涡旋压缩机的制作方法

本发明涉及在空气调节机及制冷机等中使用的涡旋压缩机。

背景技术

在空气调节机及制冷机等中使用的涡旋压缩机具有下述结构，该结构具备：利用将固定涡卷与绕动涡卷组合而形成的压缩室压缩制冷剂的压缩机构部；以及收容压缩机构部的容器。固定涡卷及绕动涡卷分别具有在台板上竖立设置有涡卷体的结构，涡卷体彼此啮合而形成压缩室。并且，通过使绕动涡卷进行绕动运动，压缩室一边缩小容积一边移动，利用压缩室进行制冷剂的吸入及压缩。在这种涡旋压缩机中，为了实现小型及低成本化，以通过使容器的直径相同并尽可能地增大压缩室的吸入容积而增大压缩机能力为目的的技术开发至关重要。为了使容器的直径相同并增大压缩室的吸入容积，需要对涡卷体的涡卷形状进行研究。

以往，存在将涡旋压缩机的涡卷形状形成为以规定半径的正圆为基圆的渐开线曲线，将涡卷体整体的轮廓形成为圆形的技术。相对于此，近年来，存在将涡卷体整体的轮廓不形成为圆形而形成为扁平形状，而且涡卷体的涡卷形状也形成为扁平形状的技术(例如，参照专利文献1)。

在涡旋压缩机的压缩机构部的附近配置具有防止绕动涡卷自转的功能的欧氏环。如果考虑避让欧氏环的键部，则在提高压缩机部件的安装密度方面，绕动涡卷的台板的外形形状相较于圆形而优选为扁平形状。在这样将台板的外形形状形成为扁平形状的情况下，涡卷体的涡卷形状也成为扁平形状，由此能够有效利用有限的台板上的空间而较大地取得压缩室的吸入容积。由此，如专利文献1那样，将涡卷体的涡卷形状形成为扁平形状在增大压缩室的吸入容积方面有效。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开平10-54380号公报

技术实现要素：

发明要解决的课题

在专利文献1中虽然记载了将涡卷体的轮廓及涡卷形状形成为扁平形状的情况，但是未记载涡卷形状的具体的定义。关于涡卷体的涡卷形状，存在如上所述利用以规定半径的正圆为基圆的渐开线曲线进行定义的技术，但即使在将涡卷形状形成为扁平形状的情况下，在制造涡卷体方面也需要具体地定义涡卷形状。

然而，在绕动涡卷与固定涡卷由异类材料构成的情况下，以各个涡卷体的材料物性的差异为起因，从强度设计的观点出发而各个涡卷体的齿厚互不相同。具体而言，由强度上脆弱的材料构成的涡卷体的齿厚比由强度上坚固的材料构成的涡卷体的齿厚构成得厚。

以往，未发现分别设计绕动涡卷及固定涡卷的各自的涡卷形状的技术。因而，在如上所述构成强度不同的绕动涡卷及固定涡卷的情况下，需要使两涡卷的涡卷体的齿厚与强度较弱的齿厚一致。由此，由强度上坚固的材料构成的涡卷体将齿厚设计得过厚，相应地会压迫台板上的空间，存在吸入容积下降的课题。

本发明鉴于这样的点而作出，其目的在于得到一种涡旋压缩机，该涡旋压缩机能够通过方程式定义将轮廓形成为扁平形状的涡卷体的涡卷形状，并能够通过分别设计绕动涡卷及固定涡卷的各自的涡卷体的齿厚而抑制吸入容积的下降。

用于解决课题的方案

本发明的涡旋压缩机具备在固定台板上竖立设置有固定涡卷体的固定涡卷和在绕动台板上竖立设置有绕动涡卷体的绕动涡卷，在通过固定涡卷体与绕动涡卷体啮合而形成的压缩室内压缩制冷剂，其中，将固定涡卷体及绕动涡卷体中的一方涡卷体的外侧曲线和另一方涡卷体的内侧曲线的确定中使用的基础曲线设为在x、y坐标系中使用渐开角θ和基圆半径a通过式(1)及式(2)定义的曲线，将一方涡卷体的内侧曲线和另一方涡卷体的外侧曲线的确定中使用的反转曲线设为使基础曲线以基圆的中心为基准旋转了π[rad]的曲线，式(1)及式(2)中的w(θ)是对于渐开角θ以将π[rad]作为1周期的正弦波形或余弦波形的方式变化的函数，当将固定涡卷体的齿厚为tf、绕动涡卷体的齿厚为tO时的异齿厚率定义为λ＝tf/(tf tO)，而且，将绕动涡卷的绕动半径定义为e时，一方涡卷体的外侧曲线是相对于在基础曲线上具有中心点且半径为eλ的圆组的内侧包络线，一方涡卷体的内侧曲线是相对于在反转曲线上具有中心点且半径为eλ的圆组的外侧包络线，另一方涡卷体的内侧曲线是相对于在基础曲线上具有中心点且半径为e(1-λ)的圆组的外侧包络线，另一方涡卷体的外侧曲线是相对于在反转曲线上具有中心点且半径为e(1-λ)的圆组的内侧包络线，λ的范围设为0<λ<1。

x＝a(cоsθ w(θ)sinθ)···(1)

y＝a(sinθ-w(θ)cоsθ)···(2)

发明效果

根据本发明，使用通过式(1)及式(2)定义的基础曲线、使基础曲线以基圆的中心为基准旋转了π[rad]而成的反转曲线、半径为eλ的圆组、半径为e(1-λ)的圆组，由此能够利用方程式定义轮廓为扁平形状的涡卷体的涡卷形状，并能够分别设计绕动涡卷及固定涡卷的各自的涡卷体的壁厚。由此，结果是能够抑制吸入容积的下降。

x＝a(cоsθ w(θ)sinθ)···(1)

y＝a(sinθ-w(θ)cоsθ)···(2)

附图说明

图1是实施方式1的涡旋压缩机的整体结构的概略纵向剖视图。

图2是实施方式1的涡旋压缩机的压缩机构部的横向剖视图。

图3是表示实施方式1的涡旋压缩机的压缩机构部的固定涡卷体和绕动涡卷体的俯视图。

图4是表示实施方式1的涡旋压缩机中的绕动涡卷的旋转一圈过程中的动作的压缩工序图。

图5是构成实施方式1的涡旋压缩机的压缩机构部的涡卷形状的制图方法的说明图。

图6是表示确定实施方式2的涡旋压缩机中的涡卷体的涡卷形状的w(θ)的特性的图。

图7是表示实施方式2的涡旋压缩机中的涡卷体的涡卷形状的图。

图8是表示确定实施方式3的涡旋压缩机中的涡卷体的涡卷形状的w(θ)的特性的图。

图9是表示实施方式3的涡旋压缩机中的涡卷体的涡卷形状的图。

图10是表示确定实施方式4的涡旋压缩机中的涡卷体的涡卷形状的w(θ)的特性的图。

图11是表示实施方式4的涡旋压缩机中的涡卷体的涡卷形状的图。

图12是表示确定实施方式5的涡旋压缩机中的涡卷体的涡卷形状的w(θ)的特性的图。

图13是表示实施方式5的涡旋压缩机中的涡卷体的涡卷形状的图。

具体实施方式

以下，参照附图等，说明实施方式的涡旋压缩机。在此，在包含图1在内的以下的附图中，标注了同一附图标记的结构是相同或相当于此的结构，在以下记载的实施方式的全文中设为通用。并且，说明书全文中表达的构成要素的方式只不过是例示，没有限定为说明书记载的方式。

实施方式1.

图1是实施方式1的涡旋压缩机的整体结构的概略纵向剖视图。

实施方式1的涡旋压缩机具有压缩机构部8、经由旋转轴6来驱动压缩机构部8的电动机构部110、以及其他的构成部件，且具有将它们收纳于构成外轮廓的密闭容器100的内部的结构。在密闭容器100内，压缩机构部8配置于上方，电动机构部110配置在比压缩机构部8靠下方的位置。

在密闭容器100内，还以隔着电动机构部110相向的方式收纳有框架7和副框架9。框架7配置在电动机构部110的上侧而位于电动机构部110与压缩机构部8之间，副框架9位于电动机构部110的下侧。框架7通过热配或焊接等而固着于密闭容器100的内周面。而且，副框架9经由副框架支架9a通过热配或焊接等而固着于密闭容器100的内周面。

在副框架9的下方安装有包含容积型泵的泵元件112。泵元件112将密闭容器100的底部的积油部100a积存的制冷机油向压缩机构部8的后述的主轴承7a等滑动部供给。泵元件112通过上端面沿轴向支承旋转轴6。

在密闭容器100设有用于吸入制冷剂的吸入管101和用于喷出制冷剂的喷出管102。

压缩机构部8具有对从吸入管101吸入的制冷剂进行压缩并将压缩后的制冷剂向在密闭容器100内的上方形成的高压部排出的功能。压缩机构部8具备固定涡卷1和绕动涡卷2。

固定涡卷1经由框架7固定于密闭容器100。绕动涡卷2配置于固定涡卷1的下侧并绕动自如地支承于旋转轴6的后述的偏心轴部6a。

固定涡卷1具备固定台板1a和在固定台板1a的一方的面上竖立设置的作为涡卷状突起的固定涡卷体1b。绕动涡卷2具备绕动台板2a和在绕动台板2a的一方的面上竖立设置的作为涡卷状突起的绕动涡卷体2b。固定涡卷1及绕动涡卷2以使固定涡卷体1b与绕动涡卷体2b以相反相位啮合的对称涡卷形状的状态配置在密闭容器100内。并且，在固定涡卷体1b与绕动涡卷体2b之间形成有压缩室71，伴随着旋转轴6的旋转，该压缩室71的容积随着从半径方向外侧朝向内侧缩小。需要说明的是，在此，固定涡卷体1b与绕动涡卷体2b以对称涡卷形状的状态配置于密闭容器100内，但是也可以是以相同相位啮合的非对称涡卷形状的状态配置于密闭容器100内。

在固定涡卷1的固定台板1a中的与绕动涡卷2相反侧的面上固定有隔板4。在隔板4形成有与固定涡卷1的喷出口1c连通的贯通孔4a，在该贯通孔4a设有喷出阀11。而且，在隔板4以覆盖喷出口1c的方式安装有喷出消声器12。

框架7具有对固定涡卷1进行固定配置并将作用于绕动涡卷2的推力沿轴向支承的推力面。而且，在框架7贯通形成有将从吸入管101吸入的制冷剂向压缩机构部8内引导的两个导入流路7c。

另外，在框架7上配置有用于防止绕动涡卷2的回旋运动中的自转的欧氏环14。欧氏环14的键部14a配置在绕动涡卷2的绕动台板2a的外周侧。

电动机构部110向旋转轴6供给旋转驱动力，具备电动机定子110a和电动机转子110b。电动机定子110a为了从外部得到电力而通过引线(未图示)连接于在框架7与电动机定子110a之间存在的玻璃端子(未图示)。而且，电动机定子110a通过热配等固定于旋转轴6。而且，为了进行涡旋压缩机的旋转系整体的平衡，在旋转轴6固定有第一平衡重60，在电动机定子110a固定有第二平衡重61。

旋转轴6由上部的偏心轴部6a、中间部的主轴部6b、下部的副轴部6c构成。偏心轴部6a相对于旋转轴6的轴心偏心。偏心轴部6a经由带有平衡重的滑动件5和绕动轴承2c嵌合于绕动涡卷2，通过旋转轴6的旋转而使绕动涡卷2进行绕动运动。主轴部6b经由套筒13嵌合于主轴承7a，该主轴承7a配置于在框架7设置的圆筒状的凸台部7b的内周，主轴部6b经由基于制冷机油的油膜而与主轴承7a滑动。主轴承7a通过压装铜铅合金等用于滑动轴承的轴承材料等而固定于凸台部7b内。

在副框架9的上部具备由球轴承构成的副轴承10，副轴承10在电动机构部110的下部沿半径方向轴支承旋转轴6。需要说明的是，副轴承10可以由球轴承以外的其他的轴承结构进行轴支承。副轴部6c与副轴承10嵌合，经由基于制冷机油的油膜而与副轴承10滑动。主轴部6b及副轴部6c的轴心与旋转轴6的轴心一致。

在此，如以下那样定义密闭容器100内的空间。将密闭容器100的内部空间中的比框架7靠电动机转子110b侧的空间设为第一空间72。而且，将由框架7的内壁和固定台板1a围成的空间设为第二空间73。而且，将比固定台板1a靠喷出管102侧的空间设为第三空间74。将第二空间73中的组合固定涡卷体1b和绕动涡卷体2b而成的结构体部分的外侧称为吸入空间73a。

接下来，说明密闭容器100的内部的压缩机构部8的部件配置。

图2是实施方式1的涡旋压缩机的压缩机构部的横向剖视图。图3是表示实施方式1的涡旋压缩机的压缩机构部的固定涡卷体和绕动涡卷体的俯视图。需要说明的是，在图2及图3中，为了容易区分固定涡卷1的固定涡卷体1b与绕动涡卷2的绕动涡卷体2b而对绕动涡卷2的绕动涡卷体2b施加了点。在后述的图中也同样。

密闭容器100在俯视观察下为正圆形形状，框架7以其外周面与密闭容器100的内周面接触的状态固着于密闭容器100的内部。由此，框架7的外周面也成为正圆形形状。而且，在第二空间73配置有欧氏环14的键部14a。关于图2中的附图标记21及附图标记22，在后文叙述。

这样，在欧氏环14的键部14a配置于第二空间73的规格中，需要避开键部14a的可动范围地配置绕动台板2a。因此，绕动台板2a的外形形状成为扁平形状。需要说明的是，扁平形状是卵形，也包括长圆形状及椭圆形状，总之是指比正圆平坦的全部形状。

这样，由于绕动台板2a的外形形状为扁平形状，因此在绕动台板2a上竖立设置的绕动涡卷体2b的涡卷形状也成为扁平形状，由此能够有效使用绕动台板2a上的空间，能够提高空间效率。关于固定台板1a也同样，将固定台板1a的外形形状和固定涡卷体1b的涡卷形状形成为扁平形状。通过这样提高空间效率，在密闭容器100的大小仍保持相同的状态下能够实现压缩室71的容积的扩大，能够提高压缩机能力。反过来说，在确保相同的压缩机能力时，能够实现密闭容器100的小型化。需要说明的是，以下，在不区分固定涡卷体1b与绕动涡卷体2b而指代两方时，总称为“涡卷体”。关于台板也同样，在不区分固定台板1a与绕动台板2a而指代两方时，总称为“台板”。

另外，固定涡卷1的材质例如为铸件材料。另外，对于绕动涡卷2的材质，以抑制离心力为目的而使用比重比铸件材料等小的例如铝合金材料。在以上的材质结构的情况下，绕动涡卷体2b的屈服应力相对于固定涡卷体1b而相对减小。由此，为了确保绕动涡卷体2b的强度，如图2及图3所示，将绕动涡卷体2b的齿厚比固定涡卷体1b的齿厚设定得厚。本实施方式1的特征之一在于能够分别设定绕动涡卷体2b及固定涡卷体1b的各自的齿厚，对于这一点会再次进行说明。

接下来，说明涡旋压缩机的动作。

图4是表示实施方式1的涡旋压缩机中的绕动涡卷的旋转一圈过程中的动作的压缩工序图。图4(a)示出旋转相位为0[rad](2π[rad])时的涡卷体的位置。图4(b)示出旋转相位为π/2[rad]时的涡卷体的位置。图4(c)示出旋转相位为π[rad]时的涡卷体的位置。图4(d)示出旋转相位为3π/2[rad]时的涡卷体的位置。

当向电动机构部110的电动机定子110a通电时，电动机转子110b受到旋转力而旋转。伴随于此，固定于电动机转子110b的旋转轴6被驱动而旋转。旋转轴6的旋转运动经由偏心轴部6a向绕动涡卷2传递。绕动涡卷2的绕动涡卷体2b在由欧氏环14限制自转的同时以绕动半径进行绕动运动。需要说明的是，绕动半径是指偏心轴部6a相对于主轴部6b的偏心量。

伴随着电动机构部110的驱动，制冷剂从外部的制冷循环经由吸入管101流入密闭容器100内的第一空间72。流入到第一空间72的低压制冷剂通过设置在框架7内的两个导入流路7c流入吸入空间73a。流入到吸入空间73a的低压制冷剂伴随着压缩机构部8的绕动涡卷体2b及固定涡卷体1b的相对的绕动动作而被吸入压缩室71。被吸入到压缩室71的制冷剂通过与绕动涡卷体2b及固定涡卷体1b的图4所示的相对动作相伴的压缩室71的几何学上的容积变化而从低压向高压上升。并且，成为高压的制冷剂通过固定涡卷1的喷出口1c及隔板4的贯通孔4a，推开喷出阀11而向喷出消声器12内喷出。喷出到喷出消声器12内的制冷剂向第三空间74喷出，从喷出管102作为高压制冷剂向压缩机外部喷出。图1的箭头表示该制冷剂的流动。

在本实施方式1中，如上所述将绕动涡卷体2b及固定涡卷体1b的轮廓形成为扁平形状，涡卷形状也形成为扁平形状。而且，在绕动涡卷体2b与固定涡卷体1b中，齿厚不同。在具有这样的涡卷体的压缩机构部8中，即便在如图4所示使绕动涡卷体2b以恒定的绕动半径进行动作的情况下，绕动涡卷体2b的外向面和内向面也一边与相互相向的固定涡卷体1b的内向面和外向面接触一边动作。

并且，本实施方式1的特征在于，使用方程式来定义轮廓为扁平形状的绕动涡卷体2b及固定涡卷体1b的各自的涡卷形状。该定义也包括能够分别设定绕动涡卷体2b及固定涡卷体1b的各自的齿厚的情况。以下，首先，说明用于确定涡卷形状的方程式，然后，说明使用了该方程式的齿厚不同的涡卷体的制图方法。

涡卷形状通过确定涡卷体的外向面的外侧曲线和确定涡卷体的内向面的内侧曲线决定。在使用方程式来定义涡卷体的涡卷形状时，首先，定义对涡卷体的外侧曲线及内侧曲线中的一方进行确定用的基础曲线和对另一方进行确定用的反转曲线。基础曲线是作为基圆的渐开线的曲线，成为在x、y坐标系中使用渐开角θ通过以下的式(1)及式(2)定义的曲线。反转曲线是使基础曲线以基圆的中心为基准而旋转了π[rad]的曲线。

在式(1)及式(2)中，w(θ)通过对于渐开角θ以将π[rad]作为1周期的正弦波形或余弦波形的方式变化的函数来提供。由此，能够通过方程式定义将轮廓形成为扁平形状的涡卷体的涡卷形状。需要说明的是，w(θ)如上所述以正弦波形或余弦波形的方式变化，但是雇本实施方式1中，作为一例，如以下的式(3)那样以正弦波形的方式变化。需要说明的是，在式(3)中，a为基圆半径。α是表示扁平程度的系数。N是1以上的自然数。ξ是表示扁平方向的角度的常数[rad]。

[数学式1]

x＝a(cosθ w(θ)sinθ) …(1)

[数学式2]

y＝a(sinθ-w(θ)cosθ) …(2)

[数学式3]

w(θ)＝(θ αθ(sin(θ-ξ))^2N) …(3)

图5是构成实施方式1的涡旋压缩机的压缩机构部的涡卷形状的制图方法的说明图。在图5中，按照(a)～(f)的步骤制图。

首先，如图5(a)所示，描绘作为基圆的渐开线的基础曲线30。在此，w(θ)如上所述根据渐开角θ而以将π[rad]作为1周期的正弦波形的方式变化。

接下来，如图5(b)所示，描绘使通过步骤(a)描绘的基础曲线30相对于基圆中心O旋转了π[rad]而成的反转曲线31。

接下来，如图5(c)所示，描绘在通过步骤(a)及步骤(b)描绘的基础曲线30及反转曲线31上分别具有中心的半径为eλ的多个圆32。在此，e为绕动涡卷体2b的绕动半径。λ是固定涡卷体1b的齿厚tf与绕动涡卷体2b的齿厚tO的异齿厚率(dissimilar tooth-thickness ratio)，由λ＝tf/(tf tO)定义。λ的范围为0<λ<1。需要说明的是，在λ为0.5的情况下，固定涡卷体1b的齿厚tf与绕动涡卷体2b的齿厚to相等。

接下来，如图5(d)所示，描绘通过步骤(c)描绘的圆组的包络线。此时，基础曲线30上的相对于圆组的内侧包络线33成为绕动涡卷体2b的外侧曲线。而且，反转曲线31上的相对于圆组的外侧包络线34成为绕动涡卷体2b的内侧曲线。并且，步骤(d)的点区域成为绕动涡卷体2b的截面。

接下来，如图5(e)所示，描绘在基础曲线30及反转曲线31上具有中心且半径为e(1-λ)的多个圆35。

并且，如图5(f)所示，描绘通过步骤(e)描绘的圆组的包络线。此时，基础曲线30上的相对于圆组的外侧包络线36成为固定涡卷体1b的内侧曲线。而且，反转曲线31上的相对于圆组的内侧包络线37成为固定涡卷体1b的外侧曲线。并且，步骤(f)的阴影区域成为固定涡卷体1b的截面。

在此，λ为0<λ<1的范围，但是通过变更λ的值而能够任意设定固定涡卷体1b与绕动涡卷体2b的齿厚的差异。在λ＝0.5的情况下，如上所述固定涡卷体1b与绕动涡卷体2b的齿厚相同。随着λ从0.5减小，绕动涡卷体2b的齿厚变厚，而固定涡卷体1b的齿厚变薄。而且，随着λ从0.5增大，齿厚颠倒，绕动涡卷体2b的齿厚变薄，而固定涡卷体1b的齿厚变厚。

然而，作为不使涡旋压缩机大型化而扩大空调能力的手段，存在使涡旋压缩机增速的对策。在将涡旋压缩机增速的情况下，跟随电动机构部110的旋转动作而进行绕动旋转的绕动涡卷的离心力增大，存在损伤压缩机内部的构件的课题。作为对策，存在将绕动涡卷的材质从比重大的铸件材料等变更为比重小的铝合金材料等而降低离心力的对策。在采取该对策的情况下，为了提高涡旋彼此的烧结耐力，有时通过与绕动涡卷不同的异类材料构成与绕动涡卷相向地滑动的固定涡卷。

在通过异类材料构成绕动涡卷2和固定涡卷1的情况下，如上所述，以各个涡卷体的材料物性的差异为起因，从强度设计的观点出发而各个涡卷体的齿厚互不相同。具体而言，由在强度上脆弱的材料构成的涡卷体的齿厚比由强度上坚固的材料构成的涡卷体的齿厚构成得厚。由此，在将固定涡卷1设为铸件材料，将绕动涡卷2设为比铸件材料脆弱的铝合金材料的情况下，从涡卷体的变形及强度的观点出发，固定涡卷体1b的齿厚tf与绕动涡卷体2b的齿厚to的关系成为tf<to。在该情况下，λ在0<λ<0.5的范围中进行设定。

如以上所述能够作成齿厚不同的固定涡卷体1b及绕动涡卷体2b的各自的涡卷形状。需要说明的是，图3示出在式(3)中将α的值设为0.3，将λ的值设为0.4，将N的值设为1，将ξ的值设为0时的固定涡卷体1b及绕动涡卷体2b的形状。

在此，α是如上所述表示扁平的程度的系数，通过变更α的值而能够任意设定涡卷体的轮廓的扁平率。具体而言，随着α的值增大，涡卷体的轮廓的扁平率增大而成为平坦的形状。扁平率是指涡卷体的轮廓的长轴与短轴之比。

另外，ξ是如上所述表示扁平方向的角度的常数，通过变更ξ的值，能够任意设定扁平方向的角度。图3是如上所述ξ为0的情况，涡卷体成为其扁平方向、换言之长轴的方向通过以将基圆中心O设为中心的角度计为0[rad]的方向的水平朝向的形状。在将ξ设为例如π/2的情况下，涡卷体成为长轴的方向通过以将基圆中心O设为中心的角度计为π/2的方向的倾斜的形状。

如以上说明所述，在本实施方式1中，使用基础曲线30和反转曲线31定义了涡卷体的涡卷形状。基础曲线30使用渐开角θ和基圆半径a通过上述式(1)及式(2)来定义。反转曲线31是使基础曲线30相对于基圆中心O旋转了π[rad]的曲线。式(1)及式(2)中的w(θ)相对渐开角θ以将π[rad]作为1周期的正弦波形或余弦波形的方式变化的函数。

并且，将固定涡卷体1b的齿厚为tf，绕动涡卷体2b的齿厚为tO时的异齿厚率设为λ＝tf/(tf tO)，而且，将绕动半径定义为e。使用该定义，并使用基础曲线30及反转曲线31的各自的方程式，确定绕动涡卷体2b及固定涡卷体1b的各自的外侧曲线及内侧曲线。即，绕动涡卷体2b将相对于在基础曲线30上具有中心点且半径为eλ的圆组的内侧包络线设为外侧曲线。而且，绕动涡卷体2b将相对于在反转曲线31上具有中心点且半径为eλ的圆组的外侧包络线设为内侧曲线。固定涡卷体1b将相对于在基础曲线30上具有中心点且半径为e(1-λ)的圆组的外侧包络线设为内侧曲线。而且，固定涡卷体1b将相对于在反转曲线31上具有中心点且半径为e(1-λ)的圆组的内侧包络线设为外侧曲线。λ的范围为0<λ<1。需要说明的是，在此，使用半径为eλ的圆组作成了绕动涡卷体2b，使用半径为e(λ-1)的圆组作成了固定涡卷体1b，但也可以使圆组相反。

通过以上所述，能够使用方程式定义轮廓为扁平形状的绕动涡卷体2b及固定涡卷体1b的各自的涡卷形状。该定义也包括能够分别设定绕动涡卷体2b及固定涡卷体1b的各自的齿厚的情况。由此，能够独立地对固定涡卷体1b和绕动涡卷体2b各自的齿厚进行强度设计。因此，能够避免强度的过度设计，结果是能够扩大吸入容积。由此，不用使压缩机大型化就能够提高压缩机能力。或者，能够实现同等压缩机能力下的小型化。

在本实施方式1中，在将λ的范围设为0<λ<0.5的情况下，能够使绕动涡卷体2b的齿厚比固定涡卷体1b的齿厚厚。

在本实施方式1中，w(θ)通过上述(3)式提供。在w(θ)的函数式中，通过变更α及λ的值，能够对应于台板的形状而设定涡卷体的轮廓的扁平率及异齿厚率。因此，能够实现基于涡卷体的轮廓的最优化的涡卷体的安装密度的提高，且还能够实现吸入容积的扩大。其结果是，不用使压缩机大型化就能够提高压缩机能力。或者，能够实现同等的压缩机能力下的压缩机的小型化。而且，在w(θ)的函数式中，通过变更ξ的值而能够设定涡卷体的扁平方向。

然而，在图2中，虚线圆表示在固定台板1a上设置的过压缩放气口21及过压缩放气口22。过压缩放气口21及过压缩放气口22是为了在压缩比小的局部负载运转中将压缩室内部的气体制冷剂在压缩过程的中途沿轴向排出而设置的。这样通过将气体制冷剂在压缩过程的中途排出，能够减少压缩室71内部的由过度压缩产生的损失。

为了抑制压缩室71间的泄漏，上述的过压缩放气口21及过压缩放气口22需要形成为与相邻的压缩室71两方不同时连通。因此，过压缩放气口21及过压缩放气口22的口径需要设定得比涡卷体的齿厚小。另一方面，为了将压缩过程的气体制冷剂高效地排出，将口径设定得大是有效的。因此，过压缩放气口21及过压缩放气口22的口径的设计制约成为局部负载运转的性能改善中的课题。

在实施方式1记载的涡卷体的涡卷形状中，渐开角为π/2[rad]、3π/2[rad]时的齿厚比渐开角为0[rad]、π[rad]时的齿厚厚。这样，实施方式1记载的涡卷体具有齿厚增减的涡卷形状。因此，通过在绕动涡卷体2b的齿厚增大的部分的与绕动涡卷2的绕动运动相伴的移动轨迹区域内设置过压缩放气口21及过压缩放气口22而得到以下的效果。即，能够将口径在绕动涡卷体2b的齿厚的范围内设定得大，并防止相邻的压缩室71间由过压缩放气口21及过压缩放气口22连通的情况。由此，在局部负载运转中能够有效地排出气体制冷剂，能够抑制制冷剂的过度压缩。其结果是，能够减少制冷剂的过度压缩引起的无用的电力消耗。

实施方式2.

在实施方式2中，说明与w(θ)的特性对应的涡卷形状的变化。以下，以实施方式2与实施方式1不同的结构为中心进行说明，实施方式2中未说明的结构与实施方式1同样。

图6是表示确定实施方式2的涡旋压缩机中的涡卷体的涡卷形状的w(θ)的特性的图。图6(a)、图6(b)、图6(c)、图6(d)依次对应于上述实施方式1中所示的式(3)和以下的式(4)～式(6)。图6的横轴表示渐开角θ[rad]。图6的纵轴表示w(θ)。图7是表示实施方式2的涡旋压缩机中的涡卷体的涡卷形状的图。图7(a)～图7(d)示出将w(θ)设为图6(a)～图6(d)时的涡卷形状。需要说明的是，图7(a)及图7(b)示出将α的值设为0.3，将λ的值设为0.4，将N的值设为1，将ξ的值设为0时的涡卷形状。图7(c)及图7(d)示出将α的值设为0.15，将λ的值设为0.4，将N的值设为1，将ξ的值设为0时的涡卷形状。

[数学式4]

w(θ)＝(θ αθ(cos(θ-ξ))^2N) …(4)

[数学式5]

w(θ)＝(θ αθsin2(θ-ξ)) …(5)

[数学式6]

w(θ)＝(θ αθcos2(θ-ξ)) …(6)

根据实施方式2，通过如式(4)～式(6)那样变更w(0)，能够任意设定固定涡卷体1b及绕动涡卷体2b的轮廓。由此，即使在绕动台板2a的形状与实施方式1不同的情况下，也能够得到与实施方式1同等的效果。

实施方式3.

实施方式1及实施方式2是从卷绕开始至卷绕结束而涡卷体的齿厚增减的涡卷形状。实施方式3涉及从卷绕开始至卷绕结束而涡卷体的齿厚的变化比较小的涡卷形状。以下，以实施方式3与实施方式1不同的结构为中心进行说明，实施方式3中未说明的结构与实施方式1同样。

图8是表示确定实施方式3的涡旋压缩机中的涡卷体的涡卷形状的w(θ)的特性的图。图8(a)、图8(b)、图8(c)、图8(d)依次对应于以下的式(7)～式(10)。图8的横轴表示渐开角θ[rad]。图8的纵轴表示w(θ)。图9是表示实施方式3的涡旋压缩机中的涡卷体的涡卷形状的图。图9(a)～图9(d)示出将w(θ)设为图8(a)～图8(d)时的涡卷形状。需要说明的是，图9(a)及图9(b)示出将α的值设为1.4，将λ的值设为0.4，将N的值设为1，将ξ的值设为0时的涡卷形状。图9(c)及图9(d)示出将α的值设为0.7，将λ的值设为0.4，将N的值设为1，将ξ的值设为0时的涡卷形状。

[数学式7]

w(θ)＝(θ α(sin(θ-ξ))^2N) …(7)

[数学式8]

w(θ)＝(θ α(cos(θ-ξ))^2N) …(8)

[数学式9]

w(θ)＝(θ αsin2(θ-ξ)) …(9)

[数学式10]

w(θ)＝(θ αcos2(θ-ξ)) …(10)

上述式(7)～式(10)在α未乘以θ这一方面与上述的式(3)、式(4)～式(6)不同。根据实施方式3，与实施方式1同样，通过变更w(θ)的函数式，能够任意设定固定涡卷体1b及绕动涡卷体2b的轮廓。而且，在实施方式3中，通过将w(θ)设定为式(7)～式(10)的任一个，能够得到从卷绕开始至卷绕结束的涡卷体的齿厚的变化比较小的卵形的涡卷体。而且，在实施方式3中，在设计涡卷体的形状时，即使在无法容许大的齿厚变化的情况下，也能够通过将涡卷体设为卵形而与实施方式1同样地使吸入容积增加。

实施方式4.

实施方式4是在上述的式(3)～式(6)所示的w(θ)的函数中具有表示涡卷体的齿厚的减少程度的β的项的方式。以下，以实施方式4与实施方式1不同的结构为中心进行说明，实施方式4中未说明的结构与实施方式1同样。

图10是表示确定实施方式4的涡旋压缩机中的涡卷体的涡卷形状的w(θ)的特性的图。图10的横轴表示渐开角θ[rad]。图10的纵轴表示w(θ)。在图10中，虚线表示以下的式(11)的w(θ)。实线为了比较而表示实施方式1的式(3)的w(θ)。图11是表示实施方式4的涡旋压缩机中的涡卷体的涡卷形状的图。图11示出将α的值设为0.3，将β的值设为0.007，将λ的值设为0.4，将N的值设为1，将ξ的值设为0，w(θ)的函数式为以下的式(11)时的涡卷形状。在以下的式(11)～式(14)中，β为0以上的正值。

在实施方式4中，w(θ)成为式(3)～式(6)所示的w(θ)的函数乘以(1-βθ)得到的函数。

[数学式11]

w(θ)＝(θ αθ(sin(θ-ξ))^2N)(1-βθ) …(11)

[数学式12]

w(θ)＝(θ αθ(cos(θ-ξ))^2N)(1-βθ) …(12)

[数学式13]

w(θ)＝(θ αθsin2(θ-ξ))(1-βθ) …(13)

[数学式14]

w(θ)＝(θ αθcos2(θ-ξ))(1-βθ) …(14)

实施方式4的使用式(11)～式(14)的任一个来确定w(θ)的涡卷体的形状如以下所述。即，成为从卷绕开始朝向卷绕结束而渐开角2π周期的平均齿厚逐渐减小的形状。在此，在式(11)～式(14)中，β为正值，随着β的值增大，齿厚的减少程度增大。以下，说明通过将涡卷体形成为这样从卷绕开始朝向卷绕结束而渐开角2π周期的平均齿厚逐渐减小的形状而得到的效果。

形成在压缩机构部8内的压缩室71间的压力差越靠近制冷剂被压缩而压力升高的中心部、即涡卷体的中心部则越增大。即涡卷体的卷绕开始部分与卷绕结束部分相比压缩室71间的压力差增大。因此，在设计涡卷体的齿厚时，需要设计成能耐受在涡卷体的中心部产生的压力差的齿厚。在此，假设将涡卷体的齿厚从卷绕开始至卷绕结束以能耐受在涡卷体的中心部产生的压力差的齿厚设为恒定的情况下，在压缩室71间的压力差小的卷绕结束部附近，在强度上成为过度设计。即，由于将涡卷体的齿厚形成为必要以上的厚度，因此会使吸入完成时的压缩室71的容积，即吸入容积不必要地减少。

相对于此，在本实施方式4中，通过适当设定β，在从卷绕开始朝向卷绕结束而渐开角2π周期的平均齿厚逐渐减小的结构中，能够任意设定该平均齿厚的减少程度。因此，通过根据压缩机的规格及运转条件等来设定β，能够得到在卷绕开始部具有所需强度的齿厚且在卷绕结束处减薄齿厚而在有限的空间内能够将吸入容积确保得大的涡卷体。具体而言，随着将β以0以上的值增大，从卷绕开始朝向卷绕结束而齿厚的减少程度增大。因此，只要在涡卷体的中心部的压缩室71间的压力差大的情况下增大β的值，在涡卷体的中心部的压缩室71间的压力差小的情况下减小β的值即可。

根据实施方式4，与实施方式1同样，通过变更w(θ)的函数式而能够任意设定固定涡卷体1b及绕动涡卷体2b的轮廓。而且，在实施方式4中，通过将w(θ)设定为式(11)～式(14)的任一个，能够得到从卷绕开始朝向卷绕结束而渐开角2π周期的平均齿厚逐渐减小的涡卷体。并且，通过适当设定β，能够变更齿厚的减少程度。因此，能够缩小作用的压力差小的卷绕结束部附近的涡卷体的齿厚。由此，能够避免卷绕结束部附近的齿厚的过度设计而将吸入容积设定得大。

实施方式5.

实施方式5是在上述实施方式3的式(7)～式(10)所示的w(θ)的函数中，具有表示涡卷体的齿厚的减少程度的β的项的方式。以下，以实施方式5与实施方式3不同的结构为中心进行说明，在实施方式5中未说明的结构与实施方式3同样。

图12是表示确定实施方式5的涡旋压缩机中的涡卷体的涡卷形状的w(θ)的特性的图。图12的横轴表示渐开角θ[rad]。图12的纵轴表示w(θ)。在图12中，虚线表示以下的式(15)的w(θ)。实线为了比较而表示实施方式3的式(7)的w(θ)。图13是表示实施方式5的涡旋压缩机中的涡卷体的涡卷形状的图。图13记载了将α的值设为1.4，将β的值设为0.007，将λ的值设为0.4，将N的值设为1，将ξ的值设为0，w(θ)的函数式为式(15)的情况。在以下的式(15)～式(18)中，β为正值。

在实施方式5中，w(θ)成为对式(7)～式(10)所示的w(θ)的函数乘以(1-βθ)的函数。

[数学式15]

w(θ)＝(θ α(sin(θ-ξ))^2N)(1-βθ) …(15)

[数学式16]

w(θ)＝(θ α(cos(θ-ξ))^2N)(1-βθ) …(16)

[数学式17]

w(θ)＝(θ αsin2(θ-ξ))(1-βθ) …(17)

[数学式18]

w(θ)＝(θ αcos2(θ-ξ))(1-βθ) …(18)

实施方式5的使用式(15)～式(18)的任一个来确定w(θ)的涡卷体的形状如以下所述。即，成为从卷绕开始朝向卷绕结束而渐开角2π周期的平均齿厚逐渐减小的形状。在此，在式(15)～式(18)中，β为正值，随着β的值增大，齿厚的减少程度增大。通过将涡卷体形成为这样从卷绕开始朝向卷绕结束而渐开角2π周期的平均齿厚逐渐减小的形状而得到的效果如上所述。

在本实施方式5中，通过适当设定β，在从卷绕开始朝向卷绕结束而渐开角2π周期的平均齿厚逐渐减小的结构中，能够任意设定该平均齿厚的减少程度。因此，通过根据压缩机的规格及运转条件等来设定β，能够得到在卷绕开始部具有所需强度的齿厚且在卷绕结束处减薄齿厚而在有限的空间内能够将吸入容积确保得大的涡卷体。具体而言，随着将β以0以上的值增大，齿厚的减少程度增大，因此只要在涡卷体的中心部的压缩室71间的压力差大的情况下增大β的值，在涡卷体的中心部的压缩室71间的压力差小的情况下减小β的值即可。

根据实施方式5，与实施方式3同样，通过变更w(θ)的函数式，能够任意设定固定涡卷体1b及绕动涡卷体2b的轮廓。而且，在实施方式5中，通过将w(θ)设定为式(15)～式(18)的任一个，能够得到从卷绕开始朝向卷绕结束而渐开角2π周期的平均齿厚逐渐减小的涡卷体。并且，通过适当设定β，能够变更齿厚的减少程度。因此，能够缩小作用的压力差小的卷绕结束部附近的涡卷体的齿厚。由此，能够避免卷绕结束部附近的齿厚的过度设计而将吸入容积设定得大。

以上，在实施方式1～实施方式5中，示出了涡旋压缩机的密闭容器100的内部为低压制冷剂的低压壳型的情况，但是在密闭容器100的内部为高压制冷剂的高压壳型的结构的情况下，也能得到同样的效果。

附图标记说明

1固定涡卷，1a固定台板，1b固定涡卷体，1c喷出口，2绕动涡卷，2a绕动台板，2b绕动涡卷体，2c绕动轴承，4隔板，4a贯通孔，5带有平衡重的滑动件，6旋转轴，6a偏心轴部，6b主轴部，6c副轴部，7框架，7a主轴承，7b凸台部，7c导入流路，8压缩机构部，9副框架，9a副框架支架，10副轴承，11喷出阀，12喷出消声器，13套筒，14欧氏环，14a键部，21过压缩放气口，22过压缩放气口，30基础曲线，31反转曲线，32圆，33内侧包络线，34外侧包络线，35圆，36外侧包络线，37内侧包络线，60第一平衡重，61第二平衡重，71压缩室，72第一空间，73第二空间，73a吸入空间，74第三空间，100密闭容器，100a积油部，101吸入管，102喷出管，110电动机构部，110a电动机定子，110b电动机转子，112泵元件。