旋转式流体机械的制作方法

专利名称：旋转式流体机械的制作方法技术领域：本发明涉及一种旋转式流体机械，特别是涉及一种将具有缸体室的缸体、偏心收 容于该缸体室的活塞的偏心旋转式活塞机构两个重叠配置的旋转式流体机械。背景技术：目前公知一种旋转式流体机械，具备具有缸体室的缸体和偏心收容于该缸体室的 活塞的偏心旋转式活塞机构，上述缸体及上述活塞的一方构成为固定部件，另一方构成为 偏心安装于驱动轴的可动部件，通过该驱动轴的旋转，该可动部件相对于该固定部件进行 偏心旋转。这样的旋转式流体机械的驱动轴伴随周期的输出转矩的变动进行旋转。而且，该 驱动轴的输出转矩的变动有时会成为流体机械的振动及噪声的原因。在专利文献1中公开有可以抑制输出转矩的变动的旋转式流体机械。该旋转式流 体机械构成旋转式压缩机，将在同一平面上具有两个压缩室的偏心旋转式活塞机构分为上 下两个进行配置。具体来说，上述偏心旋转式活塞机构(60)如图12所示，压缩室(Cl，C2)及活塞 (61)分别形成为环状。该环状的活塞(61)按照将环状的压缩室(C1，C2)划分为外侧压缩 室(Cl)和内侧压缩室(C2)的方式偏心收容于该缸体(62)的压缩室(C1，C2)。另外，将该 外侧压缩室(Cl)和内侧压缩室(C2)分别划分为高压侧(Hp)和低压侧(Lp)的叶片(63) 设置于缸体(62)。而且，作为可动部件的缸体(62)按照相对于作为固定部件的环状活塞 (61)进行偏心旋转的方式构成。在此，上述环状活塞(61)按照伴随上述缸体(62)的偏心旋转在外侧压缩室(Cl) 和内侧压缩室(Cl)产生180度的容积变化的相位差的方式收容于缸体室(C1，C2，C3，C4)。图13是表示驱动轴的旋转角的变化对驱动轴的输出转矩的影响的图表，A线表示 将外侧压缩室(Cl)和内侧压缩室(C2)相结合的情况的驱动轴的输出转矩变动，B线表示 外侧压缩室(Cl，C3)引起的驱动轴的输出转矩变动，C线表示内侧压缩室(C2，C4)引起的 驱动轴的输出转矩变动。在使外侧压缩室(Cl)和内侧压缩室(C2)的容积变化的相位差错开180度时，随 之，各压缩室(C1，C2)输出转矩的驱动轴的输出转矩的峰值也错开180度。于是，各压缩室 (C1，C2)引起的峰值每180度进行交互显示的输出转矩变动(图13的B线、C线)在上述 偏心旋转式活塞机构(60)产生。而且，由于该各压缩室(Cl，C2)引起的输出转矩变动相互影响，由此，作为上述偏 心旋转式活塞机构(60)整体，可以产生由图13的A线表示的驱动轴的输出转矩，可以抑制 驱动轴的输出转矩变动。另外，专利文献1的旋转式压缩机如下设定，将这样抑制输出转矩变动的偏心旋 转式活塞机构配置为上下两个，同时，在双方的偏心旋转式活塞机构(20)的缸体室(Cl， C2，C3，C4)之间产生90度的容积变化的相位差。具体来说，构成为固定于驱动轴的两方的缸体的旋转軸的偏心方向相对于上述驱动轴的軸心相互具有90度的角度差。图14与图13同样是表示驱动轴的旋转角的变化对驱动轴的输出转矩的影响的图 表，B线表示只有上侧的偏心旋转式活塞机构(20)的情况的驱动轴的输出转矩变动，C线表 示只有下侧的偏心旋转式活塞机构(20)的情况的驱动轴的输出转矩变动，A线表示将上侧 和下侧的偏心旋转式活塞机构(20)向结合的情况的驱动轴的输出转矩变动。在使两方的偏心旋转式活塞机构(20)的旋转相位相互错开90度时，随之，各偏心 旋转式活塞机构(20)引起的驱动轴的输出转矩的峰值也错开90度。于是，各偏心旋转式 活塞机构(20)引起的各压缩室(Cl，C2)的峰值(Pl，P2，P3，P4)每隔90度显示的输出转 矩变动(图14的B线、C线)在上述专利文献1的旋转式压缩机产生。具体来说，按照上侧的偏心旋转式活塞机构(20)的内侧压缩室(C2)的峰值(Pl)、 下侧的偏心旋转式活塞机构(20)的内侧压缩室(C2)的峰值(P2)、上侧的偏心旋转式活塞 机构(20)的外侧压缩室(Cl)的峰值(P3)、下侧的内侧压缩室(C2)的峰值(P4)的顺序每 隔90度显示。而且，由于该两个偏心旋转式活塞机构(20)引起的输出转矩变动相互影响，从而 作为上述旋转式压缩机整体，可以产生如图14的A线所示的驱动轴的输出转矩，可以进一 步抑制驱动轴的输出转矩变动。专利文献1 日本特许第3757977号公报但是，在专利文献1的旋转式压缩机(下面，称为旋转式压缩机。)中，从降低振动 及噪声的观点，希望进一步抑制驱动轴的输出转矩的变动使其变小。发明内容本发明是鉴于这样的问题而进行的，其目的在于，提供一种旋转式流体机械，两个 重叠配置具有具备缸体室的缸体、和偏心收容于该缸体室的环状活塞的偏心旋转式活塞机 构，抑制驱动轴的输出转矩的变动，并降低该旋转式压缩机的振动及噪声。第一方面提供一种旋转式流体机械，其如下设定，具备具有两个重叠配置的偏心 旋转式活塞机构(20)的压缩机构(5)、和具有驱动两个偏心旋转式活塞机构(20)的驱动轴 (33)的驱动机构(30)，所述偏心旋转式活塞机构(20)具有具有缸体室(Cl，C2，C3，C4) 的缸体部件(21)、按照将该缸体室(C1，C2，C3，C4)划分为第一缸体室(C1，C3)和第二缸体 室(C2，C4)的方式偏心收容于该缸体室(Cl，C2，C3，C4)的活塞部件(22)、将第一缸体室 (C1，C3)和第二缸体室(C2，C4)分别划分为高压侧和低压侧的叶片部件(23)，所述缸体部 件(21)及所述活塞部件(22)的一方构成为固定部件，另一方构成为可动部件，该可动部件 相对于该固定部件进行偏心旋转运动，另一方面，伴随该可动部件的偏心旋转运动，在第一 缸体室(Cl，C3)和第二缸体室(C2，C4)产生180度的容积变化的相位差，且在两方的偏心 旋转式活塞机构(20)的缸体室(Cl，C2，C3，C4)之间产生90度的容积变化的相位差。而且，所述旋转式流体机械的可动部件的特征在于，具有面向所述第一缸体室 (Cl，C3)的第一面(25)和面向所述第二缸体室(C2，C4)的第二面(26)，且该第一面(25) 的表面积和该第二面(26)的表面积相等。特别优选的是，使第一面(25)的周向的表面积 和第二面(26)的周向的表面积相等。在第一方面中，通过使安装于所述驱动轴(33)的各可动部件的第一面(25)和第二面(26)的表面积相等，可以使第一缸体室(C1，C3)的气压影响到可动部件的荷重(作用 于第一面(25)的荷重)、第二缸体室(C2，C4)的气压影响到可动部件的荷重(作用于第二 面(26)的荷重)相等。在此，驱动轴(33)的输出转矩通过作用于可动部件的荷重决定。因此，由于通过 使作用于第一面(25)的荷重和作用于第二面(26)的荷重相等，可以使各偏心旋转式活塞 机构(20)引起的驱动轴(33)的输出转矩变动相等，因此，也可以使各偏心旋转式活塞机构 (20)引起的输出转矩变动的峰值(P1，P2，P3，P4)相等。第二方面在第一方面的基础上，所述缸体室(Cl，C2，C3，C4)形成为环状，另一方 面，所述活塞部件(22)由按照将所述环状的缸体室(C1，C2，C3，C4)划分为外侧缸体室(Cl， C3)和内侧缸体室(C2，C4)的方式偏心收容于所述缸体室(C1，C2，C3，C4)的环状活塞(22) 构成。而且，所述第一缸体室(Cl，C3)由外侧缸体室(Cl，C3)构成，所述第二缸体室(C2， C4)由内侧缸体室(C2，C4)构成。在第二方面中，即使是例如图2所示的活塞和缸体室形成为环状的偏心旋转式活 塞机构(20)，也可以得到与第一发明相同的作用。另外，在图2的偏心旋转式活塞机构(20) 的情况下，环状活塞(22)为可动部件，设置于该环状活塞(22)的活塞部(22a)的外周面为 第一面，内周面成为第二面。而且，为了使该外周面和内周面的表面积相等，可以使各壁面的轴向高度不同。 即，由于外周面的周向长度比内周面的周向长度长，因此，通过使外周面的轴向高度比内周 面的轴向高度低，可以使外周面和内周面的表面积相等。第三方面在第二方面的基础上，在所述环状活塞(22)上形成有在周向的一部分 与其它部分连结的直线部(22d)，在所述缸体(21)上形成有在该直线部(22d)的正交方向 上跨越外侧缸体室(C1，C3)和内侧缸体室(C2，C4)的槽部(28)。而且，所述叶片部件(23) 具备划分所述外侧缸体室(C1，C3)的外侧叶片部(23a)、与该外侧叶片部(23a)行形成为 一体且划分所述内侧缸体室(C2，C4)的内侧叶片部(23b)、形成于所述外侧叶片部(23a)和 所述内侧叶片部(23b)之间且可滑动地嵌合于所述环状活塞(22)的直线部(22d)的凹部 (23c)，由可滑动地嵌合于所述槽部(28)的凹状叶片(23)构成。在第三方面中，所述叶片部件(23)可以防止第二方面的旋转流体机械的环状活 塞(22)的自转。S卩，环状活塞(22)相对于叶片部件(23)在与径方向正交的方向滑动，同 时，只随叶片部件(23) —起沿径方向动作，由于环状活塞(22)的旋转方向的变位被限制， 所以可以通过该叶片部件(23)防止环状活塞(22)的自转。第四方面一种旋转式流体机械，其具备具有两个重叠配置的偏心旋转式活塞机 构(100)的压缩机构(95)、具有驱动两个偏心旋转式活塞机构(100)的驱动轴(33)的驱动 机构(30)，所述偏心旋转式活塞机构(100)具有具有缸体室(101，102)的缸体(103)、按 照相对该缸体室(101，102)偏心的方式收容于该缸体室(101，102)的活塞(104)、将该缸体 室(101，102)划分为第一缸体室(101)和第二缸体室(102)的多个滑片(105，107)，所述 活塞(104)相对所述缸体(103)进行偏心旋转运动。而且，所述两个偏心旋转式活塞机构 (100)设定为在所述缸体室(101，102)之间产生90度的容积变化的相位差。另外，所述两 个偏心旋转式活塞机构(100)的活塞(104)形成为，具有面向所述第一缸体室(101)的第 一面(114)和面向所述第二缸体室(102)的第二面(115)，且该第一面(114)的表面积和该第二面(115)的表面积相等。在第四方面中，通过将安装于所述驱动轴(33)的各活塞(104)的第一面(114)和 第二面(115)的表面积设为相等，可以使第一缸体室(101)的气压影响到第一面(114)的 荷重和所述第二缸体室(102)的气压影响到第二面(115)的荷重相等。由此，可以得到与 第一发明同等的作用。根据本发明，通过使各可动部件的第一面(25)和第二面(26)的表面积相等，可以 使各偏心旋转式活塞机构(20)引起的驱动轴(33)的输出转矩变动的峰值(P1，P2，P3，P4) 相等。因此，本发明的旋转式流体机械中，可以产生如图8的A线所示的驱动轴的输出转矩， 与现有的旋转式流体机械的输出转矩(图14的A线)相比，可以抑制转矩变动。由此，可 以减少旋转式流体机械的振动及噪声。另外，根据所述第二方面，即使是如图2所示的活塞和缸体室形成为环状的偏心 旋转式活塞机构(20)，也能够得到与第一发明相同的效果。另外，根据所述第三方面，由于所述叶片部件(23)可以防止环状活塞(22)的自 转，故而可以省略作为自转防止机构的奥尔德姆联轴器(才^ ” Α, 手)等部件，可以实现 旋转式流体机械的制作成本的降低。另外，根据所述第四方面，通过使各活塞(104)的第一面(114)和第二面(115)的 表面积相等，可以得到与第一发明同等的作用。因此，与目前的旋转式流体机械的输出转矩 (图14的A线)相比，可以抑制转矩变动，可以降低第四方面的旋转式流体机械的振动及噪声。图1是本发明实施方式1的旋转式压缩机的纵剖面图；图2是表示本发明实施方式1的旋转式压缩机的压缩部的横剖面图；图3表示实施方式1的环状活塞，(A)是立体图，⑶是平面图；图4表示实施方式1的缸体，(A)是立体图，⑶是平面图；图5是表示实施方式1的叶片的立体图；图6是表示实施方式1的压缩部的放大纵剖面图；图7是表示实施方式1的压缩部的动作的横剖面图；图8是表示实施方式1的旋转式压缩机的驱动轴的旋转角的变化对驱动轴的输出 转矩产生的影响的图表；图9是本发明实施方式2的旋转式压缩机的纵剖面图；图10是表示本发明实施方式2的旋转式压缩机的压缩部的横剖面图；图11是表示实施方式2的旋转式压缩机的驱动轴的旋转角的变化对驱动轴的输 出转矩产生的影响的图表；图12是表示目前的旋转式压缩机的压缩部的横剖面图；图13是表示目前的旋转式压缩机的驱动轴的旋转角的变化对驱动轴的输出转矩 产生的影响的图表；图14是表示目前的旋转式压缩机的驱动轴的旋转角的变化对驱动轴的输出转矩 产生的影响的的图表。符号说明1旋转式压缩机(旋转式流体机械)5压缩机构10 壳体20压缩部(偏心旋转式活塞机构)21 缸体21a外侧缸体部21b内侧缸体部21c缸体侧端面板22环状活塞22a活塞部22b轴支承部22c活塞侧端面板23 叶片23a外侧叶片部23b内侧叶片部23c 凹部25活塞部的外周面(第一面)26活塞部的内周面(第二面)具体实施例方式下面，根据附图对本发明的实施方式进行详细说明。《实施方式1》如图1所示，实施方式1的旋转式流体机械为在壳体(10)内收容有电动机(驱动 机构)(30)和压缩机构(5)且构成为全密闭型的旋转式压缩机(1)。上述旋转式压缩机(1) 例如设置于空调装置的制冷剂回路，为将从蒸发器吸入的气体制冷剂压缩并向凝缩器喷出 而使用。上述壳体(10)是由形成为纵长的圆筒状的躯干部(11)、固定于该躯干部(11)的 上端部的上部端面板(12)、固定于躯干部(11)的下端部的下部端面板(13)构成的密闭容 器。在上部端面板(12)上贯通该上部端面板(12)设置有排出管(15)。该排出管(15)连通 于壳体(10)内部，其入口向设置于壳体(10)内的上部的电动机(30)的上侧的空间开口。 另外，在躯干部(11)上，贯通该躯干部(11)设置有2根吸入管(14)。这些吸入管(14)分 别与配置于壳体(10)内的下部的压缩机构(5)连接。而且，该旋转式压缩机(1)的构成为，在由压缩机构(5)压缩制冷剂向壳体(10) 的内部(S2)排出后，通过排出管(15)向壳体(10)外送出。因此，在上述旋转式压缩机(1) 的运转中，壳体(10)的内部形成为高压空间(S2)。上述电动机(30)具备定子(31)和转子(32)。该定子(31)为圆筒形状，固定于壳 体(10)的躯干部(11)的内面。另一方面，构成为在转子(32)上连结驱动轴(33)，该驱动 轴(33)与转子(32) —起旋转。在上述驱动轴(33)的内部形成有从该驱动轴(33)的下端面向外周面延伸的供油 通路(38)。另外，在驱动轴(33)的下端部设置有油泵(34)。而且，通过该油泵(34)将设 于上述壳体(10)的底部的贮留部(59)的润滑油经由供油通路(38)供给到压缩机构(5) 的各滑动部、及形成于背靠背配置的后述环状活塞(22)之间的滑动面。在上述驱动轴(33)的下部，图1中上侧和下侧的偏心部(33b，63b)按照相互邻接 的方式进行设置。这些偏心部(33b，63b)形成为比该偏心部(33b，63b)的上下的部分的直 径大。而且，这些偏心部(33b，63b)的軸心相对于该驱动轴(33)的軸心偏心，这些偏心方 向相互具有90度的角度差。上述压缩机构(5)具备两个压缩部(偏心旋转式活塞机构)(20，20)。这些压缩 部(20，20)除上述的偏心部(33b，63b)的轴心偏心之外，形成大致相同的构成，这些压缩部 (20,20)配置为在上下方向邻接。图2表示压缩部(20)的横剖面图。如图2所示，上侧和下侧的压缩部(20，20)分 别具有具有环状的压缩室(Cl，C2，C3，C4)的缸体(21)、将该环状的压缩室(Cl，C2，C3， C4)按照划分为外侧压缩室(C1，C3)和内侧压缩室(C2，C4)的方式而偏心收容于该环状的 压缩室(C1，C2，C3，C4)的环状活塞(22)、将外侧压缩室(C1，C3)和内侧压缩室(C2，C4)分 别划分为高压侧和低压侧的叶片(23)。而且，在各压缩部(20，20)，环状活塞(22)在压缩 室(C1，C2，C3，C4)内相对于缸体(21)进行偏心旋转运动。即，环状活塞(22)构成为可动 部件，缸体(21)构成为固定部件。如图1、图2及、图4所示，上侧和下侧的缸体(21，21)分别具备外侧缸体部(21a)、 内侧缸体部(21b)、缸体侧端面板(21c)。而且，各缸体(21)通过由缸体侧端面板(21c)将 外侧缸体部(21a)的端部和内侧缸体部(21b)的端部连结而形成。另外，在两缸体(21，21) 的中央部分贯通上述驱动轴(33)，在该驱动轴(33)贯通的贯通孔的内周面分别设置有可 旋转地支承该驱动轴(33)的滑动轴承(16)。各缸体(21，21)的外侧缸体部(21a)的端面之间密接并固定，以使上侧和下侧的 缸体(21，21)在两缸体(21，21)之间形成内部空间(Si)。而且，这样固定的两缸体(21，21) 的外周面通过焊接等固定于壳体(10)的内周面。而且，两个环状活塞(22，22)收容于该内 部空间(Si)。这些环状活塞(22，22)在图1中在上下方向上背靠背地配置。各环状活塞(22，22) 也如图2及图3所示，分别具备环状的活塞部(22a)、轴支承部(22b)、活塞侧端面板(22c)。 而且，各环状活塞(22)通过将活塞部(22a)的端部和轴支承部(22b)的端部用活塞侧端面 板(22c)连结而形成。另外，上述活塞部(22a)形成为外周面(第一面)(25)的表面积和内周面(第二 面)(26)的表面积相等。具体来说，由于上述活塞部(22a)形成为环状，所以外周面(25)的 周向长度(2 π和图3(B)的Dl的积)比内周面(26)的周向长度(2 π和图3(B)的D2的 积)长。因此，如图6放大所示，上述活塞部(22a)的外周面(25)的轴向高度(Hl)和内周 面(26)的轴向高度(H2)分别不同，内周面(26)的轴向高度(H2)比外周面(第一面)的 轴向高度(Hl)高。即，按照满足(Dl) X (HI) = (D2) X (H2)的关系的方式形成上述活塞部 (22a)。S卩，上述各环状活塞(22，22)的端面板(22c)按照比活塞部(22a)靠外侧的外侧外周底面(22e)较浅，比活塞部(22a)靠内侧的内侧底面(22f)较深的方式形成。上侧和下侧的环状活塞(22)按照将各轴支承部(22b)嵌合于上述驱动轴(33) 的各偏心部(33b，63b)的方式固定于驱动轴(33)。在此，如上所述，上侧和下侧的偏心部 (33b,63b)的轴心相对于该驱动轴(33)的轴心偏心，这些偏心方向相互具有90度的角度 差。因此，嵌合于这些偏心部(33b，63b)的上侧和下侧的环状活塞(22，22)的旋转軸也相 对于该驱动轴(33)的轴心偏心，这些偏心方向相互具有90度的角度差。由此，按照两方的 压缩部(20)的压缩室(C1，C2，C3，C4)的容积变化产生90度的相位差进行设定。另外，在上侧和下侧的活塞侧端面板(22c)之间形成有微小的间隙，在该微小的 间隙内设置有密封件(24)。该密封件(24)将上述微小的间隙划分为内侧和外侧，该密封件 (24)的内侧经由上述驱动轴(33)的供油通路(38)与高压空间(S2)连通。在此，通过从该 供油通路(38)对该密封件(24)的内侧供给润滑油，该微小的间隙形成为高压状态。而且， 该密封件(24)内侧的压力构成将上侧的环状活塞(22)向上侧的缸体(21)侧进行按压，将 下侧的环状活塞(22)向下侧的各缸体(21)侧进行按压的背压。上侧和下侧的叶片(23)如图2及图5所示，为分别划分外侧压缩室(C1，C3)的外 侧叶片部(23a)、和划分内侧压缩室(C2，C4)的内侧叶片部(23b)形成为一体的矩形叶片 状的部件，在该外侧叶片部(23a)和内侧叶片部(23b)之间形成有凹部(23c)。另外，各叶 片(23)形成为外侧叶片部(23a)的高度(H3)比内侧叶片部(23b)的高度(H4)短。在各压缩部(20，20)，缸体(21)和环状活塞(22)分别如图2所示进行配置。上述 环状活塞(22)在活塞部(22a)不割断而连续形成的同时，在该活塞部(22a)的周向的一部 分形成有与通过叶片的中心线的径方向正交的直线部(22d)。另一方面，在上述各缸体(21，21)的外侧缸体部(21a)及内侧缸体部(21b)，在活 塞部(22a)的对应于直线部(22d)的部分形成有分别与径方向正交的直线部(参照图4)。 而且，在该两缸体部(21a，21b)的直线部，沿缸体径方向呈一直线状连续地形成有用于将 嵌合于上述活塞部(22a)的叶片(23)可滑动地嵌入的叶片槽(28)。而且，上述各叶片(23)将凹部(23c)可滑动地嵌入活塞部(22a)的直线部(22d)， 同时，可滑动地嵌入上述叶片槽(28)。由此，如上所述，外侧叶片部(23a)将外侧压缩室 (C1，C3)划分为高压侧(Cl)和低压侧(C3)，内侧叶片部(23b)将内侧压缩室(C2，C4)划分 为高压侧(C2)和低压侧(C4)。另外，内侧缸体部(21b)的外周面和外侧缸体部(21a)的内周面由相互配置为同 心状的圆筒面形成。在此，外侧缸体部(21a)的内周面设置有内周径小的台阶(21d)。而 且，在该外侧缸体部(21a)的内周径小的内周面、和内侧缸体部(21b)的外周面之间形成有 作为压缩室的环状的压缩室(Cl，C2，C3，C4)。S卩，在上述外侧缸体部(21a)的内周部形成有插入上述环状活塞(22，22)的端面 板(22c)的外周部的凹部(21e)。而且，该凹部(21e)的内周端经由上述台阶(21d)与端面 板(21c)的底面(21f)连续，外侧缸体部(21a)的台阶(21d)和内侧缸体部(21b)的外周 面之间形成有用于构成压缩室(C1，C2，C3，C4)的空间。而且，环状活塞(22)的活塞部(22a)位于该压缩室(Cl，C2，C3，C4)内。S卩，上述 活塞部(22a)的外周面(25)形成为比外侧缸体部(21a)的小的内周面即台阶(21d)小的 直径，上述活塞部(22a)的内周面(26)形成为比内侧缸体部(21b)的外周面大的直径。由此，在活塞部(22a)的外周面(25)和外侧缸体部(21a)的小的内周面即台阶(2Id)之间形 成有外侧压缩室(C1，C3)，另一方面，在活塞部(22a)的内周面(26)和内侧缸体部(21b)的 外周面之间形成有内侧压缩室(C2，C4)。另外，上述外侧缸体部(21a)的内周面即台阶(21d)的表面积和内侧缸体部(21b) 的外周面的表面积对应活塞部(22a)的外周面(25)和内周面(26)而形成为相等。另外，各环状活塞(22)和各缸体(21)在活塞部(22a)的外周面(25)和外侧缸体 部(21a)的小的内周面实质为以1点相接的状态(严格来说存在微米级的微小的间隙，但 该微小的间隙形成为不会产生制冷剂的泄漏的问题的状态)下，在与该接点相位相差180 度的位置，活塞部(22a)的内周面(26)和内侧缸体部(21b)的外周面以1点实质相接。通 过该构成，伴随上述环状活塞(21)的偏心旋转，在外侧压缩室(C1，C3)和内侧压缩室(C2， C4)产生180度的容积变化的相位差。在上述各缸体(21)上形成有沿缸体径方向贯通外侧缸体部(21a)的吸入口(41)。 该吸入口(41)的一方的开口端面向外侧压缩室(C1，C3)的低压室(Cl)，另一方面，另一方 的开口端内插入有吸入管(14)。另外，两方的吸入口的吸入管(14)侧的开口方向为相互相 同的方向。另外，在上述活塞部(22a)形成有连通外侧压缩室(C1，C3)的低压室(Cl)和内侧 压缩室(C2，C4)的低压室(C2)的贯通孔(44)。另外，在上述各缸体(21)内，如图2所示，形成有使缸体侧端面板(21c)沿厚度方 向贯通的外侧排出口 (45)及内侧排出口 (46)(图1中省略)。外侧排出口 (45)的环状活 塞(22)侧的开口端面向外侧压缩室(C1，C3)的高压室(C3)，内侧排出口(46)的环状活塞 (22)侧的开口端面向内侧压缩室(C2，C4)的高压室(C4)。另外，外侧排出口 (45)及内侧 排出口(46)中分别设置有由用于对口进行开闭的止回阀构成的排出阀(未图示)。另外，从图1可知，上侧的内侧缸体部(21b)的前端面(图1的下端面)在上侧的 活塞侧端面板(22c)的上端面滑接，下侧的内侧缸体部(21b)的前端面(图1的上端面) 在下侧的活塞侧端面板(22c)的下端面滑接。另一方面，上侧的活塞部(22a)的前端面(图1的上端面)除去嵌入叶片(23)的 部分，与上述压缩室(C1，C2，C3，C4)的上表面滑接，下侧的活塞部(22a)的前端面(图1的 下端面)除去嵌入叶片(23)的部分，与上述压缩室(C1，C2，C3，C4)的下表面滑接。另外， 上侧的叶片(23)的上表面与上侧的缸体侧端面板(21c)的下端面滑接，下侧的叶片(23) 的下表面与下侧的缸体侧端面板(21c)的上端面滑接。另外，上侧的轴支承部(22b)的前端面(图1的上端面)与比上侧的内侧缸体部 (21b)更靠内侧的平板部滑接，下侧的轴支承部(22b)的前端面(图1的下端面)与比下侧 的内侧缸体部(21b)更靠近内侧的平叶片部滑接。这样，通过环状活塞(22)、各缸体(21，21)、叶片(23)的各部分相互滑接，由此形 成气密状态的压缩室(Cl，C2，C3，C4)。(运转动作)接着，对上述旋转式压缩机(1)的压缩机构(5)的压缩动作进行说明。在此，上侧 和下侧的压缩部(20，20)的运转动作以相互错开90度的状态进行。另外，除去相位，由于 相互为相同的动作，所以以上侧的压缩部(20)的动作为代表进行说明。首先，在启动电动机(30)时，转子(32)的旋转经由驱动轴(33)，传递到压缩部 (20)的环状活塞(22)。于是，环状活塞(22)的活塞部(22a)与叶片(23) —起沿叶片槽 (28)向径方向往复运动。另外，各环状活塞(22)的直线部(22d)在叶片(23)的凹部(23c) 内沿正交径方向的方向往复运动。在此，环状活塞(22)相对于叶片(23)沿正交缸体径方向的方向滑动，同时，与叶 片(23) —起只沿缸体径方向移动，限制环状活塞(22)的旋转方向的变位。即，上述叶片 (23)构成为限制环状活塞(22，22)的自转的自转防止机构。而且，通过向该径方向、及正交于径方向的方向的往复运动的组合，上述活塞部 (22a)相对于各缸体(21)的外侧缸体部(21a)及内侧缸体部(21b)进行公转，上述压缩部 (20)进行规定的压缩动作。具体来说，在上述外侧压缩室(C1，C3)，在图7(B)的状态下，低压室(Cl)的容积大 致最小，在此，驱动轴(33)绕图的右向进行旋转，伴随向图7(C) 图7(A)的状态的变化， 低压室(Cl)的容积增大，制冷剂通过吸入管(14)及吸入口(41)被吸入低压室(Cl)。上述 驱动轴(33)在进行一次旋转并再次形成图7(B)的状态时，向上述低压室(Cl)的制冷剂的 吸入完成。而且，该低压室(Cl)此次形成压缩制冷剂的高压室(C3)，隔开叶片(23)而形成新 的低压室(Cl)。驱动轴(33)在进一步旋转时，在上述低压室(Cl)重复制冷剂的吸入，另一 方面，高压室(C3)的容积減少，在该高压室(C3)内制冷剂被压缩。高压室(C3)的压力形 成为规定值并与排出空间的差压达到设定值时，通过该高压室(C3)的高压制冷剂，排出阀 打开，高压制冷剂从排出空间向壳体(10)内的高压空间(S2)流出。另一方面，在内侧压缩室化2丄4)，在图7尔)的状态下，低压室(C2)的容积大致最 小，在此，驱动轴(33)绕图的右向旋转，伴随向图7(G) 图7(E)的状态的变化，该低压室 (C2)的容积增大，制冷剂通过吸入管(14)、吸入口 (41)及贯通孔(44)，向内侧压缩室(C2， C4)的低压室(C2)吸入。上述驱动轴(33)在一次旋转并再次形成图7(F)的状态时，向上述低压室(C2) 的制冷剂的吸入完成。而且，该低压室(C2)此次形成压缩制冷剂的高压室(C4)，隔开叶片 (23)而形成新的低压室(C2)。驱动轴(33)进一步旋转时，在上述低压室(C2)重复制冷剂 的吸入，另一方面，高压室(C4)的容积減少，在该高压室(C4)内制冷剂被压缩。高压室(C4) 的压力形成规定值且与排出空间的差压到达设定值时，通过该高压室(C4)的高压制冷剂， 排出阀打开，高压制冷剂从排出空间向壳体(10)内的高压空间(S2)流出。在上述外侧压缩室(Cl，C3)，大致以图7(E)的时机开始制冷剂的排出，在内侧压 缩室(C2，C4)，大致以图7(A)的时机开始排出。即，在外侧压缩室(Cl，C3)和内侧压缩室 (C2，C4)，排出的时机大致形成为180度的不同。-实施方式1的效果_在本实施方式1中，通过使环状活塞(22)的活塞部(22a)的外周面(25)和内周面 (26)的表面积相等，外侧压缩室(Cl，C3)的气压可以使影响到环状活塞(22)的荷重(作 用于外周面(25)的荷重)、内侧压缩室(C2，C4)的气压影响到环状活塞(22)的荷重(作 用于内周面(26)的荷重)相等。在此，上述驱动轴(33)的输出转矩通过作用于环状活塞(22)的荷重决定。因此，通过使作用于外周面(25)的荷重和作用于内周面(26)的荷重相等，可以使各压缩部(20) 引起的驱动轴(33)的输出转矩变动相等。由此，在本实施方式1的旋转式压缩机(1)中， 产生如图8所示的驱动轴(33)的输出转矩变动。另外，图8是表示驱动轴的旋转角的变化对驱动轴的输出转矩的影响的图表，B线 表示只有上侧的压缩部(20)的情况的驱动轴的输出转矩变动，C线表示只有下侧的压缩部 (20)的情况的驱动轴的输出转矩变动，A线表示使上侧和下侧的压缩部(20，20)相结合的 情况的驱动轴的输出转矩变动。从图8可知，各压缩部(20)引起的输出转矩变动的峰值(P1，P2，P3，P4)相等。因 此，可以使本实施方式1的旋转式压缩机(1)的输出转矩变动(图8的A线)比目前的旋 转式压缩机的输出转矩变动(图14的A线)更加能够被抑制。由此，可以降低旋转式压缩 机(1)的振动及噪声。另外，在本实施方式1中，由于上述叶片(23)可以防止环状活塞(22)的自转，故 而可以省略作为自转防止机构的奥尔德姆联轴器等的部件，可以实现旋转式流体机械的制 作成本的降低。《实施方式2》图9表示实施方式2的旋转式压缩机(90)的纵剖面图，图10表示该旋转式压缩 机(90)的压缩机构(95)的各压缩部(偏心旋转式活塞机构)(100)的横剖面图。另外，在 图9中，对与实施方式1的旋转式压缩机(1)相同的部分标注相同的符号。另外，图11是表 示在实施方式2的旋转式压缩机中，驱动轴的旋转角的变化对驱动轴的输出转矩的影响的 图表，B线表示只有上侧的压缩部(100)的情况的驱动轴的输出转矩变动，C线表示只有下 侧的压缩部(100)的情况的驱动轴的输出转矩变动，A线表示使上侧和下侧的压缩部(100， 100)相结合的情况的驱动轴的输出转矩变动。实施方式2的旋转式压缩机(90)和实施方式1所示的旋转式压缩机(1)的不同为 实施方式2的压缩部(100)由复合滑片构成这一点。另外，用于使上下并列的压缩部(100) 的压缩室(101，102)的容积变化中产生90度的相位差的构成也与实施方式1不同。下面， 只对不同点进行说明。如图10所示，上述压缩部(100)具备具有压缩室(缸体室)(101，102)的缸体 (103)、相对于该压缩室(101，102)偏心收容于该压缩室(101，102)的活塞(104)、将该压缩 室(101，102)划分为第一压缩室(101)和第二压缩室(102)的第一滑片(105)及第二滑片 (107)。在此，该各滑片(105，107)按照可以沿其长度方向进退自如地移动的方式安装于 上述缸体(103)。另外，上述各滑片(105，107)的前端按照从缸体(103)的内周壁面突出并 压接上述活塞(104)的外周壁面的方式构成。具体来说，在各滑片(105，107)的端部分别 设置有滑片弹簧(116，117)。该滑片弹簧(116，117)对沿长度方向进退自如的滑片(105， 107)向活塞(104)侧施力。而且，构成为即使通过该作用力使上述活塞(104)进行偏心旋 转运动，各滑片(105，107)的前端也能够持续压接上述活塞(104)的外周壁面。另外，按照在以驱动轴(33)为中心错开180度的位置压接活塞(104)的外周壁面 的方式，各滑片(105，107)安装于缸体(103)。由此，伴随上述活塞(104)的偏心旋转，第一 压缩室(101)和第二压缩室(102)产生180度的容积变化的相位差。在上述缸体(103)设置有连通第一压缩室(101)的第一吸入口(108)和第一排出 口(110)。另外，在上述第一吸入口(108)内安装有第一吸入阀(113)。另外，在上述缸体 (103)内设置有连通第二压缩室(102)的第二吸入口(109)和第二排出口(111)。另外，在 上述第二吸入口(109)内安装有第二吸入阀(112)。上述活塞(104)按照其轴心相对驱动轴(33)的轴心而偏心的方式进行安装。在 此，在上述活塞(104)的外周壁面内，使面向第一压缩室(101)的右侧外周壁面(第一面) (114)和面向第二压缩室(102)的左侧外周壁面(第二面)(115)的表面积相互相等。艮口， 各滑片(105，107)的前端在以驱动轴(33)为中心而错开180度的位置压接于活塞(104) 的外周壁面，由此，两方的外周壁面(114，115)的周向长度分别相等。另外，通过使两方的 外周壁面(114，115)的轴向高度形成为相等，两方的外周壁面(114，115)的表面积相互相 等。而且，这样构成的压缩部(100)如图9所示，按照上下方向邻接的方式进行配置。在此，上侧和下侧的活塞(104)按照各活塞(104)的轴心的偏心方向相对于驱动 轴(33)的轴心而相互具有180度的角度的方式，安装于驱动轴(33)的偏心部(106)。另 外，一方的压缩部(100)的第一、第二吸入口(108，109)的开口方向相对另一方的压缩部 (100)的第一、第二吸入口(108，109)的开口方向分别错开90度，一方的压缩部(100)的 第一、第二喷出口(110，111)的开口方向相对于另一方的压缩部(100)的第一、第二喷出口 (110，111)的开口方向分别错开90度。通过这样构成，设定为两方的压缩部(100)的压缩室(101，102)容积变化产生90度的相位差。在该实施方式2中，伴随活塞(104)的旋转，各压缩室(101，102)的容积放大，由 此，气体制冷剂吸入该各压缩室(101，102)，通过各压缩室(101，102)的容积缩小，吸入的 气体制冷剂被压缩并从该各压缩室(101，102)排出。重复这样的动作，上述压缩部(100) 进行气体制冷剂的压缩动作。-实施方式2的效果-在本实施方式2中，将各压缩部(100)以复合滑片构成，由此，与实施方式1相 比，容易使第一压缩室(101)的气压影响到上述活塞(104)的荷重(作用于右侧外周壁面 (114)的荷重)、第二压缩室(102)的气压影响到上述活塞(104)的荷重(作用于左侧外周 壁面(115)的荷重)相等。S卩，在实施方式1中，由于在活塞部(22a)的内侧和外侧形成环状的压缩室(Cl， C2，C3，C4)，因此，该活塞部(22a)的外周面(25)和内周面(26)的周向长度不同。因此，为 了使作用外周面(25)和内周面(26)的气压相等，按照外周面(25)和内周面(26)的轴向 高度不同的方式进行加工，必须使外周面(25)和内周面(26)的表面积相等。但是，在实施方式2中，在活塞(104)的两侧形成压缩室(101，102)，同时，各滑片 (105,107)的外周壁面上的压接点彼此以驱动轴(33)为中心错开180度。由此，两方的外 周壁面(114，115)的周向长度分别相等。因此，即使不进行使两方的外周壁面(114，115) 的轴向高度不同的加工，也可以使外周面(25)和内周面(26)的表面积相等。通过上述，与 实施方式1相比，能够容易使影响到上述活塞(104)的两方的荷重相等。而且，通过将这样构成的压缩部(100)在上下方向进行配置，从图11可知，可以比 目前的旋转式压缩机的输出转矩变动(图14的A线)更能抑制本实施方式2的旋转式压14缩机的输出转矩变动(图11的A线)。由此，可以降低旋转式压缩机的振动及噪声。《其它实施方式》关于上述实施方式，可以为下面的构成。在本实施方式1中，将环状活塞(22)作为可动部件而构成，但没有必要限定于此， 也可以将缸体(21)作为可动部件而构成。此时，作为上述外侧缸体部(21a)小的内周面即 台阶(21d)构成第一面，上述内侧缸体部(21b)的外周面构成第二面。而且，上述外侧缸体 部(21a)的台阶(21d)的表面积和上述内侧缸体部(21b)的外周面的表面积形成为相等。另外，在本实施方式1中，由于在两方的压缩部(20)的压缩室(Cl，C2，C3，C4)之 间产生90度的容积变化的相位差，故而在将两方的偏心部(33b，63b)固定于驱动轴(33) 的情况下，按照各偏心部(33b，63b)的偏心方向相互具有90度的角度的方式进行固定，但 没有必要限定于此，也可以使偏心方向相互错开规定的角度。在此，在只是错开规定的角度 时，有时会产生两方的压缩部(20)的压缩室(C1，C2，C3，C4)之间不产生90度的容积变化 的相位差的情况。因此，根据需要，将各吸入口(41)的开口方向按照以驱动轴(33)为中心 相互具有规定的角度的方式进行调整，必须在压缩室(Cl，C2，C3，C4)之间产生90度的容 积变化的相位差。例如，在各偏心部(33b，63b)的偏心方向相互具有180度的角度的方式进行设定 的情况下，通过使各吸入口(41)的开口方向相互错开90度，可以在两方的压缩部(20)的 压缩室(C1，C2，C3，C4)之间产生90度的容积变化的相位差。而且，据此，通过驱动轴(33) 的旋转，可以改善作用于旋转式压缩机(1)的离心力的平衡。相反，在实施方式2中，按照各偏心部(106，106)的偏心方向相互具有180度的角 度的方式固定于驱动轴(33)，一方的压缩部(100)的第一、第二吸入口(108，109)的开口 方向相对于另一方的压缩部(100)的第一、第二吸入口(108，109)的开口方向分别错开90 度，一方的压缩部(100)的第一、第二排出口(110，111)的开口方向相对于另一方的压缩部 (100)的第一、第二排出口(110，111)的开口方向分别错开90度。但是，不限定于此，例如也可以按照各偏心部(33b，63b)的偏心方向相互具有90 度的角度方式进行固定。在该情况下，将一方的压缩部(100)的第一、第二吸入口(108， 109)的开口方向和另一方的压缩部(100)的第一、第二吸入口(108，109)的开口方向分别 设定为相同的方向，将一方的压缩部(100)的第一、第二排出口(110，111)的开口方向和另 一方的压缩部(100)的第一、第二排出口(110，111)的开口方向分别设定为相同的方向。另外，上述的实施方式是本质上优选的示例，本发明没有意图限制其适用物、或其 用途的范围。工业上的可利用性如上述所述的本发明涉及一种旋转式流体机械，特别对于具有包括缸体室的缸体 和偏心收容于该缸体室的活塞的偏心旋转式活塞机构两个重叠配置的旋转式流体机械有用。权利要求一种旋转式流体机械，其具备具有两个重叠配置的偏心旋转式活塞机构(20)的压缩机构(5)、和具有驱动两个偏心旋转式活塞机构(20)的驱动轴(33)的驱动机构(30)，所述偏心旋转式活塞机构(20)具有具有缸体室(C1，C2，C3，C4)的缸体部件(21)、按照将该缸体室(C1，C2，C3，C4)划分为第一缸体室(C1，C3)和第二缸体室(C2，C4)的方式偏心地收容于该缸体室(C1，C2，C3，C4)的活塞部件(22)、将第一缸体室(C1，C3)和第二缸体室(C2，C4)分别划分为高压侧和低压侧的叶片部件(23)，所述缸体部件(21)及所述活塞部件(22)中的一方构成为固定部件，另一方构成为可动部件，该可动部件相对于该固定部件进行偏心旋转运动，伴随该可动部件的偏心旋转运动，在第一缸体室(C1，C3)和第二缸体室(C2，C4)之间产生180度的容积变化的相位差，且在两个偏心旋转式活塞机构(20)的缸体室(C1，C2，C3，C4)之间产生90度的容积变化的相位差，所述旋转式流体机械的特征在于所述可动部件具有面向所述第一缸体室(C1，C3)的第一面(25)和面向所述第二缸体室(C2，C4)的第二面(26)，且该第一面(25)的表面积和该第二面(26)的表面积相等。2.如权利要求1所述的旋转式流体机械，其特征在于 所述缸体室(Cl，C2，C3，C4)形成为环状，所述活塞部件(22)由按照将所述环状的缸体室(Cl，C2，C3，C4)划分为外侧缸体室 (Cl，C3)和内侧缸体室(C2，C4)的方式偏心地收容于所述缸体室(Cl，C2，C3，C4)的环状 活塞(22)构成，所述第一缸体室(C1，C3)由外侧缸体室(C1，C3)构成，所述第二缸体室(C2，C4)由内 侧缸体室(C2，C4)构成。3.如权利要求2所述的旋转式流体机械，其特征在于，在所述环状活塞(22)上，在周向的一部分上形成有与其它部分相连的直线部(22d)， 在所述缸体(21)上形成有在该直线部(22d)的正交方向上跨外侧缸体室(Cl，C3)和 内侧缸体室(C2，C4)的槽部(28)，所述叶片部件(23)具备划分所述外侧缸体室(Cl，C3)的外侧叶片部(23a)、与该外 侧叶片部(23a)形成为一体且划分所述内侧缸体室(C2，C4)的内侧叶片部(23b)、形成于 所述外侧叶片部(23a)和所述内侧叶片部(23b)之间且可滑动地嵌合于所述环状活塞(22) 的直线部(22d)的凹部(23c)，由可滑动地嵌合于所述槽部(28)的凹状叶片(23)构成。4.一种旋转式流体机械，其具备具有两个重叠配置的偏心旋转式活塞机构(100)的 压缩机构(95)、具有驱动两个偏心旋转式活塞机构(100)的驱动轴(33)的驱动机构(30)，所述偏心旋转式活塞机构(100)具有具有缸体室(101，102)的缸体(103)、按照相 对该缸体室(101，102)偏心的方式收容于该缸体室(101，102)的活塞(104)、将该缸体室 (101,102)划分为第一缸体室(101)和第二缸体室(102)的多个滑片(105，107)，所述活塞(104)相对所述缸体(103)进行偏心旋转运动，所述旋转式流体机械其特征 在于所述两个偏心旋转式活塞机构(100)设定为在所述缸体室(101，102)之间产生90度 的容积变化的相位差，所述两个偏心旋转式活塞机构(100)的活塞(104)形成为，具有面向所述第一缸体室 (101)的第一面(114)和面向所述第二缸体室(102)的第二面(115)，且该第一面(114)的表面积和该第二面(115)的表面积相等。全文摘要本发明提供一种旋转式压缩机，其抑制驱动轴的输出转矩的变动并降低振动及噪声。旋转式压缩机(1)两个重叠配置具有环状的压缩室(C1，C2，C3，C4)的缸体(21)、按照划分为第1压缩室(C1，C3)和第2压缩室(C2，C4)的方式偏心收容于压缩室(C1，C2，C3，C4)的环状活塞(22)的压缩部(20a，20b)。环状活塞(22)按照活塞部(22a)的外周面(25)的表面积和活塞部(22a)的内周面(26)表面积相等的方式形成。文档编号F04C23/00GK101925744SQ20098010301公开日2010年12月22日 申请日期2009年1月23日 优先权日2008年1月24日发明者增田正典, 外岛隆造, 清水孝志, 芝本祥孝 申请人:大金工业株式会社