JP2016505769A - 回動装置及びそれを用いたロータリー圧縮機ならびに流体モータ - Google Patents

Abstract

本発明は回動装置及びそれを用いたロータリー圧縮機ならびに流体モータを提供する。回動装置は、シリンダー体（１１０）と、前端蓋（１２０）及び後端蓋（１３０）と、主軸（２００）と、偏心ロータモジュール（３００）と、離隔手段（４００）と、を含む。偏心ロータモジュール（３００）は、偏心軸（３１０）と、転動ピストンホイール（３３０）と、少なくとも１つの転がり軸受（３２０）と、を有する。当該回動装置において、偏心軸（３１０）と転動ピストンホイール（３３０）との間は転がり軸受（３２０）方式によって回動を離隔し、弾性仮締め力によってシリンダー体の確実な封止を実現する。同時に、本発明はさらに、当該回動装置における回転弁体と回転弁体リセット手段を改善した。【選択図】図２Ｂ

Description

本発明は流体機械技術分野に関し、特に回動装置及びそれを用いたロータリー圧縮機ならびに流体モータに関する。

現在、市場で最も常用される容積形圧縮機は主に、往復ピストン式、スクリュー式、渦巻き式及びロータ式という４種類に分けられる。ロータリー圧縮機は、主軸が回転すると、偏心ロータがシリンダ内壁に密着して回転し、三日月状の容積空間が周期的に変化することにより、吸気、圧縮及び排気の過程を完成する。ロータリー圧縮機は圧縮過程が円滑且つ安定でバランスよいため、既にエアコンや冷蔵庫などの家庭用冷房設備に広く用いられる。

図１は従来技術に係るロータリー圧縮機の構造模式図である。当該ロータリー圧縮機は参考文献（中国特許出願第２００７８００２７４９８．９号）に記載されている。図１に示すように、当該ロータリー圧縮機は、シリンダー体１、転動ロータ２、偏心スリーブ３、偏心軸部分付き駆動軸４、揺動ストッパ及びコイルばねを含む。駆動軸４の偏心軸部分と転動ロータ２との間には、それらの間で回動自由な偏心スリーブ３を設置することで、転動ロータ２の偏心量を調整して動作中の柔性転動接触封止を実現する。偏心スリーブ３は駆動軸周りに公転しながら偏心中心周りに自転する。揺動ストッパの回動部分はコイルばねのばね力の作用で、揺動部分を転動ロータ２の外円表面上に密着させて揺動式離隔を実現する。

しかしながら、図１に示すロータリー圧縮機は高強度の動作条件では、特に回動頻度が非常に高いときでは、偏心軸部分付き駆動軸４と転動ロータ２及び偏心スリーブ３との各摺動面は、摺動摩擦の能量損耗が大きく、オイルで潤滑しなければならない。シリンダ内に入った潤滑油は圧縮媒体と混合して排出された後、再び分離されなければならない。また、運動隙間中の潤滑油によって封止するため、排気から潤滑油を分離し出すために、システムのハウジング内を高圧にしなければならない。ハウジング内には、ロータリー圧縮機を回転駆動するモータを同時に取り付ける必要があるため、ハウジング内で形成された高温高圧環境は駆動モータの絶縁放熱に非常に不利であり、モータは過熱になり易い。ロータリー圧縮機は、偏心ロータ構造寸法が非常にコンパクトである上、前述のオイル液でシリンダー体と封止口輪との接触箇所の隙間を埋める等の原因で、オイルで潤滑することが既に習慣になっているので、大型エアポンプと低温用エアポンプにおける使用が大きく制限される。

図１に示すロータリー圧縮機は、コイルばねが揺動ストッパの一端を駆動することで、揺動ストッパの他端を転動ロータ２上に押し付ける。コイルばねが長時間にわたって高強度条件下で動作すると、非常に故障して壊れ易く、ロータリー圧縮機全体の使用寿命に影響するため、より精良で信頼性のよい揺動ストッパリセット加圧手段を探す必要がある。また、てこ作用を有するため、揺動ストッパと転動ロータ２との間の力は制御されにくく、力が過大であると、揺動ストッパの磨耗を増やすだけではなく、圧縮機の仕事率も消耗する；力が過小であると、シリンダの封止を保証し得ない。

また、揺動ストッパの頭部と転動ロータ２の外円柱面との接触箇所は大きい圧力を受けているとともに、高速の相対的な摺動運動を有するため、低摩擦、耐磨耗、高効率、長寿命の封止構造を有しなければならない。相応の措置を取らないと、接触箇所は壊れ易い。しかしながら、従来技術では、揺動ストッパの頭部と転動封止口輪２の外円柱面との接触箇所を接続し、揺動ストッパ頭部は転動封止口輪外円柱面の位置に従って固定される。このようにしてその接触箇所の磨耗と封止の問題を解決し得るが、転動封止口輪２の外円柱面とシリンダー体１の円筒内壁との間は転動を実現できなくなり、摩擦磨耗及び隙間問題の発生を招来する。オイル液でシリンダー体と封止口輪との接触箇所の隙間を充填できるが、圧縮媒体と潤滑油とが分離する問題をさらに招来する。

上記１つ又は複数の問題を解決するために、本発明は回動装置及びそれを用いたロータリー圧縮機ならびに流体モータを提供する。

本発明の一態様は回動装置を提供した。当該回動装置は、シリンダー体と、シリンダー体の前端及び後端に封止接続され、シリンダー体と共同で円筒形インナチャンバを規定する前端蓋及び後端蓋と、シリンダー体及び／又は前、後端蓋に回動可能に支持され、円筒形インナチャンバ内に部分的に位置し、中心軸線がシリンダー体の中心軸線に重り合う主軸と、円筒形インナチャンバ内にある主軸の部分に嵌められる偏心ロータモジュールであって、円筒形インナチャンバ内にある主軸の部分に嵌められて中心軸線が主軸の中心軸線と所定距離をずらしている偏心軸と、偏心軸に嵌められて中心軸線が偏心軸の中心軸線と重り合う転動ピストンホイールと、偏心軸に対称的に嵌められ、内輪が偏心軸に固定され外輪が転動ピストンホイールに固定されることで両者の回動を遮断する少なくとも１つの転がり軸受と、を備え、当該少なくとも１つの転がり軸受と転動ピストンホイールとの間の仮締め弾性力が転動ピストンホイールを円筒形インナチャンバの内円筒面に押付けることにより、円筒形インナチャンバの内円筒面と転動ピストンホイールの外円柱面とで軸方向に延伸する密閉チャンバを形成する偏心ロータモジュールと、密閉チャンバを互いに独立する第１のチャンバと第２のチャンバに仕切り、当該第１のチャンバ及び第２のチャンバがそれぞれ、シリンダー体に設けられた第１群の貫通孔及び第２群の貫通孔に連通する離隔手段と、を含む。

本発明の別の一態様はロータリー圧縮機を提供した。当該ロータリー圧縮機は上記回動装置を含み、第１のチャンバは第１群の貫通孔を介して低圧圧縮媒体送込み口に連通し、第２のチャンバは第２群の貫通孔を介して圧縮後高圧圧縮媒体排出口に連通し、主軸は円筒形インナチャンバ外のトルクを円筒形インナチャンバ内に伝達し、偏心ロータモジュールによって圧縮媒体を圧縮する。

本発明のさらなる別の一態様は流体モータを提供した。当該流体モータは上記回動装置を含み、第２のチャンバは第２群の貫通孔を介して高圧流体入口に連通し、第１のチャンバは第１群の貫通孔を介して低圧流体出口に連通し、高圧流体は偏心ロータを回動させ、発生したトルクを主軸によって円筒形インナチャンバ外に伝達する。

上記技術案から分かるように、本発明の回動装置及びそれを用いたロータリー圧縮機ならびに流体モータは以下の有益な効果を有する。

（１）偏心軸と転動ピストンホイールとの間に転がり軸受を用い、転がり軸受を用いたら、ロータリー圧縮機は無オイル化又は少オイル化（すなわち、部分的で小範囲内におけるオイル潤滑）を実現し、潤滑油の大量使用による多くの欠点を克服して回動装置が大型の圧縮機及びエアポンプ分野に応用され得るようにする。
（２）転がり軸受外輪の外円柱面と転がり軸受取付位置決め内円筒面との間に径方向隙間があり、その間に弾性仮締め素子が挟まれ、当該弾性仮締め素子は圧縮機ロータの良好で確実な封止を達成すると同時に、偏心ロータを構成する各部品の径方向装着寸法に対する過酷な精度要求を避けてコストを低減することができるだけではなく、さらに振動や騒音を吸収する機能を有する。
（３）バランシングの案を採用すると、回動装置の偏心回動による運動量アンバランスの問題を軽減し、ロータ運動量バランスに基づいて設計されたロータリー圧縮機はより精密工学原理を満たすようになり、運転すると振動が小く、騒音が低い。
（４）リセットピンによって圧縮ばねのリセット圧力を回転弁体頭部に近い側面位置に直接に伝達することにより、惑星ピストンホイール外円柱面上に押される回転弁体頭部の接触圧力を精確に調整することができ、最小摺動摩擦力下での確実な封止を実現し、回動装置の動作信頼性を向上した。
（５）回転弁体リセットピンを伝統的な圧力シリンダの構造にする、又はより有力的で、より安定で、より精密でより長寿命であるエア駆動素子によって回転弁体の揺動を制御することにより、回動装置全体の動作信頼性及びメンテナンスの利便性を保証した。
（６）回転弁体の遠端に転動ホイール又は揺動封止スライダを用いることにより、回転弁体と転動ピストンホイールとの摩擦力をさらに低減し、動作効率を向上した。

図１は、従来技術に係るロータリー圧縮機の構造模式図である。 図２Ａは、本発明の実施形態に係るロータリー圧縮機の縦断面模式図である。 図２Ｂは、図２Ａに示すロータリー圧縮機のＡ−Ａ面に沿った断面図である。 図３は、図２Ａに示すロータリー圧縮機における偏心ロータモジュールの局部的な右面図である。 図４は、図２Ａに示すロータリー圧縮機における偏心ロータモジュールの局部的な斜視図である。 図５Ａは、本発明の実施形態に係るロータリー圧縮機におけるＯ型弾性ゴムリングの第１種の装着方式の模式図である。 図５Ｂは、本発明の実施形態に係るロータリー圧縮機におけるＯ型弾性ゴムリングの第２種の装着方式の模式図である。 図５Ｃは、本発明の実施形態に係るロータリー圧縮機における矩形弾性ゴムリングの装着方式の模式図である。 図６Ａは、本発明の実施形態に係るロータリー圧縮機の偏心ロータモジュールにおける板ばね口輪の模式図である。 図６Ｂは、図６Ａに示す板ばね口輪の装着の模式図である。 図７Ａは、本発明の実施形態に係るロータリー圧縮機における偏心ロータモジュールの左面図である。 図７Ｂは、本発明の実施形態に係るロータリー圧縮機における偏心ロータモジュールの模式図である。 図８Ａは、本発明の実施形態に係るロータリー圧縮機の離隔手段における第２種の回転弁体の圧入状態の模式図である。 図８Ｂは、本発明の実施形態に係るロータリー圧縮機の離隔手段における第２種の回転弁体の伸出し状態の模式図である。 図９は、本発明のロータリー圧縮機の離隔手段における第３種の回転弁体の斜視図である。 図１０Ａは、図９に示す回転弁体の圧入状態の模式図である。 図１０Ｂは、図９に示す回転弁体の伸出し状態の模式図である。 図１１Ａは、本発明の実施形態に係るロータリー圧縮機の離隔手段における第２種の回転弁体リセット手段の構造模式図である。 図１１Ｂは、本発明の実施形態に係るロータリー圧縮機の離隔手段における第３種の回転弁体リセット手段の構造模式図である。 図１２Ａは、本発明の実施形態に係るロータリー圧縮機のワークフローの模式図である。 図１２Ｂは、本発明の実施形態に係るロータリー圧縮機のワークフローの模式図である。 図１２Ｃは、本発明の実施形態に係るロータリー圧縮機のワークフローの模式図である。 図１２Ｄは、本発明の実施形態に係るロータリー圧縮機のワークフローの模式図である。 図１２Ｅは、本発明の実施形態に係るロータリー圧縮機のワークフローの模式図である。 図１３は、本発明の実施形態に係る流体モータの断面図である。

本発明の目的、技術案及びメリットをより明白にするために、以下、具体的な実施形態に基づき、添付図面を参照しながら本発明をより詳しく説明する。なお、図面又は明細書の記載において、類似する又は同じ部分について同じ符号を用いる。図面において表示や記載されていない実現方式は、当業者によく知られる方式である。

本発明は、回動装置及びそれを用いたロータリー圧縮機ならびに流体モータを提供する。当該回動装置において、偏心軸と転動ピストンホイールとの間は転がり軸受方式を用いるとともに、弾性仮締め素子によってシリンダー体の確実な封止を実現し、カウンターウェイトによってロータリー圧縮機の振動や騒音の問題を解消することにより、潤滑油の使用を避けて圧縮機の大型化を実現した。同時に、新たな回転弁体リセット方式を提供するとともに、回転弁体について改善を行なうことで、回動装置及びそれを用いたロータリー圧縮機ならびに流体モータの全体的な動作信頼性を保証した。

まず、本発明は、シリンダー体と、前／後端蓋と、主軸と、偏心ロータモジュールと、離隔手段とを含む回動装置を提供する。シリンダー体と、その前／後両側にある前／後端蓋とは円筒形インナチャンバを規定している。主軸はシリンダー体又はその前／後端蓋によって支持され、一部が円筒形インナチャンバ内にあり、その中心軸線がシリンダー体の中心軸線に重なり合う。円筒形インナチャンバ内にある主軸の部分に嵌められた偏心ロータモジュールは、円筒形インナチャンバ内にある主軸の部分に嵌められて中心軸線が主軸の中心軸線と所定距離をずらして平行である偏心軸と、偏心軸に嵌められて中心軸線が偏心軸の中心軸線と重り合う転動ピストンホイールと、偏心軸に対称的に嵌められ、内輪が偏心軸に固定され外輪が転動ピストンホイールに固定されることで両者の回動を遮断する少なくとも１つの転がり軸受と、を有し、当該少なくとも１つの転がり軸受と転動ピストンホイールとの間の仮締め弾性力は転動ピストンホイールを円筒形インナチャンバの内円筒面に押付けることにより、円筒形インナチャンバの内円筒面と転動ピストンホイールの外円柱面とで軸方向に延伸する密閉チャンバを形成する。離隔手段は密閉チャンバを互いに独立する第１のチャンバと第２のチャンバに仕切り、当該第１のチャンバ及び第２のチャンバがそれぞれ、シリンダー体に設けられた第１群の貫通孔及び第２群の貫通孔に連通する。

当該回動装置が圧縮機、流体モータ等の流体機械に適用されてもよく、圧縮機及び流体モータに適用されるとき、吸込み貫通孔及び排出口の設置は以下の通りである。

（１）当該回動装置が圧縮機に適用されるとき、第１のチャンバは第１群の貫通孔を介して低圧圧縮媒体送込み口に連通し、第２のチャンバは第２群の貫通孔を介して圧縮後高圧圧縮媒体排出口に連通し、主軸は円筒形インナチャンバ外のトルクを円筒形インナチャンバ内に伝達し、偏心ロータモジュールで圧縮媒体に対して圧縮を行う。

（２）当該回動装置が流体モータに適用されるとき、第２のチャンバは第２群の貫通孔を介して高圧流体入口に連通し、第１のチャンバは第１群の貫通孔を介して低圧流体出口に連通し、高圧流体は偏心ロータを回動させ、発生したトルクを主軸で円筒形インナチャンバ外に伝達する。

当該回動装置において、各群の貫通孔における貫通孔の数は１つであってもよく、複数であってもよい。かつ、転がり軸受はころ軸受、玉軸受、針軸受、空気力学転がり軸受又は複合軸受であってもよい。転がり軸受の数は1つであるが、１群、２群、３群、４群であり、各群は円筒形インナチャンバに沿って左右対称に設けられた２つの転がり軸受を含むことが好ましい。ここの対称とは、円筒形インナチャンバ内にある主軸の部分の中心点を通して主軸の中心軸線に垂直である平面に対して対称であることをいう。

以下、当該回動装置を適用するロータリー圧縮機及び流体モータ、特にロータリー圧縮機について詳しく説明する。以下の説明に基づき、当業者は本発明の回動装置についてよりよく理解できるはずである。

本発明はさらにロータリー圧縮機を提供する。図２Ａは、本発明の実施形態に係るロータリー圧縮機の縦断面模式図である。図２Ｂは、図２Ａに示すロータリー圧縮機のＡ−Ａ面に沿った断面図である。図２Ａ及び図２Ｂに示すように、本実施形態に係るロータリー圧縮機は、シリンダー体１１０と、前端蓋１２０／後端蓋１３０と、主軸２００と、偏心ロータモジュール３００と、離隔手段４００とを含む。以下、各構成部分についてそれぞれ詳しく説明する。

図２Ａに示すように、シリンダー体１１０とその前後両側にある前端蓋１２０／後端蓋１３０とは共同で円筒形インナチャンバを規定している。当該円筒形インナチャンバはすなわち、圧縮機のシリンダであり、当該シリンダの半径はＲ２であり、高さはＨである。シリンダー体１１０は、シリンダー体本体１１１と、当該シリンダー体本体１１１の前／後端面にそれぞれ設けられたフロントシリンダーキャップ１１２及びリアシリンダーキャップ１１３とを含む。シリンダー体本体１１１外側の所定位置（普通は上方）にシリンダーヘッド１４０を設ける。後続の離隔手段の回転弁体及びそのリセット手段はいずれも当該シリンダーヘッド１４０の位置に応じて設置される。これら内容は以下に詳しく説明される。

主軸２００はシリンダー体のフロント・リアシリンダーキャップ（１１２と１１３）によって支持され、その中心軸線が円筒形インナチャンバの中心軸線に重り合い、その直径がＤである。当該主軸２００の第１の部分は円筒形インナチャンバ外にあり、外部動力源に接続されて外部動力源からのトルクを円筒形インナチャンバに伝達するが、第２の部分は円筒形インナチャンバ内にあり、外部動力源からのトルクによって偏心ロータモジュール３００を回動させる。

摩擦を減少するために、主軸２００とフロント・リアシリンダーキャップ（１１２と１１３）との間にはそれぞれ主軸軸受２１０が設けられる。当該主軸軸受２１０は好ましくは高荷重能力、長寿命、高精度の円錐ころ軸受を用いることで、ロータ側面とシリンダーキャップ面との隙間を精密に制御できるようにする。軸受ロックナット２１１によって主軸軸受２１０の位置をロックする。また、主軸と前端蓋との間の封止を実現するために、両者の間に主軸封止ゴムリング２１２を設置する。前端蓋とフロントシリンダーキャップとの間の封止を実現するために、両者の間に前端蓋封止ゴムリング１２１を設置し、後端蓋とリアシリンダーキャップとの間の封止を実現するために、両者の間に後端蓋封止ゴムリング１３１を設置する。

なお、本実施形態における主軸２００はフロントシリンダーキャップ１１２とリアシリンダーキャップ１１３によって回動可能に支持されるが、それは前／後端蓋によって回動可能に支持されてもよい。また、本実施形態における主軸は一端のみが円筒形インナチャンバ外に伸び出ているが、本発明は同様に、主軸両端が円筒形インナチャンバ外に伸び出て左右両側からトルクが同時に入力される状況を含む。上記技術案の実現方法は当業者にとって明瞭であるため、ここでは贅言しない。

偏心ロータモジュール３００は上記円筒形インナチャンバ内にある。図３は、図２Ａに示すロータリー圧縮機における偏心ロータモジュール３００の局部的な右面図である。図４は、図２Ａに示すロータリー圧縮機における偏心ロータモジュールの局部的な斜視図である。図２Ｂ、図３及図４に示すように、当該偏心ロータモジュールは、円筒形インナチャンバ内にある主軸２００の第２の部分に嵌められて中心軸線が主軸２００の中心軸線と所定距離をずらして平行である偏心軸３１０と、偏心軸３１０に嵌められて中心軸線が偏心軸３１０の中心軸線と重り合って半径がＲ１である転動ピストンホイール３３０と、偏心軸３１０に対称的に嵌められ、内輪が偏心軸３１０に固定され外輪が転動ピストンホイール３３０に固定されることで両者の回動を遮断する少なくとも１つの転がり軸受３２０と、を備える。これら転がり軸受と転動ピストンホイールとの間の仮締め弾性力は転動ピストンホイールを円筒形インナチャンバの内円筒面に押付けることにより、円筒形インナチャンバの内円筒面と転動ピストンホイールの外円柱面とで軸方向に延伸する密閉チャンバを形成する。偏心軸３１０の偏心度ｅの大きさは圧縮機吐出量、流体圧力などの要素に決められ、例えば吐出量が５３ｃｃであり、圧力が１ＭＰａであるときに４．５ｍｍであってもよく、吐出量が大きいほど偏心度ｅが大きい。

主軸２００は偏心軸３１０を回動させる。続いて、偏心軸３１０の回動により、転動ピストンホイール３３０は主軸の中心軸線周りに公転しながら、シリンダー体の内円筒面に沿って転動するように自転し、転動ピストンホイール３３０の回動と偏心軸３１０の回動は転がり軸受３２０によって離隔される。

上述の転がり軸受３２０はころ軸受、玉軸受、針軸受、空気力学転がり軸受又は複合軸受であってもよく、好ましくは玉軸受である。図２Ｂ、図３及び図４において、偏心軸３１０と転動ピストンホイール３３０との間には２つ（すなわち、１群）の対称的な転がり軸受３２０が設けられる。当業者であれば分かるように、当該転がり軸受の個数は必要に応じて設計すればよく、円筒形インナチャンバの軸方向距離であるシリンダー体高さＨが大きい場合、当該転がり軸受は対称的な２群、３群又は４群であってもよく、各群が２つである。当然ながら、当該転がり軸受は断面積が大きい１つであってもよいが、この場合でも、円筒形インナチャンバに沿って左右対称に設置されるはずである。

伝統的なロータリー圧縮機の設計において、ロータリー圧縮機の吐出量と外形寸法がいずれも小さく、偏心ロータ構造の寸法が非常にコンパクトであり、かつ前述のように潤滑油によってシリンダー体と封止口輪との接触箇所の隙間を埋めなければならない等のことから、ハウジング内を高圧としなければならず、潤滑油を用いる滑り軸受は既に習慣になり、今までロータリー圧縮機の転動ピストンホイールと偏心軸との間において転がり軸受によって磨耗を軽減する技術は見られていない。しかしながら、市場では、ロータリー圧縮機が大型と低温の使用要求を満たす冷凍圧縮機に進化することは要求され、潤滑油で潤滑する従来のロータリー圧縮機は需要を満たすことができなくなり、それを改善しなければならない。

熟成工業化技術で量産され進歩しつつある現代転がり軸受をロータリー圧縮機に用いることにより、摺動摩擦に代えて転動摩擦で、摩擦によるエネルギー消耗を大いに減少してエネルギー効率を向上できるだけではなく、転がり軸受を用いたら、ロータリー圧縮機は無オイル化又は少オイル化（すなわち、部分的で小範囲内におけるオイル潤滑）を実現する可能性があり、潤滑油の大量使用による多くの欠点を克服して大型の圧縮機及びエアポンプに応用される可能性がある。

しかしながら、本願明細書の詳細な説明を参照すれば、従来のオイル潤滑方式に代えて転がり軸受方式を用いることは技術発展の必然な成行きであることが分かるが、現在のオイル潤滑滑り軸受に代えて転がり軸受を圧縮機ロータ構造に合理的に導入し、現在の摺動摩擦を転動摩擦に変えることは簡単なことではない。従来技術では転がり軸受を採用していない事実は正にこれを証明している。

機械設計の経験によると、隣合う運動面は０．０１〜０．０３ｍｍの隙間を有して初めて良好な気密性を有する。本実施形態に係るロータリー圧縮機において、偏心軸と転動ピストンホイールとの間で転がり軸受構造が用いられるため、低コスト、高品質の最も理想的な基本封止条件は運動面の間に摺動がないことである。この場合、隙間がなくてもよく、ひいては微締りばめであってもよく、ゼロ漏洩を実現する。上記の基本封止条件を実現するために、偏心軸、転動ピストンホイール及びシリンダー体本体内壁の間に仮締め弾性設計を用いることで最良の封止を実現する。

ロータリー圧縮機における転動ピストンホイールとシリンダー体との封止隙間の制御目標は、転動ピストンホイールがシリンダー体内壁に沿って転動するとき、その接触接点箇所における封止隙間Δがゼロであることを保証しなければならないことであり、下記数式で表されることができる。
Δ＝Ｒ−ｅ−ｒ−ψ＝０
ただし、封止隙間はΔである；
シリンダー体内壁円筒半径はＲである；
転動ピストンホイールの外円筒半径はｒである；
転動ピストンホイールとシリンダー体中心との偏心量はｅである；
転動ピストンホイールが軸受を支持する径方向遊隙はψである。

したがって、ロータリー圧縮機の転動ピストンホイールを装着する前、上記各パラメータを予め測量し、選択して組み合せる必要がある。シリンダー体内壁円筒半径Ｒ、転動ピストンホイールとシリンダー体中心との偏心量（すなわち、クランク軸偏心半径）ｅ、及び転がり軸受の径方向遊隙ψは、一旦加工成形されると修正しにくいため，一般に転動ピストンホイールの外円筒半径ｒを修正調整し、選択して組み合せる方法を用いる。

本実施形態において、ロータリー圧縮機における転動ピストンホイールとシリンダー体との封止隙間の制御目標は、封止隙間Δがゼロ未満である締りばめを用いてもよい。これは、転動ピストンホイールとシリンダー体との接触接点箇所で仮締め加圧し、微視的な弾性変形を発生させれば、形成された空隙シールが線から面に広がることができることを意味する。なお、仮締め加圧量は大き過ぎてはならず（約１〜１００μｍである）、装着寸法チェーンシステムの許容する弾性範囲を超えてはならず、更に装着寸法チェーンシステムの永久変形事故を招いてはならない。圧縮機が初期のならし運転段階を経た後、各部品の寸法がならして安定するとき、上記仮締め加圧による微視的な弾性変形は摩擦損耗変形を自動的に補償して、ロータリー圧縮機における転動ピストンホイールとシリンダー体との封止隙間Δがゼロ以下である制御目標を確保することができる。しかしながら、こうなると、製造現場では、偏心ロータを構成する各部品の径方向装着寸法に過酷な精度要求を提出することがある。

上記分析から分かる通り、転がり軸受３２０と転動ピストンホイール３３０との間の仮締め弾性力で転動ピストンホイールを円筒形インナチャンバの内円筒面に押付けることにより、両者の封止を実現することができる。一般的には、当該仮締め弾性力は、転がり軸受３２０と転動ピストンホイール３３０との間の締りばめから発生することができる。しかしながら、締りばめは過大であると、ロータリー圧縮機の運転不順調の問題を招来することがある。

上記難題を解決するために、転動ピストンホイール３３０の内円筒面と転がり軸受３２０の外円柱面との両者のうちの１つに、転がり軸受転動体（例えば玉軸受について、その転動体はスチールボールである）グルーブ径方向中心線に対して対称的に分布する１本又は複数本の嵌め込み溝を開設する必要があり、当該嵌め込み溝内には、正常状態における高さが上記嵌め込み溝の深さより大きい弾性仮締め素子を設置することにより、転動ピストンホイール３３０の内円筒面と転がり軸受３３０の外円柱面との間の仮締め加圧を実現する。また、当該弾性仮締め素子はさらに誤差を自動的に吸収や補償することができる。

当該弾性仮締め素子としては、１．３３×１０^−５Ｐａ〜４００ＭＰａ（動的封止（ｍｏｔｉｖｅ ｓｅａｌ）は３５ＭＰａにも達する）の封止圧力を有する広く使われるＯ型弾性ゴムリング３５１を用いてもよい。Ｏ型弾性ゴムリングの材料はフッ素ゴムであることが好ましく、フッ素ゴムはよい弾性力を有し、耐磨耗・耐圧であり、かつその連続使用温度が２１０℃にも達する。

図５Ａは、本発明の実施形態に係るロータリー圧縮機におけるＯ型弾性ゴムリングの第１種の装着方式の模式図である。図５Ａに示すように、転動ピストンホイールの内円筒面には複数本の嵌め込み溝が開けられ、複数本の嵌め込み溝は軸方向位置が転がり軸受転動体（スチールボール）グルーブ径方向中心線に対して対称的で均一に分布することで、圧力変形をバランスよく吸収することができ、複数本のＯ型弾性ゴムリング３５１は当該嵌め込み溝内に嵌め込まれることができる。偏心主軸が回動すると、転がり軸受外円柱面はＯ型弾性ゴムリング３５１を圧縮して弾性変形を発生させ、転動ピストンホイール３３０の外円柱面をしっかりとシリンダー体の内円筒面に圧着させ、仮締め力を有するゼロ隙間封止を実現する。

転がり軸受外輪はＯ型弾性ゴムリング３５１を介して転がり軸受取付位置決め内円筒面に仮締め固定され、ピストンホイールの軸受取付位置決め内円筒面の中心位置に対して浮動的である。したがって、それらの間に十分な隙間βを設けてＯ型弾性ゴムリングを圧縮する必要があり、転がり軸受取付位置決めピストンホイール内径Ωは転がり軸受軌道輪外径より大くなければならず、隙間βの大さは軸受寸法によって決められ、その値の範囲が０．１〜１ｍｍ程度である。

前述では、一般に転動ピストンホイールの外円筒半径ｒを修正調整し、選択して組み合せる方法を用いることで、ロータがシリンダー体内壁に沿って転動するとき、その接触接点箇所における封止隙間Δがゼロであることを保証することに言及している。Ｏ型弾性ゴムリングで転動ピストンホイールを仮締め固定した後、転がり軸受外輪外円柱面と転がり軸受取付位置決め内円筒面との間に隙間βを有し、このとき、転動ピストンホイールが転がり軸受を支持する径方向遊隙ψはゼロである。

転動ピストンホイールの外円筒半径ｒに予め１つの値Δｒを加えると、下記の数式を有する。
Δ＝Ｒ−ｅ−（ｒ＋Δｒ）＝０
ただし、封止隙間はΔである；
シリンダー体内壁円筒半径はＲである；
転動ピストンホイールの外円筒半径はｒである；
転動ピストンホイールとシリンダー体中心との偏心量はｅである；
転動ピストンホイールの外円筒半径ｒに予め加えられた値はΔｒである。

転がり軸受外輪外円柱面と転動ピストンホイールの円柱面との間の隙間はβであり、隙間βの圧縮減少量をΔβとし、転がり軸受の径方向遊隙をψとすると、下記の数式を有する。
Δｒ＝ψ＋Δβ

Ｏ型弾性ゴムリングを圧縮変形する反作用力は隙間βの変化量Δβに正比例し、下記の数式を有する。
０＜Δβ≦β

したがって、設計するとき、実践経験によってΔβ値を正確に選択しなければならず、封止隙間Δがゼロであることを保証しながら、転動ピストンホイール外円柱面がシリンダー体内壁円柱面に対して接触接点箇所において適度の弾性仮締め圧力を有するようにすればよく、過度仮締めを避ける必要がある。

図５Ｂは、本発明の実施形態に係るロータリー圧縮機におけるＯ型弾性ゴムリングの第２種の装着方式の模式図である。図５ＢにおけるＯ型弾性ゴムリングの装着方式は図５Ａのに類似し、嵌め込み溝が転がり軸受外輪の外円柱面に開設されることのみが異なり、その動作原理は図５Ａに示す弾性ゴムリングの動作原理と同じであるため、ここでは贅言しない。

図５Ａと図５ＢのＯ型弾性ゴムリングは、その断面寸法の大きさが設計の重点であり、ここでは３つの条件を重点的に満たすべきである。

（１）ロータシステムは、Ｏ型弾性ゴムリングを介して転動ピストンホイールの外円柱面とシリンダー体内壁円筒面との接触箇所に適切な弾性仮締め圧力を伝達する。

（２）Ｏ型弾性ゴムリングの断面直径が充分に大きく、Ｏ型弾性ゴムリングと転動ピストンホイールの転がり軸受取付位置決め内円筒面との接触面積も充分に大きくなって初めて、システムは充分に柔軟な弾性を有し、振動や騒音を吸収するようにすることができる。

（３）Ｏ型弾性ゴムリングが繰り返してピストンホイールとシリンダー体内壁との接触点において押されて変形するため、Ｏ型弾性ゴムリングの断面積は充分に大きくなって初めて、十分な疲労強度を有して永久変形しないことができる。

膨張補正深溝玉軸受（滑り防止軸受）という基本軸受は市販され、その外輪外円柱面には２つの矩形グルーブが設けられ、グルーブには高膨張率を有する高分子材料が嵌められることで、システム温度が上昇した後、軸受位置決め箇所における熱膨張によるがたつきを防止する。さらに、ＡＣ軸受（滑り防止軸受）という基本軸受は市販され、その外輪外円柱面には２つの矩形グルーブが設けられ、グルーブにはＯ型ゴムリングが嵌められることで、軸受外輪がタイトフィット固定できないときに滑りを防止する。しかしながら、上記２種の軸受の主な目的は滑り及び熱膨張を防止することであり、本実施形態における転がり軸受と転動ピストンホイールとの間の仮締め弾性力によって封止することと本質的な区別を有する。

また、上記各種の転がり軸受はその外輪にグルーブを設置するため、転がり軸受自体の荷重能力及び安定性にひどい影響を与える。したがって、計算もせずに市場に少ない上記滑り防止の基本軸受を直接に使用することは好ましくなく、市場によく見られる普通の玉軸受又はころ軸受を用い、転動ピストンホイール３２０の内円筒面に嵌め込み溝を開けることは好ましい。こうすれば、全体的構造がより合理化になり、形式がより多様化になり、効果がより精確化になる。

このため、弾性ゴムリングの截面形状はさらに矩形、又は適切な弾性仮締め圧力を満たし、振動や騒音を吸収し、十分な疲労強度を有して使用寿命が長い形状に設計されてもよく、その案の１つは、例えば図５Ｃに示す歯付き矩形弾性ゴムリング３５２である。

図５Ｃに示すように、歯付き矩形弾性ゴムリング３５２を嵌めるためのグルーブ幅は軸受軌道輪の幅とほぼ同じであるため、もともと薄肉構造である軸受軌道輪にさらに嵌め込み溝を開けることができず、嵌め込み溝を転動ピストンホイールの転がり軸受取付位置決め内円筒面に開けることしかできない。このように、嵌め込み溝の深さをより深くすることができ、弾性空間をより大きくすることができる。装着するとき、歯付き矩形弾性ゴムリング３５２の歯にグリースを塗れば、長期にわたって動作することができる。

特に、偏心主軸が高速に運転するとき、上記Ｏ型又は矩形弾性ゴムリングは高頻度で繰り返した衝撃圧力を受けて長期動作した後、発熱によって軟化乃至破損することがある。したがって、より耐熱的な高強度弾性材料を用いることを考える必要があり、前記高強度弾性材料は、例えば複数本の細い金属スクリーンからなる弾性リング、又は金属ばね口輪等であり、当該金属は合金鋼又は他の弾性の大きい金属材料であることが好ましい。

図６Ａは、本発明の実施形態に係るロータリー圧縮機の偏心ロータモジュールにおける板ばね口輪の模式図である。図６Ａに示すように、当該金属ばね口輪は、連続U字形平滑円弧曲面アーチ付きの板ばねと、当該板ばねを支持する剛性台座縁部とを含む。当該剛性台座縁部の直径は弾性的に縮小することができる。

図６Ｂに示すように、転動ピストンホイールの内円筒面には嵌め込み溝が開設され、凹槽中心線と転がり軸受中心線とは重り合い、当該Ｕ字形平滑円弧曲面アーチ付きの金属ばね口輪３５３は上記嵌め込み溝内に装着される。装着するとき、金属ばね口輪３５３の剛性台座縁部は直径が弾性的に縮小することができるため、予め転がり軸受取付位置決め内円筒面上の矩形グルーブ内に嵌め込まれて位置決めを完成することができ、潤滑剤を塗った後、転がり軸受外輪を容易に圧入して装着することができる。プレスプロセスを用いるため、金属ばね口輪を大規模で量産し易く、品質を保証してコストを低減することができる。

本実施形態において、転がり軸受外輪の外円柱面と転動ピストンホイールの転がり軸受取付位置決め内円筒面との間に弾性仮締め素子を取り付けることにより、偏心主軸が回動するとき、転がり軸受の外円柱面は弾性仮締め素子を圧縮して弾性変形力を発生させ、転動ピストンホイールの外円柱面をしっかりとシリンダー体の内円筒面に圧着させる。偏心ロータモジュールを構成する各部品の径方向装着寸法がどのような精度誤差を有し、偏心ロータモジュールの回転外円軌跡の径方向にどのような偏差や跳びを有するにもかかわらず、弾性仮締め素子の弾性変形によって簡単に吸収され、弾性仮締め力を有するゼロ隙間封止の実現を保証することができる。したがって、圧縮機偏心ロータモジュールの良好で確実な封止品質目標を達成し得るとともに、偏心ロータモジュールを構成する各部品の径方向装着寸法に対する過酷な精度要求を避け、コストを低減することができる。

図３に示すように、シリンダー体空間を節約するために、偏心軸における転がり軸受が嵌められた位置に偏心軸肩３１１を設置する。当該偏心軸肩３１１以外の偏心軸の部位は、節約されてバランシングするのに用いられることができる。具体的なバランシングする方法を以下に述べる。

図２Ａ、図３及び図４に示すように、偏心軸の軽い側で両偏心軸肩の間に、偏心軸に沿ってバランスブロック３４０が対称的に設置される。当該バランスブロック３４０の大きさ及び重量は、円筒形インナチャンバの体積及び偏心度に決められる。

また、上記バランシングする方式以外、本発明はさらにほかの複数種のバランシングする方式を提供した。

図７Ａに示すように、第１種のバランシングする方式において、偏心ロータモジュールにおけるバランスブロック３４１は単独の１つだけではなく、偏心軸の軽い側で一体に繋がる弧形バランスブロック領域である。この種類のバランスブロックは製造し易く、かつバランス効果がよい。

図７Ｂに示すように、第２種のバランシングする方式において、偏心ロータモジュールは偏心軸の重い側でバランス切欠き３４２を開けることでここのウェイトを減少し、偏心軸の回動過程におけるバランスを実現する。

ほかのバランシングする方式において、さらに偏心軸の重い側で複数のバランス孔を開けることでウェイトを軽減することができる。また、偏心軸の加工においてそれと主軸との偏心度をできるだけ減少し、ひいては同心にする方式によりバランシングすることもできる。

従来技術において、運動量バランスの重要性は既に広く知られているが、現在の多くのロータリー圧縮機では達成できない。それは、オイル潤滑とオイル封止技術を用いる偏心軸滑り軸受の空間が狭すぎてバランシングしにくいからである。本発明は転がり軸受を利用するため、２つの対称的に配置する転がり軸受が跨る空間において、ロータ運動量バランスのバランス構造設計をすることができる。バランスの案を採用すると、ロータリー圧縮機の偏心回動による運動量アンバランスの問題を軽減し、より精密工学原理を満たすようになる。ロータ運動量バランスに設計されたロータリー圧縮機は運転すると、当然に振動が小く、騒音が低い。

転がり軸受の位置決めを実現し、転動ピストンホイールの回動過程においてその位置がずれることを避けるために、圧縮機偏心ロータモジュールに固定された２つの転がり軸受の内外輪軸方向位置の位置決めは仮締め位置決めに属し、転動ピストンホイール内円筒面と偏心主軸軸首上の位置決め軸肩によって転がり軸受の軸方向遊隙をなくし、転がり軸受が回動する時に軸方向揺れを減少するようにし、転動ピストンホイールの位置決め方式は下記２種のうちのいずれであってもよい。

１．図２Ａに示すように、転動ピストンホイール内円筒面に固定された２つの転がり軸受の内輪軸方向位置の位置決めは、偏心主軸軸首に設けられた軸肩と主軸軸首に設けられた軸受押付けシム３３１とで完成される。軸肩はそれぞれ２つの転がり軸受間の内側から外方に向けて軸受の内輪を支える；転動ピストン軸受の内輪の外側は、軸受押付けシムがシリンダー体の両側から押し付けることで位置決めされることにより、当該２つの又は複数の転がり軸受の内輪軸方向位置決めを実現する。２つの転がり軸受の外輪位置決めは、転動ピストンホイール内円筒面の中部に設けられた軸肩が外輪内側面に加圧することで行われる。

２．図７Ｂに示すように、転動ピストンホイール内円筒面に固定された２つの転がり軸受の内輪軸方向位置の位置決めは、偏心主軸軸首に設けられた軸肩によって完成され、軸肩はそれぞれ２つの転がり軸受間の内側から外方に向けて軸受の内輪を支える；２つの転がり軸受の外輪位置決めは、転動ピストンホイール内円筒面の左端に設けられた軸肩が密着の１つの軸受外輪の側面に加圧することで行われ、他の１つの軸受の外輪の外側面は、転動ピストンホイール内円筒面右端グルーブ内に設けられた軸受止めリング３２５が内方に向けてロックすることで位置決めを行う。

当然ながら、本発明によるロータリー圧縮機の転がり軸受の位置決め方式も上記２種類に限らない。当業者は上記記載に基づき、ほかの位置決め方式を想到することもできる。

また、転動ピストンホイール側面の封止は非常に重要であり、転動ピストンホイールの両側に側面ガスケット３２１を設置する。フロント（リア）シリンダーキャップ内に嵌め込まれるガスケット弾性ゴムリング３２２は、適切な圧力で側面ガスケット３２１の外側を押え込むことで漏洩を防止する。当該側面ガスケット３２１は、減摩合金又はポリテトラフルオロエチレン（ＰＴＦＥ）材料で作製されてもよい。

図２Ａと図２Ｂに示すように、離隔手段４００は、シリンダー体の内円筒面と転動ピストンホイールの外円柱面とで形成されて軸方向に延伸する密閉チャンバを第１のチャンバと第２のチャンバに仕切る。圧縮機において、当該第１のチャンバは吸込み室４３０であり、吸込み貫通孔４０１を介して低圧圧縮媒体送込み口に連通し、当該第２のチャンバは圧縮室４４０、すなわち、高圧室であり、排出貫通孔４０２を介して圧縮後高圧圧縮媒体排出口に連通する。主軸２００は円筒形インナチャンバ外のトルクを円筒形インナチャンバ内に伝達し、偏心ロータモジュールによって圧縮媒体を圧縮する。なお、排出貫通孔４０２と高圧圧縮媒体排出口４０４との間には開閉弁４２７を有する。排出貫通孔４０２の気圧が１つの所定圧力閾値に達して初めて、当該開閉弁４２７は開いて圧縮後の圧縮媒体を高圧圧縮媒体排出口に送り出すことができる。排出貫通孔４０２の気圧が当該所定圧力閾値に達していないとき、当該開閉弁４２７は常に閉まっている。

離隔手段４００は回転弁体４１０と回転弁体リセット手段とを含む。そのうち、当該回転弁体は好ましくはシート状構造、すなわち、回転弁シートであり、図１に示すような半円形構造等であってもよい。当然ながら、当業者であれば分かるように、下記に開示の回転弁体及そのリセット手段のほか、さらに他の種類の弁体及びその相応のリセット手段、例えばゲートバルブ等を用いてもよい。これについて、出願人の先願（中国特許出願第２０１１１０３２２７４６．０号）を参照することができ、その取付方式は当業者にとって公知であるため、ここでは贅言しない。

シリンダー体本体１１１において、シリンダーヘッド１４０に対応する位置には、軸方向に延伸して円筒形インナチャンバに向けて開放する収容凹溝が形成される。当該回転弁体４１０は当該収容凹溝内に配置され、回転弁体４１０が所定の角度範囲内で揺動するように当該溝に回動可能に支持される。偏心ロータモジュールが上部位置に回動すると、回転弁体４１０は当該収容凹溝内に圧入され、圧入状態になる。偏心ロータモジュールが下部位置に回動すると、回転弁体はその最大位置に揺動し、伸出し状態になる。回転弁体の末端は常に転動ピストンホイールの外円柱面に圧設されることにより、第１のチャンバと第２のチャンバとを仕切る。回転弁体が揺動して収容凹溝内から出るとき、その正面が向うチャンバは第２のチャンバ、すなわち、圧縮室４４０であり、排出貫通孔４０２を介して圧縮後高圧圧縮媒体排出口４０４に連通し、回転弁体の背面が向うチャンバは第１のチャンバ、すなわち、吸込み室４３０であり、吸込み貫通孔４０１を介して低圧圧縮媒体送込み口に連通する。

転動ピストンホイールの偏心運動は回転弁体にとって、３６０度にわたってカムを絶えず駆動する過程である。当該過程において、カムのリフトアングル（ｌｉｆｔ ａｎｇｌｅ）は小さい。したがって、主軸は小さいトルクを入力すれば、回転弁体に極めて大きい推力を与え、高圧気（液）体を圧縮する効果を達するとともに、回転弁の頭部が常に転動ピストンホイール外円柱面を押えて封止を行うことを保証することができる。

図２Ｂに示すように、回転弁体４１０は当該収容凹溝内に配置され、当該収容凹溝によって回動可能に支持され、且つ回転弁体４１０は、回転弁体の根部に位置し収容凹溝にヒンジ接続される接続部と、接続部を軸として所定の角度範囲内で揺動する回転弁体本体とを含む。

具体的には、収容凹溝内には円弧切欠きを有する摺動円柱孔が設置され、摺動円柱孔の円弧切欠きは収容凹溝に連通する。当該接続部は支持円柱である。当該支持円柱は摺動円柱孔内に挿入され、摺動円柱孔に被覆制約されて位置決めされる。回転弁体本体は支持円柱を軸とし、所定の角度範囲内において圧入状態と伸出し状態との間で自由に揺動する。好ましくは、摺動円柱孔の円弧切欠きの角度は略１１０°であり、対応の回転弁体本体の揺動可能な幅は２５０°より大きい。

支持円柱は高さがシリンダー体の高さＨよりも少し低く、単辺の隙間が０．０１ｍｍ程度がよく、容易に運動して漏洩がなく、且つ支持円柱と摺動円柱孔との配合面に対して潤滑措置を取るべきであり、例えば潤滑剤を加え、又は支持円柱の表面にポリテトラフルオロエチレン（ＰＴＦＥ）をメッキする。ポリテトラフルオロエチレン（ＰＴＦＥ）はプラスチックのうちで最良の老化寿命を有するとともに、固体材料における摩擦係数の最も低い材料である。

当然ながら、回転弁体４１０は出願人の先願（中国特許出願第２０１０１０１９６９５０．８号）における芯軸構造を用いてもよい。しかしながら、芯軸構造に比べて、本実施形態の転動円柱方式はシリンダーキャップに芯軸位置決め孔を開ける必要がないため、加工容易さを大いに改善し、装着を簡単にし、精度を向上させてコストを低減した。

図２Ｂに示すように、回転弁体の頭部には転動ホイールがさらに設置され、回転弁体と転動ピストンホイールとが相対的に運動するとき、当該転動ホイールは転動することで、回転弁体と転動ピストンホイールとの間の摩擦を最大限に減少する。

偏心軸が一周回転すると、転動ピストンホイールは転がり軸受に押えられ、シリンダー体内壁に弾性的に密着して摺動なく一周走り、シリンダー体の直径が転動ピストンホイールの直径よりも大きいため、転動ピストンホイールは一周公転したとき、その軸受外輪の自転は一周になっていない（自転方向と公転方向は逆である）。これは、回転弁体頭部構造物と転動ピストンホイール外円柱面との接触箇所の相対的摺動速度が大いに減少できることを意味し、特に封止に有利である。

図２Ｂに示す回転弁体頭部構造のほか、本発明はほかの複数種の回転弁体頭部構造をさらに提供した。

図８Ａと図８Ｂは、それぞれ本発明の実施形態に係るロータリー圧縮機の離隔手段における第２種の回転弁体の圧入状態と伸出し状態の模式図である。図８Ａと図８Ｂに示す回転弁体４１０’において、回転弁体は全体が減摩材料から作製されるか、その表面に減摩材料がメッキされる。当該減摩材料はＳｉＮセラミック、ポリテトラフルオロエチレン、青銅合金等であってもい。実際の運転において、回転弁体４１０’頭部と転動ピストンホイールとの接触面は自然にならして封止できるだけではなく、回転弁体の揺動幅度の増大につれて、摩擦損耗量を自動的に補償することができる。

図９は、本発明のロータリー圧縮機の離隔手段における第３種の回転弁体の斜視図である。図１０Ａと図１０Ｂは、それぞれ図９に示す回転弁体の圧入状態と伸出し状態の模式図である。図９及び図１０Ａ、図１０Ｂに示すように、回転弁体４１０は揺動封止スライダ４１１をさらに含む。当該揺動封止スライダの頭部は円柱形を呈し、回転弁体本体端部の摺動円柱孔内に揺動可能に被覆制約されて位置決めされる。揺動封止スライダ４１１の転動ピストンホイール３３０に接触する接触面は、転動ピストンホイール３３０に密着して転動ピストンホイール３３０の表面で摺動可能な封止円弧面である。図１０Ａは転動ピストンホイールがシリンダー体最高位に回転したときの状況を示す。このとき、回転弁体本体と回転弁体本体頭部に嵌められる揺動封止スライダ４１１とはともにシリンダー体凹槽内に退避する。図１０Ｂは転動ピストンホイールがシリンダー体最低位に回転したときの状況を示す。このとき、回転弁体本体と回転弁体頭部に嵌められる揺動封止スライダ４１１とは弁シートリセットピンの推力で、シリンダー体凹槽内から反時計回り方向に旋回し出て、揺動封止スライダ４１１は常に惑星ピストンホイール外円柱面を押さえる。このような揺動封止スライダ底面と惑星ピストンホイール外円柱面の円弧面状封止効果はよい。かつ、大きい封止面積を有するため、荷重圧力を最大限に分散することができる。

揺動封止スライダ４１１底面と惑星ピストンホイール３３０外円柱面の表面との間の相対的運動速度が大きいため、揺動封止スライダの減摩設計は、厳密に摩擦学（Ｔｒｉｂｏｌｏｇｙ）の減摩要求に従って適切な潤滑方法を選択し、近い機能要求を有するブッシュ形式を参照して行わなければならない。揺動封止スライダ４１１の材料は、錫青銅、ベリリウム青銅、錫リン青銅等のような適切な金属材料を用いてもよく、繊維補強熱硬化性ポリフェノールアルデヒド、ポリテトラフルオロエチレン等のような工程プラスチックを用いてもよい。好ましくは、揺動封止スライダ４１１底面と惑星ピストンホイール外円柱面の表面に１層のポリテトラフルオロエチレンプラスチックをメッキすることで摩擦を減少する。

図９に示すように、回転弁体封止スライダ４１１の頭部に圧縮気液通路４１１ａを設置し、当該圧縮気液通路４１１ａにより、たとえ回転弁体が収容凹溝内に入ろうとする瞬間においても、圧縮媒体は依然としてそれを介して二段圧縮室に順調に入ることができる。

また、揺動封止スライダ４１１の円弧面状底面には、０．１ｍｍ〜２ｍｍの深さを有する浅い流体静圧軸受圧力室４１１ｂが開設される。当該ロータリー圧縮機が運転する過程において、流体静圧軸受圧力室４１１ｂに分布する気液流体は潤滑油のような作用を奏し、揺動封止スライダ４１１と転動ピストンホイール３３０外円柱面との摩擦を大いに減少することができる。

また、揺動封止スライダと回転弁体本体との接続方式は上記転動円柱形式に限らず、同様に枢着、芯軸等の形式を用いてもよく、揺動封止スライダと回転弁シート本体とが回動可能に接続されることを保証すればよく、ここでは贅言しない。

図２Ａと図２Ｂに示すように、リセット手段は、回転弁体が常に転動ピストンホイールの外円柱面に圧設されるようにするために用いられる。図２Ｂに示すように、収容凹溝の底部において、回転弁体に斜めに向く位置に１つのピン盲穴が開けられている。ピン盲穴内にはリセットピンばね４２２が配置され、リセットピン４２１はピン盲穴に挿入され、リセットピンばね４２２の自由端を支えて摺動可能に封止する。リセットピン４２１の頭部は転動ピストンホイールに向う方向に沿って回転弁体本体４１０に抗し、回転弁体のリセット封止を実現する。図２Ｂに示すように、当該ピン盲穴の中心軸線と回転弁体が収容凹溝内に圧入される垂線とのなす角は好ましくは１０°〜２０°であり、より好ましくは１３°である。当該リセットピン４２１と回転弁体との接触点は、回転弁体が転動ピストンホイールを押さえ込む一端からの回転弁体の長さの１／５〜１／２の箇所であり、好ましくは２／５の箇所である。

本実施形態において、回転弁体リセットピンは空気が漏れない摺動条件下で往復運動し、リセット圧力を回転弁体頭部に伝えることで、ロータリー圧縮機におけるリセットばねと回転弁体の使用寿命及び信頼性を向上する。このような設計では、回転弁体リセット手段の設計空間を広げ、伝統的なロータリー圧縮機のように回転弁体の支持軸芯の狭い空間に制限されるものではない。

同時に、回転弁体リセット動力としてのばねは、実践における信頼性のよい圧縮ばねを用いる。回転弁体リセットピンによる圧力点は回転弁体頭部に近いため、惑星ピストンホイール外円柱面を押える回転弁体頭部（例えば転動ホイール又は揺動封止スライダ底面）の接触圧力をより精確に保証することができ、最小摺動摩擦力下での長寿命で確実な封止を実現することができる。

上記回転弁体リセット手段のほか、本発明はほかの２種の形式を有する回転弁体リセット手段をさらに提供する。

図１１Ａは、本発明の実施形態に係るロータリー圧縮機の離隔手段における第２種の回転弁体リセット手段の構造模式図である。図１１Ａに示すように、ピン孔内には窒素ガスばね４２３が設置され、当該窒素ガスばねの自由端はリセットピン４２１の運動端を支え、リセットピン４２１で回転弁体を支えることにより転動ピストンホイール４３０外円柱表面へリセット封止する。窒素ガスばねは封止がよく、力が大きく、寿命が長い特徴を有し、基本部品として、一旦壊れても交換し易い。このとき、当該ピン孔は貫通孔であってもよく、窒素ガスばね４２３の末端によって当該ピン孔とシリンダ外側を封止する。

図１１Ｂは、本発明の実施形態に係るロータリー圧縮機の離隔手段における第３種の回転弁体リセット手段の構造模式図である。図１１Ｂに示すように、高圧ガス通路４２４は、高圧圧縮媒体排出口４０４における圧縮後の高圧気体を弁シートリセットピン上方の圧縮ばね４２５が取り付けられたピン孔に導入する。当該高圧気体は弾性素子として、リセットピン４２１を押えるための充分な気体圧力を保証するとともに、回転弁体末端が常に転動ピストンホイール４３０外円柱表面をリセット封止するようにすることができる。ここでは、圧縮ばね４２５は高圧シリンダ内に圧力がないときにのみ弁シートリセットピンを支える。高圧シリンダ内に圧力がないときでも確実に弁シートリセットピンを支えることを保証できる場合、当該圧縮ばね４２５を省略してもよい。好ましくは、圧縮機の高圧圧縮媒体排出口４０４と高圧ガス通路４２４との間には、例えば逆止め弁や圧力調整弁のような圧力調整装置を設置することで、弁シートリセットピン上方のピン孔内圧力が基本的に一定であることを保証し得る。

本実施形態によるロータリー圧縮機において、回転弁体リセットピンは封止摺動条件下で動作し、リセット圧力を回転弁体頭部に伝えることにより、ロータリー圧縮機におけるリセットばねの使用寿命及び信頼性を向上し、高信頼性を有する実用的な圧縮機を提供する。

上記説明により、本実施形態におけるロータリー圧縮機の各部分の構造を既に完全に紹介した。以下、本実施形態におけるロータリー圧縮機の吸気ストローク、一段圧縮ストローク及び二段圧縮ストロークという３つの動作ストロークを紹介する。

吸気ストロークにおいて、図１２Ａに示すように、転動ピストンホイールは円筒形インナチャンバ最上方の位置にあり、回転弁体を収容凹溝内に完全に圧入し、ピンはピン孔の最内側位置にある。このとき、その直径は垂直上向きの方向と０°を呈し、転動ピストンホイール外円柱面とシリンダー体的内円筒面とで囲まれる圧縮室は最大となり、当該圧縮室は圧縮機の吸気口に接続することで、気態の圧縮媒体を当該圧縮室に吸い込む。

一段圧縮ストロークにおいて、図１２Ｂに示すように、転動ピストンホイールは偏心してシリンダー体内面に沿って封止転動し、吸気口を過ぎて初めて圧縮を開始することができる。回転弁体はまず次第に開いて、そしてゆっくりと閉まる。それに応じて、ピンはピン孔内から伸び出てから退避する。転動ピストンホイールがシリンダー体内面を封止転動することにつれて、圧縮室の体積はますます小さくなり、図１２Ｃに示すように、転動ピストンホイールは円筒形インナチャンバ最下方の位置にあり、この点を過ぎた後、図１２Ｄに示す位置に達し、当該圧縮室内の気体は圧縮されて昇圧し、次第に回転弁体上方のシリンダに入る。

二段圧縮ストロークにおいて、図１２Ｅに示すように、偏心転動ホイール外円とシリンダー体内円との内接点は２７０度方位にあり、このとき、内接点位置は既に終点位置に近く、転動ピストンホイールは偏心してシリンダー体内面に沿って封止転動し、回転弁体は迅速に閉まり、高圧気体は一方向止め弁シートを吹いて開け、気体は圧縮されて昇圧して回転弁体上方のシリンダに入った後、さらに回転弁体に二次押されて高圧気体貯留室に入る。終点位置は図１２Ａに示すように、回転弁体がシリンダー体溝に戻った位置であり、このとき、いわゆる二段圧縮室（高圧室）内に滞留する流体は全て高圧気体貯留室に押し込まれ、かつ次の時間帯において図２Ｂに示す一方向止め弁シートに止められる。

これで、本実施形態におけるロータリー圧縮機の紹介は完了した。

また、本発明は流体モータをさらに提供する。当該流体モータの構造は上記のロータリー圧縮機に類似し、出入口設計及び相応流体の方向のみが異なる。図１３は本発明の実施形態に係る流体モータの断面模式図である。図１３に示すように、回動装置の第２のチャンバである仕事室５３０は第２群の貫通孔を介して高圧流体入口５１０に連通し、第１のチャンバである排出室５４０は第１群の貫通孔を介して低圧流体出口５２０に連通する。高圧流体は偏心ロータを回動させ、発生したトルクを主軸によって円筒形インナチャンバ外に伝達する。なお、高圧流体入口５１０と第２群の貫通孔との間には、図２Ｂに示す開閉弁がないため、高圧流体は耐えずに流入することができる。当該高圧流体は液体又は気体であってもよい。

以下、本実施形態における流体モータのワークフローを紹介する。高圧流体は高圧流体入口５１０から流入し、第２群の貫通孔を介して仕事室に入り、反時計回り方向に沿って偏心ロータモジュール３００を自転させながら公転させ、当該偏心ロータモジュール３００の公転は主軸２００を回動させる。偏心ロータモジュールはその最上端を経た後、次のストロークに入り、仕事後の流体は第１群の貫通孔を通って低圧流体出口５２０に流出する。

これで、本実施形態における流体モータの紹介は完了した。

上記のロータリー圧縮機及び流体モータについての記載から、当業者は本発明の回動装置をはっきり認識したはずである。

上述の通り、本発明回動装置及びそれを用いたロータリー圧縮機ならびに流体モータにおいて、偏心軸と転動ピストンホイールとの間は転がり軸受方式を用い、弾性仮締め力によってシリンダー体の確実な封止を実現すると同時に、回転弁体と回転弁体リセット手段を改善することで、高信頼性を有し、大型化できる流体機械を提供した。

なお、図中の素子を簡単で明白に示す目的から、図中の素子は必ずしも厳格な比例に従って描かれたものであるとは限らない。また、以上は本発明の多くの特徴及び有益な効果を説明したが、当該発明の構造及び機能に関する詳細な記載は説明するためのものであり、その各種の詳細の変換も本発明の保護範囲内に入るはずであり、特に当該発明の形状、寸法及び部品の配列配置等は、いずれも本願の特許請求の範囲の精神が含む範囲内に入るべきである。また、以上の実施形態に言及される例えば「上」、「下」、「前」、「後」、「左」、「右」等の方向用語は、図面を参考する方向に過ぎない。したがって、使用する方向用語は説明するためのものであり、本発明を制限するためのものではない。

前記の具体的な実施形態は本発明の目的、技術案及び有益な効果についてさらに詳しく説明したが、上記は本発明の具体的な実施形態に過ぎず、本発明を制限するためのものではない。本発明の精神及び原則内で行った如何なる補正、等価代替、改善なども、本発明の保護範囲内に含まれるはずである。

１１０ シリンダー体
１１１ シリンダー体本体
１１２ フロントシリンダーキャップ
１１３ リアシリンダーキャップ
１２０ 前端蓋
１２１ 前端蓋封止ゴムリング
１３０ 後端蓋
１３１ 後端蓋封止ゴムリング
１４０ シリンダーヘッド
２００ 主軸
２１０ 主軸軸受
２１１ 軸受ロックナット
２１２ 主軸封止ゴムリング
３００ 偏心ロータモジュール
３１０ 偏心軸
３２０ 転がり軸受
３３０ 転動ピストンホイール
３４０ バランスブロック
３１１ 偏心軸肩
３２１ 側面ガスケット
３２２ ガスケット弾性ゴムリング
３２５ 軸受止めリング
３３１、３４１ 軸受押付けシム
３４２ バランス切欠き
３５１ Ｏ型弾性ゴムリング
３５２ 矩形弾性ゴムリング
３５３ 板ばね口輪
４００ 離隔手段
４０１ 吸込み貫通孔
４０２ 排出貫通孔
４０３ 開閉弁
４０４ 高圧圧縮媒体排出口
４１０，４１０’ 回転弁体
４１１ 揺動封止スライダ
４１１ａ 圧縮気液通路
４１１ｂ 流体静圧軸受圧力室
４２１ リセットピン
４２２ リセットピンばね
４２３ 窒素ガスばね
４２４ 高圧ガス通路
４２５ 圧縮ばね
４３０ 圧縮機吸込み室
４４０ 圧縮機圧縮室
５１０ 高圧流体入口
５２０ 低圧流体出口
５３０ 流体モータ仕事室
５４０ 流体モータ排出室

中国特許出願第２００７８００２７４９８．９号明細書 中国特許出願第２０１０１０１９６９５０．８号明細書 中国特許出願第２０１１１０３２２７４６．０号明細書

Claims (27)

1. シリンダー体と、
   前記シリンダー体の前端及び後端に封止接続され、前記シリンダー体と共同で円筒形インナチャンバを規定する前端蓋及び後端蓋と、
   前記シリンダー体及び／又は前、後端蓋に回動可能に支持され、前記円筒形インナチャンバ内に部分的に位置し、中心軸線が前記円筒形インナチャンバの中心軸線に重り合う主軸と、
   円筒形インナチャンバ内にある前記主軸の部分に嵌められる偏心ロータモジュールであって、円筒形インナチャンバ内にある前記主軸の部分に嵌められて中心軸線が前記主軸の中心軸線と所定距離をずらして平行である偏心軸と、前記偏心軸に嵌められて中心軸線が前記偏心軸の中心軸線と重り合う転動ピストンホイールと、前記偏心軸に対称的に嵌められ、内輪が前記偏心軸に固定され外輪が前記転動ピストンホイールに固定されることで両者の回動を遮断する少なくとも１つの転がり軸受と、を有し、当該少なくとも１つの転がり軸受と前記転動ピストンホイールとの間の仮締め弾性力が前記転動ピストンホイールを前記円筒形インナチャンバの内円筒面に押付けることにより、前記円筒形インナチャンバの内円筒面と転動ピストンホイールの外円柱面とで軸方向に延伸する密閉チャンバを形成する偏心ロータモジュールと、
   前記密閉チャンバを互いに独立する第１のチャンバと第２のチャンバに仕切り、当該第１のチャンバ及び第２のチャンバがそれぞれ、シリンダー体に設けられた第１群の貫通孔及び第２群の貫通孔に連通する離隔手段と、
   を備えることを特徴とする回動装置。
2. 前記少なくとも１つの転がり軸受と前記転動ピストンホイールとの間は締りばめを用い、当該締りばめによって前記仮締め弾性力を発生させる、ことを特徴とする請求項１に記載の回動装置。
3. 前記転動ピストンホイールの内円筒面と転がり軸受の外円柱面との両者のうちの１つには、転がり軸受転動体グルーブ径方向中心線に対して対称的に分布する１本又は複数本の嵌め込み溝が開設され、
   前記偏心ロータモジュールは、それぞれ前記嵌め込み溝内に嵌められ、且つ、力を受けない状態における高さが前記嵌め込み溝の深さより大きい１つ又は複数の弾性仮締め素子をさらに含み、当該１つ又は複数の弾性仮締め素子によって前記仮締め弾性力を発生させる、ことを特徴とする請求項１に記載の回動装置。
4. 前記嵌め込み溝は複数本であり、当該複数本の嵌め込み溝は転がり軸受転動体グルーブ径方向中心線に対して対称的に分布し、
   前記弾性仮締め素子は、Ｏ型弾性ゴムリング又は複数本の細い金属スクリーンからなる弾性リングであり、当該Ｏ型弾性ゴムリング又は複数本の細い金属スクリーンからなる弾性リングはそれぞれ前記複数本の嵌め込み溝に嵌められる、ことを特徴とする請求項３に記載の回動装置。
5. 前記嵌め込み溝は前記転動ピストンホイールの内円筒面に開設される、ことを特徴とする請求項３に記載の回動装置。
6. 前記嵌め込み溝は１本であり、当該１本の嵌め込み溝は転がり軸受転動体グルーブ径方向中心線に対して対称的に分布し、
   前記弾性仮締め素子は矩形弾性ゴムリングであり、当該矩形弾性ゴムリングは前記嵌め込み溝に嵌められることを特徴とする請求項５に記載の回動装置。
7. 前記矩形弾性ゴムリングの嵌め込み溝から伸び出た側は歯を有することを特徴とする請求項６に記載の回動装置。
8. 前記嵌め込み溝は１本であり、当該１本の嵌め込み溝は転がり軸受転動体グルーブ径方向中心線に対して対称的に分布し、
   前記弾性仮締め素子は金属ばね口輪であり、前記金属ばね口輪は、連続U字形平滑円弧曲面アーチ付きの板ばねと、当該板ばねを支持する剛性台座縁部とを含み、当該剛性台座縁部の直径が弾性的に縮小することができることを特徴とする、請求項５に記載の回動装置。
9. 前記偏心軸は、
   それぞれ前記少なくとも１つの転がり軸受のうちの１つに対応し、転がり軸受が嵌められた偏心軸の位置に設置される複数の偏心軸肩と、
   ２つの偏心軸肩の間に設置され、前記偏心軸に沿って対称的に設置されることで前記偏心軸のウェイトをバランシングするカウンターウェイトとを含むことを特徴とする請求項１に記載の回動装置。
10. 前記カウンターウェイトは、
    前記偏心軸の軽い側に設置されることで当該軽い側のウェイトを増やすバランスブロック、或いは
    前記偏心軸の重い側に設置されることで当該重い側のウェイトを軽減するバランス切欠き又はバランス孔である、ことを特徴とする請求項９に記載の回動装置。
11. 前記シリンダー体本体において、軸方向に延伸してインナチャンバに向けて開放する収容凹溝が開設され、
    前記離隔手段は、
    当該収容凹溝内に配置され、所定の角度範囲内で揺動するように当該収容凹溝に回動可能に支持される回転弁体と、
    前記回転弁体の末端を常に転動ピストンホイールの外円柱面に圧設することで、前記密閉チャンバを互いに独立する第１のチャンバと第２のチャンバに仕切る回転弁体リセット手段と、を有し、
    前記回転弁体は、回転弁体の根部に位置し前記収容凹溝にヒンジ接続される接続部と、前記接続部を軸として所定の角度範囲内で揺動する回転弁体本体とを含み、
    前記回転弁体が揺動して収容凹溝内から出るとき、その正面が向うチャンバは第２のチャンバであり、その背面が向うチャンバは第１のチャンバである、ことを特徴とする請求項１に記載の回動装置。
12. 前記回転弁体は、全体が減摩材料を用いるか、少なくとも前記回転弁体本体の転動ピストンホイールに接触する表面に減摩材料がメッキされる、ことを特徴とする請求項１１に記載の回動装置。
13. 前記回転弁体は、前記回転弁体末端にヒンジ接続される揺動封止スライダをさらに含み、
    前記揺動封止スライダの前記転動ピストンホイールに接触する接触面は、前記転動ピストンホイールに密着して前記転動ピストンホイールの表面で摺動可能な封止円弧面である、ことを特徴とする請求項１１に記載の回動装置。
14. 前記揺動封止スライダの前記転動ピストンホイールに接触する底部面には、流体静圧軸受圧力室が開設される、ことを特徴とする請求項１３に記載の回動装置。
15. 前記回転弁体本体の末端は摺動円柱孔を有し、
    前記揺動封止スライダの頭部は円柱形を呈し、当該円柱形頭部は、回転弁体本体末端の摺動円柱孔内に揺動可能に被覆制約されて位置決めされる、ことを特徴とする請求項１３に記載の回動装置。
16. 前記収容凹溝内には円弧切欠きを有する摺動円柱孔が設置され、
    前記回転弁体において、
    前記接続部は支持円柱であり、当該支持円柱は前記摺動円柱孔内に挿入され、摺動円柱孔に被覆制約されて位置決めされ、
    回転弁体本体は前記支持円柱を軸とし、所定の角度範囲内において揺動する、ことを特徴とする請求項１１に記載の回動装置。
17. 前記回転弁体リセット手段は、
    前記収容凹溝の底部に開設され、前記回転弁体本体の位置に斜めに向き、シリンダー体外部と隔絶して封止されるピン孔と、
    前記ピン孔内に摺動可能に挿入されるリセットピンと、
    前記リセットピンの内側のピン孔内に位置し、末端が前記リセットピンの尾部に当接し、発生する弾性力によってリセットピンの頭部を、転動ピストンホイールに向う方向に沿って回転弁体本体を支えるようにする弾性材と、を有することを特徴とする請求項１１に記載の回動装置。
18. 前記ピン孔の中心軸線と前記収容凹溝の垂線とのなす角が５°〜３０°であり、
    前記リセットピンと前記回転弁体との接触点は、回転弁体が転動ピストンホイールを押さえ込む一端からの回転弁体の長さの１／５〜１／２の箇所である、ことを特徴とする請求項１７に記載の回動装置。
19. 前記ピン孔は盲穴であり、
    前記弾性材は前記ピン孔内に位置する圧縮ばねであり、前記圧縮ばねの一端がピン孔の底部に当接し、他端が前記リセットピンの尾部に当接する、ことを特徴とする請求項１７に記載の回動装置。
20. 前記弾性材は窒素ガスばねであり、
    当該窒素ガスばねは前記ピン孔内に位置し、その一端が円筒形インナチャンバとシリンダー体外部とを隔絶して封止し、他端が前記リセットピンの尾部に当接する、ことを特徴とする請求項１７に記載の回動装置。
21. 前記リセットピンは摺動封止可能に前記ピン孔内に挿入し、
    前記リセットピンの内側のピン孔空間は気体通路を介して前記回動装置の第２のチャンバに連通し、前記弾性材は前記ピン孔内に入った圧縮気体又は高圧流体である、ことを特徴とする請求項１７に記載の回動装置。
22. 前記ピン孔と前記第２のチャンバとの間には気圧調整装置が設置される、ことを特徴とする請求項２１に記載の回動装置。
23. 前記リセットピンの内側のピン孔空間には圧縮ばねが設置される、ことを特徴とする請求項２１に記載の回動装置。
24. 前記偏心ロータモジュールは、
    前記転動ピストンホイールの両側に対称的に設置される両側面ガスケットと、
    前記側面ガスケットと外側シリンダー体との間に設置され、前記側面ガスケットを前記転動ピストンホイールの外側に密着させることで封止を実現するガスケット弾性ゴムリングと、をさらに有することを特徴とする請求項１〜２３のいずれか一項に記載の回動装置。
25. 前記転がり軸受はころ軸受、玉軸受、針軸受、空気力学転がり軸受又は複合軸受であり、
    前記転がり軸受の数は１群、２群、３群又は４群であり、各群は円筒形インナチャンバに沿って左右対称に設置される２つの転がり軸受を含む、ことを特徴とする請求項１〜２３のいずれか一項に記載の回動装置。
26. 請求項１〜２５のいずれか一項に記載の回動装置を含むロータリー圧縮機において、
    前記第１のチャンバは第１群の貫通孔を介して低圧圧縮媒体送込み口に連通し、
    前記第２のチャンバは第２群の貫通孔を介して圧縮後高圧圧縮媒体排出口に連通し、
    前記主軸は円筒形インナチャンバ外のトルクを円筒形インナチャンバ内に伝達し、前記偏心ロータモジュールによって前記圧縮媒体を圧縮する、ことを特徴とするロータリー圧縮機。
27. 請求項１〜２５のいずれか一項に記載の回動装置を含む流体モータにおいて、
    前記第２のチャンバは第２群の貫通孔を介して高圧流体入口に連通し、
    前記第１のチャンバは第１群の貫通孔を介して低圧流体出口に連通し、
    高圧流体は前記偏心ロータを回動させ、発生したトルクを前記主軸によって前記円筒形インナチャンバ外に伝達する、ことを特徴とする流体モータ。

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