容积型流体机械

本发明涉及一种高效容积型流体机械，这种流体机械的使作业流体移 动的置换器相对于吸收作业流体的动力缸，不进行相对自转运动，而以几 乎一定的半径做公转运动即回转运动，并由此进行作业流体的搬送等。

很早以来，作为容积型流体机械，往复式流体机械，旋转式流体机械， 蜗轮式流体机械已众所周知，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轮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，所以有由压力损失增加而带来的性能降低问题，另外， 由于要使活塞往复运动，所以不可能使其回转体系完全平衡，因此有振动 和噪音大的问题。

旋转式流体机械从吸入终了到排出终了的行程轴回转角为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，当由于是轴每转 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。

有关旋转运动式的容积性流体机械(以下简称旋转形流体机械)，很 早就有种种设计。美国专利385832公开了使圆筒形置换器在外壳内作旋转 运动，从而搬送流体的泵。另外把该置换器圆筒做成多重结构的设计也已 由美国专利406099及940817所公开。与这些圆筒形置换器不同，用涡旋 形置换器压缩工作流体的机械已由美国专利801182所揭示。这就是 今天被称作蜗轮型流体机械的原形，虽然它是旋转形流体机械的一种，但 已发展形成一个独立的流派。

该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型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。

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(旋转活 塞)相对于吸入工作流体的动力缸，不做相对自转运动，而以几乎一定的 工作半径作公转运动即旋转运动，从而搬送工作流体，这中容积型机械由 特开昭55-23353号公报(文献1)及美国专利2112890号 公报(文献2)提案。这里提出的容积型机械由活塞和动力缸构成，其中 活塞具有花瓣形形状，这种花瓣形形状由多个部件(叶片ベ一ン)自中心 呈放射状延伸而形成；动力缸具有与该活塞形状相似的中空部。通过该活 塞在该动力缸内旋转运动而使工作流体移动。这些机械虽然在减少工作流 体的压波动，减少扭矩的变动方面下了工夫，但还不能作为容积型流体机 械而被普遍使用。

在这些文献1及文献2中公开的结构，由于回转系完全平衡，所以振 动小，由于置换器和外壳间的相对滑动速度小，所以可以使摩擦损失较小， 作为这种旋转形流体机械就其本质而言具有有利的特长。

但是，由置换器的多个叶片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(约为旋转式的一半与往复式 大致相同)所以排出行程的流速较快，所以有压力损失增加从而降低性能 的问题。

另外在这种形式的流体机械中，作为来自被压缩的工作流体反作用 力，即欲使置换器自身旋转的自转力会作用在置换器上，而由置换器的叶 片承受该力矩，但在上述文献1及文献2揭示的构造中，由于自吸入终了 到排出终了，工作室集中于驱动轴的单侧，所以作用在置换器上的自转力 矩会过大，从而容易发生叶片摩擦或磨损等性能。可靠性上的问题，这也 是其缺点。

但是，在考虑了这一缺点而进行实际制作并进行相对于转数的性能实 验后发现，当超过某一转数时，存在压缩性能(泵性能也可以同样考虑) 急剧降低的问题。

本发明的目的在于提供一种即使提高容积性流体机械的运转转数也不 易引起性能降低的容积型流体机械。

上述目的通过如下容积型流体机械而实现，这种流体机械具有配置于 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的前述动力缸的内壁面形成 多个空间，这种容积型流体机械上具有把油保持在前述置换器和前述端板 间的油保持机构。

上述目的通过如下容积型流体机械而实现，这种流体机械在端板间具 有动力缸和置换器，其中动力缸且有由平面形状连续在端板间的曲线构成 的内壁而置换器具有设计成与该动力缸内壁相对的外壁，旋转运动时，由 前述内壁、该外壁和前述端板形成多个空间；这种容积型流体机械上具有 把油保持在前述置换器和前述端板间的油保持机构。

上述目的通过如下容积型流体机械而实现，这种流体机械具有配置于 端板间置换器和动力缸；当使前述置换器中心和前述动力缸中心重叠上 时，由前述置换器外壁面和前数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，这种容积型流体机械上具有把油保持在前述置换器和前述端板 间的油保持机构。

上述目的通过如下容积型流体机械而实现，这种流体机械具有配置于 端板间置换器和动力缸；当使前述置换器中心和前述动力缸中心重叠上 时，由前述置换器外壁面和前述动力缸的内壁面形成一个空间，由前述置 换器的外壁面的前述动力缸的内壁面形成多个空间，这种容积型流体机械 具有向前述置换器端面部供油的油供给机构。

通常认为上述性能降低的原因，尤其是在置换器为比较扁平的形状的 旋转形流体机械情况下，是由于封闭动力缸两端部的端板和置换器间的间 隙(轴向间隙)密封性不好。上述本发明，能够提供大幅降低由于动力缸 内部的压缩工作室和吸入室的压力差而引起的在置换器和端板间的间隙 (轴向间隙)发生的工作流体的内部泄露，从而提高性能的旋转形流体机 械。另外也可以抑制发生于构成工作室的置换器和动力缸的滑动间隙的工 作流体内部泄露，所以可以提供一种降低流体损失和机械摩擦损失的高效 率容积型流体机械。

图1是本发明一实施形态相关旋转型流体机械应用于压缩机上的密闭 型压缩机的横断面图(相当于图2的I-I断面)

图2是图1的II-II纵断面图，

图3A-图3D是本发明相关的旋转型流体机械的工作原理说明图，

图4是本发明相关的旋转型流体机械的置换器平面图，

图5是图4的V-V断面图，

图6是本发明相关的旋转型流体机械的外壳平面图，

图7是图6的VII-VII断面图，

图8是本发明相关的置换器端面部的油膜形成说明图，

图9是本发明另一实施形态相关的压缩机主要部分纵断面图，

图10是本发明另一实施形态相关压缩机的置换器平面图，

图11是本发明另外的实施形态相关的压缩机主要部分纵断面图，

图12是图11的XII-XII断面图，

图13是本发明又一实施形态相关的压缩机纵断面图，

图14是本发明另一实施形态相关的低压型压缩机纵断面图，

图15是图14的XV-XV横断面图，

图16是本发明另一实施形态相关的低压型压缩机的置换器平面图，

图17是图16的XVII-XVII断面图，

图18是本发明又一实施形态相关的低压型压缩机主要部分纵断面 图，

图19是本发明又一实施形态相关的低压型的压缩机置换器平面图，

图20是图19的XX-XX断面图，

图21是密封部件的密封动作说明图，

图22是应用本发明的旋转型压缩机的空调系统图，

图23是应用本发明的旋转型压缩机的冷冻系统图，

图24是显示本发明旋转型流体机械的置换器的另外的实施形态的平 面图，    

图25是图24的XXV-XXV断面图。

以下，以图示显示形态详细说明本发明的结构。参见图1至图8。

在图2中，1为本发明所述的旋转性压缩部件，2为驱动该压缩部件 电动部件，3为放置旋转形压缩部件1和电动部件2的密闭容器。在图1 中，旋转型压缩部件1由外壳(有时叫做动力缸)4、置换器(有时也叫 旋转活塞)5、驱动轴6，在图2中还有主轴承7和副轴承8、吸入孔9、 排出孔10、引导阀式排出阀11及挡块(阀顶)11a构成，其中：外壳 4具有多个凸出部4b及该凸出部4b固定孔4c(参照图6)，凸出部 4b由内周壁4a向内侧凸出；置换器5配设在该外壳4的内侧，与外壳 4的内周壁4a凸出部4b相咬合；驱动轴6驱动置换器5，其曲柄部6 a嵌在前述置换器5的中心部的轴承5a上，主轴承7和副轴承8兼做封 闭前述外壳4的两端开口部(轴向开口部)端板和支撑驱动轴6的轴承； 吸入孔9设于前述主轴承7端板上；排出孔10设于前述副轴承8上；引 导阀形排出阀11及挡块11a用于开闭该排出孔10。

在图1中，5b为设于置换器5两端面上的油槽，由自中心部的轴承 5a至外周端附近弯曲延伸的多个浅槽(槽深0.5mm左右)构成，5c 为连通置换器5两端面的贯通孔。在图2中，12为被安装在主轴承7上的 吸盖，把吸入室7a一体形成于主轴承7上，区分出密闭容器3内的压力 (排出压力)，13为把排出室8a一体形成于副轴承8上排出盖。

电动部件2由定子2a和转子2b构成，转子2b利用压入或热镶等 方式固定在驱动轴6的一端。14为储存在密闭容器3的底部的润滑油， 驱动轴6的下端部浸在其中。6b是利用通过驱动轴6的回转而带来 离心泵作用把润滑油14供给到轴承等各个滑动部的给油孔，给油帽6c 被安装在驱动轴6的轴端。16为吸入管，16为排出管，图1中的17 是由外壳4的内周壁4a及凸出部4b和置换器5的咬合而形成工作室。 另外，19是压缩部件的组装螺栓，18是防止外壳4的凸出部4b部的 压力变形等的固定螺栓，20为排出气通路。

由图2说明工作气体(工作流体)流动。如图中箭头所示，，通过吸 入管15进入密闭容器3中工作气体通过主轴承7上设有的吸孔9进入旋 转形压缩部件1，在此利用驱动轴6回转使置换器5进行旋转运动，从而 使工作室的容积缩小，并压缩上述工作气体(详细情况后述)。被压缩的 工作气体自副轴承8端板上的排出孔10把排出阀顶起，进入排出室8a 内，自此，经由以贯通副轴承8、外壳4及主轴承7的外周部的形式形成 的排出气体通路(无图示)进入密闭容器3内，介由电动部件2，从排出 孔17流出外部。

下面，用图3A至图3D说明旋转形压缩部件1的工作原理。记号O 为置换器5的中心、记号O’为外壳4(或驱动轴6)的中心。记号a、b、 c、d、e、f表示外壳4的内周壁4a及凸出部叶片4b和置换器5的 咬合的接点(密封点)。如果在此看外壳4内周轮廓形状则为由3处相同 曲线的组合连续而光滑地连接着。如果着眼这其中一处，则形成内周壁4 a凸出部叶片4b形状的曲线可以看成有厚度的一个涡旋曲线，其内壁曲 线为实质性绕角几乎为360°的涡旋曲线，外壁曲线也是实质性绕角几乎 为360°的涡旋曲线。也就是说，在图3A中，在a至b之间有2个不同 的360°的涡旋线。把这2个曲线构成的涡旋体几乎等间距地配设在以0 为中心的圆周上，相邻的涡旋体的外壁曲线和内壁曲线(为了曲线说明上 的方便使用了外壁内壁两个词，但说到外壳的内壁面时，为两者的总称) 有圆弧等光滑曲线连接，构成内周轮廓形状。

置换器5的外周轮廓形状也以和上述外壳4同样的原理构成。也就是 说在置换器5的中心和驱动轴6的中心相重叠上时，自外壳4的内壁面上 离开仅为旋转半径ε的空间，而使置换器5的外壁面存在于其中。也就是说 两者以相似形状构成。

压缩作用通过使驱动轴6按顺时针方向回转，置换器5不在作为固定 侧的外壳4的中心o’的周围自转，而是以旋转半径ε(＝OO’)作公周 运动，在置换器5的中心O周边形成多个工作室17(在本实施形态下， 通常为3个工作室)。如果着眼于由接点a和接点b包围的，由网点表示 的1个工作室(吸入终了时分成两个，但压缩形成一开始，这两个工作室 就马上连成1个)则图3A为自吸入孔9向该工作室吸入工作气体终了的 状态，驱动轴6自该状态顺时针回转90°后的状态为图3B，再往前转动 180°则到图3D的状态。从图3D再转90°则返回到最初的图3A的状态。 这样，随着驱动轴6的回转的进行，工作室18的容积就被缩小，由于排 出孔10由排出阀11封闭着，因此工作流体的压缩作用就被实现了。而 且当工作室17内的压力高于外部的排出压力时，由于压力差排出阀11 就自动打开，被压缩工作气体通过排出孔10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，下一吸入行程就被准备，排出终了时就是下一次压缩 开始。在该实施形态下吸入过程的工作室和压缩(排出)过程的工作室邻 接。像这样，由于进行连续的压缩作业的工作室在位于置换器5中心部的 驱动轴承5a的周围被几乎等间距地分散配设，各工作室分别错开相位进 行压缩，所以轴扭矩的变动及突出气体的压力波动非常小，因而可以降低 起因于此的振动、噪音。

另外图3c的工作室17的反时针方向邻接的工作室在该状态下处于 吸入过程，但当进入图3D的状态时，原为1个的工作室被分断为2个， 被从各自的排出口排出，这一点也是本实施态下容积型流体机械的特征。 与被分断的量相等的工作流体由顺时针方向邻接的工作室供给。

如以上说明所述，形成连续的压缩动作的工作室被几乎等间距分散配 设在位于旋转活塞5中心的驱动轴轴承5a周围，各工作室分别错开相位 进行压缩。即虽然着眼于一个空间时，从吸入到排出轴回转角为360°， 但在本实施形态下形成有3个工作室，由于它们错开120°相位进行排 出，所以作为压缩机，在其轴回转角360°期间就要排出3次冷媒。这样， 能够使冷媒的排出波动小这一点是往复式、旋转式及蜗轮式所没有的。当 把压缩作业终了的瞬间的空间(由接点a和b包围空间)作为一个空间看 时，由于在任何压缩机动作状态下也是设计成构成吸入行程的空间和构成 压缩行程的空间可以相互交替，因此，可以在压缩行程的终了的瞬间立即 向下一次压缩形成进行从而可以顺畅、连续地压缩流体。

另外，上述文献1及2所示的容积型流体机械存在如下一个期间，即 吸入孔和排出孔介于由置换器和外壳包围的1个空间而连通的期间。该连 通器间对吸入压缩(排出)无实质性帮助，是无用的。在本实施形态下的 容积型流体机械中，不存在上述文献1及文献2可看到的连通期间，任何 空间都作为工作室而起作用，从而可以形成高效率的容积流体机械。

下面利用图4～图8就作为发明的特征，有效密封置换器和段板间间 隙(轴向间隙)的方法进行说明。图4为本发明所述的置换器5的平面图， 图5为图4的V-V断面图，图6所述的与置换器相咬合的外壳4的单面 图，图7为图6的VII-VII断面图，图8显示本发明所述的置换器 的端面部的油膜形成说明图。

在图中，外壳4的高度尺寸为H，置换器5的高度尺寸h被设定为比 该尺寸H稍小一点(10μm的程度)的值。这些尺寸可以由一般的平面研 磨比较容易地实现高精度加工，从而置换器5和段板间的间隙(轴向间隙) 被控制为非常小的值(5μm左右)。在置换器5的两端部设有由自中心部 轴承5a向外周端附近弯曲延伸的3个浅槽(槽深0.5左右)构成的油槽 5b。这些油槽5b如图3的压缩作业原理图可知的，以包围处于高压的各 工作室17的方式被配设。轴向间隙的密封作用如下进行。

利用由驱动轴6的回转带来的离心泵作用被抽到密闭容器3底部的润 滑油14，通过给油孔6b被供给到轴承等各个滑动部，但其中被供给到 置换器5中心部轴承5a的油到达轴承端部，从那里如图8实线箭头所 示，通过各个油槽5b被供给到置换器5的外周端。另外在途中，由于润 滑油14变成了高压(排出压)所以由于其和外壳4内的低压部的压力差 而如虚线箭头所示移动从而在置换器5的两端面部同样地形成油膜(点画 线箭头表示供给到轴承5b的润滑油14直接向外壳4内的低压部移动的 线路)。这样油的密封作用被有效地发挥，由于外壳4内部的(压缩)工作 室和吸收室的压力差在置换器和端板间的间隙(轴向间隙)发生的工作气 体的内部泄漏被大幅降低，所以可以提供高性能的旋转型流体机械。并且， 进入工作室及吸入室内的油对图3中以记号a、b、c、d、e、f表示 的外壳4与置换器5相咬合的接点部的间隙(径向间隙)的密封作用也发 生了有效功能，可以有助于工作气体的内部泄漏的降低。另外油槽5b的 数量和形状并不限于上述实施形态，考虑压缩机的工作条件、密封作用所 需的油量，滑动部的润滑所需油量等的基础上可任意设计，例如，由于可 以容易地实现从性能及可靠性方面最适合的润滑油结构，因此可以大幅度 扩大机械设计的自由度。

图9是本发明的另一实施形态涉及的密闭型压缩机的主要部分纵断面 图，图10是图9中的置换器的平面图。在此与图1、图2使用了同一符 号的为同一部件，起同一作用。在图中，21为固定在副轴承8的端板上 的给油管，一端开口于密闭容器3底部的润滑油14中，另一端连接在设 于副轴承端板上的给油孔8b上，开口于置换器5的贯通孔5c上。在置 换器5的两端面部设有自该贯通孔5c到外周端附近弯曲延伸的3个油槽 5b。利用这样的结构，润滑油14利用压差通过给油管21被供给到贯 通孔5c及油槽5b内，与前述实施形态一样在置换器5的两端面部同样 地形成油膜，因此大幅降低了在轴向间隙产生的工作气体的内部泄漏。在 该实施形态下，独立于驱动轴6的给油泵作用之外，设有向置换器5端面 部供油的油供给路线，因此可以在不对轴承等滑动部的给油产生影响的情 况下，容易地增加向置换器的给油量，从而更加提高压缩机的可靠性。

图11为本发明的另外实施形态所述的密闭型压缩机的主要部分的纵 断面图，图12为图11中的XII-XII横断面图。在图中，22为 主轴承7及副轴承8上的置换器5滑动的端板面上形成的油槽，无论置换 器5处于怎样的回转角位置，该油槽的一端总是与置换器5的贯通孔5c 连通，如图12所示，该油槽22总是位于点画线所示的置换器5的内部。 利用这一结构，润滑油14通过给油管21、贯通孔5c被供给到油槽2 2内，与图9所示的实施形态一样，通过该油槽22，油膜被同样地形成 于置换器5的两端面上，具有同样的效果。这样油槽可在(置换器)和固 定部件(轴承端板)的任何一侧都可以形成，因而可以扩大其设计的自由 度。

图13为本发明的另一其他实施形态涉及的密闭型压缩机的纵断面 图。该实施形态是把本发明应用于卧式压缩机的情况。图中，23是封闭 外壳4的端面开口的前挡头，吸入孔9和排出孔10被做成一体，以谋求 结构的简化。24为覆盖前挡头23端面的挡头盖。25为支撑电动部件 2侧的驱动轴6的端部的辅助轴承，由机架26固定在密闭容器3上。2 7为一密封辅助轴承25轴端的形式而被安装的给油管，其一端开口于润 滑油14中。

利用该结构，驱动轴6回转，用旋转形压缩部件1进行压缩作业，同 时，利用排出压力和吸入压力压差密闭容器3底部的润滑油14通过给油 管27进入辅助轴承25，进而通过贯通驱动轴6的给油孔6b被供给到 各轴承滑动部。供给到置换器5的中心部的轴承5a的油到达轴承端部， 与图1～图8所示的实施形态同样通过油槽5b在置换器5的两端面部同 样地形成油膜，所以可以提供通过轴向间隙发生的工作气体的内部泄漏被 大幅降低的，高性能的旋转形流体机械。

以上的实施形态就密闭容器3内的压力为高压(排出压力)形的密闭 型压缩机进行了说明。作为高压型有如下优点。

(1)吸入管直接连接在旋转型压缩部件上，所以吸入气体的加热体 积小，可以提高体积效率。

(2)由于在密闭容器内含在排出气体中的油分的大部分被分离，所 以冷冻周期中的油循环量少，可以提高冷冻周期及热交换器的效率。

(3)由于润滑油处于高压状态，所以容易通过各滑动部的间隙把油 供给到工作室内，可以提高滑动部的润滑性。

下面就密闭容器3内的压力为低压(吸入压力)型的情况进行说明。 图14是把本发明另一实施形态所述的旋转性流体机械作为压缩机使用 的低压(吸入压)型压缩机纵断面图，相当于图15中的XIV-XIV断面。 图15为图14中的XV-XV横断面，图16为本发明中的，置换器的平 面图，图17为图16中的XVII-XVII的断面图，在图中，与前述图1～图 8符号相同的为相同的部件，其相同的作用。在低压型中，一体地设于副 轴承8上的排出室8a被由排出盖13区分为密闭容器3内的压力(吸入 压力)，排出室内的工作气体由排出管16直接流出外部。7b为以贯通 主轴承7的端板的形式形成气体逃逸孔。旋转型压缩部件1的工作原理等 与签署高压(排出压力)型同样。工作气体的流动如图中箭头所示，通过 吸入管15由密闭容器3进入吸入室7a的工作气体，通过主轴承7的端 板上形成的吸入孔9进入旋转型压缩部件1，在此，通过驱动轴6的回转 置换器5作旋转运动，使工作室17的容积缩小，从而被压缩。被压缩的 工作气体通过形成于副轴承的端板上的排出孔10，将排出阀11抬起， 进入密封的排出室8a内，经由连接在该密封器3上的排出管16流出外 部。

在低压型中，由于不能象高压型那样以压差供给润滑油，所以如何在 置换器5断面的轴向间隙稳定地保持油膜就很重要。本发明中的置换器5 如图16和图17所示在两端面的大部分区域(相当于置换器外周的轮廓 形状留下任意的密封宽度后的区域，密封宽度比旋转半径ε的2倍小的 值)形成由深0.5左右的凹坑构成的积油槽28，该积油槽28与置换器 5中心部的轴承5a连接。因此利用驱动轴6的回转引起的离心泵作用被 吸入的密闭容器3底部的润滑油14经给油孔6b被供给到轴承等各滑动 部，自置换器5的中心部的轴承5a流入油槽28，使油经常保持在置换器5 的端面部，所以通过置换器5的旋转运动在两端面部的轴向间隙油膜被形 成。这样油的密封作用就起作用，外壳4内部由于(压缩)工作室和吸入 室的压差而引起的端板间的间隙(轴向间隙)发生的工作气体的内部泄漏 就被减少，从而可以提供高性能的旋转型流体机械。由于该积油槽28如 图15所示，与各吸入孔9间断地连通，因此适量的润滑油被从吸入侧供 给到工作室17内，从而提高了外壳4和置换器5的咬合接点部的间隙(径 向间隙)的密封作用，从而可以降低在此处发生的工作气体的内部泄漏。 假如当工作气体漏入积油槽28内时，则逃逸孔7b把漏入的工作气体排 除到低压空间，其中逃逸孔7b以贯通主轴承7的端板的形式而形成，因 而防止了因气体流入而使轴承滑动部的润滑油降低这一问题。

这种低压型的优点如下。

(1)因为由被压缩的高温工作气体而进行的电动部件2的加热少， 所以定子2a，回转子2b的温度降低，电机效率提高，从而可以谋求性 能提高。

(2)在与氟隆等润滑油12有相容性的工作流体中，由于压力低，溶 于润滑油15中的工作气体的比例就小，就不易在轴承等处发生油的发泡 现象。从而可以提高其可靠性。

(3)可以使密闭容器3的耐压降低规格，从而使其壁薄质量轻。

以上说明了利用润滑油的密封作用降低旋转型流体机械内部泄漏的实 施形态，但降低内部泄漏也可以通过配设适当的密封部件来实现。

图18是把本发明的另一个实施形态中的旋转型流体机械作为压缩机 用的低压(吸入压)式压缩机主要部件纵断面图，图19是本发明中的置 换器的平面图。图20是图19中的XX-XX断面图。在图中29是嵌入 形成于置换器5的两端面部的槽中的密封部件，由配设在轴承部5a周围 的圆环形密封部件和包围着高压工作室的形式配设的C形状密封部件的2 种的密封部件构成。这些密封部件由例如四氟乙烯树脂材料为主要成份的 摩擦系数小、自润滑性、耐油性耐热性优良的合成树脂材料支撑。29a 为与密封部件29的侧面部和底部形成一体的凸部，为了做出作为高压工 作流体的导入路径的间隙，设在多个部位。以图21说明该密封部件对轴 方向间隙的密封动作。当C形状密封部件29的内侧的工作室17的压力 上升时，正如虚线箭头所示，通过密封部件29的凸部29a的周围间隙， 压力作用在凸部29a被形成的面上。由该气体压力引起的如实线箭头所 示的力作用于密封部件29上，将向低压侧泄漏的路径遮断，因此自轴方 向间隙发生的工作气体的内部泄漏被大幅地降低，从而可以提供高性能旋 转型流体机械，另外由于圆环密封部件29防止了气体向轴承滑动部的流 入，从而不会出现润滑油降低的问题。

另外，也可以配设弹簧等拉伸装置以取代凸部29。

以上，就同一平面上有3个工作室的旋转型流体机械进行了说明，但 本发明并不限于此，可以扩张到工作室的数量为2个以上N个旋转型流体 机械。(N值实用上8～10以下)。当工作室数增多时有以下优点。 (1)扭矩变动减小，振动噪音降低。 (2)动力缸以同以外径来比较时，为了确保相同吸入容积Vs，则动力 缸高度就可以降低压缩部件尺寸就可以小型化。 (3)由于作用于旋转活塞的自转力矩会变小，所以就可以减小旋转活塞 和油缸的滑动部的机械摩擦损失，同时提高其可靠性。 (4)吸入排出配管内的压力波动减小，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)。

本发明的其他实施形态显示于图22中。图22显示应用本发明旋转 型压缩机的空调系统。其循环为可冷暖气的热力泵循环，如前述图8说明 的本发明的旋转型压缩机30，室外交换器31、其风扇31a膨胀阀32， 室内热交换器33及其风扇33a，四方阀34构成。点画线35为室外 单元、36为室内单元。旋转压缩机30如图3工作原理所示的那样工作， 通过起动压缩机在外壳4和置换器5之间进行(例如氟隆HCFC22和 R407C，R410A等)压缩作用。

在制冷运转时，被压缩的高温高压工作气体如虚线箭头所示，自排出 管16通过四方阀34流入室外热交换器31，利用风扇31a的送风作 用放热、液化，由膨胀阀32节流经隔热膨胀而变成低温低压，由室内热 交换器33对室内热进行吸热并使其气化后，经吸入管15被吸入旋转压 缩机30。另一方面在制暖的时候，如实线箭头所示，与制冷运转时反向 流动，被压缩的高温高压工作气自排出管16经四方阀34进入室内热交 换器33，利用风扇33a的送风作用向室内放热，液化，由膨胀阀32 节流，经隔热膨胀而变成低温低压，用室外热交换器33从外气吸热被气 化后经吸入管15被吸入旋转型压缩机30。

图23显示装有本发明的旋转型压缩机的冷冻系统。该循环为冷冻(冷 室)专用的循环。图中，37是凝缩器，37a为凝缩器风扇，38为膨 胀阀，39为蒸发器，39a为蒸发器风扇。

通过起动旋转型压缩机30，在动力缸4和旋转活塞5之间进行工作 流体的压缩作用，被压缩的高温高压工作气体如实线箭头所示从排出管1 6进入凝缩器37，利用风扇37a的送风作用放热液化，由膨胀阀38 节流经隔热膨胀而变成低温低压，由蒸发器39吸热气体化后，经由管1 5被吸入旋转型压缩机30。这里无论图22和图23都装有本发明的旋 转型压缩机，所以可以得到能量效率优良，低振动，低噪音可靠性高的冷 冻空调系统。另外虽然在此作为旋转型压缩机30以高压型为例进行了说 明，但低压式也可以发挥同样的机能，起到同样的效果。

至此为止叙述的实施形态中，作为旋转型流体机械以压缩机为例进行 了说明，但本发明除此之外也可以应用于泵，膨胀机，动力机械等。另外 在本发明中，运动形态为一侧(外壳侧)固定，另一侧(置换器一侧)不 自转而以几乎一定的旋转半径进行公转运动的形式，但也适用于相对而言 与上述运动等价的运动形态的两回转式旋转型流体机械。

下面，用图24及图25说明置换器5的另一实施形态。

在图5中，油槽5a以几乎一定的宽度形成于置换器5上，但是，已 经判明由它形成于置换器5和端板之间的油膜是不均匀的。

用图3说明。在图3A中，如果我们着眼于密封点10两侧形成的工 作室17，则可以知道自置换器5的前端外壁面至油槽的距离是有差别 的。如果假定油槽5a内的油压及两工作室17的压力相同，则距油槽5 a远的外壁面一侧的置换器5的前端部表面上难以形成油膜。因此，在油 膜不能形成的部分，在置换器5和端板间，金属和金属直接相互滑动，会 成为烧伤、磨损的原因。    

在图24图25所示的实施形态中，尤其是为了使置换器的部分外壁 面和油槽5a距离t大致相等，把油槽5a扩宽至比图5所示的油槽5 a宽而形成，其中此处的置换器的部分外壁面为直接感受由置换器5前端 的压缩而产生的压力的部分，因此，在置换器5的表面上充分地形成油膜， 前述问题被解决了。另外，由于与端板接触的置换器5的表面积减少，因 而可以减少滑动损失。

如以上详细说明所述，本发明在把外壳内部划分成多个高压工作室和 低压工作室的置换器上设有油保持机构或者密封机构，利用这种结构可以 得到有效地密封置换器滑动部的轴向间隙，降低流体的内部泄漏的高性能 的旋转型流体机械。同时通过将这样的旋转型流体机械用于冷冻循环系 统，可以得到能量效率优良，可靠性高的冷冻空调系统。