作为旋转工作缸式的容积式泵，如日本特开平11-125191号公报(专利文献1)公开的密闭型压缩机所示，为在一个旋转工作缸设置回旋相位不同的两个以上的活塞的结构。
【专利文献1】日本特开平11-125191号公报
在该旋转工作缸式的容积式泵中，各部分的间隙为0，进而，当回旋活塞自转轴的回旋半径Ep与工作缸旋转轴的偏心量Es一致时，在任意的时间中的回旋活塞的回旋量ΔФp与旋转工作缸的旋转量Фs之间始终成立下式(1)的关系。此外，对于旋转工作缸的旋转量，以下主要将静止体的自转量称为旋转量。但是，根据情况，将旋转量换言称为自转量。另外，对于速度和中心轴也同样地，将旋转速度适当地换言称为自转速度，将旋转轴适当地换言称为自转轴。
Фs＝Фp/2………………………………(1)
将该式(1)的两边除以时间t，由此可以将式(1)用下式(2)表现。
Фs/t＝(Фp/t)/2……………………(2)
另外，若将回旋活塞的回旋速度用Ωp表示，将旋转工作缸的旋转速度用Ωs表示，则可以将式(1)用下式(3)表现。
Ωs＝Ωp/2………………………………(3)
当该式(1)或式(3)的关系因某些理由而不能成立时，难以恢复到正常的关系，其结果是，泵动作不能继续，容积式泵锁定。
然而，通常，回旋活塞的回旋运动由以回旋半径作为偏心量的曲轴的旋转来实现。由此，旋转工作缸式的容积式泵具有以下特征。
第一，曲轴的偏心销部和旋转工作缸必须满足所述的式(1)或式(3)的关系，因此，必须成为能够进行相对旋转(相对旋转速度为Ωp/2)的结构。具体而言，需要设置如下结构，即，将回旋活塞的外形设为圆筒形状而能够使回旋活塞外周面与旋转工作缸的泵槽之间旋转；或能够使回旋活塞内周面与曲轴偏心销部之间旋转。
第二，在旋转工作缸式的容积式泵中，由于回旋活塞的回旋半径Ep与旋转工作缸的偏心量Es(距离回旋活塞的回旋中心的偏心量)相同，因此，在回旋活塞的一次回旋中，回旋活塞自转轴与旋转工作缸的旋转轴仅一次一致。
在旋转工作缸式的容积式泵中，由于具有这些特征，所以，由后述的机构产生原理上的所述式(1)或式(3)不成立的状况。认为该式(1)或式(3)不成立状况产生频率较低，从而考虑能够以简单的对策来对应。但是，在实际设备中进行试验可知，由于设于要素间的间隙或要素配置(组装)的误差，所述式(1)或式(3)不成立的状况频繁发生，必须采取用于避免泵动作的锁定的彻底的对策。
以下，首先说明所述式(1)或式(3)不成立的原理性机构，之后，说明实际设备的机构。
首先，使用表示原理性泵动作的图17说明使所述式(1)或式(3)原理上不成立的机构。该图17示出了当偏心销部顺时针旋转一圈时的每45度的回旋活塞及旋转工作缸的位置。在此，图中所记载的外侧的角度(粗体字)为偏心销部的回旋量，为考虑偏心销部与回旋活塞间无间隙的理想情况，因此与Фp相等。另外，内侧的角度(细体字)为从旋转工作缸的旋转轴观察的回旋活塞自转轴(偏心销部中心轴)的回旋量，为考虑回旋活塞与泵槽间无间隙的理想情况，因此与Фs相等。在上述各个时刻中，除了后述的唯一的例外，根据几何学的关系，旋转工作缸的旋转量Фs相对于回旋活塞的回旋量Фp被限定为图17所示的角度，因此，所述式(1)或式(3)成立。
上述例外是指作为旋转工作缸式的容积式泵的第二特征、即所述工作缸旋转轴(自转轴)与回旋活塞自转轴一致的时刻(图17的(I5))。由于两泵部件的自转轴一致，根据所述第一特征，在回旋活塞不回旋(Ωp＝0)的情况下，旋转工作缸能够旋转(Ωs≠0)。由此，通过以下的(I)状况，可能产生(II)的不良情况。
(I)在旋转工作缸的旋转轴与回旋活塞的自转轴一致的时刻泵停止。
(II)对旋转工作缸施加任何的自转转矩，在所述(I)的状况下，回旋活塞不回旋仅旋转工作缸旋转。
若按该机构改变状态，则陷入所述式(1)或式(3)不成立的如图18的状况。另外，一旦陷入该状况，即使回旋活塞要回旋，如图19的箭头所示，施加给旋转工作缸的力朝向通过(在所述(II)产生的旋转工作缸的旋转为任何旋转角度)旋转工作缸的旋转轴的方向产生。因此，没有产生使旋转工作缸转的转矩，不能够自然恢复旋转工作缸进行自转而所述式(1)或式(3)成立的正规的姿势。其结果是，容积式泵锁定。可知为了避免该泵锁定，需要有效且简单地避免所述(I)。例如，可以使用作为驱动源的电动机的齿槽效应，以泵在所述(I)的状态下不停止的方式来确定电动机的设定角。
以下，对实际设备的情况下的引起所述式(1)或式(3)不成立的机构进行说明。根据所述原理性机构可知，锁定是以所述(I)的产生为前提的，但实际上，即使不出现所述(I)的情况，锁定也频繁发生。即，存在原理性考察中没有被导出的锁定产生机构。因此，改变实际设备的锁定产生机构进行考察。即，在泵动作中，考察旋转工作缸产生所述式(1)或式(3)之外的旋转的机构。
使用图19、图20对以偏心销部与回旋活塞之间的间隙为原因的主要机构进行说明。图19是对偏心销部与回旋活塞之间的间隙给泵动作所带来的影响进行说明的图。在图19中将该间隙扩大示出。图19(R3)～(R5)表示与图17(I3)～(I5)相同的时刻。
回旋活塞由于分隔吸入侧泵室和喷出侧泵室，因此，承受从工作流体朝向图19的箭头方向的力。因此，回旋活塞根据偏心销部与回旋活塞之间的间隙，向该力的方向位移。图19中夸大示出了所述位移，该情况下的回旋活塞自转轴用实心圆表示。另外，各个情况下的偏心销部中心轴也用四边形测绘。图19(R5)以后，偏心销部向下方左侧移动，因此，这以后的实心圆一定向左移动。其结果是，回旋活塞的自转轴轨迹没有通过旋转工作缸的旋转轴，而通过其左侧。图20示出了放大该回旋活塞自转轴的轨迹。
进而，作用于回旋活塞的力与来自所述工作流体的力一起使旋转工作缸旋转，因此，施加在旋转工作缸的力的反作用力向与泵槽成直角的方向作用。由此，图20中将该反作用力引起的位移进一步改变了的回旋活塞的自转轴位置用空心圆测绘。可知在来自该旋转工作缸的反作用力的作用下，回旋活塞的自转轴轨迹更向左侧偏移。由于连接回旋活塞自转轴与工作缸旋转轴的直线方向为泵槽的方向(即，旋转工作缸的旋转相位)，因此，可知旋转工作缸在其附近(工作缸旋转轴与回旋活塞的自转轴一致的位置附近)，存在产生所述式(1)或式(3)之外的旋转(具体而言，旋转方向从顺时针向逆时针紧急反转)的可能性。即可知，偏心销部与回旋活塞之间的间隙在泵动作中，有引起所述式(1)或式(3)之外的旋转而锁定的可能性。
相反，根据该考察也能够进行如下说明，在旋转工作缸的旋转轴与回旋活塞的自转轴原理上一致的位置附近，即使两者不一致，也有在不锁定的情况下成为正规的泵动作的可能性。即，若旋转工作缸的旋转轴与回旋活塞的自转轴轨迹的偏移比回旋活塞与旋转工作缸的泵槽的间隙小，则能够在不改变泵槽的方向的情况下，使回旋活塞的自转轴通过从泵槽的中心轴远离的位置，能够使泵动作继续。
在此叙述的工作缸旋转轴和回旋活塞的自转轴是指使回旋活塞的自转轴通过从泵槽的中心轴远离的位置的瞬间的瞬间轴。
如以上说明所示，在像泵构成要素间具有间隙那样的实际设备的情况下，在原理性考察时省略的间隙作为原因产生所述式(1)或式(3)不成立的状况的同时，也产生通过间隙修正所述式(1)或式(3)不成立的状况的效果。同样的状况也因在所述没有说明的其他的要素间的间隙或要素的配置误差(回旋活塞自转轴的回旋半径Ep与工作缸旋转轴的偏心量Es不一致等)而产生。如此，所述式(1)或式(3)不成立，泵的动作锁定在任何的要素之间的间隙或要素配置的条件下产生，或在各种状况的组合下确定，因此，很难根据每一锁定产生状况来采取对策。
由此，为了避免旋转工作缸式的容积式泵的动作锁定，继续顺利的动作，有必要设定使所述式(1)或式(3)的关系在旋转工作缸与回旋活塞间始终成立的转动限定机构。并且，也需要严格约束所述式(1)或式(3)的关系，且满足如下的(A)、(B)的条件的转动限定机构。
(A)将旋转工作缸与回旋活塞设为限定所述式(1)或式(3)的关系的现转动机构以外的机构。
(B)在旋转工作缸的旋转轴与回旋活塞的自转轴一致的时刻附近，将两者的配置限定为所述式(1)或式(3)的关系的限制作用也最强，该时刻之外，其限制作用被缓和。
为了避免动作锁定，所述专利文献1采取了将回旋相位为180度不同的两个回旋活塞设于一个旋转工作缸的对策。这是彻底解决对策的一个，随着一侧的回旋活塞的自转轴接近旋转工作缸的旋转轴，另一侧的回旋活塞的自转轴距离旋转工作缸的旋转轴最远，回旋活塞与泵槽的组合发挥相互满足所述条件(A)、(B)的转动限定机构的作用。
但是，该技术需要两个回旋活塞，因此与小容量化不相称。进而，由于增加了部件件数，所以导致加工成本增大。并且，进而，以下所述的组装性大幅降低。曲轴具有在180度不同的方向上偏心的两个部位的偏心销部，使其插入在90度不同的方向上设定有两根泵槽的旋转工作缸几乎是不可能的。例如，若将偏心销部的偏心量和直径相对于泵槽宽度设计为极其小，则几何学上是可能的，但为了确保按压量(押除け量)，必须增大回旋活塞的外径和高度，产生偏心销部的负荷增大，使得可靠性和性能大幅降低。因此，除分割旋转工作缸之外，将它们分别插入曲轴的偏心销部之后，需要以高的位置精度进行一体化的复杂的组装工序，存在制造成本上升的问题。

本发明的目的在于提供一种能够使泵动作顺利继续的同时，适于小容量且能够降低制造成本的容积式泵及使用了该容积式泵的容积式流体机械。
为了实现前述目的，本发明的第一方案提供了一种容积式泵，其具备：泵壳，其具有壳体室；旋转工作缸，其具有泵槽，且配置为能够在所述壳体室旋转运动；回旋活塞，其间隙嵌合于所述泵槽而分隔该泵槽，从而形成两个泵室，所述回旋活塞或所述旋转工作缸利用驱动源进行回旋运动或旋转运动，旋转工作缸能够以工作缸旋转轴为中心进行旋转运动，该工作缸旋转轴相对于作为回旋活塞的回旋运动的中心轴的活塞回旋轴的偏心量为Es，所述泵槽与作为所述旋转工作缸的旋转运动的中心轴的工作缸旋转轴交叉并以直线状延伸，所述回旋活塞在所述泵槽内往复运动，且能够相对于所述泵壳以回旋半径Ep进行回旋运动地进行自转运动，所述回旋活塞的回旋半径Ep与所述旋转工作缸的偏心量Es大致相等，其中，将嵌合于所述旋转工作缸的所述回旋活塞的数量设为一个，所述容积式泵还具有转动限定机构，该转动限定机构维持所述回旋活塞的回旋及所述旋转工作缸的旋转，并将该回旋活塞的回旋速度限定为该旋转工作缸的旋转速度的2倍。
上述本发明的第一方案的更优选的具体结构如下所述。
(1)在所述活塞回旋轴回旋了180度的回旋角度时的所述转动限定机构的限定作用度小于在所述活塞回旋轴与所述工作缸旋转轴一致的回旋角度时的所述转动限定机构的限定作用度。
(2)由偏心量为Ec的曲轴来实现所述回旋活塞的回旋运动，
由偏心量为Eb的轴承部来实现所述旋转工作缸的旋转轴，
所述回旋活塞与所述泵槽之间的间隙为所述曲轴的偏心量Ec与所述轴承部的偏心量Eb之差的2倍以下。
(3)所述转动限定机构具备：使所述回旋活塞的自转与所述旋转工作缸的旋转同步的旋转同步机构；将所述回旋活塞的回旋速度限定为自转速度的2倍的活塞转动限定机构。
(4)所述旋转同步机构通过在所述回旋活塞设有侧面平坦部来构成，该侧面平坦部与所述泵槽的两侧面分别滑动连接。
(5)所述活塞转动限定机构具备滑块机构，该滑块机构限定所述回旋活塞的运动，使所述回旋活塞自转轴的回旋运动轨迹上，与所述工作缸旋转轴不同位置的静止点始终处于通过所述回旋活塞自转轴的固定于所述回旋活塞上的直线上。
(6)将所述静止点设置于所述回旋运动轨迹上的从所述工作缸旋转轴的位置旋转了180度的位置。
(7)所述滑块机构具备不动滑块及转动引导件，
所述不动滑块由位置固定圆柱来实现，所述位置固定圆柱固定配置于所述泵壳的与所述静止点对应的位置，
旋转引导件通过在所述回旋活塞设置引导槽来实现，该引导槽以所述直线为中心线与所述位置固定圆柱构成滑动副，具有与所述位置固定圆柱的直径同等的宽度。
(8)所述不动滑块具备：固定中心轴；滑块部件，其插入该固定中心轴且旋转自如。
(9)将所述引导槽作为工作流体的通路。
(10)将所述引导槽延伸至所述侧面平坦部。
(11)作为向容积式流体机械的各部分供给油的油供给源搭载于所述容积式流体机械。
另外，本发明的第二方案提供了一种容积式流体机械，其具备：驱动源；由所述驱动源驱动的曲轴；由所述曲轴驱动的容积式泵，所述容积式泵具备：泵壳，其具有壳体室；旋转工作缸，其具有泵槽且配置为能够在所述壳体室旋转运动；回旋活塞，其间隙嵌合于所述泵槽而分隔该泵槽，从而形成两个泵室，所述回旋活塞或所述旋转工作缸利用所述驱动源进行回旋运动或旋转运动，旋转工作缸能够以工作缸旋转轴为中心进行旋转运动，该工作缸旋转轴相对于作为回旋活塞的回旋运动的中心轴的活塞回旋轴的偏心量为Es，所述泵槽与作为所述旋转工作缸的旋转运动的中心轴的工作缸旋转轴交叉并以直线状延伸，所述回旋活塞在所述泵槽内进行往复运动，且能够相对于所述泵壳以回旋半径Ep进行回旋运动地进行自转运动，所述回旋活塞的回旋半径Ep与所述旋转工作缸的偏心量Es大致相等，其中，将嵌合于所述旋转工作缸的所述回旋活塞的数量设为一个，所述容积式流体机械设有转动限定机构，该转动限定机构维持所述回旋活塞的回旋及所述旋转工作缸的旋转，并将该回旋活塞的回旋速度限定为该旋转工作缸的旋转速度的2倍。
根据本发明，能够提供一种能够使泵动作顺利继续的同时，适于小容量且能够降低制造成本的容积式泵及使用了该容积式泵的容积式流体机械。
附图说明
图1是本发明的第一实施方式涉及的涡旋压缩机的纵向剖面图。
图2是图1的涡旋压缩机的背压室附近的详细放大图。
图3是图1的涡旋压缩机的供油泵的放大纵向剖面图。
图4是图3的K-K剖面放大图。
图5是图4的V-V剖面图。
图6A是图1的涡旋压缩机的供油泵的位置固定圆柱附近的变形例1的放大纵向剖面图。
图6B是图1的涡旋压缩机的供油泵的位置固定圆柱附近的变形例2的放大纵向剖面图。
图7是图1的涡旋压缩机的供油泵的基板的俯视图。
图8是变更了图1的涡旋压缩机的供油泵的位置固定圆柱的设置位置和回旋活塞侧面形状时的横向剖面图。
图9是图1的涡旋压缩机的供油泵的部件展开立体图。
图10是图1的涡旋压缩机的供油泵的动作说明图。
图11是图1的涡旋压缩机的供油泵的旋转同步机构和活塞转动限定机构的说明图。
图12是本发明的第二实施方式涉及的涡旋压缩机的供油泵的位置固定圆柱的放大纵向剖面图。
图13是图12的L-L剖面放大图。
图14是本发明的第三实施方式涉及的涡旋压缩机的供油泵的位置固定圆柱的放大横向剖面图。
图15是本发明的第四实施方式涉及的涡旋压缩机的背压室附近的详细放大图。
图16是本发明的第四实施方式涉及的涡旋压缩机的供油泵的放大纵向部面图。
图17是旋转工作缸式的容积式泵的原理性泵动作的说明图。
图18是以旋转工作缸式的容积式泵进行原理之外的泵动作的说明图。
图19是表示以旋转工作缸式的容积式泵进行实际的原理之外的泵动作的一例的说明图。
图20是表示以旋转工作缸式的容积式泵进行实际的原理之外的泵动作时的回旋活塞中心轨迹的图。
图21是图1的涡旋压缩机的供油泵的旋转工作缸旋转角的限定作用度的说明图。
图22是表示图1的涡旋压缩机的供油泵的泵槽与回旋活塞之间的间隙为Eb与Ec之差的2倍时的回旋活塞的轨道的图。
符号说明：
1…涡旋压缩机
2…固定涡盘部件
3…回旋涡盘部件
4…框架
5…欧式环(ォルダムリンゲ)
6…曲轴
6b…供油孔
6f…泵轴部
6f1…泵偏心部
7…电动机
22…旁通阀
26…背压控制阀
30…供油泵
30a…回旋活塞
30a5…平面端部
30a6…活塞轴承孔
30b…旋转工作缸
30b1…泵槽
30b4…端板
30c…泵壳
30c4…壳体室
30d…泵喷出流路
30g…引导槽
30h…侧面平坦部
30p…位置固定圆柱
30p4…辊
30p5…滑动辊
30s…泵吸入流路
100…压缩室
105…吸入室
110…背压室
120…喷出室
125…贮油部
140…泵室
140s…吸入泵室
140d…喷出泵室
α…活塞回旋轴(曲轴旋转轴)
β…泵偏心部中心轴
β’…回旋活塞自转轴
γ…工作缸旋转轴(工作缸自转轴)

以下，结合附图对将本发明的容积式泵作为向作为容积式流体机械的涡旋压缩机的轴承或压缩室供给油的供油泵(将工作流体作为油)的情况下的多个实施方式进行说明。各实施方式的图中的同一符号表示同一物或相当物。此外，本发明也包括根据需要将各实施方式适当地组合而得到进一步有效的效果。另外，以后，本发明的容积式泵中的工作流体被限定于油中，因此，称为油，工作流体的称呼是指涡旋压缩机的工作流体。
(第一实施方式)
使用图1～图11说明在壳体内设置贮油部，在壳体内构成吸入压力的涡旋压缩机中将本发明的容积式泵作为供油泵而搭载的第一实施方式。这样，作为在壳体内构成吸入压力的所谓的低压腔型，可例举将可燃性气体作为工作流体的情况。例如，丙烷或丁烷等烃系流体与其相当。这是从安全性观点出发，用于将封入包括压缩机的装置整体的工作流体的总量减少的有效方式。
首先，使用图1的本发明的第一实施方式涉及的涡旋压缩机的纵向剖面图、图2的背压室附近(图1的N部)的放大图对本实施方式的涡旋压缩机的整体结构和动作进行说明。此外，使用图3～图11在以后详细说明本实施方式的供油泵。
吸入管53贯通壳体8的侧面设置，吸入压力的工作流体通过该吸入管53被导入壳体8内。并且，该工作流体从向固定涡盘2的侧面开口的吸入口2e导向压缩室100，该压缩室100形成在固定涡盘2和回旋涡盘3之间。该压缩室100利用回旋涡盘3的回旋运动从外周部向内周部移动的同时缩小容积，因此，压缩室100内的工作流体被压缩。在此，回旋涡盘3的回旋运动通过利用电动机7使回旋涡盘3所连接的曲轴6旋转，并由欧式环5防止自转来实现。
在固定涡盘2的上表面设有用于避免过压缩或液压缩的旁通阀22，并且，设有使被压缩的工作流体喷出的喷出口2d。固定涡盘2螺纹固定于框架4。在回旋涡盘3的背面与框架4之间形成有构成中间压力(吸入压力与喷出压力的中间的压力，以下称为背压)的背压室110。
曲轴6通过轴翼部6h搭载于框架轴向突起6p而限定轴方向位置，并且，上部由主轴承24支承，其下部由副轴承25支承。设于曲轴6的上端的偏心销部6a插入回旋涡盘3的回旋轴承23。在此，副轴承25由滚柱25a和滚柱保持架25b构成。滚柱保持架25b焊接于在壳体8固定的副轴支承件50。利用由该滚柱25a与滚柱保持架25b构成的结构，能够在某一程度上允许副轴支承件50的倾斜。
将用供油泵30从壳体8下部的贮油部125汲取的油通过曲轴6的供油孔6b而供给于上述轴承。向回旋轴承23和主轴承24供给的油进入背压室110，然后，通过贯通框架4的背压室流出路135向框架4的侧面流出，最终返回贮油部125。在此，在背压室流出路135的途中设有背压控制阀26。该背压控制阀26将背压室110的压力保持为所需的背压。利用该背压，在压缩时将回旋涡盘3向固定涡盘2施力。
另一方面，为了提高压缩室100的密封性，从回旋轴承室115通过压缩室供油路130向压缩室100供给少量的油。该油作为喷出油与工作流体一起从喷出口2d或旁通阀22向固定涡盘2上部喷出。
喷出油分离返油工作缸55被螺纹固定于固定涡盘2的上部，且在固定涡盘2的上部形成有喷出室120。在喷出油分离返油工作缸55的上部螺纹固定有具有进一步突出的喷出管52的喷出罩51，形成油分离室90及回油室95。
将流入喷出室120的工作流体导向油分离室90，在将混入了该工作流体的油分离之后，使工作流体通过喷出管52向压缩机1外流出。在油分离室90被分离的油流入回油室95。并且，流入回油室95的油经由连接回油室95与贮油部125的回油路80和设置于其途中的回油量调整阀70返回贮油部125。回油量调整阀70是承担如下作用的阀，即，用于密封回油路80的两侧的喷出侧与吸入侧，始终确保回油室95中有少量的油，同时使与流入回油室95的油量相同量的油返回贮油部125。该回油量调整阀70由浮球阀或利用包括分离油量的信息的传感器信号来控制开度的电磁阀等来实现。
本实施方式的供油泵30除承担将位于贮油部125的油向由副轴承25、主轴承24、回旋轴承23构成的曲轴6的各轴承部供给、或向用于提高压缩室的密封性的压缩室100供给等本来作用之外，还承担产生背压并向背压室110供给的作用。因此，供油泵30不仅承担流量的作用还承担升压作用。
在本实施方式中，具备将流入回油室95的分离油的一部分导入背压室110的分离油背压室导入路500。并且，设有分离油分支机构501，该分离油分支机构501调整油向所述分离油背压室导入路500流动的流量。即使由供油泵30进行的背压升压量不足的情况，通过使喷出压的分离油进入背压室110也能够使背压上升，具有能够避免因背压不足所导致的压缩机性能降低的效果。作为该分离油分支机构501的最简单的实现机构，已知有配管径不同的分支管。
此外，也可以将分离油分支机构501与背压控制阀26一体化，设置当背压不上升时，进行将分离油导入背压室110之类的动作的分离油导入背压控制阀。该情况下，仅在由供油泵进行的背压上升没有进行时，使分离油进入背压室110。由此，无需始终使高温的分离油进入背压室110，具有抑制压缩室100的加热，提高压缩机性能的效果。
接着，使用图3至图11、图21、22对供油泵30的详细结构及动作进行详细说明。该供油泵30是以作为涡旋压缩机1的动力源的电动机7作为驱动源，将回旋活塞30a作为驱动侧、将旋转工作缸30b作为从动侧的旋转工作缸式的容积式泵。
首先，使用图3至图9对供油泵30的结构进行说明。图3是供油泵30的纵向剖面图(为图1的M部放大详细图、图4的H-H剖面图)，图4是供油泵30的横向剖面图(图3的K-K剖面图)，图5是供油泵30的与图3不同的纵向剖面图(图4的V-V剖面图)，图6A是基板30c1与独立的位置固定圆柱30p的固定部的放大纵向剖面图，图6B是与图6A不同方式的基板30c1与独立的位置固定圆柱30p的固定部的放大纵向剖面图，图7是基板30c1的俯视图，图8是变更了位置固定圆柱30p的设置位置与回旋活塞30a的侧面形状时的供油泵30的横向剖面图，图9是供油泵30的部件展开立体图。
在曲轴6的下端部设有细径的泵轴部6f，在该泵轴部6f的下部设有泵偏心部6f1。该泵偏心部6f1间隙嵌合于在回旋活塞30a的中央部形成的活塞轴承孔30a6。回旋活塞30a通过曲轴6的泵偏心部6f1的偏心旋转，以回旋半径Ep进行回旋运动。供油孔6b在泵偏心部6f1的下端面开口。
设有旋转自由的旋转工作缸30b，该旋转工作缸30b将相对于回旋活塞30a的回旋轴α以与回旋半径Ep大致相等的偏心量Es偏心的轴作为旋转轴γ。该旋转工作缸30b具有泵槽30b1，且配置为能够在泵壳30c的壳体室30c4中进行旋转运动。泵槽30b1与旋转工作缸30b的旋转运动的中心轴即工作缸旋转轴γ交叉，并以直线状延伸。回旋活塞30a间隙嵌合于泵槽30b1，且配置为能够往复运动，通过分隔该泵槽30b1，将回旋活塞30a的两侧的空间作为两个泵室140形成。嵌合于旋转工作缸30b的回旋活塞30a的个数为一个。
在此，泵偏心部6f1的中心轴β与曲轴6的旋转轴α之间的间隔大致限定回旋活塞30a的回旋半径Ep。然而，由于泵偏心部6f1与活塞轴承孔30a6之间具有间隙，因此，通常，回旋活塞30a根据施加在回旋活塞30a的径向力(所述发明要解决的课题中要叙述的力，参照图19、20)而位移。因此，泵偏心部6f1的中心轴β与曲轴旋转轴α的间隔Ec(省略Ec的标记)从作为活塞轴承孔30a6的中心轴(这可以视作回旋活塞的自转轴，标记为β’)与曲轴旋转轴α的距离的回旋半径Ep偏移。
根据图9可知，该回旋活塞30a在其一端面(下端面)具有平面端部30a5，并且，在侧面具有平行的两个侧面平坦部30h及连接上述两个侧面平坦部30h的两个侧面圆筒面30a4。由图8明确可知，两个侧面圆筒面30a4相互的轴心错开，与形成工作缸室30c4的圆筒面一致。由此，形成的泵室140的容积在原理上缩小至0，因此，没有死区体积，具有提高性能的效果。
在平面端部30a5具有引导槽30g，该引导槽30g使下表面下方空间与活塞轴承孔30a6连通，并且，跨两个侧面平坦部30h延伸。该引导槽30g的宽度固定。如上所述，设有旋转自由的旋转工作缸30b，该旋转工作缸30b将从活塞回旋轴α以与回旋活塞30a的回旋半径Ep大致相同的偏心量Es偏心的轴作为旋转轴γ。由此，如图8所示，工作缸旋转轴γ进入回旋活塞自转轴β’的回旋轨迹上。其结果是，回旋活塞30a转一圈期间，仅产生一次回旋活塞自转轴β’与工作缸旋转轴γ一致的时刻。
旋转工作缸30b在轴向上部具有端板部30b4，并且，在轴向下部具有泵槽30b1。回旋活塞30a安装于泵槽30b1，并使回旋活塞30a的侧面平坦部30h与泵槽30b1的侧面滑动连接而往复运动。由此，泵槽30b1被分隔为两个空间，各个空间成为泵室140。该泵室140通过泵壳30c与壳体8的内部空间隔开。
该泵壳30c包括：分别设置于旋转工作缸30b的下表面及上表面侧的基板30c1及罩30c2；作为上述连结部并且旋转支承旋转工作缸的泵工作缸30c3。如图7所示，基板30c1具有设于上表面的吸入榫眼30s1和贯通基板30c1的泵吸入孔30s2，利用这些构成将油从贮油部125吸起的泵吸入流路30s。进而，基板30c1具有设于上表面的泵喷出榫眼30d1及泵喷出溝30d2，利用这些构成向供油孔6b送出油的泵喷出流路30d，所述供油孔6b在曲轴6的下端开口。
在基板30c1的中央部，向上方突出的位置固定圆柱30p与基板30c1一体设置。该位置固定圆柱30p在回旋活塞30a的自转轴β’的回旋轨迹上设于从工作缸旋转轴γ旋转了180°的位置。此外，如图6A及图6B所示，可以与基板30c1不同另行设置位置固定圆柱30p-1、30p-2。位置固定圆柱30p-1由同一直径的圆柱构成，从上方压入基板30c1的孔而固定。位置固定圆柱30p-1由在下端具有凸缘的圆柱构成，从下方压入基板30c1的孔而固定。
根据图3、图5可知，在本实施方式的泵壳30c中，设有将罩30c2和泵工作缸30c3一体化的上部泵壳30c23。由此，具有降低部件数，实现组装性的提高的效果。并且，在上部泵壳30c23设有通过泵偏心部6f1的必要最小限度的孔。
如图9所示，在供油泵30的实际组装中，首先，使泵偏心部6f1通过上部泵壳部件30c23的孔，然后，装入旋转工作缸30b、回旋活塞30a，将上部泵壳30c23临时固定于滚柱保持架25b(也可以是副轴承支持板50)。
在该状态下，位置固定圆柱30p插入引导槽30g，同时将基板30c1通过基板固定螺钉30m固定于上部泵壳30c23。这时，插入定位销，使基板30c1的定位孔30i2与上部泵壳30c23的定位孔30i2一致，提高泵吸入流路30s与泵喷出流路30d的设定位置精度。
此后，一边使曲轴6旋转，一边将泵工作缸固定螺钉30k正式紧固，将泵工作缸30c3固定于滚柱保持架25b。由此，能够提高泵工作缸30c3的位置精度，因此，提高工作缸旋转轴γ的位置精度，能够使供油泵30的动作顺利，具有提高供油泵的性能的效果。在此，作为使曲轴6旋转的方法，可以通过使电动机7低速旋转、或用真空泵从吸入口2e吸空气而使回旋涡盘部件3进行回旋运动等。
以下，使用图10、图11、图21及图22对供油泵30的动作进行说明。图10是供油泵30的动作说明图，用与图4相同的剖面示出了泵室140进行一个行程期间的泵动作。图11是使回旋活塞30a与旋转工作缸30b的自转中心一致时的情况下的动作说明图，图21是旋转工作缸旋转角的限定作用度的说明图，图22是泵槽30b1与回旋活塞30a之间的间隙为Eb与Ec之差的2倍时的回旋活塞30a的轨道。
如图10所示，在泵室140的一个行程期间，曲轴6转两圈(朝向圆状的箭头方向旋转)。此外，在图10中，示出曲轴6每旋转22.5度的剖面变化，省略表示各构成要素的剖面的剖面线。
如上所述，同时形成两个泵室140。所述两个泵室140相位相互错开，因此，一侧的泵室为吸入行程时，另一侧的泵室为喷出行程，但其动作变化相同。因此，针对一个泵室(图10的作了交叉剖面线的泵室)对泵动作进行说明。此外，泵室140处于吸入行程时称为吸入泵室140s，处于喷出行程时称为喷出泵室140d。
图10(将图中的带○数字在说明书中用带括号数字表示。)的(1)至(10)为吸入行程，为将贮油部125的油通过吸入流路30s向吸入泵室140s吸起的工序。并且，图10的(11)至(16)为喷出行程，为将喷出泵室140d中的油通过喷出流路30d及引导槽30g向供油孔6b喷出的工序。将现有结构(没有本实施方式中新设置的位置固定圆柱30p、引导槽30g及侧面平坦部30h的结构)中的原理性(各部分的间隙极小且没有组装误差时的)泵动作及问题点作为发明要解决的课题(参照图17、18)进行说明，并且，有各部分的间隙或组装时的误差的实际设备的泵动作及问题点也用图19、20进行说明。
因此，以后，以图11为中心使用图10或图21，对本实施方式新设置的位置固定圆柱30p、引导槽30g及侧面平坦部30h进行说明。即，对位置固定圆柱30p、引导槽30g及侧面平坦部30h成为满足所述条件(A)及(B)的转动限定机构的情况进行说明。首先，对本实施方式中新设置的要素能够构成满足所述条件(A)(B)的机构的情况进行说明，其次，对通过最佳化这些要素的设置场所，从而更加良好地满足所述条件(B)的情况进行说明。
为了满足条件(A)“将回旋活塞30a的回旋速度始终限定为旋转工作缸30b的旋转速度的2倍”，首先，通过具有使旋转工作缸30b的旋转速度与回旋活塞30a的自转速度同步的旋转同步机构，从而将条件(A)转换为仅限定回旋活塞30a的条件。具体而言，变更为设置将回旋活塞30a的回旋速度限定为自转速度的2倍的活塞转动限定机构这样的内容。
本实施方式的旋转同步机构通过在回旋活塞30a的侧面设置两个侧面平坦部30h，该侧面平坦部30h与旋转工作缸30b的泵槽30b1滑动连接地插入来实现。该旋转同步机构构成分隔吸入泵室140s与喷出泵室140d的密封部，由现有的线密封变为面密封，从而也具有改善密封性的效果。
作为另一个构成机构的活塞转动限定机构通过滑块机构来实现，该滑块机构将配置于回旋活塞30a的自转轴β’的回旋轨道上的位置固定圆柱30p插入通过回旋活塞自转轴β’的引导槽(引导槽的设置角度在固定销的位置改变)30g。该滑块机构成为活塞转动限定机构，即使设定将该滑块机构与所述同步旋转机构组合而构成的转动限定机构，也如图10所示，可知能够进行供油泵的动作。
如上所述，将实现旋转同步机构的侧面平坦部30h与由实现活塞转动限定机构的位置固定圆柱30p及引导槽30g构成的滑块机构加以组合的机构满足所述条件(A)。
接着，对满足条件(B)的情况进行叙述，首先，对转动限定机构的限定作用度进行定义。限定作用度是指能够相对于目标的规定而良好地规定任意程度的精度的指标，定义为目标值与实际设定值之差的倒数。本实施方式的目标值如所述式(1)所示，将与回旋活塞的回旋量Фp对应的旋转工作缸的目标旋转量与实际旋转量的误差(旋转偏差)的倒数定位为限定作用度。即，成为下式(4)。
限定作用度≡1/旋转偏差……………………(4)
旋转工作缸旋转量误差(旋转偏差)的主要原因考虑为位置固定圆柱30p与引导槽30g的间隙(偏差)。在此，将该旋转偏差设为Δ，求出限定作用度的式子。如图21所示，作为限定作用度的参数，有位置固定圆柱30p的设定角(将回旋活塞自转轴β’的轨迹上的角度设为θ)与回旋活塞30a的回旋量(Фp、与图17相同的定义)。在图21中，为了便于说明扩大旋转偏差Δ，缩小位置固定圆柱30p的直径。从图21可知，旋转偏差Δ根据半径L的圆周方向的偏差Δs从下式(5)求出。
旋转偏差Δ＝Arctan(abs(Δs/L))………………(5)
在此，abs表示绝对值。
该式(5)中的L、Δs由下式(6)、(7)构成。
L＝2·Es·cos(θ/2)……………………(6)
Δs＝Δ/cos(χ)……………………………(7)
在此，如图21所示，χ是连接工作缸旋转轴γ与位置固定圆柱30p的线与引导槽30g所成的角。
引导槽30g在回旋活塞自转轴β’来到工作缸旋转轴γ的位置时通过工作缸旋转轴γ、引导槽30g的旋转速度与旋转工作缸30b同步，进而，旋转工作缸30b的旋转速度为回旋活塞30a的回旋速度的一半，由此，χ可以由下式(8)可知。
χ＝abs(π-Фp)/2…………………………(8)
将式(8)带入式(7)，并与式(6)一起带入式(5)，求出旋转偏差Δ，最后，带入式(4)，求出限定作用度，成为下式(9)。
限定作用度＝1/(Arctan(Δ/(2Ep·abs(cos(θ/2)·sin(Фp/2)))))…(9)
若利用式(9)计算回旋活塞自转轴β’与工作缸旋转轴γ一致时Фp＝πrad，及从其旋转了πrad(180度)时Фp＝0rad的限定作用度，则成为下式(10)、(11)。
限定作用度(Фp＝π)＝1/(Arctan(Δ/(2Ep·abs(cos(θ/2)))))…(10)
限定作用度(Фp＝0)＝1/(Arctan(∞))＝2/π…(11)
除θ＝πred之外，下式(12)的不等式成立。
限定作用度(Фp＝π)＞限定作用度(Фp＝0)……(12)
由此，可知除了位置固定圆柱30p与工作缸旋转轴γ一致时(θ＝πrad)之外，新设定的转动限定机构的限定作用度在基于驱动系统的限定作用度低(回旋活塞自转轴β’与工作缸旋转轴γ一致)时高，基于驱动系统的限定作用度高(从回旋活塞自转轴β’与工作缸旋转轴γ一致的位置回旋了180度)时低。由此，可知满足条件(B)。
由以上可知，即使位置固定圆柱30p设定为与工作缸旋转轴γ不同的任何位置，新设置的活塞工作缸间转动限制机构与驱动系统协同动作，以一侧的限定作用度低时补充，相反，在限定作用度高时不过约束的方式，发挥降低限定作用度，实现顺利的泵动作的效果。
另外，按式(9)明确可知，随着将设定角θ从πrad变化为0rad，限定作用度的绝对值变大(回旋量Фp相同时)，0rad成为最大。即，若将位置固定圆柱30p设于从工作缸旋转轴γ的位置在回旋活塞自转轴β’的轨迹上旋转了180度的位置，则限定作用度最高，能够起到抑制旋转偏差Δ，使泵动作更加顺利的效果。
从图7、图9明确可知，位置固定圆柱30p竖立设置于泵喷出流路30d中。并且，引导槽30g构成连接泵喷出流路30d和供油孔6b的喷出路径。由此，位置固定圆柱30p与引导槽30g的滑动部始终位于油通路的中心，因此，起到提高润滑性，提高可靠性的效果。
在本实施方式中，将引导槽30g延伸至侧面平坦部30h。如上所述，引导槽30g构成油的流路，因此，油充裕地存在于引导槽30g。由此，延伸至侧面平坦部30h的引导槽30g构成向侧面平坦部30h供给油的供油流路，起到基于侧面平坦部30h与泵槽30g之间的润滑性提高的可靠性提高效果，以及在提高密封性方面，起到降低从喷出泵室140d向吸入泵室140s的泄露的性能提高效果。并且，通过将引导槽30g延伸至侧面平坦部30h，槽加工时的刀具的动作相同，具有提高槽的形状精度的效果。
此外，可以在回旋活塞30a、旋转工作缸30b或泵壳30c的表面设置如磷酸锰之类的磨合被膜。此时，由于磨合效果，各个间隙随着运转而变小，具有提高密封性而提高泵性能的效果。
另外，在本实施方式中，将回旋活塞30a设为驱动侧，将旋转工作缸30b设为从动侧，但相反，也可以将旋转工作缸30b设为驱动侧，将回旋活塞30a设为从动侧。此时，回旋活塞30a进行使回旋运动能够进行的曲轴支承。
另外，在本实施方式中，泵槽30b1延伸至旋转工作缸30b的外周。由此，由于使槽加工时的刀具的动作相同，因此，具有提高槽的形状精度的效果。另外，由于进行向旋转工作缸外周间隙的供油，因此能够提高外周间隙的密封性，因此具有泵性能提高的效果。进而，由于该穿透的泵槽30b1，所以端板30b4成为必要，由此，成为利用按压能够抑制侧向间隙的能够实现后述的第四实施方式的结构的方式，但本发明并没有限定于此，可以不穿透至外周，而是现有(专利文献1)的长孔形状的泵槽型的方式。
另外，在本实施方式中，设于回旋活塞30a的侧面的两个圆筒面30a4的轴心错开，但如图8的单点划线所示的同一圆筒面所示，也可以为轴心一致的圆筒面。其理由在于，本实施方式的工作流体是称为油的非压缩性流体，因此，减少因死区体积所导致的性能降低，此外，能够在形成了圆筒面后通过切割侧面平坦部30h来加工侧面形状，因此，具有降低加工成本的效果。另外，在不进行升压仅进行油的输送这一用途时，因死区体积所引起的性能进一步降低而变为能够忽视的程度，因此，图8的单点划线所示的同一圆筒面的回旋活塞30a适用。
另外，在本实施方式中，设有将位置固定圆柱30p的设定位置设于在回旋活塞自转轴β’的回旋轨迹上从工作缸旋转轴γ的位置旋转了180度的位置的滑块机构，但是，如限定作用度的说明时所述，也可以构成作为所述活塞转动限定机构的所述滑块机构(参照图10)，该活塞转动限定机构在回旋活塞自转轴β’的回旋轨迹上，设置向其以外的位置移动的移动位置固定圆柱30p’和仅旋转了移动位置固定圆柱30p’的移动角度一半的设定角度的移动引导槽30g’(参照图10)。例如，如图8所示，当设定为将位置固定圆柱30p旋转了45度的位置时，引导槽旋转22.5度。此时，如所述的限定作用度的说明可知，限定作用度成为最大的时刻与位置固定圆柱的移动前相同(图10的(5))。但是，由式(9)可知，其限定作用度比位置固定圆柱30p的移动前小。由此，当因滑动部的负载降低等理由限定作用度变小时，或因部件配置的制约等使位置固定圆柱30p没有设置于在回旋活塞自转轴β’的回旋轨迹上从工作缸旋转轴γ的位置旋转了180度的位置时，设置移动位置固定圆柱30p’和移动引导槽30g’即可。
在此说明的实施方式，在引起锁定的旋转工作缸30b的容易发生异常旋转的回旋活塞自转轴β’与工作缸旋转轴γ最接近的附近，以回旋活塞30a的回旋半径Ep与旋转工作缸30b的偏心量Es大致相等时(回旋活塞自转轴β’通过工作缸旋转轴γ时)为前提。即，没有考虑回旋半径Ep与偏心量Es不同的情况。其理由如下。
回旋半径Ep由泵偏心部6f1的偏心量Ec与活塞轴承孔30a6的轴承间隙偏心量确定，偏心量Es由设于工作缸壳体30c3的配置旋转工作缸30b的孔的偏心量Eb与工作缸壳体30c3的外周部轴承间隙偏心量来确定。本实施方式的转动限定机构是通过使向工作缸旋转轴γ接近的附近的回旋活塞自转轴β’的轨迹通过工作缸旋转轴γ，而能够换言称为强制地变更轴承偏心量的机构。即，设置转动限定机构的结果是，仅在回旋活塞自转轴β’与工作缸旋转轴γ最接近的附近，回旋半径Ep与偏心量Es相等。
如上述段落所述，由转动限定机构进行的轴承偏心量的变更随偏心量Ec与偏心量Eb的差变大而变大，对限定机构和泵偏心部6f1施加的负载增大，可靠性降低。因此，在本实施方式中，将回旋活塞30a与泵槽30g的间隙设为偏心量Ec与偏心量Eb的差的2倍。由此，在回旋活塞自转轴β’与工作缸旋转轴γ最接近的附近，即使回旋半径Ep与偏心量Es不同，如图22所示，回旋活塞30a从泵槽30b1内的中心轴偏移，但没有使旋转工作缸30b异常旋转。由此，不需要变更所述轴承偏心量，施加于限定机构和泵偏心部6f1的负载没有增大，具有能够确保可靠性的效果。
当将回旋活塞30a与泵槽30g的间隙设为偏心量Ec与偏心量Eb之差的2倍以上时，回旋活塞30a与泵槽30b1之间的间隙扩大，因此，密封性降低且性能降低。由此可知，将回旋活塞30a与泵槽30g的间隙设为偏心量Ec与偏心量Eb之差的2倍以下为好。
根据本实施方式，能够以简单的要素形状将加工成本抑制得较低，同时构成密闭性高的泵室，因此，在低成本且高性能的旋转工作缸式的容积式泵中，能够用一个工作缸一个活塞的结构来避免动作锁定的危险性。其结果是，能够实现适合于小容量的容积式泵。另外，与现有例的工作缸多数化相比，结构简单且提高了组装性，因此能够实现降低了加工成本的容积式泵。
(第二实施方式)
接着，使用作为位置固定圆柱30p的放大纵向剖面图的图12和作为其L-L的横向剖面图的图13对将本发明的第二实施方式的容积式泵作为供油泵30搭载的涡旋压缩机1进行说明。该第二实施方式在以下所述的点与第一实施方式不同，其他点与第一实施方式基本相同，因此省略重复说明。
在该第二实施方式中，由利用压入、粘接和电沉积向基板30c1固定配置的中心销30P3和圆筒状的辊30p4构成位置固定圆柱30p。在中心销30p3的上端设有凸缘部30p31。辊30p4嵌合于中心销30P3的主体突出部分30p32，在凸缘部30p31的作用下不会从中心销30p3拔出。在图12、图13中，扩大绘出了辊30p4与中心销30p3的直径间隙，但实际上，为100μm以下。由此，为了使辊30p4与引导槽30g强烈滑动的部位的相对速度变小，辊30p4进行自转，因此，位置固定圆柱30p与引导槽30g之间的滑动状态变得良好，且振动等不良动作被抑制，起到使供油泵30的泵动作更加顺利的效果。进而，能够避免位置固定圆柱30p与引导槽30g的磨损，因卡住(こじり)所引起的位置固定圆柱30p的脱落等，起到提高供油泵30的可靠性的效果。
(第三实施方式)
接着，使用作为图12的L-L剖面相当图的图14对将本发明第三实施方式的容积式泵作为供油泵30搭载的涡旋压缩机1进行说明。
在该第三实施方式中，除在外周面设有辊平坦面30p51的滑动辊30p5以外，与第二实施方式相同，因此省略除此之外的说明。根据该第三实施方式，滑动辊30p5与引导槽30g的滑动部面积增大，因此，磨损的危险性降低，具有能够提高可靠性高的供油泵30的效果。
(第四实施方式)
以下，使用图15、图16对将本发明第四实施方式的容积式泵作为供油泵30搭载的涡旋压缩机1进行说明。
该第四实施方式为将曲轴6的轴向位置代替框架4，在供油泵30侧承受的类型，背压室110附近与供油泵30以外与第一至第三实施方式相同。因此，主要使用作为背压室附近(与图1的N部相当)的详细放大图的图15和作为供油泵(与图1的M部相当)的放大纵向剖面图的图16进行说明，省略其以外的说明。
在该第四本实施方式中，曲轴翼部6h从框架4离开(参照图15)，取消第一至第三实施方式的供油泵30上部的罩(图5的30c2)(参照图16)，作为曲轴6的端部的轴下端面6z被旋转工作缸30b的端板30b4支承。曲轴6的上部的整个区域朝向背压室110，另一方面，在下部具有朝向作为壳体8的内部空间压力的吸入压力的区域，因此按压力必然向下方作用。由此，曲轴6将端板30b4向下方按压。由此，能够减少如下间隙，即，作为供油泵30的侧向间隙的回旋活塞30a的上表面与泵槽30b1的底面之间的间隙、平面端部30a5(回旋活塞的下表面)与基板30c1上表面的间隙、旋转工作缸30b与基板30c1上表面的间隙。其中，使最小的间隙大致成为0而进行滑动。在哪一间隙进行滑动由泵槽30b1的深度与回旋活塞30a的厚度的大小关系来确定。
当回旋活塞30a的厚度比泵槽30b1的深度小时，在旋转工作缸30b与基板30c1上表面的间隙滑动。此时，进行回旋运动的回旋活塞30a的动作顺利，因此，具有供油泵30整体的泵动作更加顺利的效果。相反，当回旋活塞30a的厚度比泵槽30b1的深度大时，回旋活塞30a的上面与泵槽30b1的底面之间的间隙、平面端部30a5(回旋活塞的下表面)与基板30c1上表面的间隙成为滑动面。此时，能够将两个部位的间隙抑制为极小值，因此能够进一步提高密封性，所以具有提供高性能的供油泵的效果。
进而，由图16可知，供油泵30整体被泵固定螺钉30n固定于构成副轴承25的滚柱25a的下表面。在此，滚柱25a的下表面相对于作为轴承面的内周面成直角。另外，轴下端面6z相对于曲轴6的中心轴成直角。由此，不管曲轴6的搭载姿势如何，轴下端面6z在整个面与端板30b4抵接，因此，起到提高轴下端面6z与端板30b4之间的密封性，提供高性能的供油泵的效果。另外，由于抑制了轴下端面6z与端板30b4间的一端接触的情况，因此，起到能够提供可靠性高的供油泵的效果。