專利名稱：渦旋壓縮機的制作方法
技術領域：
本發(fā)明涉及用于空調裝置及冷凍裝置等的渦旋壓縮機。
背景技術：
在現有的渦旋壓縮機中，在組裝固定渦旋件和回轉渦旋件時，由 于影響兩渦旋件的定位的關聯零件的尺寸誤差及形狀誤差等累積，在
運轉時的兩渦旋件的相位偏移角中產生以180度為基準值繞順時針及 逆時針扭轉的裕度。S卩，公知在渦旋壓縮機中，由于防自轉機構的規(guī) 格及尺寸公差等要因，在運轉時回轉渦旋件的姿態(tài)從正立位置繞端板 中心扭轉。在下面的說明中，將從該正立姿態(tài)的扭轉稱作"扭轉姿態(tài) 量a"，將根據防自轉機構的規(guī)格及尺寸公差等確定的扭轉裕度稱作"容 許自轉角(cp)"。
艮P，容許自轉角cp根據防自轉功能及加工精度等確定，因此，難 以使其容易地減小。另外，所謂回轉渦旋件的正立位置，是指回轉渦 旋件的渦巻狀壁板漸開線曲面的相位相對于固定渦旋件的渦巻狀壁板 漸開線曲面錯開180°的位置。
在有關上述容許自轉角cp的現有技術中，作為由容許自轉角cp及 氣壓引起的扭轉姿態(tài)量a所產生的噪音的對策，公開有一種渦旋型壓 縮機，其通過將固定渦旋件的渦巻狀固定壁板的腹側漸開線曲面切入 規(guī)定的深度Atr，將其齒厚減小為Tr-Atr，使固定渦旋件和回轉渦旋件 的組裝基準位置在實質上從標準組裝基準位置(兩渦旋件的相位錯開 180°的位置)偏移到向反回轉方向扭轉適當的角度的位置(例如參照 專利文獻1)。另外，在具備臺階渦旋件的渦旋壓縮機中，提出有一種技術，其 為消除運轉時的壓縮泄漏，確保較高的壓縮效率，而使回轉渦旋件或 固定渦旋件的渦巻體及渦槽的任一方的臺階部以相對于與回轉渦旋件 的自轉方向對應的臺階部離開的方式后退，使另一方的臺階部以相對 于反自轉方向的臺階部接近的方式前進，形成非對稱(例如參照專利 文獻2)。
專利文獻l:(日本)特開平8-49672號公報 專利文獻2:(日本)特開平5-71477號公報
但是，當產生上述的扭轉姿態(tài)a時，例如圖8所示，隨著扭轉姿 態(tài)量(x的增大，回轉渦旋件的回轉半徑p減小。
基于圖3對此進行具體說明。對于兩渦旋件2、 3的接觸點，在產 生固定渦巻狀壁板腹側漸開線曲面2a'的接觸點A咬邊(咬合)的方向 的扭轉姿態(tài)a的情況下，換言之，在產生固定渦巻狀壁板背側漸開線 曲面2a"的接觸點B離開的方向的扭轉姿態(tài)a的情況下，實際上固定 渦巻狀壁板腹側漸開線曲面2a'的接觸點A沒有咬邊(咬合)，根據其 扭轉姿態(tài)量a (咬邊量-網狀間隙Sa)，防止相對于固定狀態(tài)的固定渦 旋件自轉且進行公轉回轉運動的回轉渦旋件的回轉半徑p減小，因此， 在固定渦巻狀壁板背側漸開線曲面2a"的接觸點B處形成的網狀間隙 (渦巻狀壁板的面間間隙)增大。
此外，網狀間隙Sa為，在固定渦旋件2和回轉渦旋件3之間產生 了由容許自轉角cp引起的扭轉姿態(tài)量a的情況下，形成于固定渦旋件2 和回轉渦旋件3的渦巻狀壁板面之間的計算上的間隙。
其結果是，由渦旋壓縮機壓縮的氣體從高壓側的壓縮室向低壓側 的壓縮室流出的泄漏量增大。這樣的泄漏量的增大成為使渦旋壓縮機 的性能下降的要因，故而不予優(yōu)選。

發(fā)明內容
本發(fā)明鑒于上述的情況而提出，其目的在于，提供一種能夠防止 由容許自轉角cp引起的泄漏導致壓縮性能下降或噪音增大的渦旋壓縮 機。
為了解決上述課題，本發(fā)明采用了下述手段。
本發(fā)明的一種形式的渦旋壓縮機，使分別通過在端板上立設由同
一基圓半徑b所規(guī)定的漸開線曲面形成的齒厚為Tr的渦巻狀壁板而形 成的固定渦旋件和回轉渦旋件相互偏心回轉半徑p，且相位錯開180度， 使各壁板以面對的狀態(tài)嚙合，并且，所述回轉渦旋件通過防自轉機構 阻止所述回轉渦旋件的自轉，同時在以所述回轉半徑p為半徑的圓軌 道上進行公轉回轉運動，從而壓縮氣體；確定兩渦旋件的渦巻狀壁板
漸開線曲面的相對關系以及所述防自轉機構的尺寸及尺寸公差，以使
回轉渦旋件的正立位置和容許自轉角cp的中值一致。S卩，不改變容許 自轉角cp而調整中值。
根據這樣的本發(fā)明的一種形式，由于回轉渦旋件的正立位置和容 許自轉角cp的中值一致，所以能夠使回轉渦旋件從正立位置向左右扭 轉的扭轉姿態(tài)量cx減少到容許自轉角的一半(ot=±l/2(p)。
在上述的渦旋壓縮機中，優(yōu)選將容許自轉角cp的中值設定為比回 轉渦旋件的正立位置靠反回轉方向(左)，由此，能夠減少在通常的 運轉中回轉方向(右方向)的扭轉力矩作用時的扭轉姿態(tài)量a。
在上述的渦旋壓縮機中，優(yōu)選的是，所述固定渦旋件及所述回轉 渦旋件為臺階形狀，在該臺階形狀的嚙合部設有根據所述扭轉姿態(tài)量a 設定的間隙，由此，能夠防止由臺階形狀的嚙合部引起的回轉半徑p 的減小。該情況下，在所述臺階形狀的嚙合部設置的間隙優(yōu)選為10 100拜。
根據上述的本發(fā)明，由于回轉渦旋件的正立位置和容許自轉角cp 的中值一致，因此，能夠減小因扭轉姿態(tài)量a而產生的在兩渦旋件之 間形成的網狀間隙。因此，能夠減少從高壓側的壓縮室向低壓側的壓 縮室流出的氣體的泄漏量，能夠提高渦旋壓縮機的壓縮性能。
另外，通過在臺階形狀的嚙合部設置對應于扭轉姿態(tài)量a的間隙， 能夠防止由臺階形狀的嚙合部引起的回轉半徑p的減小。因此，能夠 減少從高壓側的壓縮室向低壓側的壓縮室流出的氣體的泄漏量，能夠 提高渦旋壓縮機的壓縮性能。


圖1是表示本發(fā)明的渦旋壓縮機的構成例的剖面圖。
圖2A是表示容許自轉角cp和回轉渦旋件扭轉姿態(tài)量a的關系的
圖，為回轉渦旋件的正立位置和容許自轉角cp的中值一致的狀態(tài)。
圖2B是表示容許自轉角(p和回轉渦旋件扭轉姿態(tài)量a的關系的
圖，為容許自轉角cp的中值相對于回轉渦旋件的正立位置向左扭轉的狀態(tài)。
圖2C是表示容許自轉角cp和回轉渦旋件扭轉姿態(tài)量a的關系的 圖，為容許自轉角cp的中值相對于回轉渦旋件的正立位置向右扭轉的 狀態(tài)。
圖3是表示臺階形狀的固定渦旋件及回轉渦旋件的圖。
圖4A是由銷-環(huán)機構的銷偏置引起回轉半徑p減小的機理的說明 圖，是表示銷設置角為e時的銷-環(huán)機構和回轉半徑的關系的圖。
圖4B是由銷-環(huán)機構的銷偏置引起回轉半徑p減小的機理的說明 圖，是網狀間隙的放大圖。
圖5A是由銷-環(huán)機構的銷偏置引起回轉半徑p減小的機理的說明圖，是表示回轉角為ei時的銷-環(huán)機構和回轉半徑的關系的圖。
圖5B是由銷-環(huán)機構的銷偏置引起回轉半徑p減小的機理的說明
圖，是網狀間隙的放大圖。
圖6A是由銷-環(huán)機構的銷偏置引起回轉半徑p減小的機理的說明 圖，是表示在回轉角為ei且產生了扭轉姿態(tài)a的狀態(tài)下的銷-環(huán)機構和 回轉半徑的關系的圖。
圖6B是由銷-環(huán)機構的銷偏置引起回轉半徑p減小的機理的說明 圖，是網狀間隙的放大圖。
圖7A是由銷-環(huán)機構的銷偏置引起回轉半徑p減小的機理的說明 圖，是表示在回轉角為01且回轉半徑p減小的狀態(tài)下的銷-環(huán)機構和回 轉半徑的關系的圖。
圖7B是由銷-環(huán)機構的銷偏置引起回轉半徑p減小的機理的說明 圖，是網狀間隙的放大圖。
圖8是表示扭轉姿態(tài)量a及回轉半徑p相對于回轉角的關系的圖。
標號說明
I 渦旋壓縮機 2固定渦旋件 3回轉渦旋件 4環(huán)孔
5銷
II 環(huán)
P、 ppin回轉半徑 pth理論回轉半徑
(p 容許自轉角
a扭轉姿態(tài)量(從回轉渦旋件正立位置的扭轉量)
具體實施例方式
下面，基于附圖對本發(fā)明的渦旋壓縮機的一種實施方式進行說明。圖1是表示橫式渦旋壓縮機的構成例的剖面圖。該渦旋壓縮機1
中，相對于通過螺栓12固定于殼體7上的固定渦旋件2，回轉渦旋件 3防止自轉，同時進行公轉回轉運動，由此來壓縮制冷劑等氣體。
在回轉渦旋件3的背面?zhèn)?圖1中左側)，前罩6相對于殼體7 固定。另外，前罩6構成為支承來自回轉渦旋件3的推力，并且，在 前罩6的內側端面(即與回轉渦旋件3的背面?zhèn)鹊亩嗣娼佑|的大致圓 環(huán)狀的面)上設置多個(本實施方式中沿周方向隔90度設置四個)銷
在作為回轉渦旋件3的背面?zhèn)?外側)的端面(與前罩6的內側 端面接觸的面)上，以包含對應的銷5的方式設置有壓入或松脫嵌合 于環(huán)孔4的環(huán)11。銷5的數量為環(huán)孔4的數量(本實施方式中為4根)， 銷5的突出部松脫插入環(huán)11中。在前罩6的內側中心部設置收容偏心 軸9及平衡塊8的曲軸箱10。
而且，回轉渦旋件3通過將銷5松脫插入環(huán)11內而與前罩6結合， 因此，通過由環(huán)孔4以及環(huán)11和銷5構成的防自轉機構的作用，來防 止通過偏心軸9進行公轉回轉時的自轉。此時，銷5沿環(huán)11的內周面 在與回轉渦旋件3的公轉方向相同的方向上回轉。此外，關于防自轉 機構，不限于上述的銷-環(huán)機構，例如也可以采用歐式(Oldham)環(huán)機 構。
例如圖3所示，固定渦旋件2及回轉渦旋件3為分別通過在端板 上立設由同一基圓半徑b所規(guī)定的漸開線曲面形成的同一齒厚Tr的渦 巻狀壁板2a、 3a而形成的結構。在渦旋壓縮機l中，使固定渦旋件2 和回轉渦旋件3相互以回轉半徑p偏心且相位錯開180度，使各壁板 2a、 3a以面對的狀態(tài)嚙合。而且，渦旋壓縮機1的回轉渦旋件3通過 上述的防自轉機構來阻止自身的自轉，同時在以回轉半徑p為半徑的 圓軌道上進行公轉回轉運動，從而壓縮氣體。此外，回轉半徑p為通過固定渦旋件2的基圓和回轉渦旋件3的 基圓之間的距離而描繪出的軌跡。
對于上述構成的渦旋壓縮機1，在本發(fā)明中，在確定兩渦旋件的渦 巻狀壁板漸開線曲面的相對關系以及防自轉機構的尺寸及尺寸公差 時，以使回轉渦旋件的正立位置和容許自轉角tp的中值一致的方式來 確定(圖2A)。
在固定渦旋件2和回轉渦旋件3之間產生由容許自轉角(p引起的 扭轉姿態(tài)量a的情況下，在固定渦旋件2及回轉渦旋件3的渦巻狀壁 板面之間形成的計算上的網狀間隙，在固定渦巻狀壁板腹側漸開線曲 面2a'的接觸點和固定渦巻狀壁板背側漸開線曲面2a"的接觸點處，分 別為-Sa'、 Sa。在通常的渦旋壓縮機1中，網狀間隙Sa、 -Sa'約為5nm。 在此，在為向回轉方向(右)扭轉的姿態(tài)的情況下，在固定渦巻狀壁 板背側漸開線曲面2a"的接觸點的間隙Sa為正值，另一方(在固定渦 巻狀壁板腹側漸開線曲面2a，上的接觸點)的間隙-Sa'為負值，但是在 為向反回轉方向(左)扭轉的姿態(tài)的情況下，正負相反。此外，正值 為形成網狀間隙的狀態(tài)，負值是指渦巻狀壁板彼此咬邊(咬合)的狀 態(tài)。
渦旋壓縮機1以這樣的狀態(tài)運轉時，在向右扭轉的情況下，負的 間隙-Sa，為渦巻狀壁板彼此互相按壓而貼緊的狀態(tài)。在成為這樣的狀態(tài) 時，回轉半徑p減小，由此，間隙-Sa，的絕對值Sa'與間隙Sa相加。因 此，在固定渦巻狀壁板背側漸開線曲面2a"的接觸點處，形成最初的間 隙Sa增大了間隙-Sa，的絕對值Sa'后的最大間隙S (S=Sa+Sa')。
但是，如果確定兩渦旋件的渦巻狀壁板漸開線曲面的相對關系以 及防自轉機構的尺寸及尺寸公差以使回轉渦旋件的正立位置和容許自 轉角cp的中值一致，則上述的間隙-Sa'與間隙Sa—起減半。因此，通
9過間隙Sa及與該間隙Sa相加的間隙-Sa'的絕對值Sa'減半，最大間隙 S同樣減半而成為較小值。
若像這樣使最大間隙S減小，則渦旋壓縮機1運轉時從高壓側的 壓縮室向低壓側的壓縮室流出的氣體的泄漏量減少，由此能夠提高渦 旋壓縮機1的壓縮性能。
但是，在本實施方式所示的銷-環(huán)機構的防自轉機構中，如圖4A 所示，為了防止固定渦旋件2的渦巻狀壁板(齒面)和回轉渦旋件3 的渦巻狀壁板(齒面)無法嚙合，對銷5設置了偏置量S。通過設置這 樣的偏置量S，容許自轉角cp變得較大，因此，由扭轉姿態(tài)量ct引起的 從間隙Sa的泄漏導致渦旋壓縮機1的壓縮性能下降。
以下具體進行說明。在回轉渦旋件3回轉運動中，為了產生由環(huán)
11和銷5確定的回轉半徑Ppin比由渦旋件確定(即由固定渦旋件2的
齒面和回轉渦旋件3的齒面的嚙合所確定)的理論回轉半徑pth (pl) 大的情況，設定考慮了組裝誤差等尺寸公差的偏置量S。在圖示的狀態(tài) (銷設置角為e)下，渦旋件回轉半徑p為pl,銷-環(huán)部回轉半徑p2與 渦旋件回轉半徑pl—致(pth=pl=p2)，銷-環(huán)部回轉半徑p2與偏置量 5相加后的值作為回轉半徑Ppin (ppin=p2 + S)。在這種狀態(tài)、即回轉渦 旋件的正立狀態(tài)下，銷5的外周面和環(huán)11的內周面相接，間隙Sp消 失(Sp=0)，而且網狀間隙Sa也消失(Sa=0)。
當回轉角從圖4A的狀態(tài)(銷設置角為e)移動到ei (參照圖5A) 時，由于偏置量5的影響變?yōu)閜th=pl#p2，因此，銷5的外周面和環(huán)11 的內周面之間變?yōu)镾p#0，形成間隙Sp。因此，如圖6A中實線所示， 回轉渦旋件3以間隙Sp繞回轉方向(右轉)自轉，產生扭轉姿態(tài)量a。 若變?yōu)樵摖顟B(tài)，則間隙Sp消失(Sp=0)，并且，網狀間隙Sa從O變 化到壁板咬邊(咬合)的狀態(tài)(參照圖6B)。因此，由圖7A中虛線 表示的渦旋件回轉半徑pl變?yōu)闇p小了 Ap的小徑的回轉半徑(實線表示)。
若像這樣使回轉半徑減小，則如圖5A所示，再次形成間隙Sp。 其結果是，上述的圖5A 圖7A的狀態(tài)變化反復進行，直至回轉半徑pl 的減小收斂于某值。
由于使網狀間隙增大，所以這樣的回轉半徑pl的減小成為在渦旋 壓縮機1運轉時氣體的泄漏量增加而效率降低的原因。但是，如上所 述，在確定兩渦旋件的渦巻狀壁板漸開線曲面的相對關系以及構成防 自轉機構的銷5及環(huán)11的尺寸及尺寸公差時，如果回轉渦旋件的正立 位置和容許自轉角(p的中值一致，則能夠減少扭轉姿態(tài)量a，因此能夠 將回轉半徑pl的減小抑制在最小限。因此，能夠將網狀間隙的增大抑 制在最小限，能夠減少渦旋壓縮機1運轉時從高壓側的壓縮室向低壓 側的壓縮室流出的氣體的泄漏量，從而能夠提高渦旋壓縮機1的壓縮 性能。
在上述的實施方式中，在確定防自轉機構的尺寸公差時，以使回 轉渦旋件的正立位置與容許自轉角cp的中值一致而確定，但也可以將 容許自轉角cp的中值設定為比回轉渦旋件的正立位置靠左的值，來減 少右方向的扭轉力矩作用時的扭轉姿態(tài)量a。即，也可以使圖2A的容 許自轉角cp向圖2B的方向傾斜一些，由此使容許自轉角cp的中值向左 方向移動一些，與右方向的扭轉力矩相對應。
渦旋壓縮機1在通常的運轉時，由于在回轉渦旋件3上作用有回 轉方向(右方向)的扭轉力矩，因此，如圖2B所示，將容許自轉角cp 的中值設定在與從回轉渦旋件的正立位置回轉的方向相反的方向(左 方向)即可。
另一方面，若回轉渦旋件3的轉速上升而高速回轉，則有時也強 烈受到由自重引起的離心力矩的影響而導致繞反回轉方向(左方向)的扭轉力矩起作用。因此，為了與該離心力矩相對應，如圖2C所示， 理想的是進行將容許自轉角(p的中值向回轉方向(右方向)調整后的
設定。但是，為了從回轉渦旋件3的低速回轉區(qū)域到高速回轉區(qū)域較
大范圍地進行覆蓋，最為優(yōu)選的是進行使回轉渦旋件的正立位置和容
許自轉角cp的中值一致的設定，另外，在進行重視效率最高的回轉區(qū) 域附近的設定的情況下，也可進行使容許自轉角cp的中值比回轉渦旋
件的正立位置靠反回轉方向(靠左)一些的設定。
另外，圖l所示的渦旋壓縮機1中，固定渦旋件2及回轉渦旋件3 為臺階形狀。該臺階形狀中，壁板及端板沿渦巻形狀的渦在中心部側 和外終端側形成為不同的高度。即，在固定渦旋件2及回轉渦旋件3 的壁板上設置臺階部Dl，該臺階部Dl使高度在壁面高度較低的中心 部側和壁面高度較高的外周端側之間發(fā)生變化。另外，在固定渦旋件2 及回轉渦旋件3的端板上，對應于壁板側的臺階部Dl設置臺階部D2， 該臺階部D2使高度在底面高度較高的中心部側和底面高度較低的外 周端側之間發(fā)生變化。
在上述的臺階形狀中，在回轉渦旋件3回轉時，形成壁板齒尖側 的臺階部Dl和端板側的臺階部D2嚙合的嚙合部，對于該嚙合部設置 對應于上述的扭轉姿態(tài)量a而設定的間隙。
艮口，在臺階部Dl、 D2的嚙合部上也形成與上述的扭轉姿態(tài)量a 對應的計算上的面間間隙Sb、 -Sb'。該面間間隙Sb、 -Sb'約為數十nm， 增大至上述的網狀間隙Sa、 -Sa，的大約lO倍。
這樣的面間間隙Sb、 -Sb，中，在使嚙合部的面間產生咬邊(咬合) 的負的面間間隙-Sb，側，實際上臺階部D1、 D2的形成面彼此貼緊而成 為無間隙的狀態(tài)。其結果是，由于回轉渦旋件3的回轉半徑p減小， 因此如上所述，間隙Sp的增加、扭轉姿態(tài)量a的增加、咬邊(咬合) 量絕對值Sb，的增加及回轉半徑p的減小還反復進行，直至回轉半徑p收斂于某值。
這樣在臺階部Dl、 D2的嚙合部上形成的間隙(及咬邊)使渦旋 壓縮機l的壓縮效率降低、或成為噪音的原因，故而不予優(yōu)選。
因此，關于上述的咬邊側(負)的面間間隙-Sb，，在正立狀態(tài)的嚙 合部上預先設置與面間間隙(咬邊)相當的尺寸Sb'的間隙。其結果是， 如果運轉時在回轉渦旋件3上產生扭轉姿態(tài)量a，則產生咬邊的負的面 間間隙-Sb，和預先設置的尺寸Sb'的間隙相互抵消而變?yōu)榧s等于0，因 此，不會產生由Sb，引起的回轉半徑p的反復的減小，另外，不會出現 相對于相位錯開180度的位置的面間間隙Sb加上絕對值Sb'而使面間 間隙增大的情況。因此，能夠將臺階部D1、 D2的嚙合部上形成的間隙 及網狀間隙抑制在最小限，能夠減少從該間隙泄漏的氣體量。
艮P，通過在臺階形狀的嚙合部上設置與扭轉姿態(tài)量a對應的間隙， 能夠防止由臺階形狀的嚙合部引起的回轉半徑p的減小，因此，能夠 減少氣體的泄漏量并提高渦旋壓縮機1的壓縮性能。
在將作為防自轉機構的銷-環(huán)機構的銷偏置量S設為0 0.2mm(關 于偏置量的公知例參照日本特開2000-230487號公報)，且將回轉方 向的扭轉姿態(tài)量a設為0 0.3deg.的情況下，上述在臺階形狀的嚙合部 上設置的間隙尺寸優(yōu)選在最大20(Him以下，更理想的間隙尺寸在10 10(Him的范圍內。此外，如上所述，在只在回轉方向設置容許自轉角cp 的情況下，在反回轉方向的臺階形狀的嚙合部上設置的間隙尺寸為 Omm以上即可。此外，對于該間隙尺寸As，根據壓縮機的搭載性(大 小、重量)及零件加工能力(公差)等，在銷偏置量5=0.1~0.2mm、回 轉半徑p-2 6mm、防自轉銷設置位置(半徑)Rpin=19 55mm、基圓 半徑b=1.9 3.5mm的情況下，容許自轉角(p (=扭轉姿態(tài)量a)分別為 9=0.036 0.273° ，而且臺階部的設置位置(距端板中心的距離)約為 33 47mm，由此要求As=20 200mm。而且，在扭轉姿態(tài)量a=l/2q>的
13情況下，要求As=10 100pm。
根據上述的本發(fā)明，以使回轉渦旋件的正立位置與容許自轉角cp 的中值一致而確定兩渦旋件的渦巻狀壁板漸開線曲面的相對關系以及 防自轉機構的尺寸及尺寸公差，因此，在固定渦旋件2及回轉渦旋件3 的壁板之間形成的網狀間隙減半而變小，從高壓側的壓縮室向低壓側 的壓縮室流出的氣體的泄漏量減少，渦旋壓縮機1的壓縮性能提高。
另外，通過在臺階形狀的嚙合部上設置對應于扭轉姿態(tài)量a的間 隙，能夠防止由臺階形狀的嚙合部引起的回轉半徑p的減小，因此， 與網狀間隙相同，在臺階部的嚙合部上氣體的泄漏量也減少，渦旋壓 縮機1的壓縮性能提高。另外，臺階部的接觸壓力減小，導致噪音減
此外，本發(fā)明不限于上述的實施方式，在不脫離本發(fā)明的主旨的 范圍內可進行適當變更。
權利要求
1.一種渦旋壓縮機，使分別通過在端板上立設由同一基圓半徑b所規(guī)定的漸開線曲面形成的齒厚為Tr的渦卷狀壁板而形成的固定渦旋件和回轉渦旋件相互偏心回轉半徑ρ，且相位錯開180度，使各壁板以面對的狀態(tài)嚙合，并且，所述回轉渦旋件通過防自轉機構阻止所述回轉渦旋件的自轉，同時在以所述回轉半徑ρ為半徑的圓軌道上進行公轉回轉運動，從而壓縮氣體，其中，確定兩渦旋件的渦卷狀壁板漸開線曲面的相對關系、以及所述防自轉機構的尺寸、尺寸公差及組裝基準，以使回轉渦旋件的正立位置和容許自轉角 id="icf0001" file="A2008800061130002C1.tif" wi="4" he="4" top= "96" left = "55" img-content="drawing" img-format="tif" orientation="portrait" inline="yes"/>的中值一致。
2. 如權利要求l所述的渦旋壓縮機，將所述容許自轉角cp的中值 設定為比所述回轉渦旋件的正立位置靠反回轉方向(左)。
3. 如權利要求l所述的渦旋壓縮機，所述固定渦旋件及所述回轉 渦旋件為臺階形狀，且在該臺階形狀的嚙合部設有與從回轉渦旋件的 正立姿態(tài)起扭轉的扭轉量a對應而設定的間隙。
4. 如權利要求2所述的渦旋壓縮機，所述固定渦旋件及所述回轉 渦旋件為臺階形狀，且在該臺階形狀的嚙合部設有與從回轉渦旋件的 正立姿態(tài)起扭轉的扭轉量a對應而設定的間隙。
5. 如權利要求3所述的渦旋壓縮機，設于所述臺階形狀的嚙合部 的間隙為10 100pm。
6. 如權利要 4所述的渦旋壓縮機，設于所述臺階形狀的嚙合部 的間隙為10 100nm。
全文摘要
提供一種防止壓縮性能因扭轉組裝誤差引起的泄漏而降低的渦旋壓縮機。使分別通過在端板上立設由同一基圓半徑(b)所規(guī)定的漸開線曲面形成的同一齒厚(Tr)的渦卷狀壁板而形成的固定渦旋件和回轉渦旋件相互偏心回轉半徑(ρ)，且相位錯開180度，使各壁板以面對的狀態(tài)嚙合，并且，回轉渦旋件通過防自轉機構阻止回轉渦旋件的自轉，同時在以回轉半徑(ρ)為半徑的圓軌道上進行公轉回轉運動，從而壓縮氣體，其中，確定兩渦旋件的渦卷狀壁板漸開線曲面的相對關系以及防自轉機構的尺寸、尺寸公差及組裝基準，以使回轉渦旋件的正立位置和容許自轉角(φ)的中值一致。
文檔編號F04C18/02GK101622455SQ20088000611
公開日2010年1月6日 申請日期2008年2月4日 優(yōu)先權日2007年2月27日
發(fā)明者桑原孝幸, 毛路智久, 渡邊和英, 藤田勝博, 鵜飼徹三 申請人:三菱重工業(yè)株式會社