在现有的涡旋压缩机中，在组装固定涡旋件和回转涡旋件时，由 于影响两涡旋件的定位的关联零件的尺寸误差及形状误差等累积，在 运转时的两涡旋件的相位偏移角中产生以180度为基准值绕顺时针及 逆时针扭转的裕度。即，公知在涡旋压缩机中，由于防自转机构的规 格及尺寸公差等要因，在运转时回转涡旋件的姿态从正立位置绕端板 中心扭转。在下面的说明中，将从该正立姿态的扭转称作“扭转姿态 量α”，将根据防自转机构的规格及尺寸公差等确定的扭转裕度称作“容 许自转角()”。
即，容许自转角根据防自转功能及加工精度等确定，因此，难 以使其容易地减小。另外，所谓回转涡旋件的正立位置，是指回转涡 旋件的涡卷状壁板渐开线曲面的相位相对于固定涡旋件的涡卷状壁板 渐开线曲面错开180°的位置。
在有关上述容许自转角的现有技术中，作为由容许自转角及 气压引起的扭转姿态量α所产生的噪音的对策，公开有一种涡旋型压 缩机，其通过将固定涡旋件的涡卷状固定壁板的腹侧渐开线曲面切入 规定的深度Δtr，将其齿厚减小为Tr-Δtr，使固定涡旋件和回转涡旋件 的组装基准位置在实质上从标准组装基准位置(两涡旋件的相位错开 180°的位置)偏移到向反回转方向扭转适当的角度的位置(例如参照 专利文献1)。
另外，在具备台阶涡旋件的涡旋压缩机中，提出有一种技术，其 为消除运转时的压缩泄漏，确保较高的压缩效率，而使回转涡旋件或 固定涡旋件的涡卷体及涡槽的任一方的台阶部以相对于与回转涡旋件 的自转方向对应的台阶部离开的方式后退，使另一方的台阶部以相对 于反自转方向的台阶部接近的方式前进，形成非对称(例如参照专利 文献2)。
专利文献1：(日本)特开平8-49672号公报
专利文献2：(日本)特开平5-71477号公报
但是，当产生上述的扭转姿态α时，例如图8所示，随着扭转姿 态量α的增大，回转涡旋件的回转半径ρ减小。
基于图3对此进行具体说明。对于两涡旋件2、3的接触点，在产 生固定涡卷状壁板腹侧渐开线曲面2a’的接触点A咬边(咬合)的方向 的扭转姿态α的情况下，换言之，在产生固定涡卷状壁板背侧渐开线 曲面2a”的接触点B离开的方向的扭转姿态α的情况下，实际上固定 涡卷状壁板腹侧渐开线曲面2a’的接触点A没有咬边(咬合)，根据其 扭转姿态量α(咬边量-网状间隙Sa)，防止相对于固定状态的固定涡 旋件自转且进行公转回转运动的回转涡旋件的回转半径ρ减小，因此， 在固定涡卷状壁板背侧渐开线曲面2a”的接触点B处形成的网状间隙 (涡卷状壁板的面间间隙)增大。
此外，网状间隙Sa为，在固定涡旋件2和回转涡旋件3之间产生 了由容许自转角引起的扭转姿态量α的情况下，形成于固定涡旋件2 和回转涡旋件3的涡卷状壁板面之间的计算上的间隙。
其结果是，由涡旋压缩机压缩的气体从高压侧的压缩室向低压侧 的压缩室流出的泄漏量增大。这样的泄漏量的增大成为使涡旋压缩机 的性能下降的要因，故而不予优选。

本发明鉴于上述的情况而提出，其目的在于，提供一种能够防止 由容许自转角引起的泄漏导致压缩性能下降或噪音增大的涡旋压缩 机。
为了解决上述课题，本发明采用了下述手段。
本发明的一种形式的涡旋压缩机，使分别通过在端板上立设由同 一基圆半径b所规定的渐开线曲面形成的齿厚为Tr的涡卷状壁板而形 成的固定涡旋件和回转涡旋件相互偏心回转半径ρ，且相位错开180度， 使各壁板以面对的状态啮合，并且，所述回转涡旋件通过防自转机构 阻止所述回转涡旋件的自转，同时在以所述回转半径ρ为半径的圆轨 道上进行公转回转运动，从而压缩气体；确定两涡旋件的涡卷状壁板 渐开线曲面的相对关系以及所述防自转机构的尺寸及尺寸公差，以使 回转涡旋件的正立位置和容许自转角的中值一致。即，不改变容许 自转角而调整中值。
根据这样的本发明的一种形式，由于回转涡旋件的正立位置和容 许自转角的中值一致，所以能够使回转涡旋件从正立位置向左右扭 转的扭转姿态量α减少到容许自转角的一半
在上述的涡旋压缩机中，优选将容许自转角的中值设定为比回 转涡旋件的正立位置靠反回转方向(左)，由此，能够减少在通常的 运转中回转方向(右方向)的扭转力矩作用时的扭转姿态量α。
在上述的涡旋压缩机中，优选的是，所述固定涡旋件及所述回转 涡旋件为台阶形状，在该台阶形状的啮合部设有根据所述扭转姿态量α 设定的间隙，由此，能够防止由台阶形状的啮合部引起的回转半径ρ 的减小。
该情况下，在所述台阶形状的啮合部设置的间隙优选为10～ 100μm。
根据上述的本发明，由于回转涡旋件的正立位置和容许自转角 的中值一致，因此，能够减小因扭转姿态量α而产生的在两涡旋件之 间形成的网状间隙。因此，能够减少从高压侧的压缩室向低压侧的压 缩室流出的气体的泄漏量，能够提高涡旋压缩机的压缩性能。
另外，通过在台阶形状的啮合部设置对应于扭转姿态量α的间隙， 能够防止由台阶形状的啮合部引起的回转半径ρ的减小。因此，能够 减少从高压侧的压缩室向低压侧的压缩室流出的气体的泄漏量，能够 提高涡旋压缩机的压缩性能。
附图说明
图1是表示本发明的涡旋压缩机的构成例的剖面图。
图2A是表示容许自转角和回转涡旋件扭转姿态量α的关系的 图，为回转涡旋件的正立位置和容许自转角的中值一致的状态。
图2B是表示容许自转角和回转涡旋件扭转姿态量α的关系的 图，为容许自转角的中值相对于回转涡旋件的正立位置向左扭转的 状态。
图2C是表示容许自转角和回转涡旋件扭转姿态量α的关系的 图，为容许自转角的中值相对于回转涡旋件的正立位置向右扭转的 状态。
图3是表示台阶形状的固定涡旋件及回转涡旋件的图。
图4A是由销-环机构的销偏置引起回转半径ρ减小的机理的说明 图，是表示销设置角为θ时的销-环机构和回转半径的关系的图。
图4B是由销-环机构的销偏置引起回转半径ρ减小的机理的说明 图，是网状间隙的放大图。
图5A是由销-环机构的销偏置引起回转半径ρ减小的机理的说明 图，是表示回转角为θ1时的销-环机构和回转半径的关系的图。
图5B是由销-环机构的销偏置引起回转半径ρ减小的机理的说明 图，是网状间隙的放大图。
图6A是由销-环机构的销偏置引起回转半径ρ减小的机理的说明 图，是表示在回转角为θ1且产生了扭转姿态α的状态下的销-环机构和 回转半径的关系的图。
图6B是由销-环机构的销偏置引起回转半径ρ减小的机理的说明 图，是网状间隙的放大图。
图7A是由销-环机构的销偏置引起回转半径ρ减小的机理的说明 图，是表示在回转角为θ1且回转半径ρ减小的状态下的销-环机构和回 转半径的关系的图。
图7B是由销-环机构的销偏置引起回转半径ρ减小的机理的说明 图，是网状间隙的放大图。
图8是表示扭转姿态量α及回转半径ρ相对于回转角的关系的图。
标号说明
1    涡旋压缩机
2    固定涡旋件
3    回转涡旋件
4    环孔
5    销
11   环
ρ、ρpin  回转半径
ρth  理论回转半径
容许自转角
α  扭转姿态量(从回转涡旋件正立位置的扭转量)

下面，基于附图对本发明的涡旋压缩机的一种实施方式进行说明。
图1是表示横式涡旋压缩机的构成例的剖面图。该涡旋压缩机1 中，相对于通过螺栓12固定于壳体7上的固定涡旋件2，回转涡旋件 3防止自转，同时进行公转回转运动，由此来压缩制冷剂等气体。
在回转涡旋件3的背面侧(图1中左侧)，前罩6相对于壳体7 固定。另外，前罩6构成为支承来自回转涡旋件3的推力，并且，在 前罩6的内侧端面(即与回转涡旋件3的背面侧的端面接触的大致圆 环状的面)上设置多个(本实施方式中沿周方向隔90度设置四个)销 5。
在作为回转涡旋件3的背面侧(外侧)的端面(与前罩6的内侧 端面接触的面)上，以包含对应的销5的方式设置有压入或松脱嵌合 于环孔4的环11。销5的数量为环孔4的数量(本实施方式中为4根)， 销5的突出部松脱插入环11中。在前罩6的内侧中心部设置收容偏心 轴9及平衡块8的曲轴箱10。
而且，回转涡旋件3通过将销5松脱插入环11内而与前罩6结合， 因此，通过由环孔4以及环11和销5构成的防自转机构的作用，来防 止通过偏心轴9进行公转回转时的自转。此时，销5沿环11的内周面 在与回转涡旋件3的公转方向相同的方向上回转。此外，关于防自转 机构，不限于上述的销-环机构，例如也可以采用欧式(Oldham)环机 构。
例如图3所示，固定涡旋件2及回转涡旋件3为分别通过在端板 上立设由同一基圆半径b所规定的渐开线曲面形成的同一齿厚Tr的涡 卷状壁板2a、3a而形成的结构。在涡旋压缩机1中，使固定涡旋件2 和回转涡旋件3相互以回转半径ρ偏心且相位错开180度，使各壁板 2a、3a以面对的状态啮合。而且，涡旋压缩机1的回转涡旋件3通过 上述的防自转机构来阻止自身的自转，同时在以回转半径ρ为半径的 圆轨道上进行公转回转运动，从而压缩气体。
此外，回转半径ρ为通过固定涡旋件2的基圆和回转涡旋件3的 基圆之间的距离而描绘出的轨迹。
对于上述构成的涡旋压缩机1，在本发明中，在确定两涡旋件的涡 卷状壁板渐开线曲面的相对关系以及防自转机构的尺寸及尺寸公差 时，以使回转涡旋件的正立位置和容许自转角的中值一致的方式来 确定(图2A)。
在固定涡旋件2和回转涡旋件3之间产生由容许自转角引起的 扭转姿态量α的情况下，在固定涡旋件2及回转涡旋件3的涡卷状壁 板面之间形成的计算上的网状间隙，在固定涡卷状壁板腹侧渐开线曲 面2a’的接触点和固定涡卷状壁板背侧渐开线曲面2a”的接触点处，分 别为-Sa’、Sa。在通常的涡旋压缩机1中，网状间隙Sa、-Sa’约为5μm。 在此，在为向回转方向(右)扭转的姿态的情况下，在固定涡卷状壁 板背侧渐开线曲面2a”的接触点的间隙Sa为正值，另一方(在固定涡 卷状壁板腹侧渐开线曲面2a’上的接触点)的间隙-Sa’为负值，但是在 为向反回转方向(左)扭转的姿态的情况下，正负相反。此外，正值 为形成网状间隙的状态，负值是指涡卷状壁板彼此咬边(咬合)的状 态。
涡旋压缩机1以这样的状态运转时，在向右扭转的情况下，负的 间隙-Sa’为涡卷状壁板彼此互相按压而贴紧的状态。在成为这样的状态 时，回转半径ρ减小，由此，间隙-Sa’的绝对值Sa’与间隙Sa相加。因 此，在固定涡卷状壁板背侧渐开线曲面2a”的接触点处，形成最初的间 隙Sa增大了间隙-Sa’的绝对值Sa’后的最大间隙S(S＝Sa+Sa’)。
但是，如果确定两涡旋件的涡卷状壁板渐开线曲面的相对关系以 及防自转机构的尺寸及尺寸公差以使回转涡旋件的正立位置和容许自 转角的中值一致，则上述的间隙-Sa’与间隙Sa一起减半。因此，通 过间隙Sa及与该间隙Sa相加的间隙-Sa’的绝对值Sa’减半，最大间隙 S同样减半而成为较小值。
若像这样使最大间隙S减小，则涡旋压缩机1运转时从高压侧的 压缩室向低压侧的压缩室流出的气体的泄漏量减少，由此能够提高涡 旋压缩机1的压缩性能。
但是，在本实施方式所示的销-环机构的防自转机构中，如图4A 所示，为了防止固定涡旋件2的涡卷状壁板(齿面)和回转涡旋件3 的涡卷状壁板(齿面)无法啮合，对销5设置了偏置量δ。通过设置这 样的偏置量δ，容许自转角变得较大，因此，由扭转姿态量α引起的 从间隙Sa的泄漏导致涡旋压缩机1的压缩性能下降。
以下具体进行说明。在回转涡旋件3回转运动中，为了产生由环 11和销5确定的回转半径ρpin比由涡旋件确定(即由固定涡旋件2的 齿面和回转涡旋件3的齿面的啮合所确定)的理论回转半径ρth(ρ1) 大的情况，设定考虑了组装误差等尺寸公差的偏置量δ。在图示的状态 (销设置角为θ)下，涡旋件回转半径ρ为ρ1，销-环部回转半径ρ2与 涡旋件回转半径ρ1一致(ρth＝ρ1＝ρ2)，销-环部回转半径ρ2与偏置量 δ相加后的值作为回转半径ρpin(ρpin＝ρ2+δ)。在这种状态、即回转涡 旋件的正立状态下，销5的外周面和环11的内周面相接，间隙Sp消 失(Sp＝0)，而且网状间隙Sa也消失(Sa＝0)。
当回转角从图4A的状态(销设置角为θ)移动到θ1(参照图5A) 时，由于偏置量δ的影响变为ρth＝ρ1≠ρ2，因此，销5的外周面和环11 的内周面之间变为Sp≠0，形成间隙Sp。因此，如图6A中实线所示， 回转涡旋件3以间隙Sp绕回转方向(右转)自转，产生扭转姿态量α。 若变为该状态，则间隙Sp消失(Sp＝0)，并且，网状间隙Sa从0变 化到壁板咬边(咬合)的状态(参照图6B)。因此，由图7A中虚线 表示的涡旋件回转半径ρ1变为减小了Δρ的小径的回转半径(实线表 示)。
若像这样使回转半径减小，则如图5A所示，再次形成间隙Sρ。 其结果是，上述的图5A～图7A的状态变化反复进行，直至回转半径ρ1 的减小收敛于某值。
由于使网状间隙增大，所以这样的回转半径ρ1的减小成为在涡旋 压缩机1运转时气体的泄漏量增加而效率降低的原因。但是，如上所 述，在确定两涡旋件的涡卷状壁板渐开线曲面的相对关系以及构成防 自转机构的销5及环11的尺寸及尺寸公差时，如果回转涡旋件的正立 位置和容许自转角的中值一致，则能够减少扭转姿态量α，因此能够 将回转半径ρ1的减小抑制在最小限。因此，能够将网状间隙的增大抑 制在最小限，能够减少涡旋压缩机1运转时从高压侧的压缩室向低压 侧的压缩室流出的气体的泄漏量，从而能够提高涡旋压缩机1的压缩 性能。
在上述的实施方式中，在确定防自转机构的尺寸公差时，以使回 转涡旋件的正立位置与容许自转角的中值一致而确定，但也可以将 容许自转角的中值设定为比回转涡旋件的正立位置靠左的值，来减 少右方向的扭转力矩作用时的扭转姿态量α。即，也可以使图2A的容 许自转角向图2B的方向倾斜一些，由此使容许自转角的中值向左 方向移动一些，与右方向的扭转力矩相对应。
涡旋压缩机1在通常的运转时，由于在回转涡旋件3上作用有回 转方向(右方向)的扭转力矩，因此，如图2B所示，将容许自转角 的中值设定在与从回转涡旋件的正立位置回转的方向相反的方向(左 方向)即可。
另一方面，若回转涡旋件3的转速上升而高速回转，则有时也强 烈受到由自重引起的离心力矩的影响而导致绕反回转方向(左方向) 的扭转力矩起作用。因此，为了与该离心力矩相对应，如图2C所示， 理想的是进行将容许自转角的中值向回转方向(右方向)调整后的 设定。但是，为了从回转涡旋件3的低速回转区域到高速回转区域较 大范围地进行覆盖，最为优选的是进行使回转涡旋件的正立位置和容 许自转角的中值一致的设定，另外，在进行重视效率最高的回转区 域附近的设定的情况下，也可进行使容许自转角的中值比回转涡旋 件的正立位置靠反回转方向(靠左)一些的设定。
另外，图1所示的涡旋压缩机1中，固定涡旋件2及回转涡旋件3 为台阶形状。该台阶形状中，壁板及端板沿涡卷形状的涡在中心部侧 和外终端侧形成为不同的高度。即，在固定涡旋件2及回转涡旋件3 的壁板上设置台阶部D1，该台阶部D1使高度在壁面高度较低的中心 部侧和壁面高度较高的外周端侧之间发生变化。另外，在固定涡旋件2 及回转涡旋件3的端板上，对应于壁板侧的台阶部D1设置台阶部D2， 该台阶部D2使高度在底面高度较高的中心部侧和底面高度较低的外 周端侧之间发生变化。
在上述的台阶形状中，在回转涡旋件3回转时，形成壁板齿尖侧 的台阶部D1和端板侧的台阶部D2啮合的啮合部，对于该啮合部设置 对应于上述的扭转姿态量α而设定的间隙。
即，在台阶部D1、D2的啮合部上也形成与上述的扭转姿态量α 对应的计算上的面间间隙Sb、-Sb’。该面间间隙Sb、-Sb’约为数十μm， 增大至上述的网状间隙Sa、-Sa’的大约10倍。
这样的面间间隙Sb、-Sb’中，在使啮合部的面间产生咬边(咬合) 的负的面间间隙-Sb’侧，实际上台阶部D1、D2的形成面彼此贴紧而成 为无间隙的状态。其结果是，由于回转涡旋件3的回转半径ρ减小， 因此如上所述，间隙Sρ的增加、扭转姿态量α的增加、咬边(咬合) 量绝对值Sb’的增加及回转半径ρ的减小还反复进行，直至回转半径ρ 收敛于某值。
这样在台阶部D1、D2的啮合部上形成的间隙(及咬边)使涡旋 压缩机1的压缩效率降低、或成为噪音的原因，故而不予优选。
因此，关于上述的咬边侧(负)的面间间隙-Sb’，在正立状态的啮 合部上预先设置与面间间隙(咬边)相当的尺寸Sb’的间隙。其结果是， 如果运转时在回转涡旋件3上产生扭转姿态量α，则产生咬边的负的面 间间隙-Sb’和预先设置的尺寸Sb’的间隙相互抵消而变为约等于0，因 此，不会产生由Sb’引起的回转半径ρ的反复的减小，另外，不会出现 相对于相位错开180度的位置的面间间隙Sb加上绝对值Sb’而使面间 间隙增大的情况。因此，能够将台阶部D1、D2的啮合部上形成的间隙 及网状间隙抑制在最小限，能够减少从该间隙泄漏的气体量。
即，通过在台阶形状的啮合部上设置与扭转姿态量α对应的间隙， 能够防止由台阶形状的啮合部引起的回转半径ρ的减小，因此，能够 减少气体的泄漏量并提高涡旋压缩机1的压缩性能。
在将作为防自转机构的销-环机构的销偏置量δ设为0～0.2mm(关 于偏置量的公知例：参照日本特开2000-230487号公报)，且将回转方 向的扭转姿态量α设为0～0.3deg.的情况下，上述在台阶形状的啮合部 上设置的间隙尺寸优选在最大200μm以下，更理想的间隙尺寸在10～ 100μm的范围内。此外，如上所述，在只在回转方向设置容许自转角 的情况下，在反回转方向的台阶形状的啮合部上设置的间隙尺寸为 0mm以上即可。此外，对于该间隙尺寸Δs，根据压缩机的搭载性(大 小、重量)及零件加工能力(公差)等，在销偏置量δ＝0.1～0.2mm、回 转半径ρ＝2～6mm、防自转销设置位置(半径)Rpin＝19～55mm、基圆 半径b＝1.9～3.5mm的情况下，容许自转角(＝扭转姿态量α)分别为 而且台阶部的设置位置(距端板中心的距离)约为 33～47mm，由此要求Δs＝20～200mm。而且，在扭转姿态量的 情况下，要求Δs＝10～100μm。
根据上述的本发明，以使回转涡旋件的正立位置与容许自转角 的中值一致而确定两涡旋件的涡卷状壁板渐开线曲面的相对关系以及 防自转机构的尺寸及尺寸公差，因此，在固定涡旋件2及回转涡旋件3 的壁板之间形成的网状间隙减半而变小，从高压侧的压缩室向低压侧 的压缩室流出的气体的泄漏量减少，涡旋压缩机1的压缩性能提高。
另外，通过在台阶形状的啮合部上设置对应于扭转姿态量α的间 隙，能够防止由台阶形状的啮合部引起的回转半径ρ的减小，因此， 与网状间隙相同，在台阶部的啮合部上气体的泄漏量也减少，涡旋压 缩机1的压缩性能提高。另外，台阶部的接触压力减小，导致噪音减 少。
此外，本发明不限于上述的实施方式，在不脱离本发明的主旨的 范围内可进行适当变更。