CN1946939A - 旋转式流体机械 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种旋转式流体机械，该旋转式流体机械具有偏心旋转型活塞机构(20)，该偏心旋转型活塞机构(20)构成为，在气缸(21)所具有的环状的气缸室(C1、C2)的内部收纳有环状活塞(22)从而形成外侧气缸室(C1)和内侧气缸室(C2)，并且气缸(21)和环状活塞(22)相对地进行偏心旋转运动，另外，由叶片(23)将气缸室(C1、C2)分隔为第一室(C1－Hp、C2－Hp)和第二室(C1－Lp、C2－Lp)，在所述旋转式流体机械中，为了防止运转时的叶片(23)和环状活塞(22)的烧结以及磨损，并防止气体在第一室(C1－Hp、C2－Hp)和第二室(C1－Lp、C2－Lp)之间泄漏，而由摆动衬套(27)将叶片(23)和环状活塞(22)相互可动地连接起来，并在叶片(23)上的环状活塞(22)与摆动衬套(27)的接触部设置滑动面(P1、P2)。

Description

旋转式流体机械

技术领域

本发明涉及一种旋转式流体机械，特别涉及一种具有偏心旋转型活塞机构的旋转式流体机械，该偏心旋转型活塞机构构成为，在气缸所具有的环状的气缸室的内部配置有将该气缸室分隔为外侧气缸室和内侧气缸室的环状活塞，并且气缸和环状活塞相对地进行偏心旋转运动。

背景技术

以往，作为具备环状活塞在环状的气缸室的内部进行偏心旋转运动的偏心旋转型活塞机构的旋转式流体机械，存在通过气缸室伴随环状活塞的偏心旋转运动的容积变化来压缩制冷剂的压缩机(例如，参照专利文献1)。如图16和图17(图16的XVII-XVII剖面图：省略剖面线)所示，在该压缩机100中，在密闭型的壳体110内收纳有压缩机构(偏心旋转型活塞机构)120和驱动该压缩机构120的电动机(未图示)。

上述压缩机构120具有：具有环状的气缸室C1、C2的气缸121；和配置在该气缸室C1、C2中的环状活塞122。上述气缸121具备彼此同心配置的外侧气缸124和内侧气缸125，在外侧气缸124和内侧气缸125之间形成有上述气缸室C1、C2。

上述气缸121固定在壳体110上。另外，环状活塞122构成为通过圆形的活塞基座(piston base)160与连接于电动机的驱动轴133的偏心部133a连接，并相对于该驱动轴133的中心进行偏心旋转运动。

上述环状活塞122构成为一边保持如下状态一边进行偏心旋转运动，即，该环状活塞122的外周面的一点与外侧气缸124的内周面实质上接触(所谓“实质上接触”是指如下状态，即，虽然严密来讲存在出现油膜的程度的微小的间隙，但是不会存在制冷剂从该间隙中泄漏的问题)，同时，在相位与此相差180°的位置上，上述环状活塞122的内周面的一点与内侧气缸125的外周面实质上接触。其结果，在环状活塞122的外侧形成有外侧气缸室C1，在环状活塞122的内侧形成有内侧气缸室C2。

在上述环状活塞122的外侧配置有外侧叶片123A，在上述环状活塞122的内侧，在外侧叶片123A的延长线上配置有内侧叶片123B。外侧叶片123A受到朝向环状活塞122的径向内侧的作用力，从而该外侧叶片123A的内周端压接在该环状活塞122的外周面上。另外，内侧叶片123B受到朝向环状活塞122的径向外侧作用力，从而该内侧叶片123B的外周端压接在该环状活塞122的内周面上。

外侧叶片123A将外侧气缸室C1分隔为两个，内侧叶片123B将内侧气缸室C2分隔为两个。具体来讲，上述外侧叶片123A将外侧气缸室C1分隔为高压室(第一室)C1-Hp和低压室(第二室)C1-Lp，内侧叶片123B将内侧气缸室C2分隔为高压室(第一室)C2-Hp和低压室(第二室)C2-Lp。在外侧气缸124中，在外侧叶片123A的附近形成有吸入口141，该吸入口141从设在上述壳体110上的吸入管114连通到外侧气缸室C1。另外，在环状活塞122上，在该吸入口141的附近形成有贯通孔143，外侧气缸室C1与内侧气缸室C2的低压室C1-Lp、C2-Lp通过该贯通孔143彼此连通。另外，在上述压缩机构120上设置排出口(未图示)，该排出口使上述两气缸室C1、C2的高压室C1-Hp、C2-Hp与壳体110内的高压空间S连通。

此外，在该例中，为了在阻止环状活塞122的自转的同时，只允许环状活塞122进行偏心旋转运动(公转)，而设置了十字头(Oldham)机构161作为自转阻止机构。

在该压缩机构120中，当上述环状活塞122伴随驱动轴133的旋转而进行偏心旋转运动时，在外侧气缸室C1和内侧气缸室C2中分别交替反复进行容积的扩大和缩小。进而，在各气缸室C1、C2的容积扩大时，进行从吸入口141向气缸室C1、C2内吸入制冷剂的吸入行程，在容积缩小时，进行在各气缸室C1、C2内压缩制冷剂的压缩行程、以及将制冷剂通过排出口从各气缸室C1、C2向壳体110内的高压空间S排出的排出行程。排出至壳体110的高压空间S的高压制冷剂通过设在该壳体110上的排出管115向制冷剂回路的冷凝器流出。

另一方面，如图18所示，在上述专利文献1中也公开了将图17的结构进行局部变更后的例子。在该压缩机构120中，使环状活塞122在一处断开，形成为C型形状，一个叶片123穿过该断开部位而与外侧气缸124的内周面和内侧气缸125的外周面接触。外侧气缸124的内周面的与上述叶片123接触的部分以与内侧气缸125的外周面相同的曲率半径形成。另外，为了使环状活塞122绕内侧气缸125进行偏心旋转运动(公转)而不自转，而设置未图示的十字轴机构。通过环状活塞122的偏心旋转运动进行制冷剂的吸入行程、压缩行程和排出行程，这一点与图16和图17的例子相同。

专利文献1：日本特开平6-288358号公报

然而，在图16、图17所示的结构中，叶片123A、123B与环状活塞122进行线接触，在图18中所示的结构中，叶片123与气缸124、125进行线接触，所以当环状活塞122在运转时进行偏心旋转运动时，接触部受到的负荷较大，该接触部有可能磨损或者烧结。

另外，由于部件彼此这样进行线接触，所以也存在接触部的密封性差的缺点。因此，在上述结构中，在外侧气缸室C1和内侧气缸室C2中，制冷剂都会从高压室C1-Hp、C2-Hp向低压室C1-Lp、C2-Lp泄漏，由此有可能使压缩效率降低。

此外，虽然在上述例子中作为流体机械说明了压缩机，但是在上述流体机械是膨胀机或者泵的情况下，叶片(123A、123B)(123)与环状活塞122的接触部也有可能磨损，气体也有可能在第一室C1-Hp、C2-Hp和第二室C1-Lp、C2-Lp之间泄漏。

发明内容

本发明是鉴于这样的问题点而提出的，其目的在于提供一种旋转式流体机械，该旋转式流体机械具有偏心旋转型活塞机构，该偏心旋转型活塞机构构成为，在气缸所具有的环状的气缸室的内部配置有将该气缸室分隔为外侧气缸室和内侧气缸室的环状活塞，并且气缸和环状活塞相对地进行偏心旋转运动，进而由叶片将该气缸室分隔为第一室和第二室，在该旋转式流体机械中，能够防止运转时叶片和环状活塞的烧结以及磨损，并能够防止气体在第一室和第二室之间泄漏。

本发明实现如下的结构，即，由连接部件(摆动衬套)27将叶片23与环状活塞22相互可动地连接起来，由此使部件彼此在连接部位进行面接触。

具体来讲，第一发明以如下的旋转式流体机械为前提，即，该旋转式流体机械具备：

偏心旋转型活塞机构20，所述偏心旋转型活塞机构20具有：气缸21，该气缸21具有环状的气缸室C1、C2；环状活塞22，该环状活塞22相对于该气缸21偏心地收纳在气缸室C1、C2中，且将气缸室C1、C2分隔为外侧气缸室C1和内侧气缸室C2；以及叶片23，该叶片23配置在上述气缸室C1、C2中，且将各气缸室C1、C2分隔为第一室C1-Hp、C2-Hp和第二室C1-Lp、C2-Lp，气缸21和环状活塞22相对地进行偏心旋转运动；

驱动该偏心旋转型活塞机构20的驱动机构30；和

收纳该偏心旋转型活塞机构20的壳体10。

另外，该旋转式流体机械的特征在于，上述叶片23设于气缸21，并且所述旋转式流体机械具备连接部件27，该连接部件27将上述环状活塞22和叶片23相互可动地连接起来，上述连接部件27具备：相对于环状活塞22的第一滑动面P1；和相对于叶片23的第二滑动面P2。此外，上述结构中所说的“环状”不仅包括正圆的环状，还包括椭圆形和卵形的环状。

在该第一发明中，在偏心旋转型活塞机构20作为压缩机构的情况下，当对该压缩机构进行驱动时，气缸21和环状活塞22相对地进行偏心旋转运动。在进行该偏心旋转运动时，环状活塞22和叶片23以预定的摆动中心相对地进行摆动，并且在该叶片23的面方向上相对地进退。另外，在气缸室C1、C2的容积扩大时气体被吸入到该气缸室C1、C2中，在该气缸室C1、C2的容积缩小时该气体被压缩。

在该发明中，在叶片23和环状活塞22通过连接部件27进行动作(相对的摆动动作和进退动作)时，连接部件27利用滑动面P1、P2与环状活塞22和叶片23两者实质上进行面接触。另外，由于部件彼此利用滑动面P1、P2进行面接触，所以能够减小作用于该接触部位的平均单位面积的负荷。

第二发明在第一发明的旋转式流体机械中，其特征在于，环状活塞22形成为圆环的一部分断开的C型形状，叶片23构成为，从环状的气缸室C1、C2的内周侧的壁面到外周侧的壁面贯穿环状活塞22的断开部位而延伸，连接部件27是摆动衬套27，具有：将上述叶片23保持成可以进退的叶片槽28；和摆动自如地保持于上述环状活塞22的断开部位的圆弧状外周面。

在该第二发明中，当驱动偏心旋转型活塞机构20时，叶片23在摆动衬套27的叶片槽28内进行面接触同时进退，该摆动衬套27在环状活塞22的断开部位进行面接触同时摆动。由此，能够使连接部件27与环状活塞22和叶片23可靠地面接触，另外能够可靠地减小作用于该接触部位的平均单位面积的负荷。

第三发明在第二发明的旋转式流体机械中，其特征在于，摆动衬套27的圆弧状外周面的直径尺寸大于环状活塞22的壁厚尺寸。在该情况下，所谓“环状活塞22的壁厚尺寸”是指环状活塞22的外周面的半径尺寸与内周面的半径尺寸的差。

在此，如环状活塞22位于下止点位置的图4(A)和位于上止点位置的图4(B)所示，如果摆动衬套27的直径尺寸D与环状活塞22的壁厚尺寸T相等，则为了不妨碍在环状活塞22进行偏心旋转运动时的叶片23的动作(参照图4(A)的假想线)，需要在环状活塞22上设置切口部22a。在该情况下，上述切口部22a中成为无效容积Ds，即使作为第一室的高压室C1-Hp、C2-Hp中的压缩行程结束，高压气体也不排出而残留在上述切口部22a中。其结果，残留在该无效容积Ds中的高压气体在开始下面的吸入行程时漏入作为第二室的低压室C1-Lp、C2-Lp中并再次膨胀，从而导致效率下降。

另一方面，在上述第三发明中，如环状活塞22位于下止点位置的图5(A)和位于上止点位置的图5(B)所示，使摆动衬套27的直径尺寸D大于环状活塞22的壁厚尺寸T，因此只通过在摆动衬套27上设置倒角部27a就能够减小无效容积Ds。

第四发明在第二发明的旋转式流体机械中，其特征在于，摆动衬套27的摆动中心向比环状活塞22的壁厚的中心更靠径向内侧的位置移位。

在此，如环状活塞22位于下止点位置的图6(A)和位于上止点位置的图6(B)所示，当使摆动衬套27的中心与环状活塞22的壁厚的中心一致，并且使用在两侧具有相同的倒角部27a的对称型的摆动衬套27时，在环状活塞22的内侧产生无效容积Ds，再膨胀损失成为问题。反过来说，如果要在使摆动衬套27的中心与环状活塞22的壁厚的中心一致的情况下减少再膨胀损失，则需要装配作业麻烦的非对称形状的摆动衬套27。

与此相对，在该第四发明中，如环状活塞22位于下止点位置的图7(A)和位于上止点位置的图7(B)所示，摆动衬套27的中心向比环状活塞22的壁厚的中心更靠径向内侧的位置移位，因此即使在使用对称型的摆动衬套27的情况下也不会产生无效容积Ds，从而能够简单地减少再膨胀损失。

第五发明在第一至第四发明中的任一发明的旋转式流体机械中，其特征在于，环状活塞22固定在壳体10上，另一方面，气缸21连接在驱动机构30上。

在该第五发明中，具有气缸室C1、C2的气缸21成为可动侧，气缸室C1、C2内的环状活塞22成为固定侧。因此，与气缸21一体化的叶片23一边通过连接部件27相对于位置被固定的环状活塞22摆动一边进退，从而进行偏心旋转型活塞机构20的动作。在该动作时，与上述各发明同样，连接部件27与环状活塞22和叶片23进行面接触。

第六发明在第一至第四发明中的任一发明的旋转式流体机械中，其特征在于，气缸21固定在壳体10上，另一方面，环状活塞22连接在驱动机构30上。

在该第六发明中，具有气缸室C1、C2的气缸21成为固定侧，气缸室C1、C2内的环状活塞22成为可动侧。因此，环状活塞22一边通过连接部件27相对于与气缸21一体化并且位置被固定的叶片23摆动一边进退，从而进行偏心旋转型活塞机构20的动作。在该动作时，与上述各发明同样，连接部件27与环状活塞22和叶片23进行面接触。

第七发明在第一至第四发明中的任一发明的旋转式流体机械中，其特征在于，气缸21具备：形成气缸室C1、C2的外侧气缸24和内侧气缸25；以及与外侧气缸24和内侧气缸25的轴向端部连接的端板26，外侧气缸24、内侧气缸25和端板26一体化。

在该第七发明中，由于使用外侧气缸24和内侧气缸25通过端板26而一体化的气缸21，所以气缸21的强度增强。

第八发明在第七发明的旋转式流体机械中，其特征在于，所述旋转式流体机械具备缩小环状活塞22的端面与端板26之间的轴向间隙的柔性机构29。

在该第八发明中，因气缸室C1、C2内的气体的高压压力可能会在环状活塞22的端面与端板26之间产生轴向间隙，通过上述柔性机构29能够减小该间隙。因此，气体不易从该轴向间隙泄漏。

第九发明在第一至第四发明中的任一发明的旋转式流体机械中，其特征在于，气缸21具备形成气缸室C1、C2的外侧气缸24和内侧气缸25，外侧气缸24、内侧气缸25和叶片23一体化。

在该第九发明中，由于使用外侧气缸24和内侧气缸25通过叶片23而一体化的气缸，所以能够简化气缸21的结构。

第十发明在第一至第四发明中的任一发明的旋转式流体机械中，其特征在于，驱动机构30具备电动机30和与该电动机30连接的驱动轴33，上述驱动轴33具备从旋转中心偏心的偏心部33a，该偏心部33a与气缸21或环状活塞22连接，上述驱动轴33的偏心部33a的轴向两侧部分通过轴承部16a、17a保持在壳体10上。

在该第十发明中，驱动偏心旋转型活塞机构20的驱动轴33的偏心部33a与气缸21和环状活塞22中的可动侧连接，在偏心部33a的轴向两侧部分通过轴承部16a、17a保持在壳体10上的状态下，驱动轴33进行旋转，所以该偏心旋转型活塞机构20的动作稳定。

第十一发明在第一至第四发明中的任一发明的旋转式流体机械中，其特征在于，形成在环状活塞22的外侧的外侧气缸室C1和形成在该环状活塞22的内侧的内侧气缸室C2的吸入结束角度不同。在此，所谓“吸入结束角度”是指在气缸室C1、C2中吸入行程结束的环状活塞22(或者气缸21)的角度，换言之，是压缩行程开始的角度。

另外，第十二发明在第十一发明的旋转式流体机械中，其特征在于，外侧气缸室C1的吸入结束角度大于内侧气缸室C2的吸入结束角度。

在这些第十一、第十二发明中，通过使外侧气缸室C1与内侧气缸室C2的吸入结束角度不同，特别是使外侧气缸室C1的吸入结束角度大于内侧气缸室C2的吸入结束角度，能够减小外侧气缸室C1与内侧气缸室C2的压缩容积的差。在该压缩容积的差较大的情况下，由于外侧气缸室C1中的转矩变动的振幅与外侧气缸室C2中的转矩变动的振幅的差，而有可能产生一些振动，但是在第十一、第十二发明中，外侧气缸室C1中的转矩变动的振幅与外侧气缸室C2中的转矩变动的振幅的差减小，由此使机构20的动作稳定。

第十三发明在第一至第四发明中的任一发明的旋转式流体机械中，其特征在于，在偏心旋转型活塞机构20的外周设置有绝热空间S3。这里所说的绝热空间S3例如是低压气体滞留的空间。

在该第十三发明中，在偏心旋转型活塞机构20例如是压缩机构20的情况下，能够使壳体10内的高压空间S2的热量不易传递至吸入到该压缩机构20中的低压制冷剂。

第十四发明在第一至第十三发明中的任一发明的旋转式流体机械中，其特征在于，偏心旋转型活塞机构20是吸入并压缩气体的压缩机构。

在该第十四发明中，在偏心旋转型活塞机构20作为压缩机构20的情况下，能够防止气体泄漏引起的压缩效率的下降、环状活塞22和叶片23的磨损以及烧结。

第十五发明在第十四发明的旋转式流体机械中，其特征在于，驱动机构30由驱动压缩机构20的电动机构成，壳体10构成为收纳上述压缩机构20和电动机30，在上述壳体10内形成有：与压缩机构20的吸入侧连通的低压空间S1；和与该压缩机构20的排出侧连通的高压空间S2，上述电动机30配置于上述低压空间S1。

在该第十五发明中，在吸入气体流入壳体10内的低压空间S1后，被吸入到压缩机构20中。吸入到压缩机构20中的气体被该压缩机构20压缩而成为高压，在流出至壳体10内的高压空间S2中之后，从壳体10排出。在该发明中，由于电动机30配置于低压空间S1，所以吸入气体流过电动机30的周围。

发明的效果

根据上述第一发明，在偏心旋转型活塞机构20动作时，由于连接部件27与环状活塞22和叶片23利用滑动面P1、P2实质上进行面接触，所以能够减小作用于该接触部位的平均单位面积的负荷。因此，当叶片23和环状活塞22在运转时通过连接部件27而滑动时，接触部不易磨损或烧结。另外，连接部件27利用滑动面P1、P2与环状活塞22和叶片23进行面接触，由此也能够防止气体在第一室C1-Hp、C2-Hp和第二室C1-Lp、C2-Lp之间泄漏。

另外，根据该第一发明，如果将叶片23与气缸21设为一体，则也具有这样的优点，即，在偏心旋转型活塞机构20动作时不易作用异常的集中负荷，从而不易产生应力集中，因此能够提高机构的可靠性。

根据上述第二发明，由于使用摆动衬套27作为连接部件27，该摆动衬套27具有：将上述叶片23保持成可以进退的叶片槽28；和摆动自如地保持于上述环状活塞22的断开部位的圆弧状外周面，所以能够可靠地防止运转时的气体泄漏、部件的磨损和烧结，而且也能够防止连接部的结构变复杂。因此，还能够防止机构的大型化和成本增加。

根据上述第三发明，通过使摆动衬套27的圆弧状外周面的直径尺寸D大于环状活塞22的壁厚尺寸T，从而只通过在摆动衬套27上设置倒角部27a就能够减小无效容积Ds，所以能够以简单的结构减少在偏心旋转型活塞机构20是压缩机构的情况下的再膨胀损失，从而提高运转的效率。因此，根据第三发明，在由摆动衬套27将环状活塞22和叶片23连接起来的第二发明中，摆动衬套27能够形成为在偏心旋转型活塞机构20的效率方面特别优异的结构。

根据上述第四发明，通过使摆动衬套27的摆动中心向比环状活塞22的壁厚的中心更靠径向内侧的位置移位，从而即使在使用对称型的摆动衬套27的情况下也能够减少再膨胀损失，所以使运转的效率提高。因此，根据第四发明，与第三发明同样，在由摆动衬套27将环状活塞22和叶片23连接起来的第二发明中，摆动衬套27能够形成为在偏心旋转型活塞机构20的效率方面特别优异的结构。

另外，为了减少再膨胀损失，可以使用对称型的摆动衬套27而不使用非对称形状的摆动衬套27，所以也可以避免机构的误装配。

根据上述第五发明，在气缸21为可动侧、环状活塞22为固定侧的结构中，连接部件27与环状活塞22和叶片23面接触，同时气缸22相对于环状活塞22进行动作。因此，在气缸21可动的结构中，能够防止气体泄漏、部件的磨损和烧结。

根据上述第六发明，在气缸21为固定侧，环状活塞22为可动侧的结构中，连接部件27与环状活塞22和叶片23面接触，同时环状活塞22相对于气缸21进行动作。因此，在环状活塞22可动的结构中，能够防止气体泄漏、部件的磨损和烧结。

根据上述第七发明，由于使用外侧气缸24和内侧气缸25通过端板26而一体化的气缸21，所以气缸21的强度增强。因此具有容易设计高强度的机构20的优点。

根据上述第八发明，通过设置缩小在环状活塞22的端面与端板26之间可能产生的轴向间隙的柔性机构29，从而使气体不易从该轴向间隙泄漏，因此可以实现效率高的运转。

根据上述第九发明，由于使用外侧气缸24和内侧气缸25通过叶片23而一体化的气缸，所以能够简化气缸21的结构。因此可以进行紧凑的设计。

根据上述第十发明，对偏心旋转型活塞机构20进行驱动的驱动轴33的偏心部33a与气缸21和环状活塞22中的可动侧连接，在偏心部33a的轴向两侧部分通过轴承部16a、17a保持在壳体10上的状态下，驱动轴33进行旋转，由此使该偏心旋转型活塞机构20的动作稳定，从而提高机构20的可靠性。

根据上述第十一发明，由于使外侧气缸室C1与内侧气缸室C2的吸入结束角度不同，所以可以在外侧气缸室C1与内侧气缸室C2中调节压缩容积的比。

根据上述第十二发明，通过使外侧气缸室C1的吸入结束角度大于内侧气缸室C2的吸入结束角度，能够减小外侧气缸室C1与内侧气缸室C2的压缩容积的差，所以能够减小外侧气缸室C1中的转矩变动的振幅与外侧气缸室C2中的转矩变动的振幅的差，由此使机构20的动作稳定。

根据上述第十三发明，通过在偏心旋转型活塞机构20的外周设置绝热空间S3，在偏心旋转型活塞机构20例如是压缩机构20的情况下，能够使壳体10内的高压空间S2的热量不易传递至吸入到该压缩机构20中的低压制冷剂，因此能够防止因吸入过热损失而导致性能降低。

根据上述第十四发明，在偏心旋转型活塞机构20作为压缩机构的情况下，能够可靠地防止气体泄漏引起的压缩效率的下降、环状活塞22和叶片23的磨损以及烧结。

根据上述第十五发明，在壳体10内形成有：与压缩机构20的吸入侧连通的低压空间S1；和与该压缩机构20的排出侧连通的高压空间S2，上述电动机30配置于上述低压空间S1。

在此，以往，在壳体内的空间成为高压的所谓高压圆顶(dome)形的压缩机中，在大容量压缩机商品化时，存在电动机性能不足从而可靠性降低的问题。其原因在于，设电动机的外径为D，轴向长度为L，由于电动机的输出与D2×L成比例，电动机的表面积大概与D×L成比例，所以如果提高输出，则相对于与输出成比例地增大的发热量，热传递面积(表面积)减小，从而导致冷却不足。

另一方面，也可以将电动机配置于低压空间而由低压气体来进行冷却，但是如果仅将电动机配置于低压空间，则由于气体制冷剂直接从压缩机构向压缩机的外部排出，所以在没有分离排出气体中所含有的油滴的状态下排出。另外，存在这样的问题，即，通过增大油在制冷剂回路中的循环量而使热交换器的效率降低，或者为了避免油的循环量的增大而需要另外设置分油器。

与此相对，在上述第十五发明中，在壳体10内形成有：与压缩机构20的吸入侧连通的低压空间S1；和与该压缩机构20的排出侧连通的高压空间S2，上述电动机30配置于上述低压空间S1，由此使吸入压缩机构30中的吸入气体流过电动机30的周围，所以这时能够对电动机30高效地进行冷却。另外，由于在壳体内设置与压缩机构20的排出侧连通的高压空间S2，所以成为将制冷剂等排出气体从压缩机构20通过该高压空间S2排出的结构。因此，即使排出气体刚刚从压缩机构20中排出后而含有大量的润滑油，润滑油也会在高压空间S2中被分离。因此，从压缩机1排出的排出气体中的润滑油被分离，所以能够减少制冷剂回路中的油的循环量，也能够消除压缩机1的油量不足，而且对于消除压缩机1的油量不足也不需要分油器。

附图说明

图1是本发明的实施方式一的旋转式压缩机的纵剖面图。

图2是表示压缩机构的动作的横剖面图。

图3是实施方式一的第一变形例的旋转式压缩机的纵剖面图。

图4是实施方式一的第二变形例的摆动衬套的比较例的结构图。

图5是实施方式一的第二变形例的摆动衬套的结构图。

图6是实施方式一的第三变形例的摆动衬套的比较例的结构图。

图7是实施方式一的第三变形例的摆动衬套的结构图。

图8是实施方式二的旋转式压缩机的纵剖面图。

图9是实施方式三的旋转式压缩机的纵剖面图。

图10是实施方式四的旋转式压缩机的纵剖面图。

图11是表示实施方式五的旋转式压缩机的压缩机构的横剖面图。

图12是实施方式六的旋转式压缩机的纵剖面图。

图13是实施方式七的旋转式压缩机的纵剖面图。

图14是表示摆动衬套的变形例的结构图。

图15是表示摆动衬套的其他变形例的结构图。

图16是现有技术的旋转式压缩机的局部纵剖面图。

图17是沿图16的XVII-XVII线的剖面图。

图18是表示图17的变形例的剖面图。

符号说明

1压缩机；10壳体；16上部外壳；17下部外壳；16a轴承部；17a轴承部；20压缩机构(偏心旋转型活塞机构)；21气缸；22环状活塞；23叶片；24外侧气缸；25内侧气缸；26端板；27摆动衬套(连接部件)；27A排出侧衬套；27B吸入侧衬套；28叶片槽；29密封圈(柔性机构)；30电动机(驱动机构)；33驱动轴；33a偏心部；C1气缸室(外侧气缸室)；C2气缸室(内侧气缸室)；C1-Hp高压室(第一室、压缩室)；C2-Hp高压室(第一室、压缩室)；C1-Lp低压室(第二室、吸入室)；C2-Lp低压室(第二室、吸入室)；P1第一滑动面；P2第二滑动面；S3绝热空间。

具体实施方式

以下，根据附图对本发明的实施方式进行详细说明。

《发明的实施方式一》

本实施方式涉及旋转式压缩机。如图1所示，该压缩机1构成为全密闭型，在该压缩机1的壳体10内收纳有压缩机构(偏心旋转型活塞机构)20和电动机(驱动机构)30。上述压缩机1例如用于在空气调节装置的制冷剂回路中压缩从蒸发器吸入的制冷剂，然后将该制冷剂向冷凝器排出。

壳体10由圆筒状的躯体部11、固定在该躯体部11的上端部的上部端板12、和固定在躯体部11的下端部的下部端板13构成。在上部端板12上设有贯通该端板12的吸入管14，在躯体部11上设有贯通该躯体部11的排出管15。

上述压缩机构20构成在固定于壳体10的上部外壳16和下部外壳17之间。该压缩机构20具有：气缸21，该气缸21具有环状的气缸室C1、C2；环状活塞22，该环状活塞22配置在该气缸室C1、C2内；以及叶片23，如图2所示，该叶片23将气缸室C1、C2分隔为作为第一室的高压室(压缩室)C1-Hp、C2-Hp和作为第二室的低压室(吸入室)C1-Lp、C2-Lp。气缸21和环状活塞22构成为相对地进行偏心旋转运动。在该实施方式一中，具有气缸室C1、C2的气缸21是可动侧，配置在气缸室C1、C2内的环状活塞22是固定侧。

电动机30具备定子31和转子32。定子31配置在压缩机构20的下方，且固定于壳体10的躯体部11。在转子32上连接有驱动轴33，该驱动轴33构成为与转子32一起旋转。驱动轴33在上下方向贯通上述气缸室C1、C2。

在上述驱动轴33中设有在该驱动轴33的内部沿轴向延伸的供油路(省略图示)。另外，在驱动轴33的下端部设有供油泵34。并且，上述供油路从该供油泵34向上方延伸至压缩机构20。根据该结构，由该供油泵34将贮存在壳体10内的底部的润滑油通过上述供油路供给至压缩机构20的滑动部。

在驱动轴33上，在位于气缸室C1、C2中的部分形成有偏心部33a。偏心部33a形成为直径大于该偏心部33a的上下部分的直径，且从驱动轴33的轴心偏心预定量。

上述气缸21具备外侧气缸24和内侧气缸25。外侧气缸24和内侧气缸25的下端部由端板26连接起来，从而外侧气缸24和内侧气缸25成为一体。另外，上述内侧气缸25滑动自如地嵌装在驱动轴33的偏心部33a上。

上述环状活塞22与上部外壳16形成为一体。另外，在上部外壳16和下部外壳17上分别形成有用于支承上述驱动轴33的轴承部16a、17a。这样，本实施方式的压缩机1成为如下的贯通轴结构，即，上述驱动轴33在上下方向贯通上述气缸室C1、C2，偏心部33a的轴向两侧部分通过轴承部16a、17a保持于壳体10。

上述压缩机构20具备摆动衬套27作为将环状活塞22与叶片23相互可动地连接起来的连接部件。环状活塞22形成为圆环的一部分断开的C型形状。上述叶片23固定于外侧气缸24和内侧气缸25，且构成为，在气缸室C1、C2的径向线上，从气缸室C1、C2的内周侧的壁面(内侧气缸25的外周面)到外周侧的壁面(外侧气缸24的内周面)贯穿环状活塞22的断开部位而延伸。另外，摆动衬套27利用环状活塞22的断开部位将该环状活塞22与叶片23连接起来。此外，如图2所示，叶片23可以与外侧气缸24和内侧气缸25形成为一体，也可以作为单独的部件安装于两气缸24、25。此外，叶片23也可以安装成在该叶片23的长度方向上移动。

外侧气缸24的内周面和内侧气缸25的外周面是彼此同心配置的圆筒面，在它们之间形成有上述气缸室C1、C2。上述环状活塞22的外周面的直径形成为小于外侧气缸24的内周面的直径，上述环状活塞22的内周面的直径形成为大于内侧气缸25的外周面的直径。由此，在环状活塞22的外周面与外侧气缸24的内周面之间形成有外侧气缸室C1，在环状活塞22的内周面与内侧气缸25的外周面之间形成有内侧气缸室C2。

另外，环状活塞22和气缸21在环状活塞22的外周面与外侧气缸24的内周面在一点实质上接触的状态(虽然严密来讲存在精密级的间隙，但是不会存在制冷剂从该间隙中泄漏的问题的状态)下，在相位与该接点相差180°的位置上，环状活塞22的内周面与内侧气缸25的外周面在一点实质上接触。

上述摆动衬套27由下列部分构成：相对于叶片23位于高压室C1-Hp、C2-Hp侧的排出侧衬套27A；和相对于叶片23位于低压室C1-Lp、C2-Lp侧的吸入侧衬套27B。排出侧衬套27A和吸入侧衬套27B形成为同一形状，它们的剖面形状都是大致半圆形，且排出侧衬套27A和吸入侧衬套27B以平坦面彼此相对的方式配置。另外，两衬套27A、27B的相对面之间的空间构成叶片槽28。

叶片23被***到该叶片槽28中，摆动衬套27A、27B的平坦面(第二滑动面P2：参照图2(C))与叶片23实质上进行面接触，圆弧状的外周面(第一滑动面P1)与环状活塞22实质上进行面接触。摆动衬套27A、27B构成为，在将叶片23夹在叶片槽28中的状态下，叶片23沿该叶片23的面方向在叶片槽28内进退。同时，摆动衬套27A、27B构成为与叶片23一体地相对于环状活塞22摆动。因此，上述摆动衬套27构成为，上述叶片23与环状活塞22可以以该摆动衬套27的中心点为摆动中心而相对地摆动，并且上述叶片23可以相对于环状活塞22在该叶片23的面方向进退。

此外，虽然在该实施方式中说明了两衬套27A、27B分开设置的例子，但是两衬套27A、27B也可以是在局部连接的一体结构。

在以上的结构中，当驱动轴33旋转时，在外侧气缸24和内侧气缸25中，叶片23在叶片槽28内进退，同时以摆动衬套27的中心点为摆动中心地进行摆动。通过该摆动动作，环状活塞22和气缸21的接触点从图2中的(A)图向(D)图依次移动。这时，上述外侧气缸24和内侧气缸25绕驱动轴33公转，但是不进行自转。

在上部外壳16上，在吸入管14的下方位置形成有吸入口41。该吸入口41从内侧气缸室C2跨越形成在外侧气缸24的外周的吸入空间42且形成为长孔状。该吸入口41沿上部外壳16的轴向贯通该上部外壳16，并将气缸室C1、C2的低压室C1-Lp、C2-Lp和吸入空间42与上部外壳16的上方空间(低压空间S1)连通。另外，在外侧气缸24中形成有将上述吸入空间42与外侧气缸室C1的低压室C1-Lp连通的贯通孔43，在环状活塞22中形成有将外侧气缸室C1的低压室C1-Lp与内侧气缸室C2的低压室C2-Lp连通的贯通孔44。

此外，对于上述外侧气缸24和环状活塞22，可以将它们与上述吸入口41对应的部位的上端部如图1中的虚线所示那样进行倒角而形成楔形。这样，能够高效地进行制冷剂向低压室C1-Lp、C2-Lp的吸入。

在上部外壳16上形成有排出口45、46。这些排出口45、46分别沿上部外壳16的轴向贯通该上部外壳16。排出口45的下端以面向外侧气缸室C1的高压室C1-Hp的方式开口，排出口46的下端以面向内侧气缸室C2的高压室C2-Hp的方式开口。另一方面，这些排出口45、46的上端通过开闭该排出口45、46的排出阀(针簧片阀)47、48而与排出空间49连通。

该排出空间49形成在上部外壳16与盖板18之间。在上部外壳16和下部外壳17中形成有排出通道49a，该排出通道49a从排出空间49连通到下部外壳17的下方空间(高压空间S2)。

另一方面，在上述下部外壳17上设有密封圈29。该密封圈29填装在下部外壳17的环状槽17b中，并压接在气缸21的端板26的下表面上。另外，在气缸21和下部外壳17的接触面上，将高压的润滑油导入密封圈29的径向内侧部分。通过以上所述那样，上述密封圈29构成柔性机构，该柔性机构利用上述润滑油的压力来缩小环状活塞22的下端面与气缸21的端板26之间的轴向间隙。

运转动作

下面，说明该压缩机1的运转动作。

当起动电动机30时，转子32的旋转通过驱动轴33传递至压缩机构20的外侧气缸24和内侧气缸25。这样，叶片23在摆动衬套27A、27B之间进行往复运动(进退动作)，并且叶片23与摆动衬套27A、27B成为一体，并相对于环状活塞22进行摆动动作。这时，摆动衬套27A、27B利用滑动面P1、P2与环状活塞22和叶片23实质上进行面接触。另外，外侧气缸24和内侧气缸25在相对于环状活塞22摆动的同时进行公转，从而使压缩机构20进行预定的压缩动作。

具体来讲，在外侧气缸室C1中，在图2(D)的状态下，低压室C1-Lp的容积几乎最小，驱动轴33从该状态向图中的右侧旋转而向图2(A)、图2(B)、图2(C)的状态变化，随之，该低压室C1-Lp的容积增大，这时，制冷剂通过吸入管14、低压空间S1和吸入口41被吸入到该低压室C1-Lp中。这时，制冷剂不仅从吸入口41被直接吸入到低压室C1-Lp中，而且该制冷剂的一部分从吸入口41进入吸入空间42中，并从吸入空间42通过贯通孔43被吸入到低压室C1-Lp中。

当驱动轴33旋转而再次变成图2(D)的状态时，制冷剂向上述低压室C1-Lp的吸入结束。另外，该低压室C1-Lp这次变成压缩制冷剂的高压室C1-Hp，并隔着叶片23形成新的低压室C1-Lp。当驱动轴33继续旋转时，在上述低压室C1-Lp中反复进行制冷剂的吸入，另一方面，高压室C1-Hp的容积减小，制冷剂在该高压室C1-Hp中被压缩。当高压室C1-Hp的压力达到预定值且与排出空间49的压差达到设定值时，通过该高压室C1-Hp的高压制冷剂把排出阀47打开，从而高压制冷剂从排出空间49通过排出通道49a向高压空间S2流出。

在内侧气缸室C2中，在图2(B)的状态下，低压室C2-Lp的容积几乎最小，驱动轴33从该状态向图中的右侧旋转而向图2(C)、图2(D)、图2(A)的状态变化，随之，该低压室C2-Lp的容积增大，这时，制冷剂通过吸入管14、低压空间S1和吸入口41被吸入到该低压室C2-Lp中。这时，制冷剂不仅从吸入口41直接被吸入到低压室C2-Lp中，而且该制冷剂的一部分从吸入口41进入吸入空间42，并从吸入空间42通过贯通孔43、外侧气缸室的低压室C1-Lp和贯通孔44而被吸入到内侧气缸室C2的低压室C2-Lp中。

当驱动轴33旋转一圈而再次变成图2(B)的状态时，制冷剂向上述低压室C2-Lp的吸入结束。另外，该低压室C2-Lp这次变成压缩制冷剂的高压室C2-Hp，并隔着叶片23形成新的低压室C2-Lp。当驱动轴33继续旋转时，在上述低压室C2-Lp中反复进行制冷剂的吸入，另一方面，高压室C2-Hp的容积减小，制冷剂在该高压室C2-Hp中被压缩。当高压室C2-Hp的压力达到预定值且与排出空间49的压差达到设定值时，通过该高压室C2-Hp的高压制冷剂把排出阀48打开，从而高压制冷剂从排出空间49通过排出通道49a向高压空间S2流出。

这样在外侧气缸室C1和内侧气缸室C2中被压缩并向高压空间S2流出的高压制冷剂从排出管15排出，在制冷剂回路中经过冷凝行程、膨胀行程和蒸发行程后，再次被吸入到压缩机1中。

实施方式一的效果

在该实施方式一中，设置摆动衬套27作为连接环状活塞22和叶片23的连接部件，该摆动衬套27构成为利用滑动面P1、P2与环状活塞22和叶片23实质上进行面接触，所以能够防止在运转时环状活塞22和叶片23发生磨损，或者它们的接触部烧结。

另外，由于这样设置摆动衬套27，使摆动衬套27与环状活塞22和叶片23进行面接触，所以接触部的密封性也优异。因此，在外侧气缸室C1和内侧气缸室C2中，都能够防止制冷剂从高压室C1-Hp、C2-Hp向低压室C1-Lp、C2-Lp泄漏而使压缩效率下降。

另外，根据该实施方式的压缩机1，由于伴随外侧气缸室C1中的压缩动作的转矩变动与伴随内侧气缸室C2中的压缩动作的转矩变动的相位差错开180°，所以与单气缸式的压缩机相比，合计的转矩曲线的振幅变小。如果该振幅较大则压缩机1的振动或噪音就成为问题，但是在本实施方式中也能够防止那样的问题。另外，由于是噪音小的结构，所以也不需要隔音材料，从而也具有降低成本的效果。

另外，在压缩机构二级重叠的以往的双气缸式压缩机(例如，参照日本特开2000-161276号公报)中，结构复杂，成本也高，但是在该实施方式的压缩机1中，能够通过设在一个压缩机构20中的两个气缸室C1、C2获得与上述双气缸机相同的性能，而且也能够简化结构，还可以抑制成本。另外，在该实施方式中，与压缩机构二级重叠的双气缸机相比，能够缩短轴承之间的跨度(span)，所以驱动轴的挠度减小，从而动作稳定。

另外，根据该实施方式的结构，在因运转条件的变化而从制冷剂回路的蒸发器向压缩机1产生液体回流的情况下，如果气缸室C1、C2的高压室C1-Hp、C2-Hp的高压压力异常上升，则通过密封圈29变形使气缸21向下方移位。由此，能够使液体制冷剂从高压室C1-Hp、C2-Hp向低压室C1-Lp、C2-Lp泄漏，所以也能够防止液体压缩。其结果，压缩机构20出现故障的可能性降低，从而使可靠性得到提高。

另外，根据该实施方式一，由于叶片23与气缸21设置成一体，且叶片23的两端保持于气缸21，所以在运转中不易向叶片23施加异常的集中负荷，从而不易产生应力集中。因此，滑动部不易受到损伤，从这点来看，机构的可靠性也得到提高。

另外，在图14～图16中所示的现有的结构中，使用十字轴机构作为用于使环状活塞22不自转而只进行偏心旋转的自转阻止机构，在本实施方式一中，通过摆动衬套27将环状活塞22和叶片23连接起来本身就成为环状活塞的自转阻止机构，不需要专用的自转阻止机构，所以可以进行紧凑的设计。

实施方式一的变形例

(第一变形例)

图3表示实施方式一的第一变形例。

该变形例是不使用端板26来构成气缸21的例子。具体来讲，气缸21是外侧气缸24、内侧气缸25和叶片23一体化的气缸。另外，在该例中，不设置图1中所示的密封圈29。

如果这样构成，则能够进一步简化气缸21的结构，可以实现压缩机构20的小型化。

此外，由于其他构成、作用和效果与实施方式一相同，所以省略具体的说明。

(第二变形例)

第二变形例是摆动衬套27的圆弧状外周面的直径尺寸D大于环状活塞22的壁厚尺寸T的例子。在该情况下，所谓“环状活塞22的壁厚尺寸”是指环状活塞22的外周面的半径尺寸与内周面的半径尺寸的差。

在此，如表示环状活塞22位于下止点位置时的比较例的图4(A)和表示环状活塞22位于上止点位置时的该比较例的图4(B)所示，如果摆动衬套27的直径尺寸D与环状活塞22的壁厚尺寸T相同，则为了不妨碍在环状活塞22进行偏心旋转运动时的叶片23的动作(参照图4(A)的假想线)，需要在环状活塞22上设置切口部22a。在该情况下，上述切口部22a中的空间成为无效容积Ds，即使高压室C1-Hp、C2-Hp中的压缩行程结束，高压气体也不排出而残留在上述切口部22a中。其结果，残留在该无效容积Ds中的高压气体在下面的吸入行程开始时漏入低压室C1-Lp、C2-Lp中并再次膨胀，从而导致效率下降。

另一方面，在该变形例中，如环状活塞22位于下止点位置的图5(A)和位于上止点位置的图5(B)所示，使摆动衬套27的直径尺寸D大于环状活塞22的壁厚尺寸T，所以只通过在环状活塞22上设置倒角部27a就能够减小无效容积Ds。因此，能够减少偏心旋转型活塞机构20作为压缩机构的情况下的再膨胀损失，从而提高运转的效率。

这样，根据第二变形例，在由摆动衬套27将环状活塞22和叶片23连接起来的情况下，摆动衬套27能够形成为在压缩机构20的效率方面特别优异的结构。

(第三变形例)

第三变形例是使摆动衬套27的摆动中心向比环状活塞22的壁厚的中心更靠径向内侧的位置移位的例子。

在此，如表示环状活塞22位于下止点位置时的比较例的图6(A)和表示环状活塞22位于上止点位置时的该比较例的图6(B)所示，如果使摆动衬套27的中心与环状活塞22的壁厚的中心一致，并且使用在两侧具有相同的倒角部27a的对称型的摆动衬套27，则在环状活塞22的内侧产生无效容积Ds，再膨胀损失成为问题。反过来说，如果要在使摆动衬套27的中心与环状活塞22的壁厚的中心一致的情况下减少再膨胀损失，则需要只减小环状活塞22的内侧的上述倒角部27a的、装配作业麻烦的非对称形状的摆动衬套27。

与此相对，在该变形例中，如环状活塞22位于下止点位置的图7(A)和位于上止点位置的图7(B)所示，使摆动衬套27的中心向比环状活塞22的壁厚的中心更靠径向内侧的位置移位，所以即使在使用对称型的摆动衬套27的情况下也可以几乎不产生无效容积Ds。由此，能够简单地减少再膨胀损失，从而提高运转的效率。

这样，根据第三变形例，与第二实施例相同，在由摆动衬套27将环状活塞22和叶片23连接起来的情况下，摆动衬套27能够形成为在压缩机构20的效率方面特别优异的构成。

另外，即使不使用非对称形状的摆动衬套27，而使用对称型的摆动衬套27，也能够降低再膨胀损失，所以也能够简单地避免机构的误装配。即，在使用非对称形状的摆动衬套27的情况下，有可能因为安装朝向的错误而进行误装配，但是在该例中，由于使用对象形状的摆动衬套27，所以不存在误装配，也不需要用于防止误装配的麻烦的作业。

《发明的实施方式二》

本发明的实施方式二是压缩机构20和电动机30在壳体10内的配置与实施方式一不同的例子。

如图8所示，在该实施方式二中，将压缩机构20配置在壳体10内的下部，将电动机30配置在上部。压缩机构20构成在固定于壳体10的下部的上部外壳16和下部外壳17之间，环状活塞22与上部外壳16形成为一体。外侧气缸24、内侧气缸25和端板26形成为一体，内侧气缸25滑动自如地嵌合在驱动轴33的偏心部33a上，从而将气缸21保持在上部外壳16和下部外壳17之间。另外，在上部外壳16和下部外壳17上分别形成有支承驱动轴33的轴承部16a、17a。

在上述壳体10的躯体部11上设有吸入管14，在上部端板12上设有排出管15。另外，在上部外壳16中形成有：吸入空间42，该吸入空间42通过吸入口41与上述吸入管14连通；和吸入通道42a，该吸入通道42a从该吸入空间42与外侧气缸室C1的低压室C1-Lp和内侧气缸室C2的低压室C2-Lp连通。另外，吸入空间42通过外侧气缸24的贯通孔43与外侧气缸室C1的低压室C1-Lp连通，并且通过环状活塞22的贯通孔44与内侧气缸室C2的低压室C2-Lp连通。

在上部壳体16上设有外侧气缸室C1的排出口45和内侧气缸室C2的排出口46，在排出口45上安装有排出阀47，在排出口46上安装有排出阀48。

在上部壳体16上设有覆盖这些排出口45、46的排出盖(消音部件)。在该排出盖50和上部壳体16之间形成有排出空间49。该排出空间49通过设在排出盖50的中心部的开口50a与该排出盖50的上方的空间连通。

在该实施方式二中，其他结构与实施方式一相同。因此，对于除上述以外的结构，在此省略具体的说明。

在该实施方式二中，也与上述实施方式一相同，设置摆动衬套27作为连接环状活塞22和叶片23的连接部件，该摆动衬套27构成为利用滑动面P1、P2与环状活塞22和叶片23实质上进行面接触。因此，能够防止在运转时环状活塞22和叶片23发生磨损，或者它们的接触部烧结。

另外，由于摆动衬套27与环状活塞22和叶片23进行面接触，所以在接触部的密封性优异这一点上也与实施方式一相同。因此，在外侧气缸室C1和内侧气缸室C2中，都能够防止制冷剂从高压室C1-Hp、C2-Hp向低压室C1-Lp、C2-Lp泄漏而使压缩效率下降。

另外，能够通过减小合计的转矩曲线的振幅来实现低振动化和低噪音化以及成本降低，而且与现有的双气缸机相比，能够实现结构的简化并防止液体压缩等，可以获得与实施方式一相同的效果。

另外，在该实施方式中，将压缩机构20配置在壳体10内的下部，从而使机构的滑动部位于油槽的附近，所以还具有容易进行润滑的优点。

《发明的实施方式三》

本发明的实施方式三是压缩机构20的局部结构与实施方式一不同的例子。

在该实施方式三中，如图9所示，使压缩机构20自身的上下关系与实施方式一相反，并且改变了吸入结构。具体来讲，通过用端板26将外侧气缸24与内侧气缸25的上端连接起来而将气缸21构成为一体。另外，环状活塞22与下部外壳17形成为一体。密封圈29填装在形成于上部外壳16的环状槽16b中，并压接在气缸21的端板26的上表面上。

吸入管14横向设置于壳体10的躯体部11，在下部外壳17上形成有与该吸入管14连通的吸入口41。另外，在下部外壳17上形成有：与吸入口41连通的吸入空间42；和吸入通道42a，该吸入通道42a从该吸入空间42与外侧气缸室C1的低压室C1-Lp和内侧气缸室C2的低压室C2-Lp连通。该吸入空间42通过外侧气缸24的贯通孔43与外侧气缸室C1的低压室C1-Lp连通，并且通过环状活塞22的贯通孔44与内侧气缸室C2的低压室C2-Lp连通。

排出口45、46设在下部壳体17上。另外，在外侧气缸室C1的排出口45上安装有排出阀47，在内侧气缸室C2的排出口46上安装有排出阀48。另外，在下部壳体17的下表面设有盖板18，在该下部壳体17与盖板18之间形成有排出空间49。该排出空间49通过未图示的排出通道与压缩机构20的下方的高压空间S2连通。

其他结构与上述实施方式一相同。

在该实施方式三中，与上述各实施方式相同，设置摆动衬套27作为连接环状活塞22和叶片23的连接部件，该摆动衬套27构成为利用滑动面P1、P2与环状活塞22和叶片23实质上进行面接触。因此，能够防止在运转时环状活塞22和叶片23发生磨损，或者它们的接触部烧结。

另外，由于摆动衬套27与环状活塞22和叶片23进行面接触，所以在接触部的密封性优异这一点上也与上述各实施方式相同。因此，在外侧气缸室C1和内侧气缸室C2中，都能够防止制冷剂从高压室C1-Hp、C2-Hp向低压室C1-Lp、C2-Lp泄漏而使压缩效率下降。

另外，能够通过减小合计的转矩曲线的振幅来实现低振动化和低噪音化以及成本降低，而且与现有的双气缸机相比，能够实现结构的简化并防止液体压缩等，可以获得与上述各实施方式相同的效果。

《发明的实施方式四》

相对于实施方式1～3中将环状活塞22形成为固定侧、将气缸21形成为可动侧的例子，本发明的实施方式四是将气缸21形成为固定侧、将环状活塞22形成为可动侧的例子。

如图10所示，在该实施方式四中，与实施方式一相同，压缩机构20配置在壳体10内的上部。与上述各实施方式相同，该压缩机构20构成在上部外壳16和下部外壳17之间。

另一方面，与上述各实施方式不同，在上部外壳16上设置外侧气缸24和内侧气缸25。这些外侧气缸24和内侧气缸25与上部外壳16一体化而构成气缸21。

在上部外壳16和下部外壳17之间保持有环状活塞22。该环状活塞22与端板26一体化。在该端板26上设有滑动自如地嵌合在驱动轴33的偏心部33a上的轴套(hub)26a。因此，在该结构中，当驱动轴33旋转时，环状活塞22在气缸室C1、C2内进行偏心旋转运动。此外，与上述各实施方式相同，叶片23与气缸21一体化。

在上部外壳16上形成有：吸入口41，该吸入口41从壳体10内的压缩机构20的上方的低压空间S1与外侧气缸室C1和内侧气缸室C2连通；以及外侧气缸室C1的排出口45和内侧气缸室C2的排出口46。另外，在上述轴套26a和内侧气缸25之间形成有与上述吸入口41连通的吸入空间42，在内侧气缸25中形成有贯通孔44，在环状活塞22中形成有贯通孔43。另外，可以在环状活塞22和内侧气缸25的上端部，对与吸入口41对应的部位如虚线所示那样进行倒角。

在压缩机构20的上方设有盖板18，在上部壳体16与盖板18之间形成有排出空间49。该排出空间通过形成于上部外壳16和下部外壳17的排出通道49a与压缩机构20的下方的高压空间S2连通。

在该实施方式四中，也与上述各实施方式相同，设置摆动衬套27作为连接环状活塞22和叶片23的连接部件，该摆动衬套27构成为利用滑动面P1、P2与环状活塞22和叶片23实质上进行面接触。因此，能够防止在运转时环状活塞22和叶片23发生磨损，或者它们的接触部烧结。

另外，由于摆动衬套27与环状活塞22和叶片23进行面接触，所以在接触部的密封性优异这一点上也与上述各实施方式相同。因此，在外侧气缸室C1和内侧气缸室C2中，都能够防止制冷剂从高压室C1-Hp、C2-Hp向低压室C1-Lp、C2-Lp泄漏而使压缩效率下降。

另外，能够通过减小合计的转矩曲线的振幅来实现低振动化和低噪音化以及成本降低，而且与现有的双气缸机相比，能够实现结构的简化并防止液体压缩等，可以获得与上述各实施方式相同的效果。

《发明的实施方式五》

本发明的实施方式五是在形成于环状活塞22的外侧的外侧气缸室C1、和形成于该环状活塞22的内侧的内侧气缸室C2中，吸入结束角度不同的例子。

在该实施方式五中，作为吸入结构，如已经说明的图8和图9所示那样，将制冷剂从横向安装在壳体10的躯体部11的吸入管14和吸入空间42，通过外侧气缸24的贯通孔43和内侧气缸25的贯通孔44，吸入至外侧气缸室C1和内侧气缸室C2中。

另外，如图11所示，具有如下结构，即，外侧气缸24的贯通孔43与内侧气缸25的贯通孔44相比，在周方向上形成在更宽的范围内，并且在外侧气缸室C1中的吸入行程的结束位置(压缩行程的开始位置)比在内侧气缸室C2中慢。即，外侧气缸室C2的吸入结束角度大于内侧气缸室C1的吸入结束角度。

如果这样构成，则与上述各实施方式相比，能够减小外侧气缸室C1的压缩容积。由此，可以减小位于环状活塞22的外周侧的外侧气缸室C1的压缩容积与位于该环状活塞22的内周侧的内侧气缸室C2的容积容积的差。因此，伴随外侧气缸室C1中的压缩动作的转矩变动的振幅与伴随内侧气缸室C2中的压缩动作的转矩变动的振幅的差减小，所以可以使整体的转矩变动变得比上述各实施方式更小。因此，可以进一步提高低振动化、低噪音化的优点。

此外，也能够获得与上述各实施方式相同的其他效果。

《发明的实施方式六》

本发明的实施方式六是在压缩机构20的外周设置有绝热空间S3的例子。

具体来讲，如图12所示，不设置上述实施方式一(图1)中的形成于外侧气缸24的贯通孔43和形成于环状活塞22的贯通孔44，而是使外侧气缸24的周围的空间作为低压的绝热空间S3。即，在该实施方式六中，使实施方式一的吸入空间42作为低压制冷剂所滞留的绝热空间S3而发挥作用。

其他结构与实施方式一相同。

如果这样构成，则高压空间S2的热量不易传递至吸入压缩机构20中的低压制冷剂，因此能够防止因吸入过热损失而导致性能降低。

《发明的实施方式七》

如图13所示，本发明的实施方式七是将壳体10的内部的压缩机构20的下方的空间作为低压空间S1，将该压缩机构20的上方的空间作为高压空间S2的例子。以下，主要说明与实施方式一的不同点。

在该压缩机1中，在壳体10的躯体部11设置贯通该躯体部11的吸入管14，在上部端板12上设置贯通该端板12的排出管15。

另外，上述驱动轴33的下端部被轴承部件19支承。

关于压缩机构20，吸入结构、排出结构和柔性机构与实施方式一不同。

首先，在下部外壳17上形成有向压缩机构20的下方的空间(低压空间S1)开放的吸入口41。另外，在上部外壳16上形成有：与吸入口41连通的吸入空间42；和吸入通道42a，该吸入通道42a从该吸入空间42与外侧气缸室C1的低压室C1-Lp和内侧气缸室C2的低压室C2-Lp连通。在外侧气缸24中形成有使上述吸入空间42与外侧气缸室C1的低压室C1-Lp连通的贯通孔43，在环状活塞22中形成有使外侧气缸室C1的低压室C1-Lp与内侧气缸室C2的低压室C2-Lp连通的贯通孔44，这一点与上述实施方式一相同。

另外，与上述实施方式一相同，在上部外壳16上形成有排出口45、46。这些排出口45、46分别沿上部外壳16的轴向贯通该上部外壳16。排出口45的下端以面向外侧气缸室C1的高压室C1-Hp的方式开口，排出口46的下端以面向内侧气缸室C2的高压室C2-Hp的方式开口。另一方面，这些排出口45、46的上端通过开闭该排出口45、46的排出阀(针簧片阀)47、48而与排出空间49连通。

该排出空间49形成在上部外壳16与盖板18之间。排出空间49是在压缩机构20的上方在周方向上连续的空间，且通过盖板18的开口18a与该盖板18的上方的高压空间S2连通。上述排出管15的下端向该高压空间S2开放。

在上述环状活塞22中形成有从该环状活塞22的上端面贯通至下端面的活塞侧高压导入通道36a，在气缸21的端板26中形成有从该端板26的上端面贯通至下端面的气缸侧高压导入通道36b。通过使活塞侧高压导入通道36a的下端形成为大径，而使该活塞侧高压导入通道36a和气缸侧高压导入通道36b在压缩机构20的动作中也相互连通，从而将上述排出空间49的高压压力导入至下部外壳17和端板26的接触面。

在下部外壳17上设有：位于气缸侧高压导入通道36b的径向内侧的内侧密封圈29a；和位于气缸侧高压导入通道36b的径向外侧的外侧密封圈29b。这些密封圈29a、29b填装在下部外壳17的环状槽17b、17c中。由此，构成柔性机构，该柔性机构利用两密封圈29a、29b之间的压力来缩小可能会在气缸21与环状活塞22之间产生的轴向间隙。

另一方面，设置上下贯通上部外壳16和下部外壳17的回油管(回油通道)37。该回油管37由毛细管构成。在从压缩机构20排出的排出气体中含有润滑油，但是该润滑油在上述高压空间S1中与制冷剂分离，并贮留在上部壳体16的上表面。然后，通过上述高压空间S2和低压空间S1之间的压差，使该润滑油通过回油管37返回到壳体10的底部。

在该实施方式中，从吸入管14吸入到壳体10的低压空间S1内的制冷剂在通过吸入口41和吸入空间42之后，分支为通过吸入通道42a的路径和通过贯通孔43、44的路径，然后被吸入到气缸室C1、C2中。制冷剂在压缩机构20中被压缩后，从排出空间49通过盖板18的开口18a流出至高压空间S2。

这样被压缩机构20压缩然后向高压空间S2流出的高压制冷剂从排出管15向壳体10的外部排出，在制冷剂回路中经过冷凝行程、膨胀行程和蒸发行程之后，再次被吸入到压缩机1中。此外，从压缩机构20排出的制冷剂中所含有的润滑油在高压空间S2内与制冷剂分离，并通过回油管37滴入低压空间S1，然后返回到壳体10的下部的油槽。

在该实施方式中，由于使压缩机构20的下方为低压空间S1，并将电动机30配置在该低压空间S1中，所以能够利用低压气体对电动机30有效地进行冷却。因此，即使在使压缩机1大容量化的情况下，也可以抑制电动机30的性能下降，所以运转的效率得到提高。

另外，由于来自压缩机构30的排出气体在流入高压空间S2后从排出管15排出，所以在该高压空间S2中，能够分离排出气体中所含有的润滑油。另外，该润滑油通过回油管37返回至壳体10内的油槽中。因此，能够防止制冷剂回路内的油的循环量增加，反过来说，能够防止压缩机1的内部的润滑油不足。另外，不需要专用的分油器来防止压缩机1的润滑油不足。

另外，由于在壳体10内夹着压缩机构20形成两个空间，一个作为低压空间S1，另一个作为高压空间S2，所以能够以简单的结构设置低压空间S1和高压空间S2。因此，能够防止压缩机1的结构复杂化和大型化。

另外，由于在压缩机构20的下方形成低压空间S1，在压缩机构20的上方形成高压空间S2，所以，即使在制冷剂回路中因运转条件的变化而产生液体回流时，由于液体制冷剂不被吸入到压缩机构20中所以也能够防止液体压缩。

换言之，根据该实施方式的结构，即使在因运转条件的变化而从制冷剂回路的蒸发器向压缩机1产生液体回流的情况下，由于制冷剂暂时被导入到低压空间S1中，所以此处液体就与气体分离，从而能够只将气体吸入到气缸室C1、C2中。因此，压缩机1具有蓄积器(accumulator)的功能，所以不需要另外设置蓄积器作为制冷剂回路的结构要素。

《其他实施方式》

本发明关于上述实施方式也可以具有以下的结构。

例如，可以如图14所示那样构成摆动衬套27A、27B。在该例中，排出侧衬套27A和吸入侧衬套27B形成为宽度尺寸相互不同的形状。具体来讲，摆动衬套27A、27B的圆弧状外周面的中心相对于叶片23的中心向吸入侧偏离(排出侧衬套27A的圆弧状外周面的半径R1和吸入侧衬套27B的圆弧状外周面的半径R2是相同的尺寸)，吸入侧衬套27B的宽度形成为大于排出侧衬套27A的宽度。这是基于以下原因。

首先，作为吸入侧衬套27B的周围空间的外侧气缸室C1的低压室C1-Lp和内侧气缸室C2的低压室C2-Lp都始终是低压空间，在两空间C1-Lp和C2-Lp之间几乎不产生压力差。另一方面，作为排出侧衬套27A的周围空间的外侧气缸室C1的高压室C1-Hp和内侧气缸室C2的高压室C2-Hp的压力都从低压变动至高压，所以在两空间C1-Hp和C2-Hp之间产生相当大的压力差。因此，高压侧衬套27A受到图中的向上或向下的压力，由此，在该高压侧衬套27A与环状活塞22的圆弧状的接触面上作用有负荷。因此，在高压侧衬套27A较大的情况下，上述接触面的负荷较大，但在该例中，由于高压侧衬套27A的宽度较小，所以能够抑制该接触面的负荷。

另外，可以如图15所示那样构成摆动衬套27A、27B。在该例中，叶片23的中心与摆动衬套27A、27B的圆弧状外周面的中心一致，但是排出侧衬套27A的圆弧状外周面的半径R1和吸入侧衬套27B的圆弧状外周面的半径R2不同。即，通过使吸入侧衬套27B的圆弧状外周面的半径R2大于排出侧衬套27A的圆弧状外周面的半径R1，从而使吸入侧衬套27B的宽度大于排出侧衬套27A的宽度。这样，由于与上述相同的原因，能够抑制作用于高压侧衬套27A和环状活塞22的圆弧状的接触面上的负荷。

另一方面，在上述各实施方式中，在将环状活塞22形成为圆环的一部分断开的C型形状、并使叶片23贯穿该断开部位的结构中，通过摆动衬套27将环状活塞22和叶片23连接起来，但相反地，也可以在将环状活塞22形成为圆环、将叶片23分开为两个的结构中，将环状活塞22与叶片23相互可动地连接起来，并使环状活塞22与叶片23在该连接部位进行面接触。在该情况下，在进行面接触的部位，也不易产生磨损、烧结和气体泄漏。

另外，在上述各实施方式中，叶片23配置为位于气缸室C1、C2的径向线上，但是叶片23也可以配置为相对于气缸室C1、C2的径向线部分倾斜。

另外，在上述各实施方式中，说明了压缩机作为本发明的流体机械的情况，但是本发明也能够应用于将高压制冷剂等气体导入气缸室中、并通过该气体的膨胀来产生旋转轴的驱动力的膨胀机，也能够应用于泵。

另外，驱动机构30不一定收纳在壳体10的内部，也可以从壳体10的外部对压缩机构(偏心旋转型活塞机构)20进行驱动。

此外，上述实施方式本质上是优选的例示，并不限制本发明、其应用物、或者其用途的范围。

如上所述，本发明对于旋转式流体机械非常有用，该旋转式流体机械具有偏心旋转型活塞机构，该偏心旋转型活塞机构构成为，在气缸21所具有环状的气缸室C1、C2的内部配置有将该气缸室C1、C2分隔为外侧气缸室C1和内侧气缸室C2的环状活塞22，并且气缸21和环状活塞22相对地进行偏心旋转运动，另外该气缸室C1、C2被叶片23分隔为第一室C1-Hp、C2-Hp和第二室C1-Lp、C2-Lp。

Claims (15)

1、一种旋转式流体机械，该旋转式流体机械具备：

偏心旋转型活塞机构(20)，所述偏心旋转型活塞机构(20)具有：气缸(21)，该气缸(21)具有环状的气缸室(C1、C2)；环状活塞(22)，该环状活塞(22)相对于该气缸(21)偏心地收纳在气缸室(C1、C2)中，且将气缸室(C1、C2)分隔为外侧气缸室(C1)和内侧气缸室(C2)；以及叶片(23)，该叶片(23)配置在上述气缸室(C1、C2)中，且将各气缸室(C1、C2)分隔为第一室(C1-Hp、C2-Hp)和第二室(C1-Lp、C2-Lp)，气缸(21)和环状活塞(22)相对地进行偏心旋转运动；

驱动该偏心旋转型活塞机构(20)的驱动机构(30)；和

收纳该偏心旋转型活塞机构(20)的壳体(10)；

其特征在于，

上述叶片(23)设于气缸(21)，

所述旋转式流体机械具备连接部件(27)，该连接部件(27)将上述环状活塞(22)和叶片(23)相互可动地连接起来，

上述连接部件(27)具备：相对于环状活塞(22)的第一滑动面(P1)；和相对于叶片(23)的第二滑动面(P2)。

2、根据权利要求1所述的旋转式流体机械，其特征在于，

环状活塞(22)形成为圆环的一部分断开的C型形状，

叶片(23)构成为，从环状的气缸室(C1、C2)的内周侧的壁面到外周侧的壁面贯穿环状活塞(22)的断开部位而延伸，

连接部件(27)是摆动衬套(27)，具有：将上述叶片(23)保持成可以进退的叶片槽(28)；和摆动自如地保持于上述环状活塞(22)的断开部位的圆弧状外周面。

3、根据权利要求2所述的旋转式流体机械，其特征在于，

摆动衬套(27)的圆弧状外周面的直径尺寸大于环状活塞(22)的壁厚尺寸。

4、根据权利要求2所述的旋转式流体机械，其特征在于，

摆动衬套(27)的摆动中心向比环状活塞(22)的壁厚的中心更靠径向内侧的位置移位。

5、根据权利要求1所述的旋转式流体机械，其特征在于，

环状活塞(22)固定在壳体(10)上，另一方面，

气缸(21)连接在驱动机构(30)上。

6、根据权利要求1所述的旋转式流体机械，其特征在于，

气缸(21)固定在壳体(10)上，另一方面，

环状活塞(22)连接在驱动机构(30)上。

7、根据权利要求1所述的旋转式流体机械，其特征在于，

气缸(21)具备：形成气缸室(C1、C2)的外侧气缸(24)和内侧气缸(25)；

以及与外侧气缸(24)和内侧气缸(25)的轴向端部连接的端板(26)，

外侧气缸(24)、内侧气缸(25)和端板(26)一体化。

8、根据权利要求7所述的旋转式流体机械，其特征在于，

所述旋转式流体机械具备缩小环状活塞(22)的端面与端板(26)之间的轴向间隙的柔性机构(29)。

9、根据权利要求1所述的旋转式流体机械，其特征在于，

气缸(21)具备形成气缸室(C1、C2)的外侧气缸(24)和内侧气缸(25)，外侧气缸(24)、内侧气缸(25)和叶片(23)一体化。

10、根据权利要求1所述的旋转式流体机械，其特征在于，

驱动机构(30)具备电动机(30)和与该电动机(30)连接的驱动轴(33)，

上述驱动轴(33)具备从旋转中心偏心的偏心部(33a)，该偏心部(33a)与气缸(21)或环状活塞(22)连接，

上述驱动轴(33)的偏心部(33a)的轴向两侧部分通过轴承部(16a、17a)保持在壳体(10)上。

11、根据权利要求1所述的旋转式流体机械，其特征在于，

形成在环状活塞(22)的外侧的外侧气缸室(C1)和形成在该环状活塞(22)的内侧的内侧气缸室(C2)的吸入结束角度不同。

12、根据权利要求11所述的旋转式流体机械，其特征在于，

外侧气缸室(C1)的吸入结束角度大于内侧气缸室(C2)的吸入结束角度。

13、根据权利要求1所述的旋转式流体机械，其特征在于，

在偏心旋转型活塞机构(20)的外周设置有绝热空间(S3)。

14、根据权利要求1所述的旋转式流体机械，其特征在于，

偏心旋转型活塞机构(20)是吸入并压缩流体的压缩机构。

15、根据权利要求14所述的旋转式流体机械，其特征在于，

驱动机构(30)由驱动压缩机构(20)的电动机构成，

壳体(10)构成为收纳上述压缩机构(20)和电动机(30)，

在上述壳体(10)内形成有：与压缩机构(20)的吸入侧连通的低压空间(S1)；和与该压缩机构(20)的排出侧连通的高压空间(S2)，

上述电动机(30)配置于上述低压空间(S1)。

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