JP2022548492A - ポンプ本体アセンブリ、熱交換機器、流体機械及びその動作方法 - Google Patents

Abstract

ポンプ本体アセンブリ、熱交換機器、流体機械及びその動作方法であって、ポンプ本体アセンブリは、ピストン（１）と、回転軸（２）と、ピストンスリーブ（３）であって、回転軸（２）がピストン（１）を駆動して回転させるとともにピストンスリーブ（３）内で往復運動させるピストンスリーブ（３）と、シリンダ（４）であって、ピストンスリーブ（３）がシリンダ（４）内に位置し、かつピストン（１）の外周壁とシリンダ（４）の内壁との間に圧縮室（５）が形成され、ピストン（１）の外周壁又はシリンダ（４）の内壁における圧縮室（５）に対応する位置に圧力逃がし凹部（１１）が設けられるシリンダ（４）と、を備える。【選択図】図１

Description

本開示は、熱交換システムの分野に関し、具体的には、ポンプ本体アセンブリ、熱交換機器、流体機械及びその動作方法に関する。

本開示は、ＣＮ出願番号が２０１９１１１５８４９７.９、出願日が２０１９年１１月２２日の出願を基としてその優先権を主張し、ここでは該ＣＮ出願の開示内容は全体として本開示に援用される。

発明者らに知られている回転シリンダピストン圧縮機のポンプ本体構造及び回転シリンダピストン圧縮機では、回転軸によってピストンが回転駆動され、ピストンがピストンスリーブを駆動してシリンダ内で回転させる。ピストンは回転軸及びピストンスリーブのそれぞれに対して往復運動し、かつ２つの往復運動は互いに垂直である。このような過程において吸気、圧縮及び排気が行われる。

吸気、圧縮、排気の過程において、ピストンとシリンダの内径との径方向の距離は周期的に変化する。吸気過程において、ピストンとシリンダの内径との径方向の距離が増大し続け、圧縮、排気の過程において、距離が１０^－２ｍｍ程度になるまで減少し続ける。

本開示の一態様によれば、ピストンと、回転軸と、ピストンスリーブであって、回転軸がピストンを駆動して回転させるとともにピストンスリーブ内で往復運動させるピストンスリーブと、シリンダであって、ピストンスリーブがシリンダ内に位置し、かつピストンの外周壁とシリンダの内壁との間に圧縮室が形成され、ピストンの外周壁又はシリンダの内壁における前記圧縮室に対応する位置に圧力逃がし凹部が設けられるシリンダと、を備えるポンプ本体アセンブリを提供する。

いくつかの実施例では、運動の過程において、ピストンの外周壁の圧力逃がし凹部の位置以外の部分はシリンダの内壁に適合することができる。

いくつかの実施例では、圧力逃がし凹部はピストンの周方向に沿って延びている。

いくつかの実施例では、圧力逃がし凹部のピストンの回転方向に沿った両端のそれぞれから圧縮室の対応する両端までの弧長の和は２ｍｍ以上である。

いくつかの実施例では、シリンダはさらに排気通路を有し、圧力逃がし凹部のピストンの回転方向に沿った両端のうちの排気通路に近い一端と排気通路との間の弧長は１ｍｍ以上である。

いくつかの実施例では、回転軸の軸線方向において、圧力逃がし凹部とピストンのエッジとの間の距離は１ｍｍ以上であり、又は回転軸の軸線方向において、圧力逃がし凹部とシリンダのエッジとの間の距離は１ｍｍ以上である。

いくつかの実施例では、圧力逃がし凹部は少なくとも１本の圧力逃がし溝を備え、圧力逃がし溝が複数である場合、複数の圧力逃がし溝は互いに連通するか又は互いに独立する。

いくつかの実施例では、各圧力逃がし溝の溝幅は０.５ｍｍ以上である。

いくつかの実施例では、各圧力逃がし溝の溝深さは０.１ｍｍ以上である。

いくつかの実施例では、すべての圧力逃がし溝の横断面積は０.０２５ｍｍ^２以上である。

いくつかの実施例では、すべての圧力逃がし溝の横断面積の和と、ピストンのシリンダ軸線に垂直な横断面の面積との比は０.００１以上０.５以下である。

いくつかの実施例では、各圧力逃がし溝の横断面は矩形又は扇形である。

いくつかの実施例では、圧力逃がし溝は１本でありかつピストンの周方向又はシリンダの周方向に沿って延びており、又は圧力逃がし溝は２本でありかつ十字形を呈し、又は圧力逃がし溝は３本でありかつＨ形を呈し、又は圧力逃がし溝は３本でありかつ「工」字形を呈し、又は圧力逃がし溝は複数本でありかつ魚骨状を呈し、又は圧力逃がし溝は２本であり、かつ第１の圧力逃がし溝はピストンの周方向又はシリンダの周方向に沿って延びており、第２の圧力逃がし溝は環状を呈しかつ第１の圧力逃がし溝と交差する。

いくつかの実施例では、圧力逃がし凹部のキャビティ体積とポンプ本体アセンブリの吐出量との比は０.００１以上０.０２以下である。

本開示の別の態様によれば、上記ポンプ本体アセンブリを備える流体機械を提供する。

いくつかの実施例では、流体機械は圧縮機である。

本開示の別の態様によれば、上記流体機械を備える熱交換機器を提供する。

本開示の別の態様によれば、流体機械の動作方法であって、流体機械は上記流体機械であり、流体機械のシリンダは間隔を空けて設けられた吸気通路、圧力逃がし通路及び排気通路を有し、かつ圧力逃がし通路とシリンダのキャビティは圧力逃がし口を介して連通し、排気通路とシリンダのキャビティは排気口を介して連通し、動作方法は、流体機械が排気終了時に、流体機械のポンプ本体アセンブリの圧力逃がし凹部は圧力逃がし口と直接又は間接的に連通し、同時に排気口から離脱することを含む流体機械の動作方法を提供する。

本開示の一部を構成する明細書の図面は本開示をさらに理解するために用いられ、本開示の例示的な実施例及びその説明は本開示を解釈するために用いられ、本開示を不当に限定するものではない。

本発明のポンプ本体アセンブリの実施例１のポンプ本体アセンブリの内部構造模式図を示す。 図１におけるシリンダの内部構造模式図を示す。 図１におけるピストンの模式的斜視図を示す。 図３におけるピストンの正面図を示す。 図４におけるピストンのＡ－Ａ面の断面図を示す。 図４におけるＢ－Ｂ面の断面図を示し、ここで圧力逃がし凹部の横断面の形状は半円形である。 図６におけるＤ部の拡大図を示す。 図５におけるＣ－Ｃ面の断面図を示す。 実施例１におけるポンプ本体アセンブリの排気速度の回転角に伴う変化傾向の比較図を示す。 本開示のポンプ本体アセンブリの実施例３のピストンの断面図（その視角が図６に類似する）を示し、ここで圧力逃がし凹部の横断面の形状は矩形である。 図１０におけるＥ部の拡大図を示す。 本開示のポンプ本体アセンブリの実施例４のピストンの構造模式図を示す。 本開示のポンプ本体アセンブリの実施例５のピストンの構造模式図を示す。 本開示のポンプ本体アセンブリの実施例６のピストンの構造模式図を示す。 本開示のポンプ本体アセンブリの実施例７のピストンの構造模式図を示す。 本開示のポンプ本体アセンブリの実施例８のピストンの構造模式図を示す。 本開示のポンプ本体アセンブリの実施例９のピストンの構造模式図を示す。 本開示のポンプ本体アセンブリの実施例１０のピストンの構造模式図を示す。

なお、矛盾しない場合、本開示における実施例及び実施例における特徴は互いに組み合わせることができる。以下、図面及び実施例を参照しながら本開示を詳細に説明する。

指摘すべきことは、特に明示しない限り、本開示に使用されるすべての技術及び科学的用語が当業者に一般的に理解されるものと同じ意味を有することである。

本開示では、逆の説明をしない場合、使用される方位詞、例えば「上、下、頂、底」は一般的に図面に示す方向に対するものであるか、又は部材自体が鉛直、垂直又は重力方向にある場合に対するものであり、同様に、理解及び説明を容易にするために、「内、外」は各部材自体の輪郭に対する内、外を指すが、上記方位詞は本開示を限定するものではない。

研究により、排気のための通路の面積が押圧端面とシリンダとの間の径方向における距離と横断面の高さとの積であることを発見した。排気過程において、排気口以外の高圧ガスは、排気口に到達する前に、ピストンの押圧端面とシリンダとの間の空間を流れる必要があるが、ピストンの押圧端面とシリンダとの間の径方向における距離が減少し続けることに伴って、この時、排気面積は排気口の面積よりはるかに小さく、距離の減少に伴って、有効排気面積も減少し、それにより、排気抵抗が大きく、排気圧力が上昇し、設計された排気圧力より高くなり、圧縮室全体に過圧縮現象が発生し、圧縮機のエネルギー効率に悪影響を与える。

発明者らが知る別の解決手段では、シリンダに圧力逃がし通路が開設されることにより、過圧縮を一定程度緩和する。しかし、研究により、ピストンの押圧端面全体でのガスが高圧ガスであるため、圧力逃がし通路は圧力逃がし通路の近傍位置でのみの過圧縮を改善することができ、圧力逃がし通路及び排気通路から離れた位置では依然として過圧縮現象が存在することを発見した。

これに鑑み、本開示の実施例は、排気時の過圧縮現象を改善することができるポンプ本体アセンブリ、熱交換機器、流体機械及びその動作方法を提供する。具体的には、流体機械は下記ポンプ本体アセンブリを備える。熱交換機器は、下記流体機械を備える。いくつかの実施例では、流体機械は圧縮機である。

実施例１
図１～図９に示すように、ポンプ本体アセンブリは、ピストン１、回転軸２、ピストンスリーブ３及びシリンダ４を備える。回転軸２は、ピストン１を駆動して回転させるとともにピストンスリーブ３内で往復運動させる。ピストンスリーブ３はシリンダ４内に位置し、かつピストン１の外周壁とシリンダ４の内壁との間に圧縮室５が形成される。ピストン１の外周壁又はシリンダの内壁における圧縮室５に対応する位置に圧力逃がし凹部１１が設けられる。

なお、本実施例では、圧力逃がし凹部１１はピストン１の外周壁に開設される。

本開示の技術的解決手段を適用すると、ピストンスリーブ３はシリンダ内に位置し、かつピストン１の外周壁とシリンダ４の内壁との間に圧縮室５が形成され、ピストン１の外周壁又はシリンダ４の内壁における圧縮室５に対応する位置に圧力逃がし凹部１１が設けられる。ポンプ本体アセンブリが排気過程にある場合、排気口から離れたガスは圧力逃がし凹部１１により排気口に流れ、このように、排気面積を増大させ、排気中のポンプ本体アセンブリの過圧縮をさらに改善する。

図１に示すように、ピストン１の外周壁の圧力逃がし凹部１１の位置以外の部分は、運動過程においてシリンダ４の内壁に適合することができる。圧力逃がし凹部１１は圧縮室５内のガスの過圧縮をさらに緩和するためのものであり、圧縮室５内のガスが一定の圧縮比を有することを保証する必要があり、このため、ピストン１の外周壁の圧力逃がし凹部１１の位置以外の部分は、シリンダ４の内壁に適合する必要がある。

図３及び図４に示すように、圧力逃がし凹部１１はピストン１の周方向に沿って延びている。なお、上記圧力逃がし凹部１１はピストン１の周方向に沿って延びているが、圧力逃がし凹部１１が帯状の溝である必要はなく、概ねピストン１の周方向に沿って延びていればよい。言い換えれば、圧力逃がし凹部１１はピストン１の周方向に沿って分布しており、圧力逃がし凹部１１の作用は圧縮室５内のガスの過圧縮を緩和することである。圧力逃がし凹部１１は、ピストン１の周方向に沿って分布していることで、圧縮室５のより多くの範囲をカバーすることができ、圧縮室５内の排気口の位置にないガスは、圧力逃がし凹部１１により排気口に流れ、それにより、過圧縮をよりよく緩和する作用を果たす。

図１、図３、図４、図５に示すように、圧力逃がし凹部１１のピストン１の回転方向に沿った両端のそれぞれから圧縮室５の対応する両端までの弧長の和は２ｍｍ以上である。ポンプ本体アセンブリの２つの容積室の独立性及びブローバイ回避の必要性を考慮すると、排気終了の時点では、圧力逃がし凹部１１は排気口及び吸気通路４３を貫通できないため、ピストン１に圧力逃がし凹部１１を開設する際には両端に一定のシール距離を残す必要がある。図１に示すように、ポンプ本体アセンブリの排気が終了する時、ピストン１の両端の位置は圧縮室５の対応する両端の位置とほぼ重なり、本実施例では、ピストン１の両端を基準とし、図５に示すように、シール距離はＬ１とＬ２であり、Ｌ１とＬ２の長さの和は２ｍｍ以上である。

図１及び図５に示すように、シリンダ４はさらに排気通路４１を有し、圧力逃がし凹部１１のピストン１の回転方向に沿った両端のうちの排気通路４１に近い一端と排気通路４１との間の弧長は１ｍｍ以上である。本実施例では、この距離は図示されたＬ１に対応し、即ち、Ｌ１は１ｍｍ以上である。排気口の箇所におけるガスが高い気圧を有するため、距離Ｌ１を制限する必要があり、シール距離が小さすぎると、高圧のガスが圧力逃がし凹部１１を介して吸気通路４３内に入り、ポンプ本体アセンブリの吸気に悪影響を与える可能性がある。吸気口の箇所におけるガスの気圧が低いため、シール距離Ｌ２については、一定のシール距離を設定すればよい。

本開示のいくつかの実施例では、圧力逃がし凹部１１は少なくとも１本の圧力逃がし溝を備え、圧力逃がし溝が複数である場合、複数の圧力逃がし溝は互いに連通するか又は互いに独立する。圧力逃がし凹部１１は、ポンプ本体アセンブリの過圧縮現象を緩和するためのものであり、ポンプ本体アセンブリの圧縮量、パワー等の状況に応じて各ポンプ本体アセンブリの過圧縮が異なるため、実際に使用する過程において、異なる状況に応じて異なる形態の圧力逃がし凹部１１が使用されてもよい。

図３～図５に示す具体的な実施例では、ピストン１の周方向に沿って延びている１本の圧力逃がし溝が採用される。

図６～図８に示すように、各圧力逃がし溝の溝幅は０.５ｍｍ以上である。選択可能には、各圧力逃がし溝の溝深さは０.１ｍｍ以上である。選択可能には、すべての圧力逃がし溝の横断面積は０.０２５ｍｍ^２以上である。すべての圧力逃がし溝は、最終的に圧縮末端の圧縮ガスを排出するために用いられ、圧力逃がし溝自体も一部の排気通路であり、加工プロセスの課題を考慮する必要があり、圧力逃がし溝の幅、深さ及び横断面積に関してはある程度制限する必要があり、いくつかの実施例では、溝幅は０.８ｍｍであり、溝深さは０.２ｍｍであり、溝の横断面積は０.１６ｍｍ^２である。

図６～図８に示すように、すべての圧力逃がし溝の横断面積の和とピストン１のシリンダ４の軸線に垂直な横断面の面積との比は０.００１以上０.５以下である。図１０に示すように、ピストン１の横断面積の大きさは、ポンプ本体アセンブリの圧縮量に応じて決定され、圧力逃がし溝の作用は、ポンプ本体アセンブリの排気末端の有効排気面積を増大させることであり、したがって、両者の間の比の大きさを制限することにより、ポンプ本体アセンブリの圧縮量に影響をできるだけ与えずに圧力逃がし溝が圧縮を緩和する作用を果たすことを保証できる。

選択可能には、各圧力逃がし溝の横断面は矩形又は扇形である。圧力逃がし溝の横断面をフライス盤により矩形又は扇形に直接加工することができる。本実施例では、圧力逃がし溝の横断面は半円形である。

回転軸２の軸線方向において、圧力逃がし凹部１１とピストン１のエッジとの間の距離は１ｍｍ以上である。ピストン１がシリンダ内で運動することを考慮すると、シリンダの上下端面は、ガスによる力の作用によりシリンダ４のピストンキャビティ内に向かって変形し、変形したシリンダ４とピストン１のエッジとの「引っ掛かり」を回避するために、圧力逃がし凹部１１とピストン１のエッジとの間の距離は１ｍｍ以上である。

図９に示すように、ポンプ本体アセンブリの回転軸２はピストン１を駆動して回転させ、ピストン１はピストンスリーブ３に対して相対的な往復運動のみが存在し、かつ２つの往復運動は互いに垂直であり、この過程において吸気、圧縮及び排気が行われる。ポンプ本体アセンブリは単シリンダ・二重圧縮室構造であり、２つの圧縮室５は互いに独立する。単一の容積室は、吸気開始角度が０°であり、０°～１８０°で吸気が完了し、８０°～３６０°で圧縮及び排気が完了する。もう１つの圧縮室５とそれとの間に１８０°ずれが生じ、このことは、１つの圧縮室５が吸気を完了して圧縮段階に入ろうとするときに、もう１つの圧縮室５が排気を完了して吸気段階に入ろうとすることを意味する。

排気初期段階において、圧縮室５の排気面積は排気口の面積と圧力逃がし口の面積の和であり、

式中、Ｄ１は排気口の直径であり、Ｄ２は圧力逃がし口の直径である。

排気末端では、ピストン１のヘッド部とシリンダ４の内円との径方向の距離が減少し続けるため、この時、圧縮室５の排気面積は、ピストン１のヘッド部とシリンダ４との径方向の距離及び排気口の周長と圧力逃がし口の周長の和に対して線形関係があり、

式中、Δはピストン１のヘッド部とシリンダ４の内円との径方向の隙間である。

圧縮室５が排気口から徐々に離脱する過程において、圧縮室５と排気口が重なった領域は徐々に減少し、この時、有効排気面積Ｓは、

であり、
δは有効接触面積の割合である。

回転シリンダの圧縮機の理論排気速度Ｖを定義する計算式は以下のとおりである。

Ｖ’は回転シリンダの圧縮室５の容積変化率である。

圧縮を開始する角度を０°角と定義し、この時、Ｖ’の計算式は以下のとおりである。

Ｖは圧縮機の吐出量であり、ωは回転軸の回転角速度である。

排気段階全体において、圧縮室５の有効排気面積、理論排気速度の回転角に伴う変化の法則は図９に示され、圧縮末端では、圧縮室５の有効排気面積が徐々に減少し、理論排気速度が増大し続けることが明らかであり、この時、対応する排気抵抗が増加し続け、末端排気には深刻な過圧縮現象が発生し、圧縮機のエネルギー効率に深刻な影響を与える。具体的には、図９に示すように、組み合わせ圧力逃がし溝の排気速度の回転角に伴う変化曲線も図９に示される。

図１に示すように、圧力逃がし凹部１１のキャビティ体積とポンプ本体アセンブリの吐出量との比は０.００１以上０.０２以下である。ピストンのヘッド部に圧力逃がし凹部が開設されることにより、吸気過程においてポンプ本体の実際の吸気量を増加させる。排気過程において、圧力逃がし凹部１１内の高圧ガスは次の吸気サイクルに入り、したがって、圧力逃がし凹部１１が大きすぎると吸気過程に悪影響を与える。よって、ピストン全体での圧力逃がし凹部１１のキャビティ体積とポンプ本体アセンブリの吐出量との比は０.００１以上０.０２以下である。

本開示の流体機械の動作方法では、流体機械は上記流体機械であり、流体機械のシリンダは間隔を空けて設けられた吸気通路、圧力逃がし通路４２及び排気通路４１を有し、かつ圧力逃がし通路４２とシリンダのキャビティは圧力逃がし口を介して連通し、排気通路４１とシリンダのキャビティは排気口を介して連通し、動作方法は、流体機械が排気終了時に、流体機械のポンプ本体アセンブリの圧力逃がし凹部１１は圧力逃がし口と直接又は間接的に連通し、同時に排気口から離脱することを含む。排気が終了する時点では、圧縮室５は排気口の位置から離れ、圧縮室５内のガスは圧力逃がし口によってしか圧力逃がしを行うことができず、圧力逃がし効果を達成するとともにブローバイを回避するために、排気が終了する時点で、流体機械のポンプ本体アセンブリの圧力逃がし凹部１１は圧力逃がし口と直接又は間接的に連通し、同時に排気口から離脱する。

実施例２
実施例１に対して本実施例の主な相違点は、圧力逃がし凹部１１がシリンダ４に開設されることである。

具体的には、ポンプ本体アセンブリは、ピストン１、回転軸２、ピストンスリーブ３、シリンダ４を備え、回転軸２はピストン１を駆動して回転させるとともにピストンスリーブ３内で往復運動させる。ピストンスリーブ３はシリンダ４内に位置し、かつピストン１の外周壁とシリンダ４の内壁との間に圧縮室５が形成され、シリンダ４の内壁における圧縮室５に対応する位置に圧力逃がし凹部１１が設けられる。

本開示の技術的解決手段を適用すると、ピストンスリーブ３はシリンダ内に位置し、かつピストン１の外周壁とシリンダの内壁の間に圧縮室５が形成され、ピストン１の外周壁又はシリンダ４の内壁における圧縮室５に対応する位置に圧力逃がし凹部１１が設けられる。ポンプ本体アセンブリが排気している場合、排気口から離れたガスは圧力逃がし凹部１１により排気口から排出することができ、このように、排気面積を増大させ、排気中のポンプ本体アセンブリの過圧縮をさらに改善する。

選択可能には、回転軸２の軸線方向において、圧力逃がし凹部１１とシリンダ４のエッジとの間の距離は１ｍｍ以上である。

実施例３
実施例１に対して本実施例の主な相違点は、図１０及び図１１に示すように、圧力逃がし溝の横断面が矩形であることであり、矩形が半円形より加工されやすく、加工過程において刃先の１つの方向のみを移動すればよい。

もちろん、圧力逃がし溝の数に応じて、本開示はさらに様々な実施例を提供する。実施例４～実施例６では、圧力逃がし溝は１本である。実施例７～実施例１０では、圧力逃がし溝は複数本である。圧力逃がし溝はポンプ本体アセンブリの過圧縮現象を緩和するためのものであり、ポンプ本体アセンブリの圧縮量、パワー等の状況に応じて各ポンプ本体アセンブリの過圧縮の状況は異なるため、実際の使用過程において、異なる状況に応じて異なる形態の圧力逃がし溝を採用してもよい。加工の利便性を考慮すると、実施例１における圧力逃がし溝はピストン１の周方向に沿って開設され、かつ１本のみである。

実施例４
実施例１と同様に、圧力逃がし溝は１本である。実施例１との違いは、圧力逃がし溝の延在方向が異なることである。

図１２に示す具体的な実施例では、圧力逃がし溝は１本でありかつ回転軸の軸線方向に沿って延びている。

実施例５
実施例１と同様に、圧力逃がし溝は１本である。実施例１との違いは、圧力逃がし溝の延在方向が異なることである。

図１３に示す具体的な実施例では、圧力逃がし溝は１本でありかつ回転軸の軸線方向との間に夾角を有し、かつ前記夾角は９０度ではない。

実施例６
実施例１と同様に、圧力逃がし溝は１本である。実施例１との違いは、圧力逃がし溝の形状が異なることである。

図１４に示す具体的な実施例では、圧力逃がし溝は１本でありかつ環状を呈する。

実施例７
実施例１との違いは、圧力逃がし溝の数が異なることである。

図１５に示す具体的な実施例では、圧力逃がし溝は２本でありかつ十字形を呈する。

実施例８
実施例７と同様に、圧力逃がし溝は複数本である。実施例７との違いは、圧力逃がし溝の形状が異なることである。

図１６に示す具体的な実施例では、圧力逃がし溝は３本でありかつＨ形を呈する。

もちろん、３本の圧力逃がし溝の組み合わせは「工」字形であってもよい。

実施例９
実施例７と同様に、圧力逃がし溝は複数本である。実施例７との違いは、圧力逃がし溝の形状が異なることである。

図１７に示す具体的な実施例では、圧力逃がし溝は複数本でありかつ魚骨状を呈する。

実施例１０
実施例７と同様に、圧力逃がし溝は複数本である。実施例７との違いは、圧力逃がし溝の形状が異なることである。

図１８に示す具体的な実施例では、圧力逃がし溝は２本であり、かつ第１の圧力逃がし溝はピストン１の周方向又はシリンダ４の周方向に沿って延びており、第２の圧力逃がし溝は環状を呈しかつ第１の圧力逃がし溝と交差する。

本開示の上記実施例では、ピストンスリーブはシリンダ内に位置し、かつピストンの外周壁とシリンダの内壁との間に圧縮室が形成され、ピストンの外周壁又はシリンダの内壁における圧縮室に対応する位置に圧力逃がし凹部が設けられる。ポンプ本体アセンブリが排気している場合、排気口から離れたガスは圧力逃がし凹部により排気口に流れ、このように、排気面積を増大させ、排気中のポンプ本体アセンブリの過圧縮をさらに改善する。

明らかに、上記で説明された実施例は本開示の一部の実施例に過ぎず、すべての実施例ではない。本開示における実施例に基づいて、当業者が創造的労力を必要としない前提で得られたすべての他の実施例は、いずれも本開示の特許範囲に属するべきである。

なお、ここで使用される用語は、具体的な実施形態を説明するために過ぎず、本開示の例示的な実施形態を限定することを意図するものではない。ここで使用されるように、文脈が明確に示されない限り、単数形は複数形も含むことを意図し、また、理解すべきことは、本明細書において用語「含む」及び／又は「備える」を使用する場合、特徴、ステップ、動作、デバイス、コンポーネント及び／又はそれらの組み合わせが存在することを示す。

なお、本開示の明細書、特許請求の範囲及び上記図面における用語「第１」、「第２」などは類似する対象を区別するために用いられ、特定の順序又は先後順序を説明するものではない。ここで説明された本開示の実施形態はここで図示又は説明された以外の順序で実施することができるように、このように使用されるデータは適切な場合に交換してもよいことを理解すべきである。

以上は本開示の好ましい実施例に過ぎず、本開示を限定するものではなく、当業者にとって、本開示には種々の変更や変化が可能である。本開示の精神と原則内で行われたいかなる修正、同等置換、改良なども本開示の特許範囲内に含まれるべきである。

Claims (18)

1. ポンプ本体アセンブリであって、
   ピストン（１）と、
   回転軸（２）と、
   ピストンスリーブ（３）であって、前記回転軸（２）が前記ピストン（１）を駆動して回転させるとともに前記ピストンスリーブ（３）内で往復運動させるピストンスリーブ（３）と、
   シリンダ（４）であって、前記ピストンスリーブ（３）が前記シリンダ（４）内に位置し、かつ前記ピストン（１）の外周壁と前記シリンダ（４）の内壁との間に圧縮室（５）が形成され、前記ピストン（１）の外周壁又は前記シリンダ（４）の内壁における前記圧縮室（５）に対応する位置に圧力逃がし凹部（１１）が設けられるシリンダ（４）と、を備えるポンプ本体アセンブリ。
2. 運動の過程において、前記ピストン（１）の外周壁のうち前記圧力逃がし凹部（１１）の位置以外の部分は前記シリンダ（４）の内壁に適合することができる請求項１に記載のポンプ本体アセンブリ。
3. 前記圧力逃がし凹部（１１）は前記ピストン（１）の周方向に沿って延びている請求項１に記載のポンプ本体アセンブリ。
4. 前記圧力逃がし凹部（１１）の前記ピストン（１）の回転方向に沿った両端のそれぞれから前記圧縮室（５）の対応する両端までの弧長の和は２ｍｍ以上である請求項３に記載のポンプ本体アセンブリ。
5. 前記シリンダ（４）はさらに排気通路（４１）を有し、前記圧力逃がし凹部（１１）の前記ピストン（１）の回転方向に沿った両端のうちの前記排気通路（４１）に近い一端と前記排気通路（４１）との間の弧長は１ｍｍ以上である請求項３に記載のポンプ本体アセンブリ。
6. 前記回転軸（２）の軸線方向において、前記圧力逃がし凹部（１１）と前記ピストン（１）のエッジとの間の距離は１ｍｍ以上であり、又は、
   前記回転軸（２）の軸線方向において、前記圧力逃がし凹部（１１）と前記シリンダ（４）のエッジとの間の距離は１ｍｍ以上である請求項１に記載のポンプ本体アセンブリ。
7. 前記圧力逃がし凹部（１１）は少なくとも１本の圧力逃がし溝を備え、前記圧力逃がし溝が複数である場合、複数の前記圧力逃がし溝は互いに連通するか又は互いに独立する請求項１に記載のポンプ本体アセンブリ。
8. 各前記圧力逃がし溝の溝幅は０.５ｍｍ以上である請求項７に記載のポンプ本体アセンブリ。
9. 各前記圧力逃がし溝の溝深さは０.１ｍｍ以上である請求項７に記載のポンプ本体アセンブリ。
10. すべての前記圧力逃がし溝の横断面積は０.０２５ｍｍ^２以上である請求項７に記載のポンプ本体アセンブリ。
11. すべての前記圧力逃がし溝の横断面積の和と、前記ピストン（１）の前記シリンダ（４）軸線に垂直な横断面の面積との比は０.００１以上０.５以下である請求項７に記載のポンプ本体アセンブリ。
12. 各前記圧力逃がし溝の横断面は矩形又は扇形である請求項７に記載のポンプ本体アセンブリ。
13. 前記圧力逃がし溝は１本でありかつ前記ピストン（１）の周方向又は前記シリンダ（４）の周方向に沿って延びており、又は、
    前記圧力逃がし溝は２本でありかつ十字形を呈し、又は、
    前記圧力逃がし溝は３本でありかつＨ形を呈し、又は、
    前記圧力逃がし溝は３本でありかつ「工」字形を呈し、又は、
    前記圧力逃がし溝は複数本でありかつ魚骨状を呈し、又は、
    前記圧力逃がし溝は２本であり、かつ第１の前記圧力逃がし溝は前記ピストン（１）の周方向又は前記シリンダ（４）の周方向に沿って延びており、第２の前記圧力逃がし溝は環状を呈しかつ第１の前記圧力逃がし溝と交差する請求項７に記載のポンプ本体アセンブリ。
14. 前記圧力逃がし凹部（１１）のキャビティ体積と前記ポンプ本体アセンブリの吐出量との比は０.００１以上０.０２以下である請求項１～１３のいずれか一項に記載のポンプ本体アセンブリ。
15. 請求項１～１４のいずれか一項に記載のポンプ本体アセンブリを備える流体機械。
16. 流体機械は圧縮機である請求項１５に記載の流体機械。
17. 請求項１５又は１６に記載の流体機械を備える熱交換機器。
18. 流体機械の動作方法であって、前記流体機械は請求項１５又は１６に記載の流体機械であり、前記流体機械のシリンダ（４）は間隔を空けて設けられた吸気通路（４３）、圧力逃がし通路（４２）及び排気通路（４１）を有し、かつ前記圧力逃がし通路（４２）と前記シリンダ（４）のキャビティは圧力逃がし口を介して連通し、前記排気通路（４１）と前記シリンダ（４）のキャビティは排気口を介して連通し、前記動作方法は、
    前記流体機械が排気終了時に、前記流体機械のポンプ本体アセンブリの圧力逃がし凹部（１１）は前記圧力逃がし口と直接又は間接的に連通し、同時に排気口から離脱することを含む、流体機械の動作方法。

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