本发明涉及一种具备所谓销-环式的防止自转机构的、被用作压缩机、膨胀机、流体泵等的涡旋式流体机械。
背景技术：
涡旋式流体机械具备固定涡旋盘和回转涡旋盘。固定涡旋盘以及回转涡旋盘均在圆板状的端板的一面侧设有涡旋状的涡圈。使这种固定涡旋盘和回转涡旋盘以使涡圈啮合的状态对置，使回转涡旋盘相对于固定涡旋盘进行公转回转运动。然后，通过使形成于双方的涡旋盘之间的压缩空间的容积随着回转涡旋盘的回转而减少，来对此空间内的流体进行压缩。
作为防止回转涡旋盘的自转的机构之一，公知有销-环式的防止自转机构。销-环式的防止自转机构使多个销卡合于对应的多个环来防止回转涡旋盘的自转。环能由作为圆筒状的空隙的环孔来代替。
关于具备该销-环式的防止自转机构的涡旋式流体机械，专利文献1提出了以由销和环确定的销的回转半径ρs变得比由固定涡旋盘的涡圈面与回转涡旋盘的涡圈面的啮合确定的回转涡旋盘的理论回转半径ρth大的方式来设定环的内径，并且将环或销在使回转涡旋盘相对于固定涡旋盘的扭转减少的方向错开。
根据专利文献1，由于设定为回转半径ρs变得比理论回转半径ρth大，因此能防止固定涡旋盘的涡圈面与回转涡旋盘的涡圈面变得不啮合。此外，由于环或销在使回转涡旋盘相对于固定涡旋盘的扭转减少的方向被错开，因此能将回转涡旋盘的扭转抑制到最小限度。
现有技术文献
专利文献
专利文献1：日本专利第4745882号公报
专利文献2：日本专利特公平6-68276号公报(图2)
专利文献3：日本专利特开2000-230487号公报(图4)
技术实现要素：
发明要解决的问题
对于涡旋式流体机械，公知有能使回转涡旋盘的回转半径可变的构造和将回转半径设为不变的构造。将回转半径设为可变的涡旋式流体机械欲利用离心力、被压缩的流体的压缩反作用力来将回转涡旋盘的涡圈按压至固定涡旋盘的涡圈。另外，专利文献1的涡旋式流体机械具备能使回转半径可变的机构。
在组装具备销-环式的防止自转机构的涡旋式流体机械时，需要将销插入环的内部。例如，当销设于回转涡旋盘、环设于涡旋式流体机械的壳体时，在回转半径可变的情况下，即使在销与环之间存在位置偏移，也能通过使回转涡旋盘在径向位移来进行调整，将销插入环的内部。但是，在回转半径不变的情况下，无法使回转涡旋盘位移来进行调整。
根据以上记载，本发明的目的在于在回转涡旋盘的回转半径不变的涡旋式流体机械中将担当防止自转机构的销与卡合孔(环)可靠地卡合。
技术方案
本发明的涡旋式流体机械具备：壳体；固定涡旋盘；回转涡旋盘，以相对于固定涡旋盘进行公转回转运动，并且在与固定涡旋盘之间形成压缩流体的压缩空间的方式进行组合；主轴，具有供驱动力输入的输入轴和相对于输入轴偏心规定量并将驱动力传递至回转涡旋盘的偏心轴；以及回转涡旋盘的防止自转机构，设于回转涡旋盘与壳体之间。
壳体构成为容纳固定涡旋盘、回转涡旋盘、主轴、以及防止自转机构。
对于本发明的涡旋式流体机械，防止自转机构将多个销和供多个销分别插入的多个卡合孔卡合。
此外，本发明的涡旋式流体机械的特征在于，在将主轴的偏心轴的回转半径设为ρs，将由销和卡合孔确定的销的回转半径设为ρpin时，满足ρs<ρpin。
对于本发明的涡旋式流体机械，由于在将主轴的偏心轴的回转半径设为ρs，将由销和卡合孔确定的销的回转半径设为ρpin时，满足ρs<ρpin，因此在组装涡旋式流体机械时，能可靠地将销插入卡合孔。
在本发明的涡旋式流体机械中，优选销或卡合孔在使回转涡旋盘相对于固定涡旋盘的扭转减少的方向错开。
在本发明的涡旋式流体机械中，优选固定涡旋盘以及回转涡旋盘的至少一方的背侧的涡圈面以及腹侧的涡圈面以间隙变宽的一方变窄的方式相对于理论曲线增厚，以间隙变窄的一方变宽的方式相对于理论曲线减厚。
在本发明的涡旋式流体机械中，优选在将由固定涡旋盘的涡圈面与回转涡旋盘的涡圈面的啮合确定的理论回转半径设为ρth时，满足ρs<ρpin并且ρs<ρth。
在本发明的涡旋式流体机械中，优选在将由固定涡旋盘的涡圈面与回转涡旋盘的涡圈面的啮合确定的理论回转半径设为ρth时，ρs<ρpin≤ρth。
在本发明的涡旋式流体机械中，优选在将由固定涡旋盘的涡圈面与回转涡旋盘的涡圈面的啮合确定的理论回转半径设为ρth时，ρs<ρth<ρpin。
对于本发明的涡旋式流体机械，在回转涡旋盘的理论回转半径ρth不变的情况下，能获得显著效果。
有益效果
根据本发明的涡旋式流体机械，由于在将主轴的偏心轴的回转半径设为ρs，将由销和卡合孔确定的销的回转半径设为ρpin时，满足ρs<ρpin，因此能在组装涡旋式流体机械时，将担当防止自转机构的销可靠地插入卡合孔。
附图说明
图1是表示本发明的实施方式的涡旋式流体机械的概略构成的纵剖面图。
图2是从图1的左方观察右方的图，是表示设于前壳的内侧端面的环与设于回转涡旋盘的外侧端面的销的位置关系的图。
图3(a)是表示在回转涡旋盘产生扭转的情形的图，图3(b)是表示为了防止扭转而将环的位置错开的情形的图。
图4是对被本实施方式的涡旋式流体机械优选采用的、回转涡旋盘的涡圈面的增厚以及减厚进行说明的图。
图5是对被本实施方式的涡旋式流体机械优选采用的、避免回转涡旋盘的涡圈面与固定涡旋盘的涡圈面的接触的手段进行说明的图。
图6是对被本实施方式的涡旋式流体机械进一步优选采用的、避免回转涡旋盘的涡圈面与固定涡旋盘的涡圈面的接触的手段进行说明的图。
图7是对被本实施方式的涡旋式流体机械进一步优选采用的、避免回转涡旋盘的涡圈面与固定涡旋盘的涡圈面的接触的其他手段进行说明的图。
图8是对销无法插入环的条件进行说明的图。
具体实施方式
以下，参照附图对作为本发明的涡旋式流体机械的例子的涡旋式压缩机10进行说明。
如图1所示，涡旋式压缩机10具备壳体13，该壳体13具备前壳体11和后壳体12，并通过螺栓(省略图示)将这些前壳体11和后壳体12一体地紧固固定而成。在壳体13的内部容纳有构成涡旋式压缩机构的回转涡旋盘22、固定涡旋盘24等。
在前壳体11的内部，主轴14经由主轴承15以及副轴承16，绕其旋转轴线l1旋转自如地被支承。主轴14由所谓的曲轴构成，其一端侧(图1中的左侧)设为输入轴14a，该输入轴14a贯通前壳体11而向一端侧突出。在输入轴14a的周围装接电磁离合器ec，以便动力在与经由轴承17旋转自如地设于前壳体11的一端侧的小径凸台部11a的外周面的带轮18之间断续。这样，动力从未图示的发动机等外部驱动源经由v型带等被传递至带轮18。该驱动力被输入至输入轴14a。
需要说明的是，在主轴承15与副轴承16之间设有机械密封件19，由此对壳体13内与大气之间进行气密性密封。
另一方面，在主轴14的另一端侧(图1中的右侧)设有大径轴部14b，在该大径轴部14b一体地设有相对于主轴14的旋转轴线l1偏心规定量的偏心轴14c。然后，这些主轴14的大径轴部14b以及输入轴14a分别经由主轴承15以及副轴承16旋转自如地被支承于前壳体11。
此外，在偏心轴14c，经由平衡衬套20以及驱动轴承21连结有回转涡旋盘22，当主轴14旋转时，回转涡旋盘22进行公转回转运动。
偏心轴14c的中心轴线l2与主轴14的旋转轴线l1的间隔形成主轴的偏心轴14c的回转半径ρs。
在平衡衬套20形成有用于去除因回转涡旋盘22被回转驱动而产生的不平衡负荷的平衡配重20a，该平衡配重20a与回转涡旋盘22的回转驱动一同回转。
在壳体13的内部容纳有构成涡旋式压缩机构23的一对固定涡旋盘24和回转涡旋盘22。
固定涡旋盘24具备固定端板24a和从该固定端板24a直立设置的涡旋状的固定涡圈24b，另一方面，回转涡旋盘22具备回转端板22a和从该回转端板22a直立设置的涡旋状的回转涡圈22b。
固定涡旋盘24以及回转涡旋盘22使各自的中心分离回转半径的量，并且以固定涡圈24b与回转涡圈22b彼此错开180度相位来进行啮合的状态嵌入。由此，在两个涡旋盘24、22之间，相对于涡旋盘的中心对称地形成由固定端板24a、回转端板22a和固定涡圈24b、回转涡圈22b分隔的一对压缩室c。在该压缩室c中，对作为流体的制冷剂进行压缩。
固定涡旋盘24经由螺栓25固定于后壳体12的内表面。回转涡旋盘22通过设于主轴14的一端侧的偏心轴14c经由平衡衬套20以及驱动轴承21嵌入设于回转端板22a的背面的凸台部26，而与主轴14连结。
此外，回转涡旋盘22构成为：回转端板22a的背面被支承于形成于前壳体11的推力承受面11b，通过夹装在该推力承受面11b与回转涡旋盘22的背面之间的作为防止自转机构的销-环机构27，回转涡旋盘22一边被阻止自转，一边相对于固定涡旋盘24进行公转回转运动。
需要说明的是，为了防止由于相互接触导致的回转涡圈22b以及固定涡圈24b的破损，回转涡旋盘22的回转半径不变的涡旋式压缩机10在回转涡圈22b与固定涡圈24b之间设有微小间隙。
该销-环机构27具备销27a和环27b，并设有将销27a立在回转涡旋盘22的回转端板22a的背面的销孔11c和使环27b嵌合于前壳体11的环孔27c。
销27a的中心轴线l3以及环27b的中心轴线l4的间隔形成由销和卡合孔确定的销的回转半径ρpin，销27a随着回转涡旋盘22的回转运动进行回转半径ρpin的回转运动。
需要说明的是，这些销孔11c以及环孔27c在周向设于多处，在本实施方式中是4处，但可以在3处至6处的范围内进行设置。
而且，在固定涡旋盘24的固定端板24a的中央部开口有排出被压缩的制冷剂气体的排出端口24c，在该排出端口24c，排出簧片阀(省略图示)设于固定端板24a。
此外，在固定涡旋盘24的固定端板24a的背面，以与后壳体12的内表面紧密接触的方式设置有o形环等密封构件(省略图示)，在与后壳体12之间形成有从壳体13的内部空间(密闭空间)划分出的排出腔室29。由此，除了排出腔室29以外的壳体13的内部空间作为吸入腔室30发挥功能。
在吸入腔室30，经由设于前壳体11的吸入口(省略图示)吸入从制冷循环返回的制冷剂气体，经过该吸入腔室30，制冷剂气体被吸入形成于固定涡旋盘24与回转涡旋盘22之间的压缩室c。
需要说明的是，在前壳体11与后壳体12之间的接合面设有o形环等密封构件，将壳体13内的吸入腔室30相对于大气气密性密封。
电磁离合器ec通过电磁线圈41的磁力将由磁性体构成的电枢(省略图示)吸引至转子43的接触面，使电枢与转子43一体耦合来传递动力。
电磁离合器ec基于来自外部的控制器的指令，打开/关闭向电磁线圈41的通电。例如，在空调装置从关闭状态切换至打开状态时，基于来自外部的控制器的指令打开向电磁线圈41的通电。由此，通过电磁线圈41的磁力使电枢42与转子43一体耦合，从外部驱动源传递的旋转驱动力被传递至主轴14。
如上构成的涡旋式压缩机10按以下这样进行动作。
从外部驱动源传递至带轮18的旋转驱动力经由电磁离合器ec输入至主轴14的输入轴14a，使主轴14旋转。于是，经由平衡衬套20、驱动衬套14d以及驱动轴承21与主轴14的偏心轴14c连结的回转涡旋盘22一边通过销-环机构27被阻止自转，一边相对于固定涡旋盘24进行公转回转运动。需要说明的是，该主轴14的驱动机构是一个例子，例如可以采用将具有转子和定子的电动马达作为驱动源设于壳体13之中，并通过该转子直接使主轴14旋转的机构。
然后，通过该回转涡旋盘22的公转回转运动，吸入腔室30内的制冷剂气体被吸入至形成于半径方向的最外周的压缩室c。在规定的回转角位置处停止吸入后，压缩室c在其容积在周向以及涡圈高度方向减少的同时，向中心侧移动。在此期间制冷剂气体被压缩，当压缩室c到达与排出端口24c连通的位置时，排出簧片阀被推开，被压缩的气体排出至排出腔室29内。该压缩制冷剂气体经过设于后壳体12的排出口(省略图示)被排出到压缩机外。
接下来，对于本实施方式的涡旋式压缩机10，为了在组装时使销-环机构27的销27a可靠地插入环27b的内侧的卡合孔，主轴14的偏心轴14c的回转半径ρs和由销27a与环27b的卡合孔确定的销27a的回转半径ρpin满足算式(1)。
ρs<ρpin···算式(1)
以下，参照图2以及图8对该关系进行说明。需要说明的是，图8表示回转半径ρs和回转半径ρpin满足与本实施方式相反的关系的算式(2)的例子。
ρs>ρpin···算式(2)
首先对于图2进行说明。
如前所述，销-环机构27的销27a固定于回转涡旋盘22的回转端板22a，回转涡旋盘22随着主轴14的偏心轴14c的回转进行回转运动。因此，销27a也随着偏心轴14c的回转进行回转运动，此时的销27a的回转半径是ρs。在组装涡旋式压缩机10时，若适用这一理论，则销27a能根据回转涡旋盘22的位置在回转半径ρs的圆周上运动。
另一方面，销27a被插入环27b，就是说插入卡合孔的内部，由此构成销-环机构27，由于销-环机构27中的销27a的回转半径是ρpin，因此在组装涡旋式压缩机10时，销27a需要落入回转半径ρpin的范围内。由于销27a能在回转半径ρs的圆周上运动，因此为了将销27a插入环27b的卡合孔，需要满足回转半径ρpin比回转半径ρs大这样的算式(1)。
图2是以回转涡旋盘22如用虚线箭头表示的那样存在于图中的右侧为前提的。该虚线箭头表示回转涡旋盘22的存在位置的情况，以下也相同。
与算式(1)相反，算式(2)、就是说如果回转半径ρpin比回转半径ρs小，则如图8所示，无法将销27a插入环27b。
需要说明的是，如果能无误差地制作包含销27a、环27b的各构件，则如算式(3)所示，即使在回转半径ρs与回转半径ρpin相等的情况下，也能将销27a插入环27b。但是，由于在现实中难以无误差地制作各构件，因此本实施方式将回转半径ρpin比回转半径ρs大作为条件。ρs＝ρpin…算式(3)
如上所述，根据本实施方式，通过使回转半径ρpin比回转半径ρs大，将销27a可靠地插入环27b(卡合孔)，有利于涡旋式压缩机10的组装。
需要说明的是，对于使回转半径ρpin比回转半径ρs大到何种程度，因涡旋式压缩机10的尺寸等的不同而无法笼统地确定，但能以销27a和环27b能担当防止回转涡旋盘22的自转的这一功能的范围为基准进行确定。
具体而言，能以满足以下的算式(a)的方式进行设定。
ρpin-ρs<δm×rpin/b···算式(a)
ρpin：销27a的回转半径
ρs：偏心轴14c的回转半径
δm：初始的回转涡旋盘22与固定涡旋盘24的涡圈面的间隙
b：渐开曲线的基础圆半径
α：回转涡旋盘22与固定涡旋盘24的扭转角
rpin：从偏心轴14c的中心到销27a的中心或者到环27b的中心的距离
对上述算式(a)进行说明。
将初始的固定涡旋盘24与回转涡旋盘22两者的涡圈面的间隙设为δm。
例如，当设为固定涡旋盘24以及回转涡旋盘22的涡圈面由渐开曲线形成时，如果将其基础圆半径设为b，固定/回转涡旋盘的扭转量设为α(rad)，则固定涡旋盘与回转涡旋盘的间隙的一方(固定腹侧)减小b×α的量，另一方(固定背侧)增大b×α的量。
因此，涡旋盘的扭转的最大容许值需要满足下述的算式(b)。
δm>b×α···算式(b)
此外，涡旋盘的扭转α由初始的ρpin、ρs的设定值δ(δ＝ρpin-ρs)和销环的设置位置半径rpin确定，其关系以算式(c)表示。
α＝δ/rpin···算式(c)
因此，通过算式(b)、(c)规定上述的算式(a)，如果满足该算式(a)，则理论上接触涡旋盘的涡圈面不会接触。
需要说明的是，涡旋式压缩机10在回转涡旋盘22设有销27a，在前壳体11设有环27b，但即使与之相反，在回转涡旋盘22设有环27b，在前壳体11设有销27a也能同样满足算式(1)的关系。此外，不使用环27b也能形成环孔。
除上述内容以外，只要不超出本发明的主旨，可以对上述实施方式中所例举的构成进行取舍选择，也可以适当变更为其他构成。以下，对能应用于本发明的几个优选构成进行说明。
对于涡旋式压缩机10，随着回转涡旋盘22的回转运动，沿旋转方向扭转的力矩作用于回转涡旋盘22。例如，如图3(a)所示，在回转涡旋盘22向右旋(顺时针)旋转r的情况下，右旋的力矩作用于回转涡旋盘22。由于销27a满足算式(1)，在与环27b的内壁之间设有与ρpin-ρs相当的间隙，因此回转涡旋盘22相对于固定涡旋盘24旋转此间隙的量，所以会产生扭转α。
对压缩室c进行密封的固定涡旋盘24的背侧的涡圈面的间隙和腹侧的涡圈面的间隙发生变化，恐怕会使涡旋式压缩机10的压缩性能降低。另外，如图3(a)所示，当回转涡旋盘22向右旋扭转时，固定涡旋盘24的背侧的涡圈面的间隙变得比腹侧的涡圈面的间隙大，当回转涡旋盘22向左旋扭转时，固定涡旋盘24的腹侧的涡圈面的间隙变得比背侧的涡圈面的间隙大。
在此，固定涡旋盘24的背侧的涡圈面的间隙是指与回转涡旋盘22的腹侧的涡圈面之间的间隙(由图4的(3)、(4)表示)，固定涡旋盘24的腹侧的涡圈面的间隙是指与回转涡旋盘22的背侧的涡圈面之间的间隙(由图4的(1)、(2)表示)。
在此，如图3(b)所示，在本发明中优选将销27a(或者环27b)在该扭转α减少的方向错开δ的量。由此，通过将右旋的扭转向左旋扭回位移δ的量，扭转α减少，能使固定涡旋盘24的涡圈面的背侧与腹侧的间隙均衡，抑制涡旋式压缩机10的压缩能力的降低，并且背侧与腹侧的压力的平衡变得更好。
接着也是与扭转有关的构成，但却是在容许产生扭转的基础上的对策。
如前所述，当在回转涡旋盘22产生扭转时，在固定涡旋盘24的腹侧以及背侧的间隙会产生不均匀。
例如，如图4所示，当回转涡旋盘22向左旋扭转时，固定涡旋盘24的腹侧((1)、(2)的箭头所示的一侧)的间隙变宽，背侧((3)、(4)的箭头所示的一侧)的间隙变窄。通常，回转涡旋盘22以及固定涡旋盘24的腹侧以及背侧都按照沿着渐开曲线的理论曲线(图4的实线)形成。在此，在本实施方式中，提出不将背侧以及腹侧的形状设为理想曲线，而是形成为与扭转对应的形状的方案。就是说，如在图4中以双点划线表示的那样，因扭转导致间隙变宽的固定涡旋盘24的腹侧以使间隙变窄的方式相对于理论曲线增厚(24d)，与之相反，因扭转导致间隙变窄的固定涡旋盘24的背侧以间隙变宽的方式相对于理论曲线减厚(24e)。需要说明的是，图4以表示增厚(24d)以及减厚(24e)为主要目的，虽然涡圈面彼此因增厚(24d)以及减厚(24e)而接触，但此为例示，并不是限定本发明的要素。
根据以上记载，能使固定涡旋盘24的背侧与腹侧的间隙均衡，抑制涡旋式压缩机10的压缩能力的降低，并且背侧与腹侧的压力的平衡变得更好。
需要说明的是，增厚以及减厚到何种程度根据涡旋式压缩机10的规格来确定即可。
接着，如前所述，在回转涡旋盘22的回转半径不变的涡旋式压缩机10中，回转涡旋盘22的回转涡圈22b和固定涡旋盘24的固定涡圈24b需要不接触地在两者之间设置微小的间隙。
在此，如图5所示，本实施方式优选满足ρs<ρpin···算式(1)并且ρs<ρth···算式(4)。需要说明的是，ρth是由回转涡旋盘22与固定涡旋盘24的啮合确定的回转涡旋盘22的理论回转半径。
通过满足算式(4)，能可靠地避免回转涡旋盘22与固定涡旋盘24的接触。
在满足ρs<ρpin···算式(1)以及ρs<ρth···算式(4)的情况下，ρpin与ρth的关系可以选择以下的算式(5)以及算式(6)的任一个。
ρpin≤ρth···算式(5)
ρpin>ρth···算式(6)
需要说明的是，在将算式(5)加至算式(1)时，可记为ρs<ρpin≤ρth···算式(7)，在将算式(6)加至算式(1)时，可记为ρs<ρth<ρpin···算式(8)。
在图6中示出选择了算式(5)的情况，由于能减小回转涡旋盘22的扭转，因此能使固定涡旋盘24的背侧与腹侧的间隙均衡，能稳定地运转涡旋式压缩机10。
此外，在图7中示出选择了算式(6)的情况，由于能减小回转涡旋盘22与固定涡旋盘24的初始间隙δm，因此能抑制涡旋式压缩机10的性能降低。
除此之外，涡旋式压缩机10的具体的构成只是本发明的一个例子，构成涡旋式压缩机的各要素的形状、尺寸等是任意的。
例如，涡旋式压缩机10在回转涡旋盘22设置销27a，在固定涡旋盘24通过具有环27b设置卡合孔，但也可将销27a设于固定涡旋盘24侧，将卡合孔设于回转涡旋盘22侧。该情况下的卡合孔也可不设置环27b，而直接设于回转涡旋盘22的回转端板22a。
此外，本实施方式示出了在销-环式的防止自转机构中，一个销卡合于一个环(卡合孔)的机构，但本发明不限定于此。例如如专利文献2所示，也可应用于多个(例如两个)销卡合于一个环的防止自转机构。
此外，本实施方式示出了在销-环式的防止自转机构中销的位置被固定的机构，但本发明不限定于此。例如如专利文献3所示，也可应用于容许销的半径方向的位移并且限制最大位移的防止自转机构。
符号说明
10涡旋式压缩机
11前壳体
11a小径凸台部
11b推力承受面
11c销孔
12后壳体
13壳体
14主轴
14a输入轴
14b大径轴部
14c偏心轴
14d驱动衬套
15主轴承
16副轴承
17轴承
18带轮
19机械密封件
20平衡衬套
20a平衡配重
21驱动轴承
22回转涡旋盘
22a回转端板
22b回转涡圈
23涡旋式压缩机构
24固定涡旋盘
24a固定端板
24b固定涡圈
24c排出端口
25螺栓
26凸台部
27销-环机构
27a销
27b环
27c环孔
28保持件
29排出腔室
30吸入腔室
41电磁线圈
43转子
c压缩室
l1旋转轴线
l2中心轴线
l3中心轴线
l4中心轴线
ec电磁离合器
ρpin回转半径
ρs回转半径