CN1082147C - 容积型流体机械 - Google Patents

Abstract

目前的容积型流体机械具有滑动部的机械摩擦损失及泄漏大，可靠性及性能低下的问题，还不能实用化。本发明提供一种容积型流体机械，这种容积型流体机械通过置换器在外壳内做旋转运动，而在密闭容器内进行作业流体的吸入和排出，在该容积型流体机械上，通过在其压缩工作室的内侧具有由形状特定的置换器和与之相咬合的外壳所构成的压缩部件和与置换器和外壳相接的连接部件(防止自转)，而可以完全避免作用于置换器上的自转力矩，实现高效率和高可靠性。

Description

容积型流体机械

技术领域

本发明涉及一种例如压缩机、泵、膨胀机等容积型流体机械。

背景技术

很早以来，作为容积型流体机械，人们就知道往复式流体机械、旋转式(滚动活塞型)流体机械、蜗轮式流体机械，其中，往复式流体机械通过使活塞在圆筒状动力缸中重复做往复运动而使流体移动，旋转式(滚动活塞型)流体机械通过使圆筒状活塞在圆筒形动力缸中做偏心回转运动而使流体移动；蜗轮式流体机械通过使直立于端板上的带有蜗旋状盖板的一对固定蜗轮和回转蜗轮相咬合，使回转蜗轮作旋转运动，从而使流体移动。

往复式流体机械，由于其结构简单，所以有制作容易，且价格便宜的优点，但由于其自吸入终了到排出终了的行程，轴回转角很短只有180°，排出过程的流速很快，所以由压力损失增加而带来的性能降低问题，另外，由于要使活塞做往复运动，所以不可能使其回转轴系完全平衡，因此有振动和噪音大的问题。

又，旋转式流体机械，从吸入终了到排出终了的行程由于轴回转角为360°，所以排出过程的压力损失增加问题比往复式流体机械要少，但由于是轴每转一次，排出一次，所以气体压缩扭矩变动较大，和往复流体机械同样有振动和噪音问题。

另外，蜗轮式流体机械从吸入终了到排出终了的行程，轴回转角较长，为360°以上(被实用于空调的这种机械的轴回转角通常为900°左右)，因此其具有排出过程的压力损失小的优点；且由于一般都有多个工作室，所以气体压缩扭矩的变动也小，因此其还有振动及噪音小的优点。但是由于对处于盖板咬合状态的涡旋状盖板间的间隙和端板与盖板齿顶间的间隙要求较严，因此必须进行高精度加工，因而有加工费用高的问题。另外由于从吸入终了到排出终了的行程较长，轴回转角为360°以上，所以压缩过程的时间长，有使内部泄露增加的问题。

但有一种容积型机械，其原理如下：其使工作流体移动的置换器(以下，也称作旋转活塞)相对于吸入工作流体的固定部件(以下，也称作动力缸)，不做相对自转运动，而以几乎一定的工作半径做公转运动即旋转运动，从而搬送工作流体。这种容积型机械由特开昭55-23353号公报(文献1)及美国特许2112890号公报(文献2)所开示。

这里提出的容积型流体机械由活塞和动力缸组合而成，其中，活塞具有由多个圆弧的组合所形成的放射状的平面形状；动力缸与上述活塞的外周保持一定的距离，且具有放射条的内壁面的平面形状；通过使上述活塞在动力缸内做旋转运动，而对作业流体进行搬送、压缩和膨胀。

上述文献1及文献2中公开的容积型流体机械，由于不像往复式那样具有往复运动的部分，因而可以使回转轴系完全平衡，所以振动小；且由于活塞和动力缸间的相对滑动速度小，所以可以使摩擦损失较小。作为这种容积型流体机械本质上具有有利的特长。

但是，由构成活塞的多个叶片(ベ一ン)和动力缸所形成的一个个的工作室自吸入终了到排出终了的行程，其回转角θ约为180°，较短(约为旋转式的一半，而与往复式的相同)，所以排出行程的流体的流速较快，从而有压力损失增加性能降低的问题。另外在这些文献中所记载的流体机械中，作为来自被压缩的工作流体的反作用力，即欲使旋转活塞自身旋转的自转力矩会作用在旋转活塞上，并由旋转活塞的圆弧部承受该自转力矩。但由于自吸入终了到排出终了，由旋转活塞和动力缸形成的压缩工作室集中于驱动轴的单侧，所以由压缩工作室内部的压力而作用在旋转活塞上的自转力矩会过大，旋转活塞和动力缸之间的间隙就会扩大，存在(因临时变形或磨损等而引起的)压缩工作室间的工作流体的泄漏增大，使性能降低的问题。

另外，由于由旋转活塞和动力缸的接点承受上述自转力矩，所以存在磨擦和磨耗增大，可靠性降低的问题。

另外，由旋转活塞和动力缸形成的压缩工作室自吸入终了到排出终了的行程，其回转角约为180°，较短，所以存在排出行程的流速较快，压力损失增加、降低性能的问题。

发明内容

本发明的目的在于提供一种容积型流体机械，该容积型流体机械可以抑制作用于旋转活塞的自转力矩，使旋转活塞和动力缸的间隙保持最适当的状态，降低磨擦和磨耗，提高性能和可靠性。

上述目的由如下的容积型流体机械实现。

一种容积型流体机械，包括：配置于端板间的置换器和动力缸，当使前述置换器中心和前述动力缸中心重叠上时，由前述置换器的外壁面和前述动力缸的内壁面形成一个空间，当使前述置换器置于旋转位置时，由前述置换器的外壁面和前述动力缸的内壁面形成多个空间；其特征在于：该容积型流体机械具有自转防止机构和供油孔，该自转防止机构具有设置在与所述置换器的所述端板相对的面的贯通口及插入设置于前述端板的孔的销部件，所述供油孔在该销组件的销轴方向与供油路径相连接。

又，上述目的由如下的容积型流体机械实现。

一种容积型流体机械，包括：配置于端板间、具有由平面形状连续的曲线构成的内壁的动力缸，与该动力缸的内壁相对地设置外壁、旋转运动时、所述内壁和该外壁与该端板形成多个空间的置换器，其特征在于：该容积型流体机械具有自转防止机构和供油孔，该自转防止机构具有设置在与所述置换器的所述端板相对的面的贯通口及插入设置于前述端板的孔的销部件，所述供油孔在该销组件的销轴方向与供油路径相连接。

由此，作为来自被压缩的工作流体的反作用力，可以抵消欲使旋转活塞回转的自转力矩，相对于旋转活塞可以给予正确的公转运动，同时，能够以最适当的状态确保压缩工作室之间的间隙，所以避免了由于自转力矩的作用而引起的置换器和外壳之间的不必要的接触，因此可以提供减少起因于自转力矩的临时性变形和磨耗的、在长期运转中保持高效率、高可靠性的容积型流体机械。

附图说明

图1是显示本发明相关实施例的容积型压缩机的纵断面图。

图2是显示本发明相关实施例的销方式自转防止机构的外观图。

图3是图1的压缩部件的纵断面图。

图4A至4D是图1的IV-IV方向视图，是显示压缩部件工作原理的平面图。

图5是显示本发明相关实施例的容积型压缩机的纵断面图。

图6是显示本发明相关实施例的容积型压缩机的纵断面图。

图7是显示本发明相关实施例的压缩部件的纵断面图。

图8是显示本发明相关实施例的曲轴销方式自转防止机构的外观图。

图9A至9D是图7的IXa-IXb-IXc-IXd-IXe-IXf方向视图，是显示压缩部件工作原理的平面图。

图10是显示本发明相关实施例的压缩部件纵断面图。

图11是显示本发明相关实施例的压缩部件纵断面图。

图12是显示本发明相关实施例的压缩部件纵断面图。

图13是显示本发明相关实施例的十字键式自转防止机构的外观图。

图14是显示本发明相关实施例的旋转活塞的外观图。

图15是显示本发明相关实施例的动力缸的外观图。

图16A至16D是图12的XVI-XVI方向视图，是显示压缩部件工作原理的平面图。

图17是显示本发明相关实施例的压缩部件纵断面图。

图18是显示本发明相关实施例的压缩部件纵断面图。

图19是显示本发明相关实施例的十字键式自转防止机构的外观图。

图20是显示本发明相关实施例的旋转活塞的外观图。

图21A至21D是显示本发明相关实施例的动力缸的外观图。

图22是显示本发明相关实施例的压缩部件纵断面图。

图23是显示本发明相关实施例的压缩部件纵断面图。

图24是显示本发明相关实施例的球形联轴节式自转防止机构的外观图。

图25A至25D是图23的XXV-XXV方向视图，是显示压缩部件工作原理的平面图。

图26是显示本发明相关实施例的压缩部件纵断面图。

图27是显示本发明相关实施例的压缩部件纵断面图。

图28是显示本发明相关实施例的压缩部件纵断面图。

图29是显示本发明相关实施例的动力缸的外观图。

图30是显示本发明相关的另一实施例的压缩部件纵断面图。

具体实施方式

以下由图详细说明本发明的实施例。图1是与本发明的第一实施例相关的容积型压缩机的纵断面图，图2是显示销式自转防止机构的外观图，图3是图1的压缩部件的纵断面图，图4A至4D是图1的IV-IV方向视图，是显示压缩部件工作原理的平面图。

在图1中，1为与本发明相关的压缩部件，2为驱动该压缩部件的电动部件，3为放置压缩部件1和电动部件2的密闭容器，并具有吸入管4排出管5以及电流导入端子6。

用图4A至4D说明该压缩部件1的形状及工作原理，图4A至4D是图1的IV-IV方向视图。图中，记号0为旋转活塞9的中心、记号0’为动力缸7及驱动轴8的中心。如果观察动力缸7的内周面形状，则可发现在3处形成有连续光滑的由多圆弧曲线构成的涡旋体的组合。如果着眼其中的一处，则可以把形成内周壁7a和叶片7b形状的曲线看成是有厚度的一个涡旋曲线，其内壁曲线为实质性绕角为360°(虽然设计上是360°，但由于制造上的误差不可能正好是该值。对于以下角度也一样)的涡旋曲线(图4Aa-g)，外壁曲线一侧是实质性绕角为180°的涡旋曲线(图4Ag’-b)，并由连接该内壁曲线和外壁曲线的接线曲线所构成该涡旋曲线。

另外，旋转活塞9的外周面形状也以与上述动力缸7同样的原理构成，构成与作为动力缸7的内周面形状的轮廓相似的、比之仅小旋转半径ε(＝oo’)的形状。而且如图所示，在旋转活塞9的轴承孔部9a插入驱动轴8的偏心部8a，从而，旋转活塞9和动力缸7仅错开旋转半径ε而相互咬合。另外记号a、b、c、d、e、f显示旋转活塞9的外周面形状和动力缸7的内周面形状的咬合接点。

在旋转活塞9上，在沿其圆周上为等间距的3个地方形成有孔部9c、9e、9f，它们相对于中心O，为等距离的位置。另外在前述孔部9c、9e、9f上分别配设有销式自转防止机构13a、13b、13c。另外记号O1为旋转活塞9、轴承部件14以及偏心部件15等各自的中心，记号O1’为偏心部件15的孔部15a、轴承部件16以及销部件17等各自的中心，O1和O1’的距离和旋转半径ε相等，为旋转活塞9中心O和动力缸7的中心O’间的距离。

下面说明压缩作用，当驱动轴8回转时，被插入偏心部8a的旋转活塞9就沿固定着的动力缸7的中心的周围以旋转半径ε作旋转运动，这样，在旋转活塞9的中心周围就形成多个压缩工作室12。

若着眼于由接点a和接点b包围的空间的压缩工作室12在吸入终了时，虽夹着排出孔而被分成两个压缩工作室，但当压缩行程开始时这2个压缩工作室马上就会连接成1个。下面，对压缩工作室做如下定义：由动力缸内周轮廓(内壁)和活塞外周轮廓(侧壁)所包围和密闭的多个空间之内，当吸入终了而要进入压缩(排出)行程时的空间。虽然在压缩终了时该空间会消失，但由于在该瞬间吸入也终了，因此可以把该空间看成是1个。但在当作泵使用时，该压缩工作室是指经排出孔而与外部连通着的空间，则图4A为工作流体自吸入孔7e向该压缩工作室12的吸入终了时的状态，驱动轴8自该状态沿顺时针方向回转90°后的状态为图4B的状态，驱动轴8从图4B沿顺时针方向回转90°后的状态为图4C的状态，驱动轴8从图4C沿顺时针方向回转90°后的状态为图4D的状态，进而，驱动轴8再沿顺时针方向回转90°后便返回到图4A的状态。

例如，若着眼于由图4A中的接点a和f所形成的空间，则在图4A的状态下它已开始吸入，随着回转的进行，其容积增大，当进入图4D的状态时，该空间就被分断。相当于被分断的量的流体由接点b和c所形成的空间所补充。下面进行详述。如果我们着眼于图A状态的接点a和b所形成的工作室，则由相邻的接点a和f所形成的空间开始吸入，而其中的流体沿轴回转360°后，按理应该由接点a和b所形成的空间而被压缩，但是由于该空间一旦扩大到如图4C所示之后就被分断为图4D的状态，所以并不是由接点a和f所形成的空间的所有的流体都被由接点a和b所形成的空间所压缩。被分断的与没有被吸入由接点a和f所形成的空间的流体体积同量的流体，在图4D中由处于吸入过程的接点b和c所形成的空间如图4A所示被分断，由流入由排出孔附近的接点和接点b所形成的空间中的流体所填补。这一点如前所述，是基于以等间距配置而不是以不均等间距配置。也就是说，由于旋转活塞及动力缸的形状是由同一轮廓形状的重复而形成，所以所有的工作室，即使从不同的空间得到流体也可以压缩几乎同样的流体。另外，即使是不均等的间距，各空间所形成的容积也可以被加工成相等，只是制作上较麻烦。如上所述，与工作室相邻的处于吸入过程的空间被分断而进行压缩动作，这也是该容积型流体机械的特征。

这样，随着驱动轴8的回转进行，压缩工作室12缩小其容积，由于排出孔10b由排出阀所关闭着，从而使工作流体的压缩作用被进行。

而且，当压缩工作室12内部的压力比外部(密闭容器内的压力)的排出压力要高时，排出阀因压力差而自动打开，被压缩的工作流体通过排出孔10b而被排出，从吸入终了(压缩开始)到排出终了的轴回转角为360°(比180°大)，在压缩、排出的各行程被实施期间，下一个吸入行程又被准备，当排出终了时就进入下一个压缩开始。总之，由于进行压缩动作的压缩工作室12相对于旋转活塞9的中心O被等间距分散配置，且各压缩工作室12的各相位分别错开而连续进行吸入、压缩行程，因此可以使驱动轴8每回转一次的扭矩波动减小，从而实现容积型压缩机的低振动、低噪音化。

另外，前述文献中所记载的容积型流体机械在旋转360°时，存在使每1个相邻的吸入孔和排出孔相连通的期间，在该状态时，该空间除了对压缩、吸入没有帮助而使效率降低的问题之外，由于其一侧的一半进行压缩动作，另一半没有任何贡献，所以存在压缩一侧的负荷会施加在轴上等问题。

与此相对，在本实施例中，由于由内壁和外壁所包围的空间总是处于压缩(包括排出)或吸入行程，所以效率好，另外由于压缩室被几乎均等的形成，所以减少了压缩压力的不均衡，从原理上说具有可以减少使旋转活塞产生自转的力矩的效果。

下面用图1说明整体结构。压缩部件1由动力缸7、旋转活塞9、副轴承部件10、吸入孔7e、排出孔10b和引导阀型的排出阀11所构成，其中，动力缸7兼做支撑驱动轴8的主轴承部7c，并具有自内周壁7a向内侧凸出的圆弧状的叶片7b；旋转活塞9与该动力缸7的叶片7b相咬合，在其中心部具有和偏心部8a相嵌合的轴承孔部9a，该偏心部8a为驱动轴8的自中心只偏离了旋转半径ε的偏心部；副轴承10部件具有与该相咬合着的动力缸7及旋转活塞9的端面7d、9b相接的，并支撑驱动轴8的副轴承部10a；吸入孔7e设于前述动力缸7上，排出孔10b设于前述副轴承部件10上；引导阀型排出阀11用于开闭前述排出孔10b。12是由动力缸7的叶片7b和旋转活塞9所形成的压缩工作室。

销式自转防止机构13，由如图2所示的轴承部件14、偏心部件15、轴承部件16、和销部件17所构成。轴承部件14被嵌入孔部9c的内部而固定，孔部9c设于以旋转活塞9的中心为中心的圆周上，并具有等间距地位置。在偏心部件15上设有偏心的孔部15a，偏心部件15的中心和孔部15a的中心之间的距离与驱动轴8的偏心部8a的偏心距离ε(＝旋转半径)相等。偏心部件15插入到轴承部件14的孔部14a中，并可以在其中滑动。另外，轴承部件16嵌入并固定在偏心部件15的孔部15a上，销部件17的前端部17a插入到在其中央形成的孔部16a上，并可以在其中滑动。销部件17的前端部17a和向偏心部件15的偏心的孔部15a插入的轴承部件16的中央孔部16a，其各自的轴心为同轴。另外，销部件17的下端部17b，被嵌入孔部10c而得到固定支撑，孔部10c形成于以副轴承部件10的中心为中心的圆周上，并具有等间距的位置。由以上的结构而构成销式自转防止机构13。

另外，18为被安装在动力缸7的端面7f上的吸入盖，19为安装在副轴承部件10的端面10d上的排出盖，它们分别与密闭容器3内部的电动部件2侧的空间相区分，并各自形成吸入室20、排出室21。22为储存在密闭容器3的底部的润滑油，驱动轴8的下端部8b浸在其中。23为连通副轴承部件的排出室21和电动部件2侧的空间的通路。

另外，电动部件2由定子2a和转子2b所组成，回转子2b以热套等方式固定于驱动轴8的一端。进而，平衡器24a、24b、24c分别设在转子2b的前后端部及驱动轴8的下端部8b上，通过这些作用，完全消除了回转时的不平衡度。由以上结构构成立式容积型压缩机。

下面，由图3说明工作流体的流动情况。如图中箭头所示，通过吸入管4而流入密闭容器3内部的工作流体，经过由被安装在动力缸7上的吸入孔7e和吸入盖18所形成的吸入室20向压缩部件1流入，通过利用电动部件2使驱动轴8回转，使被插入驱动轴8的偏心部8a的旋转活塞9进行旋转运动，从而使压缩工作室12的容积缩小而进行压缩动作。被压缩的工作流体，经过被设于副轴承部件10上的排出孔10b顶开排出阀11而向排出室21流动，再经由通路23，通过电动部件2，从排出管(无图示)流向压缩机外部。

此时，在储存于密闭容器3底部的润滑油22上，由于作用有高压排出压力，润滑油22被离心泵导入形成于驱动轴8内部的给油孔(无图示)，经由和驱动轴8内部的前述给油孔相连通的给油孔25a、25b和给油槽26，被供给到动力缸7的主轴承部7c和副轴承部件10、动力缸7的内周壁7a以及旋转活塞9的外周面9d等滑动部位。进而，经由前述各滑动部导入压缩工作室12的润滑油22，进入工作流体，通过从排出室21通过通路23使电动部件2冷却，使其与工作流体相分离，并返回密闭容器3的底部，由此构成给油路径。另外在作为自转防止机构13的销部件17的内部，设有给油孔17c，它经设于销部件17的下端部17b一侧的排出盖19上的给油孔(无图示)与密闭容器底部的润滑油22相连通，利用离心泵的作用，对构成自转防止机构13的各部件进行润滑。又，在排出盖19下端部，设有油罩27，该润滑油罩27用于降低因润滑油的搅拌而带来的影响，而这种润滑油22的搅拌是由安装在驱动轴8的下端部8b上的平衡器24c的回转所引起的。

下面就自转防止机构进行详细说明。在图4A到4D中，销部件17以可滑动状态被插入到配置于旋转活塞9上的作为销式自转防止部件13的偏心部件15的孔部15a上，该销部件17被和旋转半径ε同向地固定支撑在副轴承部件10的中心O’的周围，并具有等间距的位置。利用以上的结构，以销部件17为中心而被插入到旋转活塞9的孔部9c、9e、9f上的偏心部件15a、15b、15c，一边在孔部9c、9e、9f内部滑动一边以旋转活塞9的中心O和动力缸7的中心O’之间的距离(＝旋转半径ε)，如图4A→图4B→图4C→图4D→图4A所示，和旋转活塞9相对地进行同等的旋转运动。

其结果，在本实施例中，利用销式自转防止机构13的作用，相对于旋转活塞9可以施予确实的旋转运动，同时，由于使由旋转活塞9和动力缸7的接点所形成的间隙保持一定，因而可以提供可降低摩擦、磨耗的、高可靠性的容积型压缩机。

另外，由于可以使销式自转防止机构13配置在由旋转活塞9以及动力缸7所形成的压缩工作室12的内侧，因此可以谋求压缩部件1的小直径化。

另外，本实施例的压缩部件1具有如下特点：由于压缩工作室12被等间距地分配和配置在被嵌合在旋转活塞9上的驱动轴8的偏心部8a的周围，且该压缩工作室12自吸入终了到排出终了的轴回转角为360°，所以可以使自转力矩的作用点接近于旋转活塞9的中心，从而使作用在旋转活塞9上的自转力矩本身减小。

又，在本实施例的压缩部件1中，由于在短时间内压缩行程就会终了，所以可以减少工作流体的泄漏，提高容积型压缩机的能力及效率。

另一方面，由于排出行程比目前的旋转活塞式的要长，所以，排出时工作流体的流速变慢，因此减少了压力损失，可以大幅度降低排出过程的流体损失(过压缩损失)，提高压缩机的性能。并且，由于不需要象旋转式那样的涡旋形状及端板，因而可以缩短加工时间，降低成本，同时由于不再有作用于上述端板上的轴向负荷，所以左右容积型压缩机性能的轴向间隙的管理也容易了，因此可以提高性能。

另外，由于动力缸7的内周面形状和旋转活塞9的外周面形状是隔着旋转半径ε这一间隙而形成的相似形状，因此可以由同一件原料利用1个加工工序的加工而形成两个部件，从而可以提高生产性。

另外，通过对旋转活塞9的外周面及动力缸7的内周面的至少一侧进行滑动特性好的覆盖膜处理，可以进行容积型压缩机运转初期两部件的间隙管理，防止性能降低。

另外，本实施例的容积型压缩机，其密闭容器3内部为处于排出压力状态的高压方式。利用其处于这一方式，可使高压(排出压力)作用于润滑油22上，通过前述的离心泵作用，润滑油22就容易供给到压缩机内部的各滑动部上，从而，可以提高压缩机12的密封性以及各滑动部的润滑性。

图5为显示与本发明相关的压缩部件的纵断面图。在本实施例中，销式自转防止机构28的配置与图1的不同，下面重点说明其差异部。

构成销式自转防止机构28的销部件29，其上端部29a被固定支撑在孔部30a上，而孔部30a设于动力缸30的中心周围，并具有等间距的位置度。另外销部件29的下端部29b被以可以滑动的状态插入到自转防止机构28的轴承孔部16a中，而自转防止机构28的轴承孔部16a由配置在旋转活塞9的孔部9c上的轴承部件14、偏心部件15、和轴承部件16所构成。这时，销部件29的中心和偏心部件15及旋转活塞9的孔部9c的中心之间的距离与驱动轴8的中心和动力缸30的中心之间的距离即旋转半径ε是同等的。另外，由于销式自转防止机构28的工作原理以及工作流体的流动状况和在图1中说明的相同，在此不再说明。

其结果，在本实施例中，可以得到和图1同样的效果，随着工作流体的压缩，利用压缩工作室12的内压可以完全避免欲使旋转活塞9产生回转的自转力矩，可以相对于旋转活塞9施予确实的旋转运动，同时，使由旋转活塞9和动力缸30的接点所形成的间隙保持一定，因而可以提供可降低摩擦、磨耗的、高可靠性的容积型压缩机。

另外在本实施例中，把构成自转防止机构28的销部件29的上端部29a预先固定在动力缸30的孔部30a上，把凸出的销部件29的下端部29b插入到旋转活塞9的轴承部件16的孔部16a，而该旋转活塞9具有构成自转防止机构28的轴承部件14、偏心部件15、和轴承部件16，因而，可以提高组装和生产性能。同时，可以实现具有排出阀11的副轴承31形状的简化。

图6是显示与本发明相关的容积型压缩机的纵断面图。在本实施例中，压缩部件33的配置和图1的不同，下面重点说明该差异部分。

在图6中，33为与本发明相关的压缩部件，被配置于驱动它的电动部件2的上端部。在作为压缩部件33的旋转活塞9上配置着轴承孔部9a，该轴承孔部9a和活塞34的叶片34a相咬合，在其中心部和驱动轴35的偏心部35a相嵌合。驱动轴35由设于动力缸34上的主轴承部34b所支撑，并单侧支撑着被插入到驱动轴35的偏心部35a的旋转活塞9。

又，驱动轴35的下端部35b浸在压缩机底部的润滑油22中。36为排出盖，它设有排出孔36a，并且具有开闭该排出孔的36a的引导式排出阀11。37为放置压缩部件33和电动部件2的密闭容器，并分别具有吸入管38、排出管39及电流导入端子6。

另外，在旋转活塞9和动力缸34上，设有配置于压缩工作室40的内侧的销式自动防止机构41。18为安装在动力缸34下端面上的吸入盖，它与密闭容器37内部的电动部件2一侧的空间相区分，并形成吸入室43。另外，在排出盖36、动力缸34及吸入盖18上，设有连通排出室44和电动部件2的通路45。又，电动部件2由定子2a和转子2b所构成；在转子2b的前后端部，分别设有平衡器2a、2b，利用它们的作用可以完全抵消旋转时的不平衡度。另外，销式自转防止机构41的工作原理，和图1所示的一样，所以在此不再说明。

工作流体的流动状况如图中箭头所示，通过吸入管38流入密闭容器37内部的工作流体，经过由安装在动力缸34上的吸入盖18和吸入孔34c所形成的吸入室43，流入压缩部件33；当由电动部件2使驱动轴35回转时，则由于偏心部35a的作用，旋转活塞9就进行公转运动，压缩工作室40的容积就会缩小，从而进行压缩动作。被压缩的工作流体经由形成于排出盖36上的排出孔36a，将排出阀11顶起，而被导入排出室44；再经由通路45，被导入电动部件2侧的空间，然后从排出阀39向压缩机外部排出。此时，利用自转防止机构41的作用，可以完全避免作用与旋转转活塞9上的自转力矩。

另外，由于排出压力作用于储存于密闭容器42底部的润滑油22上，所以，润滑油22通过离心泵的作用被导向形成于驱动轴35的内部的给油孔35c(无图示)，再经由和驱动轴35内部的前述给油孔相连通的给油孔35c及给油槽35d，被供给到动力缸34的主轴承部34b、动力缸34、旋转活塞9及销式自转防止机构41等的各滑动部上。而且，经由前述各滑动部而被导向压缩室40的润滑油22，流入工作流体，然后通过从排出室44经由通路45使电动部件2冷却，使其与工作流体相分离，并返回到密闭容器42的底部，由此构成给油路径。

其结果，在本实施例中，形成了一种单侧支撑驱动轴35的结构，因此不需要副轴承部件、平衡器及油罩等，可以谋求由容积型压缩机的部件数的减少所带来的低成本化、生产性能的提高及小型和轻量化，降低成本。

图7显示了一种压缩部件49的纵断面图，这种压缩部件其动力缸46的内周面形状以及旋转活塞47的外周面形状，由4处的涡旋体的曲面所构成。

用图9A到9D详细说明该压缩部件49。图9A至9D为图7的IXa-IXb-IXc-IXd-IXe-IXf方向视图。在图中的记号O为旋转活塞47的中心，记号O’为动力缸46及驱动轴54的中心。

动力缸46的内周面形状为在4处连续光滑地形成的由多个圆弧曲线构成的涡旋体的组合，另外，旋转活塞47的外周面形状也以与上述动力缸46同样的原理而构成，形成一种作为动力缸47的外周面形状的轮廓比动力缸46仅小旋转半径ε(＝oo’)的相似物的形状。

在旋转活塞47上的轴承孔部47c上插入有驱动轴54的偏心部54a，从而，使旋转活塞47和动力缸46仅错开旋转半径ε而相咬合，形成压缩工作室60。另外，记号a、b、c、d、e、f、g、h显示了旋转活塞47的外周面形状和动力缸46的内周面形状之间的咬合接点。

下面说明压缩作用。当驱动轴54回转时，旋转活塞47就沿被固定的动力缸46的中心O’的周围以旋转半径ε做旋转运动，这样，在旋转活塞47的中心周围就形成多个压缩工作室60。

若着眼于由接点a和接点b所包围的空间的压缩工作室60(在吸入终了，虽因自转，夹着排出孔50而被分成两个压缩工作室，但当压缩行程开始时，这2个压缩工作室马上就会连成1个)，则图9A为工作流体自吸入孔46a向该压缩工作室60的吸入终了的状态，驱动轴54自该状态沿顺时针方向回转90°后的状态为图9B的状态，驱动轴54从图9B沿顺时针方向回转90°后的状态为图9C的状态，驱动轴54从图9C沿顺时针方向回转90°后的状态为图9D的状态，进而，驱动轴54再沿顺时针方向回转90°后便返回到最初的图9A的状态。

这样随着驱动轴54的回转的进行，压缩工作室60就缩小其容积，由于排出孔50b由排出阀所关闭着，从而使工作流体的压缩动作被进行。

而且，当压缩工作室60内部的压力比外部(密闭容器内压力)的排出压力要高时，排出阀因压力差而自动打开，被压缩的工作流体通过排出孔50b而被排出。从吸入终了(压缩开始)到排出终了的轴回转角为360°；在压缩、排出的各行程被实施期间，下一个吸入行程又被准备，当排出终了时就进入下一个压缩开始。这样，由于各压缩工作室60就在旋转活塞47的中心O的圆周上被等间距地分散配置，所以使连续的压缩动作成为可能，因此，可以使驱动轴54每回转一次的扭矩波动减小，谋求容积型压缩机的低振动、低噪音化。

另外，在图4所示的实施例中，每回转360 °期间进行3次排出；而在图7所示的实施例中是进行4次排出，所以可以减小排出侧的压力波动。

下面，说明如此构成的容积型流体机械的防止旋转活塞47自转的机构。作为自转防止机构48的曲柄销53，如图8所示由偏心轴部53a、台座53b及主轴部53c所形成，偏心轴部53a及主轴部53c的中心之间的距离与驱动轴54的偏心部54a的中心和动力缸46的中心之间的距离即旋转半径ε同等。另外，在曲柄销53内部，设有给油孔53d。

在图7中，曲柄销53的主轴部53c以可滑动的状态被插入到轴承部件51内，该轴承部件51被嵌入到副轴承部件50的孔部50a中。另外曲柄销53的偏心轴部53a，被以可滑动的状态插入到轴承部件52内部，而轴承部件52被嵌入到旋转活塞47的孔部47a。在旋转活塞47上，设有槽部47b，该槽部是用于放置曲柄销53的台座53b的，曲柄销53的台座53b的下部和副轴承部件50的端面之间相互构成滑动面。用图9A至图9D说明该曲柄式自转防止机构48的动作。

在旋转活塞47上，设有4处孔部47a、47d、47e、47f，它们相对于中心O具有等间距的位置，滑动特性好的轴承部件52被分别嵌合在这些孔部上。在其中至少2处(仅用驱动轴54的偏心部54a和一个曲柄销53时，从曲柄原理来说，为了使反向也有，至少需要2处。如果考虑到整体的旋转平衡，最理想的是4处。)的孔部47a、47d上，曲柄销53的偏心轴部53a以可滑动的状态被插入其中，另外，曲柄销53的主轴部53c，介由滑动特性好的轴承部件51以可滑动的状态被插入到孔部50a，该孔部50a与旋转半径ε同向地被设定在副轴承部件50的中心O’的周围，并具有等间距地位置。即，曲柄销53的偏心轴部53a的中心O1和曲柄销53的主轴部53c的中心O1’之间的距离与旋转活塞47的中心O和动力缸46的中心O’之间的距离即旋转半径ε同等。

另外，作为自转防止机构48的曲柄销53，相对于以可滑动的状态被插入到固定着的副轴承部件50的孔部50a、50d中的曲柄销53的主轴部53c的中心O1’，某以可滑动的状态被插入到旋转活塞47的孔部47a、47d中的曲柄销53的偏心轴部53a，以与旋转活塞47的中心O和动力缸46的中心O’之间相同的距离(＝旋转半径ε)，按图9A→图9B→图9C→图9D→图9A的方式相对于旋转活塞47的中心进行同等的旋转运动。另外，曲柄销53的台座52b，被放置在设于旋转活塞47上的槽部47b的内部，和副轴承部件50的端面之间进行滑动。

由于通过由曲柄销来防止自转，可以抑制在压缩工作流体时发生的回转力矩，因而可以消除旋转活塞47和动力缸46之间的过度的滑动，防止磨耗。所以可以维持旋转活塞47和动力缸46之间的最小间隙。

下面，说明工作流体的流动情况。如图7中箭头所示，通过吸入管55流入密闭容器56内的工作流体，经过由被安装在动力缸46上的吸入盖57和吸入孔46a所形成的吸入室58向压缩部件49流入；当通过利用电动部件59而使驱动轴54回转时，则由偏心部54a使旋转活塞47进行旋转运动，由旋转活塞47和动力缸46所构成的压缩工作室60的容积缩小，从而进行压缩动作。被压缩的工作流体，经被设于副轴承部件50上的排出孔50b顶开排出阀61(打开)，向由安装在副轴承部件50的下部的排出盖62所形成的排出室63流动；再经由通路64，被导入到电动部件59室，最后从排出管(无图示)流向压缩机外部。

又，被储存于密闭容器56底部的润滑油65，由于作用有排出压力，所以由离心泵的作用而被导入形成于驱动轴54内部的给油孔(无图示)中，经由和驱动轴54内部的前述给油孔相连通的给油孔54b和给油槽54c，被供给到动力缸46的主轴承部46b和副轴承部件50的副轴承部50c、动力缸46、旋转活塞47以及曲柄式自转防止机构48等的各滑动部上。进而，经由前述各滑动部而被导入压缩工作室60的润滑油65，进入工作流体中，然后通过从排出室63通过通路64使电动部件59冷却，而使其与工作流体相分离，并返回到密闭容器56的底部，由此构成给油路径。

在以上说明的图7的实施例中，利用曲柄式自转防止机构48的作用，相对于旋转活塞47可以施予确实的旋转运动。同时，由于使由形成压缩工作室60的旋转活塞47和动力缸46的接点所形成的间隙保持一定，因而可以提供可降低摩擦、磨耗的高可靠性的容积型压缩机。另外，由于可以使曲柄式自转防止机构48配置在压缩工作室60的内侧，因此可以谋求压缩部件49的小直径化。进一步，由于构成曲柄式自转防止机构的部件个数少，从而可以降低成本；同时由于使部件单体的精度管理更加容易，所以可以提供高精度的自转防止机构。

另外，本实施例的压缩部件49，由于压缩工作室60被等间距地分配和配置在被插入到旋转活塞47的轴承孔部47c中的驱动轴54的偏心部54a的周围，且自吸入终了到排出终了的轴回转角为360°，所以，可以使自转力矩的作用点接近旋转活塞47的中心，从而使作用在旋转活塞47上的自转力矩自身减小。

又，在本实施例的压缩部件49中，由于在短时间内压缩行程就会终了，所以可以减少工作流体的泄漏，提高容积型压缩机的能力及效率。

另一方面，由于排出行程比目前的旋转活塞式的要长，所以排出时工作流体的流速变慢，因此减少了压力损失，可以大幅度降低排出过程的流体损失(过压缩损失)，从而提高容积型压缩机的性能。同时，本实施例的压缩部件49，其扭矩变动也小，可以实现低振动、低噪音化。并且，由于不需要象旋转式那样的涡旋形状及端板，因而可以缩短加工时间，降低成本，同时由于不再有作用于上述端板上的轴向负荷，所以左右容积型压缩机性能的轴向间隙的管理也容易了，因此可以提高性能。

另外，由于动力缸46的内周面形状和旋转活塞47的外周面形状，为隔着旋转半径ε这一间隙而形成的相似的形状，因此可以由同一件材料并用1个的加工工序而形成两个部件，所以在组成这样的生产线时不仅可以提高生产性，同时，对于动力缸4 6的内周面和旋转活塞47的外周面可以以配合良好的状态提供部件。

另外，通过对旋转活塞47的外周面及动力缸46的内周面的至少一侧，进行滑动特性好的被覆膜处理，可以进行容积型压缩机在运转初期时的两部件间的间隙管理，防止性能降低。

图10显示与本发明相关的压缩部件66的纵断面图。在本实施例中，曲柄式自转防止机构67的配置与图7的不同，下面重点说明其差异的部分。

构成曲柄式自转防止机构67的曲柄销68的主轴部68a，经嵌合在孔部69a上的轴承部件70而被可滑动地支撑着，而孔部69a设于动力缸69的中心周围，并具有等间距的位置。另外，曲柄销68的偏心轴部68b被以可滑动的状态插入到配置在旋转活塞47的孔部47a上的轴承部件52内部。

这时，曲柄销68的主轴部68a的中心O1’和偏心轴部68b的中心O1之间的距离与驱动轴54的中心O’和旋转活塞47的中心O之间的距离即旋转半径ε同等。另外，曲柄式自转防止机构67的工作原理以及工作流体流动状况，和图7中说明的相同，在此不再说明。

其结果，在图10的实施例中，可以得到和图7同样的效果，随着工作流体的压缩，利用压缩工作室60的内压可以完全避免欲使旋转活塞47产生回转的自转力矩，可以相对于旋转活塞47施予确实的旋转运动。同时，由于使由旋转活塞47和动力缸69的接点所形成的间隙保持一定，因而可以提供可降低摩擦、磨耗的、高可靠性的容积型压缩机。进一步，可以实现具有排出阀61的副轴承71的形状的简化及降低成本。

图11显示与本发明相关的压缩部件72的纵断面图。在本实施例中，压缩部件72的配置和图7的不同，下面重点说明该差异部分。

在图11中，72为与本发明相关的压缩部件，它被配置于驱动它的电动部件73的上部。在作为压缩部件72的旋转活塞47上配置着轴承孔部47a，该轴承孔部47a和动力缸74的叶片74a相咬合，在其中心部和驱动轴75的偏心部75a相嵌合。又，驱动轴75由设于动力缸74上的主轴承部74b所支撑，并单侧支撑着被插入偏心部75a的旋转活塞47。

76为排出盖，它设有排出孔76a，并且具有开闭该排出孔76a的引导式排出阀61。另外，在旋转活塞47和动力缸74上，设有配置于压缩工作室81的内侧的曲柄式自转防止机构82。83为安装在动力缸74下端面上的吸入盖，由其区分出密闭容器77内部的电动部件73一侧的空间，并形成吸入室84。另外，在排出盖76、动力缸74及吸入盖83上，设有连通排出室85和电动部件73侧的空间的通路86。另外，曲柄式自转防止机构82的工作原理，由于和图7中说明的一样，所以在此不再说明。

工作流体的流动状况，如图中箭头所示，通过吸入管78而流入密闭容器77内部的工作流体，经过由安装在动力缸74上的吸入盖83和吸入孔74c所形成的吸入室84，流入压缩部件72；当由电动部件73而使驱动轴75回转时，则由于偏心部75a的作用，旋转活塞47就进行旋转运动，压缩工作室81的容积会缩小，从而使压缩动作进行。被压缩的工作流体经形成于排出盖76上的排出孔76a，将排出阀61顶起，而被导入排出室85；再经由通路86，导入电动部件73侧的空间，从排出管79向压缩机外部排出。此时，利用曲柄式自转防止机构82的作用，完全可以避免作用于旋转活塞47上的自转力矩。

其结果，在图11的实施例中，由于可以形成单侧支撑驱动轴75的结构，因此不需要副轴承部件、平衡器及油罩等，可以谋求由容积型压缩机的部件数减少所带来的低成本化、生产性能的提高及小型、轻量化。

图12显示一种使用十字键式自转防止机构89的压缩部件90的纵断面图，这种压缩部件90的构成其旋转活塞87的外周面形状及动力缸88的内周面形状的螺旋体在4处形成。十字键式自转防止机构89被配置在旋转活塞87及动力缸88的压缩工作室91的内侧。另外，工作流体的流动状况，由于和图7的一样，所以在此不再说明。

图13显示构成十字键式自转防止机构89的十字键92的外观图。在十字键92的台座92a的上下端，在两处各形成有各自直行的、上下端的位相分别错位90°的切口部92b、92c。另外在十字键92的中央部，设有用于插入驱动轴93的孔部92d。

如图14所示，在旋转活塞87的端面上，设有两处槽部87a，十字键92的切口部92c以可以沿槽进行光滑滑动的状态插入到该槽部87a中。前述槽部87a的X轴方向的长度，为十字键92的切口部92c在X轴方向至少可以往复活动的距离。另外，槽部87a的宽度及深度，为十字键92的切口部92c可以圆滑滑动的值。

图15显示动力缸88自压缩机底部看到的概略图。在动力缸88的插入旋转活塞87的端面相接的底面部88a上，分别设有用于十字键92的平面部92e以可以圆滑滑动的状态而插入其中的X轴方向的槽部88b、用于十字键92的切口部92b以可以沿槽光滑滑动的状态而插入其中的Y轴方向的槽部88c、以及与十字键92的台座面92a可以以光滑滑动的状态相接的槽部88d。

X轴方向的槽部88b的长度，为十字键92的平面部92e在X轴方向至少可以往复活动的距离。又，Y轴方向的槽部88b的长度，为十字键92的平面部92e在Y轴方向至少可以往复活动的距离。而槽部88b深度，为十字键92的平面部92e可以圆滑滑动的值。

Y轴方向的槽部88c的长度，为十字键92的切口部92b在Y轴方向至少可以往复活动的距离。又，槽部88c的宽度及深度，为十字键92的切口部92b可以圆滑滑动的值。

下面，用图16说明压缩部件90和十字键式自转防止机构89的工作状况。图16A至16D为图12的XVI-XVI方向视图。图中的记号O为旋转活塞87的中心(图中表面一侧，以虚线显示)，记号O’为动力缸88及驱动轴93的中心。若看动力缸88的内周面形状，则其由连续光滑地形成于4处的以多个圆弧曲线所构成的涡旋体的组合所形成。

另外，旋转活塞87的外周面形状也以与上述动力缸88同样的原理而构成，成为与动力缸87的内周面形状的轮廓相似的、比之仅小旋转半径ε(＝oo’)的形状。记号a、b、c、d、e、f、g、h，显示由旋转活塞87的外周面形状和动力缸88的内周面形状所形成的压缩工作室的咬合接点。

旋转活塞87，通过被插入到驱动轴93的偏心部(无图示)，而仅偏心旋转半径ε和动力缸88相咬合。这时，作为自转防止机构89的十字键92按理可以滑动地被配置在形成于旋转活塞87的端面上的槽部87a和形成于动力缸88的底面部88a上的槽部88b、88c及平面部88d之间，但是由于上述各槽部87a、88b、88c及平面部88d的形状尺寸，被设计成允许十字键92上下端的切口部92b、92c可以以旋转半径的距离而做往复活动，所以十字键92的位置由旋转活塞87和动力缸88的咬合位置而决定。

下面说明压缩作用。若着眼于由图16A至图16D的接点a和接点b所包围的空间的压缩工作室91(虽在吸入终了时，由于自转，夹着排出孔94a而被分成两个压缩工作室，但当压缩行程开始时，这2个压缩工作室马上就会连成1个)，则图16A为工作流体自吸入孔88e向该压缩工作室91的吸入终了的状态，驱动轴93自该状态沿顺时针方向回转90°后的状态为图16B的状态，驱动轴93从图16B沿顺时针方向回转90°后的状态为图16C的状态，驱动轴93从图16C再沿顺时针方向回转90°后的状态为图16D的状态，进而，驱动轴93再沿顺时针方向回转90°后便返回到最初的图16A的状态。由此，压缩工作室91随着回转的进行容积缩小，由于在副轴承部件94上形成的排出孔94a由排出阀95所关闭着，所以工作流体的压缩作用被进行。

这时，作为自转防止机构89的十字键92的动力缸88一侧的切口部92b，相对于动力缸88以与旋转半径相等的振幅而沿X轴方向做往复运动。另一方面，十字键92的旋转活塞87一侧的切口部92c，沿与此直交的方向，以相同的振幅在旋转活塞87上的错开90°相位的Y轴方向进行往复运动，因此，旋转活塞87相对于动力缸88的动作，即为由这些往复运动所合成的公转运动，其轨迹和旋转活塞87的中心的轨迹相同。

因而，旋转活塞87在固定着的动力缸88的中心的周围，由十字键式自转防止机构89使其不产生自转地保持为相同的姿势，以旋转半径ε进行旋转运动。而且，在旋转活塞87的中心周围所形成的多个压缩工作室91，可以相互错开相位而连续的进行吸入、压缩、排出等各行程。

其结果，在图11的实施例中，随着工作流体的压缩，利用压缩工作室91的内压可以完全避免欲使旋转活塞87产生回转的自转力矩，相对于旋转活塞87可以施予确实的旋转运动。同时，由于可使由旋转活塞87和动力缸88所形成的压缩工作室的间隙保持一定，因而可以提供可降低摩擦、磨耗的、高可靠性的容积型压缩机。又，由于可以把十字键式自转防止机构89配置在压缩工作室91的内侧，因而可以谋求压缩部件90的小直径化。另外，十字键式自转防止机构89由于其部件个数少，因而可以降低成本；同时，由于部件单体的精度管理容易，因而可以提供高精度的自转防止机构89。

图17显示与本发明相关的容积型压缩机的纵断面图。在本实施例中，压缩部件96的配置和图12的不同，下面重点说明该差异部分。

在图17中，96为与本发明相关的压缩部件，它被配置于驱动它的电动部件97的上部。在作为压缩部件96的旋转活塞87上，配置着轴承孔部87c，该轴承孔部87c和动力缸98的叶片98a相咬合，在其中心部和驱动轴99的偏心部99a相嵌合。驱动轴99由设于动力缸98上的主轴承部98b所支撑，并单侧支撑着被插入到偏心部99a的旋转活塞87。100为排出盖，它设有排出孔100a，并且具有开闭该排出孔100a的引导式排出阀95。另外，在旋转活塞87和动力缸98的端面之间，设有配置于压缩工作室105内侧的十字键式自转防止机构106。107为安装在动力缸98下端面的吸入盖，由它区分出密闭容器101内部的空间，并形成吸入室108。另外，在排出盖100、动力缸98及吸入盖107上，设有连通排出室109和电动部件97侧的空间的通路110。十字键自转防止机构106的工作原理，和在图16A至16D中说明的一样，在此不再说明。

工作流体的流动状况如图中箭头所示，通过吸入管102而流入密闭容器101内，经由安装在动力缸98上的吸入盖107和吸入孔98a所形成的吸入室108，流入压缩部件96；当使驱动轴99回转时，则嵌合在驱动轴99的偏心部99a上的旋转活塞87就进行旋转运动，压缩工作室105的容积就会缩小，从而使压缩动作进行。被压缩的工作流体，经由形成于排出盖100上的排出孔100a，将排出阀95顶起，流入到排出室109；再经由通路110，被导入电动部件97侧的空间，最后从排出管103向压缩机外部排出。此时，利用十字键式自转防止机构106的作用，完全可以避免作用于旋转活塞87上的自转力矩。另外，本实施例的润滑油的给油路径，由于和图12所示的路径一样，在此不做说明。

其结果，在图17的实施例中，由于可以形成单侧支撑驱动轴99的结构，因此不需要副轴承部件、平衡器及油罩等，可以谋求由容积型压缩机的部件数减少所带来的低成本化、生产性能的提高及小型、轻量化。

图18显示一种在构成旋转活塞111的外周面形状及动力缸112的内周面形状的螺旋体为3处时，使用十字联轴节方式作为自转防止机构113的压缩部件114的纵断面图。在构成旋转活塞的外周面形状及动力缸的内周面形状的螺旋体为4处时，可以用十字形的十字键，但在3处的情况时，不能在旋转活塞和动力缸上刻径向的槽。因此，在图18的实施例中，采用了下面说明的十字联轴节方式。

相对于在动力缸112的内周面112a，旋转活塞111的外周面111c仅错开旋转半径ε而与之相咬合，从而构成压缩工作室115。十字联轴节式自转防止机构113与旋转活塞111和动力缸112的两端面相接，被配置在压缩工作室115的内侧。另外，工作流体的流动状况和图2的一样，在此不再说明。

图19显示十字联轴节116的外观图。其结构为，在十字联轴节116的台座116a的上下端，凸出形成着通过其中心轴的具有相同的宽度并相互直交的切口部116b(动力缸侧)、116c(活塞侧)。

在旋转活塞111的端面上，如图20所示，在旋转活塞111的轴承孔部111b的中心周围的沿水平方向的3处，设有十字联轴节116的开口部116c可以圆滑滑动的状态插入的槽部111a。前述各槽部111a的水平方向的长度，为被插入的十字联轴节116的切口部116b至少可以以旋转半径ε的距离沿水平方向往复活动的值。另外，槽部111a的宽度及深度尺寸，为十字联轴节116的切口部116b可以圆滑滑动的值。

又，在动力缸112的与旋转活塞111相接的端面上，设有槽部112b和平面部112c，其中，槽部112b和前述旋转活塞111的槽部111a相直交，其中可以插入十字联轴节116的切口部116b，并允许其以旋转半径的距离做往复活动；平面部112c与十字联轴节116的台座116a以可以圆滑滑动的方式相接。

下面说明压缩作用，图21A至21D为图18的XXI-XXI方向视图。记号O为旋转活塞111的中心，记号O’为动力缸112及驱动轴117的中心。若看动力缸112的内周面112a的形状，则其由连续光滑地形成于3处的由以多个圆弧曲线构成的涡旋体的组合所形成。

另外，旋转活塞111的外周面111c的形状也以与上述动力缸112的同样的原理而构成，成为与动力缸112的内周面形状的轮廓相似的、比之仅小旋转半径ε(＝oo’)的形状。记号a、b、c、d、e、f，显示由旋转活塞111的外周面111c和动力缸112的内周面112a的形状所构成的压缩工作室的咬合接点。作为自转防止机构113的十字联轴节116，等间距地分3处配置在旋转活塞111的中心O的圆周上。

旋转活塞111的轴承孔部111b，由于被插入有驱动轴117的偏心部117a，所以仅以偏心旋转半径ε而和动力缸112相咬合。这时，作为自转防止机构113的十字联轴节116按理应可以滑动地相接在形成于旋转活塞111的端面上的槽部111a和与之直交的、形成于动力缸112上的槽部112b及平面部112c之间，但是由于上述各槽部111a、112b的形状尺寸，为一种使十字联轴节116的上下端的切口部116b、116c形成为只可以以旋转半径的程度做往复活动的距离的形状尺寸，所以各个十字联轴节116的位置由旋转活塞111和动力缸112的咬合位置而决定。

若着眼于由图21A至图21D的接点a和接点b所包围的空间的压缩工作室115(虽在吸入终了时，由于自转，夹着排出孔118a被分成两个压缩工作室，但当压缩行程开始时，这2个压缩工作室马上就会连成1个)，则图21A为工作流体自吸入孔112d向该压缩工作室115的吸入终了的状态，驱动轴117自该状态沿顺时针方向回转90°后的状态为图21B的状态，驱动轴117从图21B沿顺时针方向回转90°后的状态为图21C的状态，驱动轴117从图21C沿顺时针方向回转90°后的状态为图21D的状态，进而，驱动轴117再沿顺时针方向回转90°后便返回到最初的图21A的状态。由此，压缩工作室115随着驱动轴117的回转其容积缩小，由于副轴承部件118上形成着的排出孔118a由排出阀119所关闭着，所以，工作流体的压缩作用被进行。

这时，作为自转防止机构113的各十字联轴节116的动力缸112一侧的开口部116b，相对于动力缸112以与旋转半径相等的振幅沿Y轴方向做往复运动。另一方面，十字联轴节116的旋转活塞111一侧的切口部116c，沿与此直交的方向，以相同的振幅在旋转活塞111上沿错开90°相位的X轴方向进行往复运动。因此，旋转活塞111相对于动力缸112的动作，即为由这些往复运动所合成的旋转运动，其轨迹和旋转活塞111的中心的轨迹相同。

因而，旋转活塞111在被固定的动力缸112的中心周围，由十字联轴节自转防止机构113使其不产生自转地保持相同的姿势，以旋转半径ε进行旋转运动。并且，在旋转活塞111的中心周围所形成的多个压缩工作室115，可以相互错开相位而连续的进行吸入、压缩、排出等各行程。

其结果，在图18的实施例中，随着工作流体的压缩，利用压缩工作室115的内压，可以完全避免欲使旋转活塞111产生回转的自转力矩，相对于旋转活塞111可以施予确实的旋转运动。同时，由于可以使由旋转活塞111和动力缸112所构成的压缩工作室的接点间的间隙保持一定，因而可以提供可降低摩擦、磨耗的、高可靠性的压缩部件114。又，由于可以把十字联轴节式自转防止机构113配置在压缩工作室115的内侧，因而可以谋求压缩部件114的小直径化。另外，作为十字联轴节式自转防止机构113的十字联轴节116，由于部件单体的精度管理容易，因而可以提供高精度的自转防止机构。

另外，在构成旋转活塞外周面形状和动力缸的内周面形状的涡旋体为4个时，也可以采用在本实施形态中所说明的十字联轴节式自转防止机构。

图22显示与本发明相关的容积型压缩机的纵断面图。在本实施例中，压缩部件120的配置和图18的不同，下面重点说明该差异部分。

在图22中，120为与本发明相关的压缩部件，它被配置于驱动它的电动部件121的上部。在作为压缩部件120的旋转活塞111上，配置着轴承孔部111b，该轴承孔部111b和动力缸122的叶片122a相咬合，驱动轴123的偏心部123a被嵌合在其中心部。驱动轴123由设于动力缸122上的主轴承部122b所支撑，并单侧支撑着被插入偏心部123a的旋转活塞111。124为排出盖，它设有排出孔124a，并且具有开闭该排出孔124a的引导式排出阀119。另外，在旋转活塞111和动力缸122之间，设有配置于压缩工作室129内侧的十字联轴节式自转防止机构130。

十字联轴节式自转防止机构130的工作原理和工作流体的流动情况以及润滑油的给油路径，与图18中说明的情况一样，在此不再说明。

其结果，在图22的实施例中，由于可以形成单侧支撑驱动轴123的结构，因此不需要副轴承部件、平衡器及油罩等，可以谋求由容积型压缩机的部件数减少所带来的低成本化、生产性能的提高及小型、轻量化。

图23显示了一种在构成旋转活塞135的外周面135a形状及动力缸136的内周面136a形状的螺旋体为3处时，使用了球型联轴节式自转防止机构137的压缩部件138的纵断面图。

相对于在动力缸136的内周面136a，旋转活塞135的外周面135a仅以错开旋转半径ε而与之相咬合，从而构成压缩工作室139。球型联轴节式自转防止机构137与旋转活塞135和动力缸136的两端面相接，被配置在压缩工作室139的内侧。另外，工作流体的流动状况和图18中说明的一样，在此不再说明。

球型联轴节式自转防止机构137，如图24所示，由球状部件140，和形成有与该球状部件140具有相同曲率的转角部141a、142a的、以可以滑动的状态自上下方向夹住球状部件140的基座141、142所构成。

基座141被嵌入和固定在形成于动力缸136的中心周围的圆周上的端面136b上的孔部136c上。另外，基座142被插入到在旋转活塞135的中心周围等间距地形成的孔部135b的上端部135c上，且可以滑动。而且，在转角部141a、142a的相对的各基座141、142之间，球状部件140a以可滑动的状态，仅错开旋转半径ε而被配置着。又，在配置有基座142的旋转活塞135的孔部135b的反对侧的下端面135d侧上，介由弹簧部件143，在基座144上介由球状部件140b而设置着的基座145，以与上述基座141、142及球状部件140a呈对称的位置关系，而被配置在旋转活塞135的孔部135b的下端面135d及副轴承部件147的端面147a上。

图25A至25D为图23的XXV-XXV的方向视图。在图中，记号O为旋转活塞135的中心，记号O’为动力缸136及驱动轴146的中心。若看动力缸136的内周面136a的形状，则其为连续光滑地形成有3处的由多个圆弧曲线所构成的涡旋体的组合的形状。

另外，旋转活塞135的外周面135a的形状也以与上述动力缸136同样的原理而构成，成为与动力缸136的内周面形状的轮廓相似的、比之仅小旋转半径ε(＝oo’)的形状。记号a、b、c、d、e、f，显示了由旋转活塞135的外周面135a的形状和动力缸136的内周面136a的形状所形成的压缩工作室的咬合接点。

球形联轴节式自转防止机构137，相对于旋转活塞135的中心，分3处被设在以等间距地位置关系配置着的孔部135b上。在旋转活塞135的轴承孔部135e上，插入有驱动轴146的偏心部146a，因而仅偏心旋转半径ε而和动力缸136相咬合着。这时，球形联轴节式自转防止机构137，按理应是一种在配置于旋转活塞135的孔部135b的上下端面135c、135d上的基座142、144和配置在动力缸136的端面136b以及副轴承部件147的端面147a上的各基座141、145的之间，介由球状部件140a、140b的构成。但是由于动力缸136一侧的基座141和副轴承部件147一侧的基座145仅错开旋转半径的量，而以相同的位置关系被配置着，所以各个球状部件140a、140b的位置，应根据旋转活塞135和动力缸136的咬合位置而决定。

又，若着眼于由接点a和接点b所包围的空间的压缩工作室139(在吸入终了时，夹着排出孔147b而被分成两个压缩工作室，但当压缩行程开始时，这2个压缩工作室马上就会连成为1个)，则图25A为工作流体自动力缸136上设有的吸入孔136d向该压缩工作室139的吸入终了的状态，驱动轴146自该状态沿顺时针方向回转90°后的状态为图25B的状态，驱动轴146从图25B沿顺时针方向回转90°后的状态为图25C的状态，驱动轴146从图25C沿顺时针方向回转90°后的状态为图25D的状态，进而，驱动轴146再顺时针方向回转90°后便返回到最初的图25A的状态。由此，压缩工作室139随着驱动轴146的回转其容积缩小，由于在副轴承部件147上形成着的排出孔147b由排出阀148所关闭着，所以，工作流体的压缩作用被进行。

这时，球形联轴节式自转防止部件137，在配置于被固定着的动力缸136及副轴承部件147上的基座141、145的中心周围，球状部件140a、140b在配置于旋转活塞135的孔部135b上的基座142、144之间，一边在各自的槽部内滑动，一边以旋转活塞135的中心O和动力缸136的中心O’之间的距离即旋转半径ε，如按图25A→图25B→图25C→图25D→图25A那样，做与旋转活塞135的中心为同样的轨迹的旋转运动。另外，通过由弹簧部件143而球状部件140a、140b施加预压，而抑制球状部件140a、140b从各自的基座向径向的逃逸，其中，弹簧部件143被设在对称地配置于旋转活塞135的孔部135b上的基座142、144的背面。

因而，旋转活塞135在被固定着的动力缸136的中心周围，由球形联轴节式自转防止机构137使其不产生自转地保持相同的姿势，以旋转半径ε进行旋转运动。又，在旋转活塞135的中心周围形成着的多个压缩工作室139，可以相互错开相位而连续的进行吸入、压缩、排出等各行程。

其结果，在图23的实施例中，可以得到和图18同样的效果，随着工作流体的压缩，利用压缩工作室139的内压可以完全避免欲使旋转活塞135回转的自转力矩，相对于旋转活塞135可以施予确实的旋转运动。同时，由于可以使由旋转活塞135和动力缸136所形成的压缩工作室的接点处的间隙保持一定，因而可以提供可降低摩擦、磨耗的、高可靠性的压缩部件138。又，由于可以把球形联轴节式自转防止机构137配置在压缩工作室139的内侧，因而可以谋求压缩部件138的小直径化。

图26显示与本发明相关的容积型压缩机的纵断面图。在本实施例中，压缩部件149的配置和图23的不同，下面重点说明该差异部分。

在图26中，149为与本发明相关的压缩部件，它被配置于驱动它的电动部件150的上部。在作为压缩部件149的旋转活塞151上，配置着轴承孔部151a，该轴承孔部151a和动力缸152的叶片152a相咬合，驱动轴153的偏心部153a被嵌合在其中心部。驱动轴153由设于动力缸152上的主轴承部152b所支撑，并单侧支撑着被插入到偏心部153a上的旋转活塞151。154为排出盖，它设有排出孔154a，并且具有开闭该排出孔154a的引导式排出阀155。另外，在旋转活塞151和动力缸152之间，相接有配置于压缩工作室160内侧的十字键联轴节式自转防止机构161。另外，十字键联轴节式自转防止机构161的工作原理和图23所示的一样，在此不再说明。

工作流体如图中箭头所示，通过吸入管157流入密闭容器156内，经过由安装在动力缸152上的吸入盖162和吸入孔152c所形成的吸入室163，流入到压缩部件149；当利用电动部件150而使驱动轴153回转时，就会由驱动轴153的偏心部153a而使旋转活塞151进行旋转运动，压缩工作室160的容积就会缩小，从而被压缩。被压缩的工作流体，经由形成于排出盖154上的排出孔154a，将排出阀155顶起，流入到排出室164；再径由通路165，导入电动部件150一侧的空间，最后从排出管158向压缩机外部排出。此时，利用球形连接轴式自转防止机构161的作用，完全可以避免作用于旋转活塞151上的自转力矩。

其结果，在图26的实施例中，由于可以形成单侧支撑驱动轴153的结构，因此不需要副轴承部件、平衡器及油罩等，可以谋求由容积型压缩机的部件数减少所带来的低成本化、生产性能的提高及容积型压缩机的小型、轻量化。

如上所述，在图26的实施例中，就构成旋转活塞151的外周面151b的形状及动力缸152的内周面152d的形状的涡旋体的个数为3个和4个的情况进行了说明，但是，根据压缩部件形状的不同，上述各种形式的自转防止机构可以适用于其它具有实用的涡旋体的个数(2-10个)的情况。

另外，随着构成旋转活塞的外周面形状及动力缸的内周面形状的涡旋体的个数(2～10)情况在可以实用的范围内逐渐增多，具有以下优点。(1)扭矩的变动减小，振动和噪音可以降低。(2)在动力缸外径相同的情况下，用于确保相同吸入容积的动力缸的形状高度就会降低，因此可以使压缩部件的形状尺寸小型化。(3)由于作用于旋转活塞的自转力矩会变小，同时又使用了自转防止机构，所以完全可以避免自转力矩，减小旋转活塞和动力缸的滑动部的机械摩擦损失，同时提高其可靠性。(4)吸入和排出配管内的压缩波动减小，可以谋求进一步的低振动、低噪音化。因而，可以实现医疗及产业用要求的某种无波动的流体机械(压缩机、泵等)。

另外，在到此为止所说明的多个实施例中，晃使密闭容器内部处于排出压(高压)。为此，在副轴承部件的与旋转活塞相接触的面的整个里面上都施加有压力，防止了副轴承部件由于压缩工作而从旋转活塞和动力缸的离开。

图27为与本发明相关的低压方式的压缩部件166的纵断面图。在本实施例中，其密闭容器内的压力为低压公式这一点不同于图3的情况，下面重点说明该差异部分。

166为与本发明相关的压缩部件，2为驱动它的电动部件，167为放置压缩部件166和电动部件2的密闭容器。在压缩部件166上，安装有销式自转防止机构13。吸入盖169触接于动力缸168的端面上，并形成吸入室170。另外，前述吸入室170和配置着电动部件2的密闭容器167内的空间相连通着。另外，销式自转防止机构13的工作原理因和图3所示的相同，在此不再说明。

其结果，在图27的实施例中，工作流体如图中箭头所示，通过吸入管171流入密闭容器167内的工作流体，经由安装在动力缸168上的吸入盖169和吸入孔168a所形成的吸入室170，流入到压缩部件166；当利用电动部件2使驱动轴8回转时，嵌入到驱动轴8的偏心部8a上的旋转活塞9就会进行旋转运动，压缩工作室172的容积就会缩小，从而压缩动作被连续进行。被压缩的工作流体，经由形成于副轴承部件173上的排出孔173a，将排出阀11顶起，流入到排出室174，从排出管175向压缩机外部排出。此时，由于吸入室170和密闭容器167相连通着，所以密闭容器167内部处于吸入压力(低压)状态。

由于使密闭容器167的压力为低压方式，因而具有以下优点。(1)由被压缩的高温的工作流体所引起的电动部件2的升温被降低，可以提高电机的效率，从而提高压缩机的性能。(2)在氟隆等的与润滑油有相容性的工作流体的情况下，由于压力降低，因此溶解于润滑油中的工作流体的比例可以减小，抑制了轴承部等部位的润滑油的发泡现象，提高了可靠性。(3)可以降低密闭容器167的耐压要求，实现压缩机构成部件的薄壁化、轻量化。

另外，图27实施例的低压方式的压缩部件166，当然可以适用于构成旋转活塞9的外周面形状及动力缸168的内周面形状的可实用的涡旋体的个数(2-10个)的情况，而且即使对于和上述各方式的自转防止机构的组合也可以适用。

以上说明的多个实施例是将动力缸和轴承做成一体的结构，它们存在动力缸底部加工困难这一问题。图28是与本发明相关的压缩部件177的纵断面图，它是用于解决上述这一问题点的实施例。该实施例的动力缸176的结构和图3的不同，下面重点说明这一该差异部分。

在图28中，构成压缩部件177的动力缸176，如图29所示，由与旋转活塞9的外周面相咬合的涡旋体部件176a和支撑驱动轴8的主轴承部件176b所构成，两部件176a、176b用相互的端面决定其位置并得到固定。

其结果，在图28的实施例中，可以增加动力缸176的涡旋体部件176a的加工方法及材料选择的自由度，使生产性能提高。同时，可以提高动力缸176的涡旋体部件176a的内周面形状和高度方向的尺寸精度，提供高效率的容积型压缩机。

另外，图28的实施例的动力缸176的构造，可以适用于构成旋转活塞176的内周面形状的可实用的涡旋体的个数(2-10个)时的压缩部件，而且即使对于它和上述各方式的自转防止机构的组合也可以适用。

图30是显示与图28的实施例相关的涡旋体为4个时的旋转活塞178的平面图。相对于旋转活塞178的中心，在圆周上等间距地设有4处螺丝孔178a。由此，前述螺丝孔178a可以用于旋转活塞178在其加工时的定位或加工用夹具的安装等，使生产性能提高。另外，在分解时，使用螺丝孔178a，可以使咬合于动力缸的内周面及底面上的旋转活塞178不受润滑油的粘度等的影响，使旋转活塞178的拆卸容易进行。

另外，图30的实施例中的旋转活塞178的结构，可以适用于对于在旋转活塞178的外周面形状为可实用的涡旋体的个数(2-10个)的情况下的压缩部件。

本发明由于把自转防止机构配设在形成压缩工作室的置换器和外壳的内侧，因此可以完全避免作为被压缩工作流体的反力，而作用于置换器上的自转力矩，得到高效率和高可靠性的容积型流体机械；另外，可以得到具有适用于规格用途及生产设备等的结构的容积型流体机械。

Claims (4)

1.一种容积型流体机械，包括：配置于端板间的置换器和动力缸，当使前述置换器中心和前述动力缸中心重叠上时，由前述置换器的外壁面和前述动力缸的内壁面形成一个空间，当使前述置换器置于旋转位置时，由前述置换器的外壁面和前述动力缸的内壁面形成多个空间；其特征在于：该容积型流体机械具有自转防止机构和供油孔(13C)，该自转防止机构具有设置在与所述置换器的所述端板(10)相对的面的贯通口及插入设置于前述端板(10)的孔的销部件(17)，所述供油孔(13C)在该销组件的销轴方向与供油路径相连接。

2.如权利要求1所述的容积型流体机械，其特征在于：所述供油孔与位于收纳所述置换器和所述动力缸的密闭容器的底部的润滑油，由此构成所述供油路径。

3.一种容积型流体机械，包括：配置于端板(10，18)间、具有由平面形状连续的曲线构成的内壁(7a)的动力缸，与该动力缸的内壁相对地设置外壁、旋转运动时、所述内壁和该外壁与该端板形成多个空间的置换器，其特征在于：该容积型流体机械具有自转防止机构和供油孔(13C)，该自转防止机构具有设置在与所述置换器的所述端板(10)相对的面的贯通口及插入设置于前述端板(10)的孔的销部件(17)，所述供油孔(13C)在该销组件的销轴方向与供油路径相连接。

4.如权利要求3所述的容积型流体机械，其特征在于：所述供油孔与位于收纳所述置换器和所述动力缸的密闭容器的底部的润滑油，由此构成所述供油路径。

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