旋转式压缩机

摘要

本发明公开了一种旋转式压缩机。在旋转式压缩机的压缩机构(30)中，由汽缸(40)和第二外壳(50)形成汽缸室(60、65)。在汽缸(40)的镜板部(41)与第一外壳(35)的平板部(36)之间形成背面侧间隙(75)。在第一外壳(35)设置有连通路(81)和差压阀(82)。由于在喷出压力与吸入压力的差较小的状态下，通过连通路(81)将喷出压力导入中间间隙(77)，内侧间隙(76)和中间间隙(77)均成为喷出压力，因此作用在汽缸(40)上的推压力变大。相反，由于在喷出压力与吸入压力的差较大的状态下，利用差压阀(82)切断连通路(81)，中间间隙(77)成为低于喷出压力的中间压力，因此作用在汽缸(40)上的推压力变小。

权利要求

1.一种旋转式压缩机，包括形成汽缸室(60、65)的汽缸(40)、以相对于该汽缸(40)偏心的状态收纳在上述汽缸室(60、65)中的活塞(50)、和用以将上述汽缸室(60、65)划分为高压室(61、66)和低压室(62、67)的叶片(45)，该旋转式压缩机通过上述汽缸(40)和上述活塞(50)相对地进行偏心旋转，来使上述高压室(61、66)及低压室(62、67)的容积产生变化，其特征在于：在上述汽缸(40)的基端侧和上述活塞(50)的基端侧分别设置有镜板部，上述汽缸(40)的镜板部(41)和上述活塞(50)的镜板部(51)各自的前表面夹着上述汽缸室(60、65)彼此相对；

上述汽缸(40)及上述活塞(50)中的一个构成推侧部件，另一个构成接受侧部件；

该旋转式压缩机包括：推压机构(70)，将上述推侧部件朝向上述接受侧部件的镜板部推压，以及

调节机构(80)，根据被吸入上述低压室(62、67)的吸入流体和从上述高压室(61、66)喷出的喷出流体的压力差，来改变作用在上述推侧部件上的朝向上述接受侧部件的镜板部方向的负荷的大小，设置有支撑部件(35)，该支撑部件(35)沿着上述推侧部件的镜板部背面配置，在与该镜板部的整个背面之间形成背面侧间隙(75)；

上述推压机构(70)构成为通过上述背面侧间隙(75)的流体压力将上述推侧部件朝向上述接受侧部件的镜板部推压；

在上述背面侧间隙(75)配置有形成为直径彼此不同的环状的大直径密封环(71)及小直径密封环(72)；

上述调节机构(80)通过改变上述背面侧间隙(75)中的、上述小直径密封环(72)与大直径密封环(71)之间的部分的流体压力，来使上述推压机构(70)朝向上述推侧部件作用的推压力的大小产生变化，上述大直径密封环(71)的中心位于比上述汽缸(40)或上述活塞(50)的旋转中心靠近上述高压室(61、66)的位置。

2.一种旋转式压缩机，包括形成汽缸室(60、65)的汽缸(40)、以相对于该汽缸(40)偏心的状态收纳在上述汽缸室(60、65)中的活塞(50)、和用以将上述汽缸室(60、65)划分为高压室(61、66)和低压室(62、67)的叶片(45)，该旋转式压缩机通过上述汽缸(40)和上述活塞(50)相对地进行偏心旋转，来使上述高压室(61、66)及低压室(62、67)的容积产生变化，其特征在于：在上述汽缸(40)的基端侧和上述活塞(50)的基端侧分别设置有镜板部，上述汽缸(40)的镜板部(41)和上述活塞(50)的镜板部(51)各自的前表面夹着上述汽缸室(60、65)彼此相对；

上述汽缸(40)及上述活塞(50)中的一个构成推侧部件，另一个构成接受侧部件；

该旋转式压缩机包括：推压机构(70)，将上述推侧部件朝向上述接受侧部件的镜板部推压，以及

调节机构(80)，根据被吸入上述低压室(62、67)的吸入流体和从上述高压室(61、66)喷出的喷出流体的压力差，来改变作用在上述推侧部件上的朝向上述接受侧部件的镜板部方向的负荷的大小，上述调节机构(80)通过改变上述推压机构(70)让朝向上述推侧部件作用的推压力的大小，来改变作用在上述推侧部件上的朝向上述接受侧部件的镜板部方向的负荷的大小，上述推压机构(70)构成为让上述喷出流体的压力作用在上述推侧部件的镜板部背面的一部分上，让上述吸入流体的压力作用在剩余的部分上；

上述调节机构(80)通过改变上述推侧部件的镜板部背面中的、上述喷出流体的压力作用的部分的面积，来改变上述推压机构(70)让朝向上述推侧部件作用的推压力的大小，设置有支撑部件(35)，该支撑部件(35)沿着上述推侧部件的镜板部背面配置，在与该镜板部的整个背面之间形成背面侧间隙(75)；

上述推压机构(70)包括形成为直径彼此不同的环状且配置在上述背面侧间隙(75)的大直径密封环(71)及小直径密封环(72)，并且，让上述喷出流体的压力不断作用在上述背面侧间隙(75)中的上述小直径密封环(72)内侧的部分上，让上述吸入流体的压力不断作用在上述大直径密封环(71)外侧的部分上；

上述调节机构(80)包括连通路(81)和开闭阀(82)，该连通路(81)将上述背面侧间隙(75)中的上述小直径密封环(72)与大直径密封环(71)之间的部分连接到上述喷出流体存在的空间，该开闭阀(82)在上述喷出流体与上述吸入流体的压力差低于规定值时，打开上述连通路(81)，在该压力差成为规定值以上时，关闭上述连通路(81)，上述大直径密封环(71)及上述小直径密封环(72)各自的中心位于比上述汽缸(40)或上述活塞(50)的旋转中心靠近上述高压室(61、66)的位置，且上述小直径密封环(72)的中心位于比上述大直径密封环(71)的中心靠近上述叶片(45)的位置。

说明书

技术领域

本发明涉及一种通过让汽缸和活塞相对地进行偏心旋转来压缩流体的旋转式压缩机。

背景技术

至今为止，例如，公开在专利文献1中的旋转式压缩机被众所周知。该旋转式压缩机包括汽缸和偏心旋转的活塞部件。汽缸和活塞部件形成成为封闭空间的压缩机。并且，在汽缸和活塞部件的每一个中形成有端壁。汽缸的端壁和活塞部件的端壁夹着压缩室相对。并且，该旋转式压缩机通过让活塞部件进行偏心旋转，来压缩吸入到压缩室的流体。
在该旋转式压缩机中，压缩室的内压作用在汽缸的端壁和活塞部件的端壁中的每一个端壁上。当压缩室内的流体被压缩时，压缩室的内压上升。因此，如果不采取任何对策的话，汽缸和活塞部件会因作用在各自端壁上的压力而朝着彼此相反的方向移动，结果造成不能充分保持压缩室的密封状态，导致压缩效率的下降。
于是，在上述专利文献1所示的旋转式压缩机中，让推压力作用在活塞部件的端壁上，来防止活塞部件与汽缸之间的间隙扩大的现象，确保压缩室的密封状态。专利文献1：特开平6-288358号公报
上述旋转式压缩机吸入低压的流体，进行压缩，喷出被压缩之后成为高压的流体。根据该旋转式压缩机的用途不同，有时吸入汽缸室的吸入流体的压力和从汽缸室喷出的喷出流体的压力会产生变动。例如，在将该旋转式压缩机用作进行制冷循环的空调机的压缩机时，吸入流体和喷出流体的压力会因空调机的运转状态而产生变化。
当吸入流体和喷出流体的压力产生变化时，应该让作用在活塞部件上的推压力的大小也会随之产生变化。因此，在上述专利文献1的旋转式压缩机中，有时会因其运转条件而使作用在活塞部件上的推压力过剩，此时，活塞部件与汽缸之间的摩擦会变大，有可能导致机械损失的增大。

发明内容

本发明为鉴于上述各点的发明，目的在于：即使在旋转式压缩机的运转条件产生变化时，也能够在不增加机械损失的情况下，确保较高的压缩效率。
第一发明是以这样的旋转式压缩机为对象的，包括形成汽缸室60、65的汽缸40、以相对于该汽缸40偏心的状态收纳在上述汽缸室60、65中的活塞50、和用以将上述汽缸室60、65划分为高压室61、66和低压室62、67的叶片45。该旋转式压缩机通过上述汽缸40与上述活塞50相对地进行偏心旋转，来使上述高压室61、66及低压室62、67的容积产生变化。并且，在上述汽缸40的基端侧和上述活塞50的基端侧分别设置有镜板部，上述汽缸40的镜板部41和上述活塞50的镜板部51各自的前表面夹着上述汽缸室60、65相对。上述汽缸40及上述活塞50中的其中之一构成推侧部件，另一个构成接受侧部件。该旋转式压缩机包括：推压机构70，将上述推侧部件朝向上述接受侧部件的镜板部推压；以及调节机构80，根据被吸入上述低压室62、67的吸入流体和从上述高压室61、66喷出的喷出流体的压力差，来改变作用在上述推侧部件上的朝向上述接受侧部件的镜板部方向的负荷的大小。
在第一发明中，被汽缸40和活塞50包围的汽缸室60、65被叶片45隔离为高压室61、66和低压室62、67。在汽缸40和活塞50相对地进行偏心旋转时，高压室61、66和低压室62、67的容积产生变化。在低压室62、67的容积扩大的过程中，流体被吸入低压室62、67，在高压室61、66的容积缩小的过程中，高压室61、66内的流体被压缩。高压室61、66内的流体压力相对于汽缸40的镜板部41和活塞50的镜板部51中的每一个作用，使两者朝向彼此离开的方向。
另一方面，在本发明的旋转式压缩机10设置有推压机构70。推压机构70将推压力作用在汽缸40和活塞50中的任意一个上。在本发明中，使汽缸40和活塞50中的、从推压机构70接受推压力的一个为推侧部件，剩下的一个为接受侧部件。当汽缸40为推侧部件，活塞50为接受侧部件时，让推压机构70相对于为推侧部件的汽缸40，作用朝向为接受侧部件的活塞50的镜板部51方向的推压力。相反，当活塞50为推侧部件，汽缸40为接受侧部件时，让推压机构70相对于为推侧部件的活塞50，作用朝向为接受侧部件的汽缸40的镜板部41方向的推压力。该推压机构70的推压力使汽缸40和活塞50中的其中之一被推向另一个的镜板部。
这里，在包括仅相当于该推压机构70的以往的旋转式压缩机10中，作用在推侧部件上的负荷中的、朝向接受侧部件的镜板部方向的负荷的大小成为推侧部件的镜板部从高压室61、66内的流体接受的力、和从推压机构70接受的力的合力。并且，当与从高压室61、66内的流体接受的力相比，推侧部件从推压机构70接受的力过大时，作用在推侧部件和接受侧部件之间的摩擦力变大，引起动力损失(即，摩擦损失)增大。
于是，在本发明中，在旋转式压缩机10设置有调节机构80。该调节机构80用以调节作用在推侧部件上的负荷中的、朝向接受侧部件的镜板部方向的负荷的大小。那时，调节机构80根据吸入低压室62、67的吸入流体的压力(即，吸入压力)和从高压室61、66喷出的喷出流体的压力(即，喷出压力)的差来调节该负荷的大小。
第二发明是在第一发明的基础上，上述汽缸40构成为上述汽缸室60、65的横截面为环状，上述活塞50包括活塞本体52，该活塞本体52形成为环状，将上述汽缸室60、65划分为该活塞50外侧的外侧汽缸室60和该活塞50内侧的内侧汽缸室65。上述外侧汽缸室60和内侧汽缸室65中的每一个汽缸室由上述叶片45划分为高压室61、66和低压室62、67。
在第二发明中，由汽缸40形成的汽缸室60、65的横截面(即，与汽缸40的轴方向正交的截面)成为环状。该汽缸室60、65被环状活塞50隔离为外侧汽缸室60和内侧汽缸室65。位于活塞50外侧的外侧汽缸室60被叶片45隔离为高压室61和低压室62。并且，位于活塞50内侧的内侧汽缸室65也被叶片45隔离为高压室66和低压室67。当活塞50和汽缸40相对地进行偏心旋转时，这些高压室61、66和低压室62、67的容积产生变化，进行朝向低压室62、67的流体的吸入、和在高压室61、66中的流体的压缩。
第三发明是在上述第一或第二发明的基础上，上述调节机构80通过改变让上述推压机构70朝向上述推侧部件作用的推压力的大小，来改变作用在上述推侧部件上的朝向上述接受侧部件的镜板部方向的负荷的大小。
在第三发明中，调节机构80改变推侧部件从推压机构70接受的推压力的大小本身。并且，在调节机构80改变推压机构70的推压力的大小之后，作用在推侧部件上的朝向接受侧部件的镜板部的负荷的大小产生变化。
第四发明是在上述第三发明的基础上，上述推压机构70构成为让上述喷出流体的压力作用在上述推侧部件的镜板部背面的一部分上，让上述吸入流体的压力作用在剩余的部分上。上述调节机构80通过改变上述推侧部件的镜板部背面中的、上述喷出流体的压力作用的部分的面积，来改变让上述推压机构70朝向上述推侧部件作用的推压力的大小。
在第四发明中，推压机构70通过让喷出流体和吸入流体的压力作用在推侧部件的镜板部背面，来让推压力作用在推侧部件上。并且，调节机构80改变推侧部件的镜板部背面中的、接受喷出流体的压力的部分的面积。如果对喷出流体的压力相同的情况进行比较的话，则推侧部件的镜板部背面中的、接受喷出流体的压力的部分的面积越广，作用在推侧部件上的推压力越大。
第五发明是在上述第四发明的基础上，设置有支撑部件35，该支撑部件35沿着上述推侧部件的镜板部背面配置，在与该镜板部的整个背面之间形成背面侧间隙75。上述推压机构70包括形成为直径彼此不同的环状且配置在上述背面侧间隙75的大直径密封环71及小直径密封环72，让上述喷出流体的压力不断作用在上述背面侧间隙75中的上述小直径密封环72内侧的部分上，让上述吸入流体的压力不断作用在上述大直径密封环71外侧的部分上。上述调节机构80包括连通路81和开闭阀82，该连通路81将上述背面侧间隙75中的、上述小直径密封环72和大直径密封环71之间的部分连接到上述喷出流体存在的空间，该开闭阀82在上述喷出流体和上述吸入流体的压力差低于规定值时，打开上述连通路81，在该压力差成为规定值以上时，关闭上述连通路81。
在第五发明中，在支撑部件35与推侧部件的镜板部之间形成背面侧间隙75。该背面侧间隙75被大直径密封环71和小直径密封环72隔离为3部分。具体地说，背面侧间隙75被划分为小直径密封环72的内侧部分、小直径密封环72与大直径密封环71之间的部分、和大直径密封环71的外侧部分。在背面侧间隙75中，小直径密封环72的内侧部分与喷出流体的压力大致相同，大直径密封环71的外侧部分与吸入流体的压力大致相同。
在本发明中，在调节机构80设置有连通路81和开闭阀82。
在喷出流体和吸入流体的压力差低于规定值的状态下，开闭阀82打开连通路81。在该状态下，喷出流体的压力被导入背面侧间隙75中的、小直径密封环72与大直径密封环71之间的部分。也就是说，在背面侧间隙75中，大直径密封环71的整个内侧成为喷出流体的压力，仅有大直径密封环71的外侧成为吸入流体的压力。如果将推侧部件的镜板部中的、让喷出流体的压力作用的部分的面积固定下来的话，则有可能在喷出流体和吸入流体的压力差较小的状态下，作用在推侧部件上的推压力会产生不足。于是，调节机构80使背面侧间隙75中的大直径密封环71的整个内侧为喷出流体，确保作用在推侧部件上的推压力。
相反，在喷出流体和吸入流体的压力差成为规定值以上的状态下，开闭阀82将连通路81关闭。在该状态下，背面侧间隙75中的小直径密封环72与大直径密封环71之间的部分为喷出流体的压力和吸入流体的压力的中间值。也就是说，由于大直径密封环71和小直径密封环72并不是完全阻止了流体的漏出，因此在背面侧间隙75中，小直径密封环72与大直径密封环71之间的压力成为小直径密封环72内侧的压力和大直径密封环71外侧的压力的中间值。当推侧部件的镜板部中让喷出流体的压力作用的部分的面积固定下来时，在喷出流体和吸入流体的压力差较大的状态下，作用在推侧部件上的推压力有可能过剩。于是，调节机构80使背面侧间隙75中的小直径密封环72与大直径密封环71之间的部分的压力低于喷出流体的压力，削减作用在推侧部件上的推压力。
第六发明是在上述第一或第二发明的基础上，设置有支撑部件35，该支撑部件35沿着上述推侧部件的镜板部背面配置，在与该镜板部的整个背面之间形成背面侧间隙75。上述推压机构70构成为通过上述背面侧间隙75的流体压力将上述推侧部件朝向上述接受侧部件的镜板部推压，且在上述背面侧间隙75配置有形成为直径彼此不同的环状的大直径密封环71及小直径密封环72。上述调节机构80通过改变上述背面侧间隙75中的、上述小直径密封环72与大直径密封环71之间的部分的流体压力，来让上述推压机构70朝向上述推侧部件作用的推压力的大小产生变化。
在第六发明中，在推侧部件的镜板部与支撑部件35之间形成背面侧间隙75。推压机构70通过让存在于背面侧间隙75的流体压力作用在推侧部件的镜板部背面，来让推压力作用在推侧部件上。另一方面，调节机构80构成为能够调节上述背面侧间隙75中的上述小直径密封环72与大直径密封环71之间的部分的流体压力。当该部分的流体压力产生变化时，推侧部件从背面侧间隙75内的流体所接受的力产生变化，结果使作用在推侧部件上的朝向上述接受侧部件的镜板部方向的负荷的大小产生变化。
第七发明是在上述第六发明的基础上，上述大直径密封环71的中心位于比上述汽缸40或上述活塞50的旋转中心靠近上述高压室61、66的位置。
在第七发明中，大直径密封环71被配置为其中心位置偏向高压室61、66侧。这里，作用在活塞50和汽缸40的镜板部上的流体压力是高压室61、66侧大于低压室62、67侧。因此，仅让推压力平均地作用在为活塞50或汽缸40的推侧部件的镜板部上的话，会使让活塞50和汽缸40倾斜的力矩留下来。而如果将大直径密封环71配置在靠近高压室61、66的位置上的话，则背面侧间隙75中的、被小直径密封环72和大直径密封环71夹着的部分的内压，会使作用在推侧部件的镜板部上的推压力的作用点成为靠近高压室61、66的位置。所以，降低了让推侧部件倾斜的力矩。
第八发明是在上述第五发明的基础上，上述大直径密封环71及上述小直径密封环72各自的中心位于比上述汽缸40或上述活塞50的旋转中心靠近上述高压室61、66的位置，且上述小直径密封环72的中心位于比上述大直径密封环71的中心靠近上述叶片45的位置。
在第八发明中，大直径密封环71及小直径密封环72各自的中心位置被配置为偏向高压室61、66侧。这里，作用在活塞50和汽缸40的镜板部上的流体压力是高压室61、66侧大于低压室62、67侧。因此，如果仅让推压力平均地作用在为活塞50或汽缸40的推侧部件的镜板部的话，会使让活塞50和汽缸40倾斜的力矩留下来。而如果将大直径密封环71和小直径密封环72配置为靠近高压室61、66的话，则在推侧部件的镜板部，作用在高压室61、66的部分上的推压力与靠近低压室62、67的部分相比，较大。所以，降低了让推侧部件倾斜的力矩。
并且，在本发明中，大直径密封环71的偏心方向与小直径密封环72的偏心方向不同。因此，在背面侧间隙75中仅有小直径密封环72的内侧成为喷出流体的压力的状态下、和大直径密封环71的整个内侧成为喷出流体的压力的状态下，作用在推侧部件的镜板部上的推压力的作用中心的位置产生变化。也就是说，喷出流体和吸入流体的压力差使作用在推侧部件的镜板部上的推压力的作用中心的位置产生变化。
第九发明是在上述第一或第二发明的基础上，上述调节机构80通过让从上述接受侧部件的镜板部离开的方向的推回力作用在上述推侧部件上且改变该推回力的大小，来让作用在上述推侧部件上的朝向上述接受侧部件的镜板部方向的负荷的大小产生变化。
在第九发明中，调节机构80让与来自推压机构70的推压力方向相反的推回力朝向推侧部件作用，改变该推回力的大小。由于由推压机构70产生的推压力与调节机构80的推回力相互抵消，因此当调节机构80改变推回力的大小时，作用在推侧部件上的朝向接受侧部件的镜板部的负荷的大小产生变化。
第十发明是在上述第九发明的基础上，上述调节机构80包括在与上述推侧部件的镜板部的前表面滑动接触的上述接受侧部件的前端面开口的凹槽88，通过改变该凹槽88的内压，来改变上述推回力的大小。
在第十发明中，凹槽88在接受侧部件的前端面开口。该凹槽88的内压作用在推侧部件的镜板部的前表面。也就是说，凹槽88的内压使作用在推侧部件上的力的方向成为使推侧部件的镜板部从接受侧部件离开的方向。调节机构80通过改变凹槽88的内压，来让朝向推侧部件作用的推回力的大小变化。
第十一发明是在上述第十发明的基础上，上述调节机构80的凹槽88在上述接受侧部件的前端面中靠近上述低压室62、67的部分开口。上述调节机构80包括连通路81和开闭阀82，该连通路81将上述凹槽88连接到上述喷出流体存在的空间，该开闭阀82在上述喷出流体和上述吸入流体的压力差超过规定值时，打开上述连通路81，在该压力差成为规定值以下时，关闭上述连通路81。
在第十一发明中，凹槽88在接受侧部件的前端面中的靠近低压室62、67的部分开口。在喷出流体和吸入流体的压力差成为规定值以上的状态下，由开闭阀82打开连通路81。在该状态下，喷出流体的压力通过连通路81被导入凹槽88。在喷出流体和吸入流体的压力差较大的状态下，将凹槽88的内压设定成喷出流体的压力，增大与推压机构70的推压力方向相反的推回力。相反，在喷出流体和吸入流体的压力差低于规定值的状态下，由开闭阀82关闭连通路81。在该状态下，受到低压室62、67内和高压室61、66内的流体压力的影响，凹槽88的内压变得低于喷出流体的压力。在喷出流体和吸入流体的压力差较小的状态下，使凹槽88的内压低于喷出流体的压力，降低与推压机构70的推压力方向相反的推回力。
如上所述，作用在为活塞50或汽缸40的推侧部件的镜板部的前表面上的流体压力是低压室62、67侧小于高压室61、66侧。而在本发明中，在接受侧部件的前端面中靠近低压室62、67的部分中让凹槽88开口。并且，当通过连通路81将喷出流体的压力导向该凹槽88时，作用在推侧部件的镜板部中的低压室62、67侧的部分上的推回力变大，让推侧部件倾斜的力矩变小。
第十二发明是在上述第十发明的基础上，上述调节机构80的凹槽88在上述接受侧部件的前端面中靠近上述高压室61、66的部分开口。上述调节机构80包括连通路81和开闭阀82，该连通路81将上述凹槽88连接到上述吸入流体存在的空间，该开闭阀82在上述喷出流体和上述吸入流体的压力差低于规定值时，打开上述连通路81，在该压力差成为规定值以上时，关闭上述连通路81。
在第十二发明中，凹槽88在接受侧部件的前端面中靠近高压室61、66的部分开口。在喷出流体和吸入流体的压力差成为规定值以下的状态下，利用开闭阀82打开连通路81。在该状态下，吸入流体的压力通过连通路81被导入凹槽88。在喷出流体和吸入流体的压力差较小的状态下，将凹槽88的内压设定成吸入流体的压力，降低与推压机构70的推压力方向相反的推回力。相反，在喷出流体和吸入流体的压力差超过规定值的状态下，利用开闭阀82关闭连通路81。在该状态下，由于在高压室61、66中被压缩的流体仅有一点点漏入凹槽88，因此凹槽88的内压变得高于吸入流体的压力。在喷出流体和吸入流体的压力差较大的状态下，使凹槽88的内压高于喷出流体的压力，增大与推压机构70的推压力方向相反的推回力。
如上所述，作用在为活塞50或汽缸40的推侧部件的镜板部的前表面上的流体压力是高压室61、66侧大于低压室62、67侧。而在本发明中，在接受侧部件的前端面中靠近高压室61、66的部分中让凹槽88开口。并且，当通过连通路81将吸入流体的压力导入该凹槽88时，作用在推侧部件的镜板部中的高压室61、66侧的部分上的推回力较小，让推侧部件倾斜的力矩较小。
(发明的效果)
在本发明中，推压机构70让推压力作用在为汽缸40或活塞50中的其中之一的推侧部件上。因此，即使汽缸室60、65内的流体压力作用在汽缸40和活塞50的镜板部上，也能够在汽缸40和活塞50的间隙不扩大的情况下，抑制流体从高压室61、66漏出，提高压缩效率。并且，在本发明中，作用在推侧部件上的负荷的大小是由调节机构80根据喷出压力和吸入压力的差来调节的。因此，即使在旋转式压缩机10的运转条件产生变化时，也能够适当地设定作用在推侧部件上的负荷中的、朝向接受侧部件的镜板方向的负荷的大小，能够降低由推侧部件和接受侧部件之间的摩擦所造成的损失。所以，根据本发明，能够提高旋转式压缩机10的压缩效率，同时，减少该运转中的机械损失，能够谋求提高旋转式压缩机10的性能。
并且，根据上述第三～第八发明，由于调节机构80调节由推压机构70产生的推压力自身的大小，因此能够准确地调节作用在推侧部件上的负荷的大小。特别是根据上述第七、第八发明，即使旋转式压缩机10的运转状态产生变化，喷出流体和吸入流体的压力差产生变化，也能够确实地削减让为汽缸40和活塞50中的其中之一的推侧部件倾斜的力矩的大小，能够回避因推侧部件倾斜而引起的压缩效率的降低和偏磨损等问题。
并且，根据上述第九～第十二发明，由于调节机构80调节与由推压机构70产生的推压力方向相反的推回力的大小，因此能够准确地调节作用在推侧部件上的负荷的大小。特别是根据第十一及第十二发明，能够降低让推侧部件倾斜的力矩的大小，能够回避因推侧部件倾斜而引起的压缩效率的降低和偏磨损等问题。

附图说明

图1为第一实施例的旋转式压缩机的概要纵向剖面图。图2为表示第一实施例的压缩机构的要部的横向剖面图。图3为表示第一实施例的压缩机构的要部的纵向剖面图，图3(A)为表示连通路处于打开状态的图，图3(B)为表示连通路处于关闭状态的图。图4为表示第一实施例的压缩机构的要部的横向剖面图。图5为表示旋转式压缩机的动作的压缩机构的横向剖面图。图6为表示第二实施例的压缩机构的要部的纵向剖面图。图7为表示第二实施例的压缩机构的要部的横向剖面图。图8为表示第三实施例的压缩机构的要部的纵向剖面图。图9为表示第三实施例的压缩机构的要部的横向剖面图。图10为表示其它实施例的第一变形例中的压缩机构的要部的横向剖面图。图11为其它实施例的第二变形例中的旋转式压缩机的概要纵向剖面图。图12为其它实施例的第三变形例中的旋转式压缩机的概要纵向剖面图。(符号的说明)
10-旋转式压缩机；35-第一外壳(支撑部件)；40-汽缸；41-镜板部；45-叶片；50-第二外壳(活塞)；51-镜板部；52-活塞本体；60-外侧汽缸室；61-高压室；62-低压室；65-内侧汽缸室；66-高压室；67-低压室；70-推压机构；71-大直径密封环；72-小直径密封环；75-背面侧间隙；80-调节机构；81-连通路；82-差压阀(开闭阀)；88-凹槽。

具体实施方式

以下，参照附图对本发明的实施例加以详细说明。
(第一实施例)对本发明的实施例加以说明。本实施例的旋转式压缩机10被设置于冷冻机的制冷剂回路中，用于压缩制冷剂。
如图1所示，本实施例的旋转式压缩机10构成为所谓的全封闭型。该旋转式压缩机10具有形成为纵长密封容器状的壳体11。该壳体11由圆筒部12和一对端板部13构成，该圆筒部12形成为纵长圆筒状，该一对端板部13形成为碗状，将圆筒部12的两端堵住。在上侧端板部13设置有贯通该端板部13的喷出管14。在圆筒部12设置有贯通该圆筒部12的吸入管15。
在壳体11的内部从下向上依次配置有压缩机构30和电动机20。并且，在壳体11的内部设置有在上下方向延伸的曲柄轴25。压缩机构30和电动机20通过曲柄轴25连接在一起。本实施例的旋转式压缩机10为所谓的高压拱顶型。也就是说，在压缩机构30中压缩的制冷剂被喷向壳体11的内部空间，然后，通过喷出管14从壳体11送出。
曲柄轴25包括主轴部26和偏心部27。偏心部27被设置在曲柄轴25的靠近下端的位置上，形成为直径大于主轴部26的圆柱状。该偏心部27的轴心从主轴部26的轴心仅偏心规定的量。在曲柄轴25的内部形成有从曲柄轴25的下端朝着上方延伸的供油通路，无图示。该供油通路的下端部构成所谓的离心泵。积在壳体11底部的润滑油通过该供油通路而被提供给压缩机构30。
电动机20包括定子21和转子22。定子21被固定在壳体11的圆筒部12的内壁。转子22被配置在定子21的内侧，与曲柄轴25的主轴部26连接在一起。
压缩机构30包括第一外壳35、第二外壳50和汽缸40。在该压缩机构30中，第一外壳35和第二外壳50以上下位置的关系设置着，在被第一外壳35和第二外壳50包围的空间中收纳有汽缸40。
第一外壳35包括平板部36、周缘部38和轴承部37，构成支撑部件。平板部36形成为较厚的圆板状，其外径与壳体11的内径几乎相等。该平板部36通过熔接等方法固定在壳体11的圆筒部12。并且，曲柄轴25的主轴部26贯通平板部36的中央部分。周缘部38形成为连续到平板部36的周缘附近的较短的圆筒状，从平板部36的前表面(图1中的下表面)朝着下方突出设置着。在周缘部38形成有朝直径方向贯通该周缘部38的吸入通道(port)39，吸入管15插入该吸入通道39中。轴承部37形成为沿着主轴部26延伸的圆筒状，从平板部36的背面(图1中的上表面)朝着上方突出设置着。该轴承部37构成支撑主轴部26的滑动轴承。
第二外壳50包括镜板部51和活塞本体52，构成活塞。镜板部51形成为较厚的圆板状，其外径稍小于壳体11的内径。该镜板部51通过螺栓等连接在第一外壳35上，第一外壳35的周缘部38顶在其前表面(图1中的上表面)。并且，曲柄轴25的主轴部26贯通镜板部51的中央部分，该镜板部51构成支撑主轴部26的滑动轴承。活塞本体52与镜板部51形成为一体，从镜板部51的前表面突出。该活塞本体52为将较短的圆筒的一部分切除之后的形状，从平面来看为“C”字形。以后再对活塞本体52的详细情况加以说明。
汽缸40包括镜板部41、外侧汽缸部42和内侧汽缸部43，被配置在形成在第一外壳35的周缘部38内侧的空间中。在该周缘部38的内周面与汽缸40的外周面之间形成有空间。该空间与吸入通道39连通，构成吸入空间57。
镜板部41为直径方向的宽度较宽的环型，形成为较厚的平板状。镜板部41是图1中的下表面为前表面，同图中的上表面为背面。
又如图2所示，外侧汽缸部42和内侧汽缸部43各自形成为较厚且较短的圆筒状。外侧汽缸部42突出设置在镜板部41的前表面的外周部分，其外周面连续到镜板部41的外周面。内侧汽缸部43突出设置在镜板部41的前表面的内周部分，其内周面连续到镜板部41的内周面。外侧汽缸部42的内径大于内侧汽缸部43的外径，在外侧汽缸部42与内侧汽缸部43之间形成有汽缸室60、65。该汽缸室60、65的横截面(即，与汽缸40的轴方向正交的剖面、或者与汽缸40的镜板部41平行的剖面)的形状为环状。镜板部41的前表面面对该汽缸室60、65。并且，外侧汽缸部42和内侧汽缸部43的前端面(图1中的下端面)均与第二外壳50的镜板部51滑动接触。
曲柄轴25的偏心部27贯通汽缸40。偏心部27的外周面与镜板部41及内侧汽缸部43的内周面滑动接触。嵌合在偏心部27中的汽缸40随着曲柄轴25的旋转而进行偏心旋转运动。
叶片45与汽缸40形成为一体，被配置为朝着汽缸室60、65的直径方向横断汽缸室60、65。具体地说，叶片45从外侧汽缸部42的内周面到内侧汽缸部43的外周面，形成为朝着汽缸40的直径方向延伸的平板状，与外侧汽缸部42及内侧汽缸部43成为一体。并且，叶片45为从镜板部41的前表面突出的状态，也与镜板部41成为一体。
如上所述，活塞本体52为从平面来看的“C”字形(参照图2)。活塞本体52的外径小于外侧汽缸部42的内径，其内径大于内侧汽缸部43的外径。该活塞本体52为从图1的下方插入形成在外侧汽缸部42与内侧汽缸部43之间的汽缸室60、65的状态。汽缸室60、65被划分为活塞本体52的外侧和内侧，活塞本体52的外侧为外侧汽缸室60，活塞本体52的内侧为内侧汽缸室65。
活塞本体52被配置为其轴心与曲柄轴25的主轴部26的轴心一致。该活塞本体52的外周面与外侧汽缸部42的内周面在一处滑动接触，并且，其内周面与内侧汽缸部43的外周面在一处滑动接触。活塞本体52与外侧汽缸部42滑动接触之处相对于活塞本体52与内侧汽缸部43滑动接触之处的位置，是位于夹着活塞本体52的轴心的相反侧，即位于相位错开180°的位置。
并且，活塞本体52被配置为叶片45贯通其断开的地方(参照图2)。外侧汽缸室60与内侧汽缸室65分别由叶片45划分为高压室61、66和低压室62、67。
一对摇动衬套(bush)56插入活塞本体52的圆周方向的端面与叶片45的侧面(图2中的左右侧面)的间隙。也就是说，摇动衬套56在图2中的叶片45的左右各配置有一个。各摇动衬套56为外侧面形成为圆弧面，内侧面形成为平面的小部件。活塞本体52的圆周方向的端面为圆弧面，与摇动衬套56的外侧面滑动。并且，摇动衬套56的内侧面与叶片45的侧面滑动。由该摇动衬套56将叶片45支撑为相对于活塞本体52转动自如且进退自如。
在外侧汽缸部42形成有贯通孔44。贯通孔44形成在图2中的叶片45的右侧附近，朝着直径方向贯通外侧汽缸部42。该贯通孔44让外侧汽缸室60的低压室62与吸入空间57连通。并且，在活塞本体52形成有贯通孔53。贯通孔53形成在图2中的叶片45的右侧附近，朝着直径方向贯通活塞本体52。该贯通孔53让内侧汽缸室65的低压室67与外侧汽缸室60的低压室62连通。
在第二外壳50的镜板部51形成有外侧喷出通道54和内侧喷出通道55。外侧喷出通道54和内侧喷出通道55各自朝着厚度方向贯通镜板部51。在镜板部51的前表面，外侧喷出通道54在活塞本体52的靠近外周的位置且与图2中的叶片45左侧邻接的位置上开口。并且，内侧喷出通道55在活塞本体52的靠近内周的位置且与图2中的叶片45左侧邻接的位置上开口。并且，外侧喷出通道54连通到外侧汽缸室60的高压室61，内侧喷出通道55连通到内侧汽缸室65的高压室66。并且，利用图外的喷出阀打开、关闭外侧喷出通道54和内侧喷出通道55。
在第二外壳50的下侧安装有消音器(muffler)31。该消音器31被设置为从下侧覆盖第二外壳50，在与第二外壳50之间形成有喷出空间32。并且，在第一外壳35与第二外壳50的外缘部形成有让喷出空间32连接到比第一外壳35靠上侧的空间的连接通路33。
又如图3所示，在压缩机构30中，在第一外壳35的平板部36安装有大直径密封环71和小直径密封环72。大直径密封环71和小直径密封环72分别嵌入在平板部36的前表面(图3中的下表面)开口的凹槽中。大直径密封环71被设置为围绕小直径密封环72的外侧。并且，大直径密封环71和小直径密封环72分别顶到汽缸40的镜板部41的背面。
并且，如图4所示，大直径密封环71和小直径密封环72各自的中心偏离活塞本体52的轴心(即，主轴部26的轴心)。大直径密封环71的中心O1和小直径密封环72的中心O2均比活塞本体52的轴心偏向高压室61、66。而且，大直径密封环71和小直径密封环72各自的中心位置彼此不同。小直径密封环72的中心O2比大直径密封环71的中心O1靠近叶片45。
在第一外壳35的平板部36的前表面和汽缸40的镜板部41的背面之间形成有很窄的间隙，该间隙成为背面侧间隙75(参照图3)。该背面侧间隙75被划分为比小直径密封环72靠内侧的内侧间隙76、小直径密封环72与大直径密封环71之间的中间间隙77、和比大直径密封环71靠外侧的外侧间隙78。
由于外侧间隙78与吸入空间57连通，因此外侧间隙78的内压几乎与被吸入压缩机构30的制冷剂的压力(吸入压力)相同。并且，由于在内侧间隙76中充满了经由曲柄轴25的供油通路提供的润滑油，因此内侧间隙76的内压几乎与从压缩机构30喷出的制冷剂的压力(喷出压力)相同。汽缸40受到内侧间隙76的内压的影响而被推向图3的下方。大直径密封环71和小直径密封环72构成让推压力作用在汽缸40上的推压机构70。并且，在本实施例中，汽缸40成为推侧部件，作为活塞的第二外壳50成为接受侧部件。
如图3所示，在压缩机构30设置有调节机构80。调节机构80由连通路81和为开闭阀的差压阀82构成。连通路81和差压阀82均被设置在第一外壳35。
连通路81为形成在第一外壳35的细通路。该连通路81的一端在背面侧间隙75的中间间隙77开口，另一端在第一外壳35的平板部36的背面(图3的上表面)开口。
差压阀82包括阀体83、弹簧85和盖部件86。在第一外壳35的平板部36，形成有横断连通路81的有底埋设孔87，该有底埋设孔87从其背面朝着下方延伸，在该埋设孔87中收纳有阀体83、弹簧85和盖部件86。阀体83大致形成为圆柱状，朝着埋设孔87的轴方向进退自如。并且，在靠近阀体83的下端形成有在其外周面开口的外周槽84。弹簧85被配置在埋设孔87的底部与阀体83之间，施加使阀体83朝向上方的力。埋设孔87中比阀体83靠下的空间与吸入通道39连通。盖部件86被设置为堵住埋设孔87的上端。并且，在盖部件86形成有小直径的孔。埋设孔87中比阀体83靠上的空间通过盖部件86的孔，与充满了喷出气体的壳体11的内部空间连通。
在差压阀82的阀体83，喷出压力作用在其上表面，吸入压力和弹簧85所施加的力作用在其下表面。阀体83根据喷出压力与吸入压力的差而上下移动。并且，如图3(A)所示，当阀体83的外周槽84的高度到达连通路81的位置时，连通路81成为打开状态。并且，如图3(B)所示，当阀体83的外周槽84的高度偏离连通路81的位置时，连通路81成为关闭状态。
-运转动作-如上所述，上述旋转式压缩机10被设置在冷冻机的制冷剂回路中。并且，该旋转式压缩机10吸入、压缩在蒸发器中蒸发的制冷剂，且将被压缩之后成为高压的气体制冷剂喷向凝缩器。
这里，参照图5对旋转式压缩机10压缩制冷剂的动作加以说明。在向电动机20通电之后，汽缸40被曲柄轴25驱动。汽缸40朝着图5中的顺时针方向公转。
首先，对将制冷剂吸入内侧汽缸室65进行压缩的过程加以说明。
当汽缸40从图5(A)的状态仅移动一点时，制冷剂开始被吸入内侧汽缸室65的低压室67。流入吸入通道39的制冷剂依次经过吸入空间57、外侧汽缸部42的贯通孔44、外侧汽缸室60、活塞本体52的贯通孔53而流入低压室67。并且，随着汽缸40公转，低压室67的容积扩大(参照同图的(B)(C)(D))，当恢复到同图(A)的状态时，制冷剂被吸入内侧汽缸室65的吸入过程结束。
当汽缸40进一步公转，内侧汽缸部43和活塞本体52的滑动接触之处超过活塞本体52的贯通孔53时，制冷剂开始在内侧汽缸室65的高压室66内被压缩。并且，随着汽缸40公转，高压室66的容积缩小(参照同图的(B)(C)(D))，高压室66内的制冷剂被压缩。当在此过程中，高压室66的内压高到一定程度时，喷出阀打开，内侧喷出通道55成为开口状态，高压室66的制冷剂经由内侧喷出通道55喷向喷出空间32。当恢复到同图(A)的状态时，从高压室66喷出制冷剂的喷出过程结束。
其次，对将制冷剂吸入外侧汽缸室60进行压缩的过程加以说明。
当汽缸40从图5(C)的状态仅移动一点时，制冷剂开始被吸入外侧汽缸室60的低压室62。流入吸入通道39的制冷剂依次经过吸入空间57、外侧汽缸部42的贯通孔44而流入低压室62。并且，随着汽缸40公转，低压室62的容积扩大(参照同图的(D)(A)(B))，当恢复到同图(C)的状态时，制冷剂被吸入外侧汽缸室60的吸入过程结束。
当汽缸40进一步公转，外侧汽缸部42和活塞本体52的滑动接触之处超过活塞本体52的贯通孔53时，制冷剂开始在外侧汽缸室60的高压室61内被压缩。并且，随着汽缸40公转，高压室61的容积缩小(参照同图的(D)(A)(B))，高压室61内的制冷剂被压缩。当在此过程中，高压室61的内压高到一定程度时，喷出阀打开，外侧喷出通道54成为开口状态，高压室61的制冷剂经过外侧喷出通道54喷向喷出空间32。当恢复到同图(C)的状态时，从高压室61喷出制冷剂的喷出过程结束。
从内侧汽缸室65和外侧汽缸室60喷向喷出空间32的制冷剂经过连接通路33流入第一外壳35上侧的空间，然后，经过喷出管14喷向壳体11的外部。
如图3所示，在旋转式压缩机10的运转中，比小直径密封环72靠内侧的内侧间隙76总为喷出压力，比大直径密封环71靠外侧的外侧间隙78总为吸入压力。并且，中间间隙77的压力因差压阀82的状态不同而不同。这些背面侧间隙75的内压作用在汽缸40的镜板部41的背面，将汽缸40朝着第二外壳50的镜板部51侧(即，图3的下方)推压。因此，即使高压室61、66的内压上升，汽缸40也不会朝着上方移动，能够使汽缸40和第二外壳50的轴方向的间隙保持不变。
并且，在该旋转式压缩机10中，调节机构80根据喷出压力和吸入压力的差来调节作用在汽缸40上的朝下的负荷的大小。参照图3对该动作加以说明。
如图3(A)所示，在喷出压力和吸入压力的差较小的运转状态下，差压阀82的阀体83被弹簧85所施加的力推向上方，连通路81成为打开的状态。在此状态下，充满了从压缩机构30喷出的气体制冷剂的壳体11的内部空间通过连通路81连通到中间间隙77，中间间隙77的压力成为喷出压力。也就是说，在此状态下，内侧间隙76和中间间隙77均成为喷出压力，仅有剩余的外侧间隙78成为吸入压力。因此，汽缸40的背面中喷出压力作用的部分的面积变大，作用在汽缸40上的朝下的推压力与仅有内侧间隙76成为喷出压力的状态相比，较大。
象这样，在喷出压力和吸入压力的差较小，作用在汽缸40上的推压力为不足倾向的运转状态下，将喷出压力导入中间间隙77，来确保对汽缸40作用的朝下的负荷。
另一方面，如图3(B)所示，在喷出压力和吸入压力的差较大的运转状态下，差压阀82的阀体83克服弹簧85所施加的力而被押向下方，连通路81成为关闭的状态。并且，中间间隙77从壳体11的内部空间切断，中间间隙77的压力成为喷出压力和吸入压力的中间值。也就是说，由于并不是大直径密封环71和小直径密封环72完全阻止流体的漏出，因此中间间隙77的压力成为内侧间隙76的压力和外侧间隙78的压力的中间值。所以，汽缸40的背面中喷出压力作用的部分的面积变小，作用在汽缸40上的朝下的推压力、与内侧间隙76和中间间隙77均成为喷出压力的状态相比，变小。
通过象这样，在喷出压力和吸入压力的差较大，作用在汽缸40上的推压力为过剩倾向的运转状态下，使中间间隙77的压力为喷出压力和吸入压力的中间压，来削减对汽缸40作用的朝下的负荷。
这里，在上述旋转式压缩机10中，作用在汽缸40的镜板部41上的气体压力是高压室61、66侧大于低压室62、67侧。因此，仅让推压力平均作用在汽缸40的镜板部41的背面，会使让汽缸40倾斜的力矩留下来。
在本实施例的旋转式压缩机10中，想到了为了降低该力矩的对策。也就是说，如上所述，在该旋转式压缩机10中，使大直径密封环71和小直径密封环72各自的中心位置偏向高压室61、66。当将大直径密封环71和小直径密封环72配置为靠近高压室61、66时，在汽缸40的镜板部41，作用在靠近高压室61、66的部分上的推压力与靠近低压室62、67的部分相比，变大。所以，降低了让汽缸40倾斜的力矩。
并且，在上述旋转式压缩机10中，将大直径密封环71和小直径密封环72配置为各自的中心处于不同的位置。因此，在仅有小直径密封环72的内侧(即，仅有内侧间隙76)成为喷出压力的状态下时作用在汽缸40上的推压力的作用中心、和在大直径密封环71的整个内侧(即，内侧间隙76和中间间隙77)成为喷出压力的状态下时作用在汽缸40上的推压力的作用中心的位置彼此不同。也就是说，喷出压力和吸入压力的差使作用在汽缸40的镜板部41上的推压力的作用中心的位置产生变化。
-第一实施例的效果-在本实施例中，让朝下的推压力对汽缸40作用，通过推压力将受到汽缸室60、65内的气压的影响而要浮上去的汽缸40押下去。所以，在旋转式压缩机10的运转中，也没有汽缸40和第二外壳50的轴方向的间隙扩大的现象，能够抑制流体从高压室61、66漏出，提高压缩效率。
并且，在本实施例中，调节机构80根据喷出压力和吸入压力的差来调节作用在作为推侧部件的汽缸40上的轴方向(上下方向)的负荷的大小。因此，即使在旋转式压缩机10的运转条件产生变化时，也能够适当地设定作用在汽缸40上的轴方向的负荷的大小，能够降低由汽缸40和第二外壳50之间的摩擦所产生的动力损失。
因此，根据本实施例，能够提高旋转式压缩机10的压缩效率，同时，降低该运转中的机械损失，能够谋求提高旋转式压缩机10的性能。
而且，根据本实施例，即使旋转式压缩机10的运转状态产生变化，喷出流体和吸入流体的压力差产生变化，也能够确实地削减让作为推侧部件的汽缸40倾斜的力矩的大小，能够回避因汽缸40倾斜而引起的压缩效率的降低和偏磨损等问题。
(第二实施例)对本发明的第二实施例加以说明。本实施例的旋转式压缩机10为在上述第一实施例中改变了调节机构80和推压机构70的结构的压缩机。这里，对本实施例的旋转式压缩机10与上述第一实施例的不同之处加以说明。
如图6所示，本实施例的调节机构80包括连通路81和差压阀82。并且，本实施例的差压阀82包括阀体83、弹簧85和盖部件86。关于这些方面，本实施例的调节机构80与上述第一实施例一样。不过，本实施例的调节机构80的连通路81和差压阀82的配置与上述第一实施例不同，并且，在连通路81和差压阀82之外，还包括凹槽88。
上述调节机构80的凹槽88形成在第二外壳50中的活塞本体52。具体地说，凹槽88形成在活塞本体52中的靠近高压室61、66的部分(大致为图7的左半部分)。该凹槽88为在活塞本体52的前端面(图7的上端面)开口的细长槽，沿着活塞本体52的伸长方向延伸为圆弧状。象这样，使凹槽88在活塞本体52中的与汽缸40的镜板部41滑动的面开口。
上述调节机构80的连通路81形成到第一外壳35的周缘部38和第二外壳50。该连通路81的一端在周缘部38的内周面开口，一端侧与吸入空间57连通。并且，连通路81的另一端在形成在活塞本体52的凹槽88的底面开口。也就是说，该连通路81将凹槽88连接到吸入空间57。
上述调节机构80的差压阀82的阀体83、弹簧85和盖部件86被埋设在第二外壳50。具体地说，在第二外壳50的镜板部51，形成有横断连通路81的有底埋设孔87，该有底埋设孔87从其背面朝着上方延伸，在该埋设孔87收纳有阀体83、弹簧85和盖部件86。阀体83大致形成为圆柱状，朝着埋设孔87的轴方向进退自如。并且，在阀体83的靠近上端之处形成有在其外周面开口的外周槽84。弹簧85被配置在埋设孔87的底部与阀体83之间，对阀体83施加朝向下方的力。埋设孔87中的比阀体83靠上的空间与吸入空间57连通。盖部件86被设置为堵住埋设孔87的下端。并且，在盖部件86形成有小直径的孔。埋设孔87中的比阀体83靠下的空间通过盖部件86的孔与充满了喷出气体的喷出空间32连通。
在差压阀82的阀体83，喷出压力作用在其下表面，吸入压力和弹簧85所施加的力作用在其上表面。阀体83根据喷出压力和吸入压力的差上下移动。并且，当阀体83的外周槽84的高度下降到连通路81的位置时，连通路81成为打开状态。并且，当阀体83的外周槽84的高度偏离连通路81的位置时，连通路81成为关闭状态。另外，在图6中，阀体83为打开了连通路81的状态。
在本实施例的旋转式压缩机10中，在压缩机构30仅设有一个密封环73，这一个密封环73构成推压机构70。该密封环73与上述第一实施例的大直径密封环71和小直径密封环72一样，嵌入在第一外壳35的平板部36的下表面开口的凹槽，顶在汽缸40的镜板部41的背面。并且，该密封环73将形成在第一外壳35的平板部36与汽缸40的镜板部41之间的背面侧间隙75隔离为密封环73内侧的内侧间隙76和其外侧的外侧间隙78。在旋转式压缩机10的运转中，内侧间隙76的内压保持在喷出压力，外侧间隙78的内压保持在吸入压力。
-运转动作-本实施例的调节机构80根据喷出压力和吸入压力的差来调节作用在汽缸40上的朝下的负荷的大小。那时，该调节机构80通过改变对于汽缸40作用的朝上的推回力的大小，来使作用在汽缸40上的朝下的负荷的大小产生变化。
首先，在喷出压力和吸入压力的差较小的运转状态下，差压阀82的阀体83被弹簧85所施加的力押向下方，连通路81成为打开状态。在此状态下，凹槽88和吸入空间57通过连通路81连通在一起，凹槽88的压力成为吸入压力。也就是说，在此状态下，不是高压室61、66内的流体压力作用在汽缸40的镜板部41前表面中的、面对凹槽88的部分上，而是吸入压力作用在汽缸40的镜板部41前表面中的、面对凹槽88的部分上。因此，要将汽缸40推向上方的推回力的大小变小，作用在汽缸40上的朝下的负荷变大。
象这样，在喷出压力和吸入压力的差较小，作用在汽缸40上的推压力为不足倾向的运转状态下，将吸入压力导入凹槽88，来削减作用在汽缸40上的朝上的推回力，确保作用在汽缸40上的朝下的负荷。
另一方面，在喷出压力和吸入压力的差较大的运转状态下，差压阀82的阀体83克服弹簧85所施加的力而被押向上方，连通路81成为关闭状态。在此状态下，凹槽从吸入空间57切断，高压室61、66内的流体慢慢地漏入凹槽88。并且，凹槽88的压力与连通路81为打开状态时相比，变高。因此，要将汽缸40推向上方的推回力的大小变大，作用在汽缸40上的朝下的负荷变小。
象这样，在喷出压力和吸入压力的差较大，作用在汽缸40上的推压力为过剩倾向的运转状态下，使凹槽88的压力高于吸入压力，来增大作用在汽缸40上的朝上的推回力，削减作用在汽缸40上的朝下的负荷。
在本实施例的压缩机构30中，作用在汽缸40的镜板部41的前表面上的流体压力是高压室61、66侧大于低压室62、67侧。而在本实施例中，让凹槽88在活塞本体52的前端面中的靠近高压室61、66的部分开口。并且，当通过连通路81将吸入压力导入该凹槽88时，作用在汽缸40的镜板部41中的高压室61、66侧的部分上的推回力较小，让汽缸40倾斜的力矩变小。
-第二实施例的效果-在本实施例中，调节机构80调节对于汽缸40作用的朝上的推回力的大小。因此，与上述第一实施例时一样，能够准确地调节作用在汽缸40上的朝下的负荷的大小。
并且，在本实施例中，让凹槽88在活塞本体52的前端面中靠近高压室61、66的部分开口。因此，能够降低让汽缸40倾斜的力矩，能够回避因汽缸40倾斜而引起的压缩效率的降低和偏磨损等问题。
(第三实施例)对本发明的第三实施例加以说明。本实施例的旋转式压缩机10为在上述第二实施例中改变了调节机构80的结构的压缩机。这里，参照图8及图9对本实施例的调节机构80加以说明。
在本实施例的调节机构80中，凹槽88形成在第二外壳50中的活塞本体52。该凹槽88形成在活塞本体52中的靠近低压室62、67的部分(大致为图9的右半部分)。该凹槽88为在活塞本体52的前端面(图8的上端面)开口的细长槽，沿着活塞本体52的伸长方向延伸为圆弧状。象这样，使凹槽88在活塞本体52中的与汽缸40的镜板部41滑动的面开口。
上述调节机构80的连通路81形成在第二外壳50。该连通路81的一端在第二外壳50的镜板部51的背面(图8的下表面)开口，一端侧与喷出空间32连通。并且，连通路81的另一端在形成在活塞本体52的凹槽88的底面开口。也就是说，该连通路81将凹槽88连接到喷出空间32。
上述调节机构80的差压阀82的阀体83、弹簧85和盖部件86被埋设在第二外壳50。具体地说，在第二外壳50的镜板部51，形成有横断连通路81的有底埋设孔87，该有底埋设孔87从其背面朝着上方延伸，在该埋设孔87收纳有阀体83、弹簧85和盖部件86。阀体83大致形成为圆柱状，朝着埋设孔87的轴方向进退自如。并且，在阀体83的靠近上端之处形成有在其外周面开口的外周槽84。弹簧85被配置在埋设孔87的底部与阀体83之间，对阀体83施加朝向下方的力。埋设孔87中的比阀体83靠上的空间与吸入通道39连通。盖部件86被设置为堵住埋设孔87的下端。并且，在盖部件86形成有小直径的孔。埋设孔87中的比阀体83靠下的空间，通过盖部件86的孔与充满了喷出气体的喷出空间32连通。
在差压阀82的阀体83，喷出压力作用在其下表面，吸入压力和弹簧85所施加的力作用在其上表面。阀体83根据喷出压力和吸入压力的差上下移动。并且，当阀体83的外周槽84的高度下降到连通路81的位置时，连通路81成为打开状态。并且，当阀体83的外周槽84的高度偏离连通路81的位置时，连通路81成为关闭状态。另外，在图8中，阀体83为打开连通路81的状态。
-运转动作-与上述第二实施例一样，本实施例的调节机构80通过改变对于汽缸40作用的朝上的推回力的大小，来使作用在汽缸40上的朝下的负荷的大小产生变化。
首先，在喷出压力和吸入压力的差较大的运转状态下，差压阀82的阀体83克服弹簧85所施加的力而被推向上方，连通路81成为打开状态。在此状态下，凹槽88和喷出空间32连通，凹槽88的压力成为喷出压力。也就是说，在此状态下，不是低压室62、67内的流体压力作用在汽缸40的镜板部41前表面中的面对凹槽88的部分上，而是喷出压力作用在汽缸40的镜板部41前表面中的面对凹槽88的部分上。因此，要将汽缸40推向上方的推回力的大小变大，作用在汽缸40上的朝下的负荷变小。
象这样，在喷出压力和吸入压力的差较大，作用在汽缸40上的推压力为过剩倾向的运转状态下，使凹槽88的压力为喷出压力，来增大作用在汽缸40上的朝上的推回力，削减作用在汽缸40上的朝下的负荷。
另一方面，在喷出压力和吸入压力的差较小的运转状态下，差压阀82的阀体83被弹簧85所施加的力押向下方，连通路81成为关闭状态。在此状态下，凹槽从喷出空间32切断，凹槽88内的气体制冷剂慢慢地漏出到低压室62、67。并且，凹槽88的压力与连通路81为打开状态时相比，变低。因此，要将汽缸40推向上方的推回力的大小变小，作用在汽缸40上的朝下的负荷变大。
象这样，在喷出压力与吸入压力的差较小，作用在汽缸40上的推压力为不足倾向的运转状态下，使凹槽88的内压低于喷出压力，来削减作用在汽缸40上的朝上的推回力，确保作用在汽缸40上的朝下的负荷。
在本实施例的压缩机构30中，作用在汽缸40的镜板部41的前表面上的流体压力是低压室62、67侧小于高压室61、66侧。而在本实施例中，让凹槽88在活塞本体52的前端面中的靠近低压室62、67的部分开口。并且，当通过连通路81将喷出压力导入该凹槽88时，作用在汽缸40的镜板部41中的低压室62、67侧的部分上的推回力变大，让汽缸40倾斜的力矩变小。
(其它实施例)-第一变形例-在上述第一实施例的压缩机构30中，让大直径密封环71的中心与小直径密封环72的中心均偏离主轴部26的轴心，但是也可以代替它，如图10所示，仅让大直径密封环71的中心O1偏离主轴部26的轴心，将小直径密封环72的中心O2配置在主轴部26的轴心上。
当象这样配置大直径密封环71和小直径密封环72时，形成在大直径密封环71和小直径密封环72之间的中间间隙77的、位于靠近高压室61、66的部分的面积变大。并且，在汽缸40的镜板部41，因中间间隙77的内压所接受的力(即，推压力)的作用点靠近高压室61、66，结果是能够通过更小的推压力来确实地削减让汽缸40倾斜的力矩。所以，根据本变形例，能够在将因作用在汽缸40上的推压力而引起的滑动损失抑制得较低的同时，抑制汽缸40的倾斜。
-第二变形例-上述第一实施例的压缩机构30也可以构成为背面侧间隙75中的比大直径密封环71靠外侧的部分(即，外侧间隙78)的压力成为喷出压力。这里，对本变形例与上述第一实施例的不同之处加以说明。
如图11所示，在本变形例的压缩机构30中，吸入通道39形成在第二外壳50。吸入通道39的终端在第二外壳50的上表面中的活塞本体52的内周侧和外周侧分别开口。
在上述压缩机构30中，在第二外壳50形成有喷出压导入路59。该喷出压导入路59让形成在第一外壳35的周缘部38的内周面与汽缸40的外周面之间的空间、和喷出空间32连通。并且，第一外壳35的周缘部38与汽缸40之间的空间的内压成为喷出压力，构成喷出压空间58。
在上述压缩机构30中，连通路81从第二外壳50形成到第一外壳35。该连通路81的一端连接到背面侧间隙75中的大直径密封环71与小直径密封环72之间的部分(即，中间间隙77)，另一端连接到吸入通道39。并且，在本变形例的差压阀82中，埋设孔87内的阀体83下侧的空间通过连通路81连接到吸入通道39。
在喷出压力和吸入压力的差较大的运转状态下，差压阀82的阀体83克服弹簧85所施加的力而被押向下方，连通路81成为打开状态(参照图11)。在此状态下，吸入通道39通过连通路81连通到中间间隙77，中间间隙77的压力成为吸入压力。因此，汽缸40背面中的喷出压力作用的部分的面积变小，作用在汽缸40上的朝下的推压力、与内侧间隙76和中间间隙77均成为喷出压力的状态相比，变小。
象这样，在喷出压力和吸入压力的差较大，作用在汽缸40上的推压力为过剩倾向的运转状态下，使中间间隙77的压力为吸入压力，来削减对于汽缸40作用的朝下的负荷。
另一方面，在喷出压力和吸入压力的差较小的运转状态下，差压阀82的阀体83被弹簧85所施加的力推向上方，连通路81成为关闭状态。并且，中间间隙77从吸入通道39切断，中间间隙77的压力逐渐上升，最终成为喷出压力。也就是说，由于并不是大直径密封环71和小直径密封环72完全阻止流体的漏出，因此中间间隙77的压力与内侧间隙76的压力和外侧间隙78的压力相等。
象这样，在喷出压力和吸入压力的差较小，作用在汽缸40上的推压力为不足倾向的运转状态下，使中间间隙77的压力上升，来确保对于汽缸40作用的朝下的负荷。
-第三变形例-在上述各实施例的旋转式压缩机10中，如图12所示，也可以将压缩机构30配置在电动机20的上方。这里，对将本变形例适用于上述第一实施例中的情况加以说明。
在本变形例的旋转式压缩机10中，壳体11的内部空间被压缩机构30隔离为上下部分，压缩机构30上方的空间构成上侧空间16，其下方的空间构成下侧空间17。喷出管14连接在上侧空间16，吸入管15连接在下侧空间17。
在本变形例的压缩机构30中，将第一外壳35配置在下方(即，靠近电动机20)，将第二外壳50配置在上方。在第一外壳35形成有吸入通道39。该吸入通道39让吸入空间57与下侧空间17连通。在第二外壳50形成有外侧汽缸室60用的外侧喷出通道54和内侧汽缸室65用的内侧喷出通道55。利用由簧片阀构成的喷出阀34来打开、关闭这些喷出通道54、55。在压缩机构30中压缩的制冷剂通过这些喷出通道63、68而被喷向消音器31内的喷出空间32，然后，流入上侧空间16。
在上述压缩机构30中，连通路81从第二外壳50形成到第一外壳35。该连通路81的一端连接到背面侧间隙75中的、大直径密封环71与小直径密封环72之间的部分(即，中间间隙77)，另一端连接到喷出空间32。并且，在本变形例的差压阀82中，埋设孔87内的阀体83上侧的空间通过连通路81连接到喷出空间32。
在上述旋转式压缩机10中，将供油泵28安装在曲柄轴25的下端。该供油泵28由容积型泵构成，吸入积在壳体11底部的冷冻机油，且将其提供给压缩机构30。
在上述压缩机构30中，背面侧间隙75中的比小直径密封环72靠内侧的部分(即，内侧间隙76)的内压成为提供给压缩机构30的冷冻机油的压力。也就是说，内侧间隙76的内压与下侧空间17的内压即吸入压力大致相等。并且，背面侧间隙75中的比大直径密封环71靠外侧的部分(即，外侧间隙78)的压力与吸入空间57的内压即吸入压力相等。
在喷出压力和吸入压力的差较小的运转状态下，差压阀82的阀体83被弹簧85所施加的力推向上方，连通路81成为打开状态(参照图12)。在此状态下，喷出空间32通过连通路81连通到中间间隙77，中间间隙77的压力成为喷出压力。因此，汽缸40背面中的、喷出压力作用的部分的面积变大，作用在汽缸40上的朝下的推压力与中间间隙77成为吸入压力的状态相比，变大。
象这样，在喷出压力和吸入压力的差较小，作用在汽缸40上的推压力为不足倾向的运转状态下，将喷出压力导入中间间隙77，来确保对于汽缸40作用的朝下的负荷。
另一方面，在喷出压力和吸入压力的差较大的运转状态下，差压阀82的阀体83克服弹簧85所施加的力而被押向下方，连通路81成为关闭状态。并且，中间间隙77从喷出空间32切断，中间间隙77的压力逐渐下降，最终成为吸入压力。也就是说，由于并不是大直径密封环71和小直径密封环72完全阻止流体的漏出，因此中间间隙77的压力与内侧间隙76的压力和外侧间隙78的压力相等。所以，吸入压力作用在汽缸40的整个背面上，作用在汽缸40上的朝下的推压力与中间间隙77成为喷出压力的状态相比，变小。
象这样，在喷出压力和吸入压力的差较大，作用在汽缸40上的推压力为过剩倾向的运转状态下，使中间间隙77的压力为吸入压力，来削减对于汽缸40作用的朝下的负荷。
-第四变形例-在上述各实施例的压缩机构30中，采用了将具有活塞本体52的第二外壳50固定起来，让汽缸40进行偏心旋转的结构，也可以与其相反，采用将汽缸40固定起来，让具有活塞本体52的第二外壳50进行偏心旋转的结构。此时，推压机构70让推压力朝向具有活塞本体52的第二外壳50作用。也就是说，此时，第二外壳50成为推侧部件，汽缸40成为接受侧部件。
另外，上述实施例是在本质上适于本发明的例子，本发明并不刻意限制其适用物、或者其用途范围。
(工业上的利用可能性)
如上所述，本发明对于让汽缸和活塞相对地进行偏心旋转来压缩流体的旋转式压缩机有用。