上述缸体内部的十字头环轴承33构成的十字头环机构40。上述十字头环38是由氮化硅陶瓷制成的。
文档编号F04C29/06GK1120125SQ94113749
公开日1996年4月10日 申请日期1994年8月26日 优先权日1994年3月31日
发明者曾根良训, 藤原尚义, 本胜隆, 平山卓也, 吉泽弘泰 申请人:株式会社东芝