本发明涉及流体机械技术领域， 尤其涉及一种转动装置及其相应的流 体马达、 发动机、 压缩机和泵。 背景技术

将机械能与流体压力能进行相互转换的能量转 换装置有很多， 例如发 动机、 流体马达、 压缩机以及泵等。 在发动机领域里， 主要有往复活塞式 四冲程发动机、 三角转子发动机、 燃气轮机等机械结构。 在流体马达领域 里， 主要有活塞式、 叶片式、 齿轮式等机械构造。 在压缩机和泵领域里， 主要有柱塞式、 叶片式、 齿轮式、 螺杆式和涡旋式等机械结构。 需要强调 的是， 对于传统的能量转换装置来讲， 由于其主要运动元件均采取滑动摩 擦形式， 造成大量能量消耗在装置内部， 导致其能量转换效率低下。

本发明的申请人于 2010年 6月提出了一种星旋式转动装置 （专利申 请号： 201010196950.8)。 如图 1所示， 该星旋式转动装置包括： 含圆筒空 腔的缸体和由缸体两侧的缸体密封端盖支撑的 主轴， 中心太阳轮滚筒套设 于主轴上； 中心太阳轮滚筒的外圆筒面及缸体的内圆筒面 构成环形活塞空 间； 环形活塞空间可通过第一组通孔与流体进 /出口相连通，可通过第二组 通孔与流体出 /进口相连通； 行星活塞轮以滚动方式置于环形活塞空间内， 其伸出环形活塞空间外的两端通过一连接件连 接到主轴上； 行星活塞轮为 圆柱滚轮；隔离结构位于环形活塞空间内，第 一组通孔和第二组通孔之间， 用于将环形活塞空间隔离为两个容积可变工作 空间； 行星活塞轮， 在两个 容积可变工作空间的流体压力差的作用下沿环 形活塞空间内运动。 然而， 由于上述星旋式转动装置的隔离机构并不是完 全的连续运动， 导致该星旋 式转动装置的噪音问题难于避免， 极大的限制了其在噪音要求较高场景下 的应用。

偏心转子式压缩机为现有压缩机的一种。 参考文献 2 (专利申请号： 200780027498.9) 给出了一种典型的偏心转子式压缩机。 如图 2所示， 该 滚动转子式压缩机包括缸体 1， 滚动转子 2、偏心套 3、 带有偏心曲轴部分 的驱动轴 4、 摆动挡块、 螺旋弹簧。 在驱动轴 4的偏心曲轴部分与滚动转 子 2之间设置能在他们之间灵活转动的偏心套 3， 从而使滚动转子 2的偏 心距得以调整并在工作中实现柔性滚动接触密 封。偏心套 3—面绕驱动轴 做公转， 一面绕偏心中心做自转。 而摆动挡块的转动部分在螺旋弹簧的弹 簧力作用下， 通过摆动部分紧压在滚动转子 2的外圆表面上， 实现摆动式 隔离。 该类型的偏心转子式压缩机具有结构简单、 运转平稳等优点， 在压 缩机领域有十分广阔的应用。

由于上述偏心转子式压缩机的频率较低， 并且可以工作在油润滑情况 下， 因此其缸体密封问题较容易解决。 然而， 由于在高频率、 无油工作环 境下的缸体密封的问题迟迟未得到解决， 至今为止， 上述偏心转子结构并 没有应用到流体马达和发动机领域。 发明内容

(一） 要解决的技术问题

鉴于上述技术问题， 本发明提供了一种能够在无油工作场景中实现 缸 体可靠密封的偏心转子式的转动装置及其相应 的流体马达、 发动机、 压缩 机和泵。

(二） 技术方案

根据本发明的一个方面， 提供了一种转动装置。 该转动装置包括： 缸 体， 呈圆筒形； 前 /后密封端盖， 分别密封连接于缸体的前 /后两端， 与缸 体共同构成一圆筒形内腔； 主轴， 由缸体和 /或前 /后密封端盖可转动地支 撑， 其中心轴线与圆筒形内腔的中心轴线重合； 转子组件， 套设于主轴位 于圆筒形内腔的部分， 通过在圆筒形内腔中做旋转运动形成轴向延伸 的密 封工作空间； 隔离机构， 其末端与转子组件相密封， 从而将轴向延伸的密 封工作空间分隔为相互独立的， 分别通过设置于缸体上的第一组通孔和第 二组通孔与缸体外侧相连通的第一容积可变腔 室和第二容积可变腔室； 以 及缸体密封组件， 位于圆筒形内腔中转子组件的外侧， 包括： 两星轮固定 法兰， 分别设置于圆筒形内腔中转子组件的外侧， 与转子组件联动， 其外 圆柱面的中部开设镶嵌槽； 两膨胀活塞环， 分别膨胀固定于两星轮固定法 兰外圆柱面的镶嵌槽内， 与缸体的内圆筒面密封配合， 且与镶嵌槽的底部 和侧壁具有预设尺寸的间隙； 由该间隙泄露出的微量流体在星轮固定法兰 的旋转运动带动下形成流体膜， 该流体膜实现圆筒形内腔的密封。 根据本发明的另一个方面， 还提供了一种流体马达。 该流体马达包括 上述的转动装置，其中，该转动装置的第二组 通孔与高压流体进口相连通; 第一组通孔与低压流体出口相连通。

根据本发明的另一个方面， 还提供了一种发动机。 该发动机包括上述 的转动装置， 其中， 该转动装置的第二组通孔与燃烧室相连通； 第一组通 孔与废气排出口相连通。

根据本发明的另一个方面， 还提供了一种压缩机。 该压缩机包括上述 的转动装置， 其中， 该转动装置的第二组通孔与低压压缩介质输入 口相连 通， 第一组通孔与压缩后高压压缩介质的排出口相 连通。

根据本发明的另一个方面， 还提供了一种泵。 该泵包括上述的转动装 置， 其中， 该转动装置的第一组通孔与流体进口相连通； 第二组通孔与流 体出口相连通。

(三） 有益效果

从上述技术方案可以看出， 本发明转动装置及其相应的流体机械装置 具有以下有益效果：

( 1 ) 通过膨胀活塞环与星轮固定法兰之间的气膜或 液膜润滑设计实 现缸体内腔的非接触密封，使转动装置能够运 行于高频率-无油的工作环境 中， 实现了转动装置的高效低耗旋转密封；

( 2 ) 对偏心转子组件的两侧端面实施关键的精细密 封设计， 将偏心 曲轴与星轮固定法兰连接， 两者无相对运动， 做到零泄漏， 滚动活塞轮的 两侧端面与内圆筒面与邻接零件构成了无机械 接触的 L型迷宫状密封，使 高速旋转的滚动活塞轮的两侧端面在滚动轴承 的径向和轴向精密定位的 保证下， 得以长期维持稳定预设的磨擦境界面微小间隙 ， 有效控制了转动 装置中流体的泄漏；

( 3 ) 通过旋阀体气动复位销钉的运动来实现进气 （液） 口的自动打 开和关闭， 不仅简化了机械构造， 而且提高了弹性元件的工作可靠性与寿 命；

( 4 ) 将黄金律理念引入至转动装置中， 优化了缸体、 太阳轮及滚柱 行星活塞轮的尺寸， 进而提高星旋式转动装置的运行效率。 附图说明

图 1为现有技术星旋式转动装置的结构示意图；

图 2为现有技术偏心转子式压缩机的结构示意图� �

图 3A为本发明实施例转动装置的剖视图；

图 3B为图 3A所示转动装置在进气口开通状态沿 A-A方向的剖视图； 图 3C为图 3A所示转动装置在进气口关闭状态沿 A-A方向的剖视图； 图 4A为图 3所示转动装置缸体内圆筒面内部各元件的剖� �图； 图 4B为图 3所示转动装置缸体内圆筒面内部各元件的立� �图； 图 4C为图 3A所示转动装置中星轮固定法兰、 滚动活塞轮、 偏心曲 轴及滚动轴承结合部的局部放大图；

图 5为本发明实施例转动装置中膨胀活塞环与缸� �、星轮固定法兰之 间摩擦情况的示意图；

图 6A为本发明另一实施例转动装置中缸体密封组� ��中膨胀活塞环与 星轮固定法兰外圆柱面镶嵌槽匹配的示意图；

图 6B为本发明再一实施例转动装置中缸体密封组� ��中膨胀活塞环与 星轮固定法兰外圆柱面镶嵌槽匹配的示意图；

图 6C为本发明再一实施例转动装置中缸体密封组� ��中膨胀活塞环与 星轮固定法兰外圆柱面镶嵌槽匹配的示意图；

图 7A至图 7H为本发明实施例流体马达工作流程的示意图� �� 图 8为本发明实施例包含两转动装置的流体马达� �剖视图。

图 9A 为本发明实施例只包含一转动装置的流体马达 的输出扭矩曲 线；

图 9B为本发明实施例包含两转动装置的流体马达� ��输出扭矩曲线。 具体实施方式

为使本发明的目的、 技术方案和优点更加清楚明白， 以下结合具体实 施例， 并参照附图， 对本发明进一歩详细说明。 需要说明的是， 在附图或 说明书描述中， 相似或相同的部分都使用相同的图号。 附图中未绘示或描 述的实现方式， 为所属技术领域中普通技术人员所知的形式。 虽然本文可 提供包含特定值的参数的示范， 但应了解， 参数无需确切等于相应的值， 而是可在可接受的误差容限或设计约束内近似 于相应的值。 此外， 以下实 施例中提到的方向用语， 例如 "上"、 "下"、 "前"、 "后"、 "左"、 "右"等， 仅是参考附图的方向， 并非用来限制本发明。

本发明申请人在多年生产实践的基础上， 借鉴现有技术中偏心转子式 压缩机的构造， 提出了一种借助活塞轮固定法兰和膨胀活塞环 实现缸体内 腔的非机械接触式可靠密封的转动装置及其相 应的流体马达、 发动机、 压 缩机和泵。

为方便理解， 首先将本发明中所涉及主要元件进行编号说明 ， 如下所

110-缸体； 111-缸体主体；

112-前缸盖； 113-后缸盖；

120、 130-前 /后端盖； 140-气缸头；

200-主轴； 300-转子组件；

310-偏心曲轴； 320-滚动轴承；

330-滚动活塞轮； 400-旋阀体式隔离机构；

411-容放凹槽； 412-旋阀体；

420-旋阀体复位机构； 421-销钉盲孔；

422-复位销钉； 423-旁路；

600-缸体密封组件； 611、 612-星轮固定法兰;

621、 621 '、 622-膨胀活塞环 62 la-球形滚珠；

630-平衡配重块； 640-法兰曲轴定位销钉；

A-第一转动装置； B-第二转动装置；

C-密封隔板。

转动装置

在本发明的一个示例性实施例中， 提供了一种转动装置。 图 3A为本 发明实施例转动装置的剖视图。图 3B和图 3C分别为图 3A所示转动装置 在两个状态时沿 A-A方向的剖视图。 请参照图 3A和图 3B， 该转动装置 包括： 缸体 110， 呈圆筒形， 由缸体主体 111和分别设置在该缸体主体 111 前 /后端面的前缸盖 112和后缸盖 113共同构成；前 /后密封端盖（120、 130)， 分别密封连接于缸体的前 /后两端的缸盖上， 与缸体共同构成一圆筒形内 腔； 主轴 200， 由缸体 110和 /或前 /后密封端盖（120、 130 )可转动地支撑， 其中心轴线与圆筒形内腔的中心轴线重合； 转子组件， 套设于主轴 200位 于圆筒形内腔的部分， 通过在圆筒形内腔中做旋转运动形成轴向延伸 的密 封工作空间； 隔离机构， 其前端与转子组件相密封， 从而将轴向延伸的密 封工作空间分隔为相互独立的第一容积可变腔 室和第二容积可变腔室， 该 第一容积可变腔室和第二容积可变腔室分别通 过设置于缸体上的第一组 通孔和第二组通孔与缸体外侧相连通； 以及缸体密封组件 600， 位于圆筒 形内腔中转子组件的外侧， 用于实现密封工作空间的密封。 其中缸体密封 组件 600， 包括： 两星轮固定法兰 （611和 612)， 分别设置于前 /后端盖内 侧的圆筒形内腔中， 与转子组件联动， 并通过键与主轴配合， 其外圆柱面 的中部开设镶嵌槽； 两膨胀活塞环 （621、 622)， 分别膨胀固定于两星轮 固定法兰外圆柱面的镶嵌槽内， 与缸体的内圆筒面密封配合， 且与镶嵌槽 的底部和侧壁具有预设尺寸的间隙； 由该间隙泄露出的微量流体在所述星 轮固定法兰的旋转运动带动下形成流体膜， 该流体膜实现所述圆筒形内腔 的密封。 该预设尺寸介于 0.02mm~0.3mm之间。

以下分别对本实施例转动装置的各个组成部件 进行详细说明。

请参照图 3A、 图 3B和图 3C， 缸体 110呈圆筒形， 具有一内圆筒面。 缸体 110包括缸体主体 111、 分别设置在该缸体主体 111前 /后端面的前缸 盖 112和后缸盖 113。 在缸体主体 111外侧的预设位置， 一般为上方， 设 置气缸头 140。 后续隔离机构的旋阀体及其复位机构均对应该 气缸头 140 的位置进行设置， 这些内容将在下文进行详细说明。

请参照图 3A,前 /后密封端盖（120和 130)，分别密封连接于缸体 110 前 /后缸盖（112和 113 )的前 /后两端， 与缸体 110共同构成一圆筒形内腔。 该圆筒形内腔即为本实施例转动装置的工作区 域。

主轴 200在缸体中间的径向定位和轴向定位非常重要 。 通常情况下， 该径向定位和轴向定位均是由滚动轴承来完成 的。而滚动轴承的径向间隙 和轴向间隙必须满足主轴的旋转精度要求。主 轴 200在圆筒形内腔的外部 和内部之间传递扭矩。 以压缩机为例： 请参照图 3A， 主轴 200的第一部 分位于圆筒形内腔外， 与外界动力源相接， 将外界动力源输入的扭矩传输 至圆筒形内腔； 第二部分位于圆筒形内腔内， 利用外界动力源输入的扭矩 带动偏心转子组件 300转动。 需要说明的是， 虽然本实施例中主轴只有一端伸出圆筒形内腔 外， 由 其输入或输出扭矩，但是，本发明同样包括主 轴两端均伸出圆筒形内腔外， 由两端输入或输出扭矩的情况。本领域技术人 员应当很清楚此种技术方案 如何实现， 此处不再赘述。

转子组件套设于主轴 200位于圆筒形内腔的部分， 通过在圆筒形内腔 内做旋转运动形成轴向延伸的密封工作空间。

请参照图 3B和图 3C, 隔离机构的前端与转子组件相密封， 从而将上 述密封工作空间分隔为相互独立的第一容积可 变腔室和第二容积可变腔 室， 该第一容积可变腔室和第二容积可变腔室分别 通过设置于缸体上的第 一组通孔和第二组通孔与缸体外侧相连通。

图 4A为图 3所示转动装置中缸体内圆筒面内部各元件的� �视图。 图 4B为图 3所示转动装置中缸体内圆筒面内部各元件的� �体图。 需要说明 的是， 在图 4B中， 为了清楚表示滚动轴承 320等部件， 省略了在滚动轴 承 320外侧的滚动活塞轮 330。

请参照图 4A和图 4B ,在本实施例中，转子组件为偏心转子组件 300。 该偏心转子组件 300套设于主轴 200位于圆筒形内腔的部分， 包括： 偏心 曲轴 310，套设于主轴 200位于圆筒形内腔的部分，其中心轴线与主轴 200 的中心轴线相互平行且错开预设距离； 滚动活塞轮 330， 套设于偏心曲轴 310上， 其中心轴线与偏心曲轴 310的中心轴线重合。 该滚动活塞轮 330 沿缸体 110的内圆筒面滚动， 缸体 110的内圆筒面和滚动活塞轮 330的外 圆柱面之间形成轴向延伸的月牙形密封工作空 间。

本实施例转动装置中， 偏心曲轴的偏心量 e的选择， 是机构设计的关 键， 其不能设计的过大或过小。 以马达为例， 偏心量太小， 偏心曲轴的直 径太大， 马达的输出扭矩就越小； 偏心量 e太大， 虽然扭矩变大， 但马达 启动所需要的瞬时功率就越大， 设备启动困难， 实用性受到影响。 只有当 偏心量 e介于 R/8~R/5之间时， 才能在大扭矩和低启动功率下取得平衡， 达到实用性的要求， 其中 R为缸体内圆筒面的半径。 例如， 在应用本发明 所制备的 5台流体马达中，偏心量 e的取值分别为： R/8 ; R/7 ; R/6.5 ; R/6 ; R/5 o 实验证明， 该 5 台流体马达的运转效率均达到了设计要求， 在输出 扭矩和启动便利性方面取得了较好的平衡。 请参照图 4B， 为了减小偏心曲轴 310和滚动活塞轮 330之间的摩擦， 本实施例转动装置还包括： 至少两滚动轴承 320， 对称地套设于偏心曲轴 310上， 其内套圈固定于偏心曲轴 310， 其外套圈固定于滚动活塞轮 330， 以隔绝两者的转动。该些滚动轴承与滚动活塞 轮之间的预紧弹性力将滚动 活塞轮压紧于圆筒形内腔的内圆筒面， 使圆筒形内腔的内圆筒面和滚动活 塞轮的外圆柱面形成轴向延伸的月牙形密封腔 室。

为了实现缸体的可靠密封， 请参照图 4A， 星轮固定法兰呈朝向圆筒 形内腔中心的 "L"形； 左星轮固定法兰 611和右星轮固定法兰 612对称 套设于主轴上， 偏心曲轴 310的外侧。 位于同一侧的星轮固定法兰与偏心 曲轴一体成型或分别成型。 偏心曲轴与星轮固定法兰之间无相对运动， 做 到零泄漏。

需要说明的是， 偏心曲轴的加工难度随构造而定， 一体化的偏心曲轴 加工精度不易保证； 但如果把偏心曲轴分成旋转中心母体和曲轴颈 两个部 分， 母体与曲轴颈的连接固定由设在曲轴颈上的偏 心孔定位， 而在一个对 称圆柱体上开一个偏心孔， 保证精度是容易的。 只要有了偏心孔， 偏心曲 轴的加工装配就容易多了。

图 4C为图 3A所示转动装置中星轮固定法兰、 滚动活塞轮、 偏心曲 轴及滚动轴承结合部的放大图。 请参照图 4C， 偏心曲轴的内侧设置轴肩， 滚动轴承的内圈固定于偏心曲轴的轴肩， 外套圈固定于滚动活塞轮。 滚动 活塞轮侧面与其外侧的星轮固定法兰侧面的对 应位置之间， 及偏心曲轴轴 肩外侧的部分与滚动活塞轮内圆筒面的对应位 置之间， 共同构成 "L"形 迷宫式密封。 具体而言， 该 " L"形迷宫式密封中， 滚动活塞轮侧面与其 外侧星轮固定法兰侧面的对应位置之间， 及偏心曲轴轴肩外侧的部分与滚 动活塞轮内圆筒面的对应位置之间的间隙 Δ介于 0.03mn！〜 0.06mm之间。

实践证明， 通过无机械接触的 " L"形迷宫状密封， 使高速旋转的滚 动活塞轮的两侧端面在星轮支撑滚动轴承的径 向和轴向精密定位的保证 下， 得以长期维持稳定预设的磨擦境界面微小间隙 ， 有效控制了泄漏。 在 应用本发明所制备的 5台流体马达中，间隙 Δ的取值分别为： 0.03 mm; 0.04 mm; 0.05mm; 0.055mm; 0.06mm。 实验证明， 该 5台流体马达圆筒形内 腔的密封良好。 此外， 本领域技术人员应当清楚， 除了上述偏心转子组件外， 该转子 组件还可以为其他类型的转子组件， 例如本发明的申请人在之前专利中

(专利申请号： 201010196950.8) 提出的星旋式转子组件。 该星旋式转子 组件包括： 套设于主轴上的中心太阳轮滚筒及在中心太阳 轮滚筒的外圆筒 面及所述缸体的内圆筒面构成环形活塞空间滚 动的若干个圆柱形行星活 塞轮。

请参照图 3B, 本实施例中， 隔离机构为旋阀体式隔离机构 400。 该旋 阀体式隔离机构 400包括： 旋阀体 412和旋阀体复位机构 420。 该旋阀体 412在旋阀体复位机构 420的作用下，末端始终压住滚动活塞轮的外表 面， 从而将月牙形密封工作空间分隔为相互独立的 第一容积可变腔室和第二 容积可变腔室。

缸体主体 111上对应气缸头 140的位置形成有一轴向延伸的、 朝向圆 筒形内腔敞开的容放凹槽。该旋阀体 412配装在该容放凹槽内并由该容放 凹槽可转动的支撑， 并在预定的角度范围内摆动。 当偏心转子组件的转动 至上部位置时， 旋阀体 412被压入该容放凹槽内， 呈压入状态。 当偏心转 子组件转动至下部位置时， 旋阀体摆动至其最大位置， 呈伸出状态。 该旋 阀体 412将所述轴向延伸的密封工作空间分隔为相互 独立的第一容积可变 腔室和第二容积可变腔， 定义其正面朝向的腔室为第二腔室， 其背面朝向 的腔室为第一腔室。

在本实施例中，旋阀体与通过旋阀体转动轴的 缸体直径的夹角 ω遵循 黄金分割率， 即 ω= (1-0.618：)><90°=34.38°。 在本发明其他的实施例中， 该 ω可介于 30°至 40°之间即可。

实践证明， 通过将黄金律的理念引入至转动装置中， 可以优化缸体、 太阳轮及滚柱行星活塞轮的尺寸， 进而提高星旋式转动装置的运行效率。 在应用本发明所制备的 5台流体马达中， ω的取值分别为： 30°; 32°; 35°; 38°; 40°。 实验证明， 该 5台流体马达的运转效率均达到了设计要求。

本实施例中， 旋阀体为片状结构， 即旋阀片。 但该旋阀体也可以是如 图 2所示的半圆形结构等等。 此外， 本领域技术人员也应当清楚， 除旋阀 体及其复位机构之外，本发明隔离机构还可以 采用其他类型的阀体，例如： 旋阀片 （专利申请号： 200780027498.9 )； 闸阀 （专利申请号： 201110322746.0)； 转动旋阀 (专利申请号: 201110145313.2) 等等。 这些 隔离机构的安装方式可参考相关文献， 此处不再详细描述。

本实施例中， 不论何种形式的隔离机构， 由于偏心转子组件的运动为 360度连绵不断的运动， 从而隔离机构的运动也同样为连续地， 升降角逐 渐变化的运动， 从而克服了隔离机构的冲击噪声问题。

如图 3B和图 3C所示，旋阀体复位机构 420用于使旋阀体始终压设于 滚动活塞轮的外圆柱面。 在容放凹槽的底部， 侧对旋阀体位置， 开有一个 销钉盲孔。 可滑动密封的复位销钉 422插入销钉盲孔， 其末端沿朝向旋阀 体的方向。 弹性件位于所述复位销钉 422内侧的销钉孔内， 其末端抵接于 所述复位销钉 422的尾部， 产生的弹性力使复位销钉 422的头部沿朝向旋 阀体的方向顶住旋阀体， 实现所述旋阀体的复位密封。

本领域技术人员同样应当清楚， 该旋阀体复位机构也可以为其他类型 的复位机构， 例如设置在缸体外部的机械式复位机构等。 该些机械式复位 机构在本申请的申请人先前专利 （专利申请号： 201120071995.2 ) 中有详 细阐述， 此处不再重述。

请参照图 4A和图 4B, 缸体密封组件 600位于圆筒形内腔内， 转子组 件的外侧，包括：两星轮固定法兰（611和 612)，分别设置于前 /后端盖（120 和 130 ) 内侧的圆筒形内腔中， 通过键与主轴配合， 与转子组件联动， 其 外圆柱面的中部开设镶嵌槽； 两膨胀活塞环（621和 622)， 分别膨胀固定 于两星轮固定法兰 （611和 612) 外圆柱面的镶嵌槽内， 与缸体 110的内 圆筒面密封配合 （如图 5所示的紧固密封面）， 且与镶嵌槽的底部和侧壁 具有预设尺寸的间隙， 例如： 0.02mm~0.3mm的间隙。 当转子组件为偏心 转子组件时， 该两星轮固定法兰与偏心曲轴通过法兰曲轴固 定销钉固定， 而固定法兰仍然要通过键与主轴配合。 当转子组件为星旋式转子组件时， 该两星轮固定法兰与圆柱形行星活塞轮相连接 。 固定法兰通过键与主轴配 合。

本领域技术人员应当清楚， 在设置星轮固定法兰进行密封的情况下， 如果星轮固定法兰 （611和 612) 和缸体 110内圆筒面之间采用接触式机 械密封， 那么高速圆周转动的星轮固定法兰 （611和 612) 与缸体 110接 触部的磨擦必然很大， 磨擦生热， 零件很快就会磨损甚至被烧坏， 除非星 轮固定法兰 （611和 612) 和缸体 110泡在润滑油里。 而在高频无油的工 程需求中， 这是根本不可能实现的。

本实施例中， 将膨胀活塞环 （621 和 622) 膨胀固定到星轮固定法兰 (611 和 612 ) 外圆柱面中部的沟槽中， 通过膨胀活塞环实现缸体圆筒形 内腔工作区域的可靠密封。 图 5为本发明实施例转动装置中膨胀活塞环与 缸体、 星轮固定法兰之间摩擦情况的示意图。 以下结合图 5， 对该活塞环 与外侧缸体内壁和内侧星轮固定法兰的磨损情 况进行分析说明。

请参照图 5， 星轮固定法兰（611和 612)的外圆柱面除镶嵌槽之外的 其他部位与缸体 110 内圆筒面之间存在适当的间隙 AC, 即星轮固定法兰 (611和 612) 与缸体 110内壁并不直接接触， 两者之间不产生直接摩擦。 在本发明优选的实施例中， 星轮固定法兰外圆柱面与缸体内圆筒面的间隙 0.08mm AC 0.3mm。

多次实验证明， 当密封空间的细微间隙小于 0.02mm时， 其泄露的气 体非常少， 基本可以忽略不计。而当细微间隙大于 0.3mm时， 泄露气体将 会影响到容积可变密封空间。 在本发明中， 膨胀活塞环 （621 和 622 ) 和 星轮固定法兰 （611和 612) 镶嵌槽的侧面和底部之间均具有 0.02mm至 0.3mm的细微间隙， 既保证了密封工作空间的基本完整， 又能够保证有微 量气体从该细微间隙中泄露出来， 本发明实现圆筒形内腔密封的秘诀即在 于该泄露出来的微量气体。

星轮固定法兰 （611 和 612) 的旋转运动会把微量气体带入该细微间 隙里形成气膜， 产生流体润滑效果， 保证了星轮固定法兰与活塞环的接触 面的磨擦损耗最小化， 实现了对圆筒形内腔的高效低耗旋转动态密封 。 此 外， 还需要说明的是， 泄露出来的压力流体在膨胀活塞环的轴向内外 侧形 成压力梯度差， 即星轮固定法兰内侧的高压气体区和外侧的低 压气体区所 形成的压力梯度差。在缸体内由于气体的进排 气周期性变化而产生的压力 脉冲影响下， 膨胀活塞环（621和 622)侧面的位置会有微小的振动变化。 该微小振动变化会对膨胀活塞环 （621和 622)侧面与星轮固定法兰 （611 和 612 ) 的活塞环槽面之间产生距离变化， 导致密封气细微间隙空间产生 泵吸效应， 微量气体的进出起到了流体润滑效果。

由于膨胀活塞环和星轮固定法兰之间存在细微 间隙， 因此两者并不是 紧密配合的。 在滚动活塞轮的偏心转子组件在圆筒形内腔内 滚动的过程 中， 与其固定的星轮固定法兰随其一起转动， 但膨胀活塞环并不随星轮固 定法兰而转动， 因此两者之间没有摩擦。 此外， 膨胀活塞环的外圆面和缸 体的内圆筒面之间并没有相对运动， 两者之间也没有摩擦。

基于上文论述， 本领域技术人员应当能够理解本实施例中通过 膨胀活 塞环的润滑设计-气膜润滑设计或液膜润滑设� �实现非接触密封的具体原 理。 请参照图 5， 考虑到加工误差与成本， 在本发明优选的实施例中， 膨 胀活塞环与镶嵌槽侧壁的细微间隙 ΔΑ满足： 0.05mm^AA^0.3mm,该膨 胀活塞环与镶嵌槽底部的细微间隙 ΔΒ满足： 0.1mm AB 0.3mm。 膨胀 活塞环为开口活塞环， 其材料根据工况来选定， 如高温下可用离心铸造的 青铜合金， 常温下采用高强度的铝合金等等。 以下为应用本发明所制备的 5台流体马达中各间隙的取值：

在第一台流体马达中， AA=0.05mm， AB=0.3mm， AC=0.3 mm;

在第二台流体马达中， AA=0.08mm， AB=0.25mm， AC=0.25 mm _; 在第三台流体马达中， AA=0.1mm， AB=0.2mm， AC=0.2 mm;

在第四台流体马达中， AA=0.2mm， AB=0.1mm， AC=0.1 mm;

在第五台流体马达中， AA=0.3mm， AB=0.05mm， AC=0.08 mm。 实验证明， 该 5台流体马达的星轮固定法兰和膨胀活塞环均� �现了圆 筒形缸体的可靠密封， 长时间运转良好， 达到了预定的性能参数。

本领域技术人员应当清楚， 这些间隙的参数同样适用于发动机、 压缩 机和泵等其他类型的流体机械。

在上述实施例的基础上， 本发明还提供了另外的几种缸体密封组件。 在第一种缸体密封组件中， 为了保证滚动活塞轮区域的可靠密封， 采 用 2道膨胀活塞环， 如图 6A所示， 该 2道膨胀活塞环构成 2级密封面， 即图中所示的一级密封面和二级密封面。该种 构造比图 5所示的只有一级 密封面的构造相比， 其密封效果更好。 当然， 本领域技术人员可以根据需 要来设置膨胀活塞环的道数， 例如： 3道、 4道、 5道， 甚至更多道。

在第二种缸体密封组件中， 膨胀活塞环和镶嵌槽之间采用迷宫式密 封， 膨胀活塞环内环面与镶嵌槽底部相互啮合， 从而优化了密封效果。 举 例来讲： 膨胀活塞环的内环呈锯齿形状， 而镶嵌槽的底部也呈对应的锯齿 形状， 从而构成齿型密封面， 如图 6B所示。 此外， 本领域技术人员应当 了解， 该锯齿形状还可以为不规则的凹凸结构或者条 纹， 也可以产生同样 的效果。

在第三种缸体密封组件中， 星轮固定法兰镶嵌槽的底部与膨胀活塞环 的内环均具有圆弧滚珠沟道， 该圆弧滚珠沟道中布设球形滚珠。 在梯度压 力气体作用下滚珠沟道会因为位置移动了一点 距离 λ，而把球形滚珠夹紧， 膨胀活塞环内圆与星轮固定法兰镶嵌槽底部之 间的微小密封用间隙 （约 0.1mm) 由于有球形滚珠的可靠定位支撑而能够做的很 小， 提高了密封精 度， 并且， 夹紧的球形滚珠会对膨胀活塞环产生径向压力 ， 使其更加紧贴 气缸壁固定， 如图 6C所示。 在大型流体机械中， 膨胀活塞环与星轮固定 法兰的尺寸均较大， 膨胀活塞环的内圆面和星轮固定法兰镶嵌槽底 部的间 隙非常不容易控制， 而采用滚珠较容易解决该问题。 而该种类型的缸体密 封组件的膨胀活塞环还可以采用分段制作， 尤其适用于大型流体机械的情 况。 该球形滚珠可选用钢球， 而膨胀活塞环与星轮固定法兰的滚珠沟道的 材料可参考轴承的用材。

本实施例中， 由于转子组件为偏心转子组件， 为了保证整台星旋式转 动装置的动平衡， 必须要在合适的位置进行平衡配重。 在以往的转动装置 转子组件中，平衡配重块位于圆筒形内腔内， 固定于偏心曲轴或者主轴上， 而在本实施例中， 星轮固定法兰为平衡配重块提供了合适载体。

请参照图 4A和图 4B, 在星轮固定法兰的外侧， 偏心曲轴较轻的一边 对称设置平衡配重块 630。 该平衡配重块一般呈不完整的圆环状， 通过法 兰曲轴固定销钉固定在偏心曲轴上。

需要说明的是， 相比于平衡配重块位于圆筒形内腔中的设计， 平衡配 重块配置于圆筒形内腔的外侧更加有利于后期 动平衡的调整。

至此， 已经结合附图对本实施例转动装置进行了详细 描述。 依据以上 描述， 本领域技术人员应当对本发明转动装置有了清 楚的认识。 以下将介 绍几种应用本实施例转动装置的流体机械装置 。

流体马达

在本发明的另一个示例性实施例中， 还提供了一种流体马达。 该流体 马达包括上述转动装置， 并且该转动装置中， 第二容积可变腔室通过第二 组通孔与高压流体进口相连通； 第一容积可变腔室通过第一组通孔与低压 流体出口相连通； 高压流体推动偏心转子转动， 通过主轴将产生的扭矩传 递至圆筒形内腔外。

请参照图 3B和图 3C,其所示转动装置中包括特别应用于流体马达 和 发动机的旋阀体复位机构。销钉盲孔的顶端通 过第一旁路与第二组通孔相 连通， 底部通过第二旁路与容放凹槽相连通， 弹性件为进入销钉孔内的高 压流体。 当转子组件滚过圆筒形空间的顶端时， 旋阀体完全旋入容放凹槽 内， 复位销钉的顶端位于销钉盲孔的中部， 将高压流体进口与容放凹槽隔 绝。 当转子组件滚过圆筒形空间的顶端后， 在高压流体作用下， 复位销钉 向下运动， 压迫旋阀体从容放凹槽中旋出， 复位销钉的顶端运动至销钉盲 孔的底部， 高压流体通过第二组通孔、 第一旁路、 销钉盲孔、 第二旁路、 容放凹槽进入第二容积可变腔室。

以下将结合图 7A至图 7H， 介绍本实施例流体马达的工作冲程：

( 1 ) 在初始状态， 偏心转子组件旋转至圆筒形内腔的最上方， 销钉 位于销钉孔的最内侧位置， 旋阀体完全置于容放凹槽内， 高压流体进口与 月牙形密封工作空间隔离， 如图 7A所示；

(2) 随后， 在惯性作用下， 滚动活塞轮沿逆时针方向滚动， 偏离圆 筒形内腔的最上方， 销钉从销钉孔的最内侧位置向下运动， 旋阀体从容放 凹槽内旋出， 高压流体进口与月牙形密封工作空间连通， 并且连通的区域 越来越大， 工作流体沿高压流体进口一第二组通孔一销钉 盲孔一容放凹槽 进入第二容积空间， 在此过程中， 高压流体推动滚动活塞轮向前滚动， 如 图 7B至图 7H所示；

(3 ) 滚动活塞轮转动一周后， 滚动活塞轮旋转至圆筒形内腔的最上 方， 如图 7H所示， 流体马达回至初始状态， 同图 7A。

图 9A为本发明实施例包括一台转动装置的流体马� ��输出扭矩的示意 图。 如图 9A所示， 该流体马达输出的扭矩并不平稳， 存在着输出扭矩波 峰和波谷的情况， 在某些情况下存在启动死点。

在本发明的再一个示例性实施例中， 还提供了一种流体马达。 该流体 马达包括共用串联的 T台上述转动装置，该 T台转动装置的任一台转动装 置中： 第二组通孔与高压流体进口相连通； 第一组通孔与低压流体出口相 连通。 T台转动装置中至少两台转动装置的相位角 Θ相互错开的角度大于 临界区间角 θ _{1 α} 其中， 转动装置的相位角 Θ是指： 自本周期的高压流体做 功冲程开始，转子组件在圆筒形内腔中所转动 的角度。临界区间角 6i是指: 从上一周期的低压流体排出冲程开始至本周期 的高压流体做功冲程开始 之间， 转子组件在圆筒形内腔中所需转动的角度。其 中， 该0 ₁ 的取值一般 介于 20°~40°之间。

并且， 在本发明优选地实施例中， T台转动装置中相位相邻的两台转 动装置的相位角 Θ相互错开的角度为 360/T。 例如： （1 ) 以包含 2台转动 装置的流体马达为例， 两转动装置的相位角 Θ相互错开 180°; (2) 以包含 3台转动装置的流体马达为例，3台转动装置的� ��位角 Θ在某一时刻为 : 0°、 120。、 240。。

以包括共用同一主轴的 2台转动装置的流体马达为例， 其剖面示意图 请参照图 8。 在图 8所示的流体马达中， 左右两个转动装置 （Α和 Β) 由 密封隔板 C相隔离， 两者的滚动活塞轮的相位错开 180度， 当一个转动装 置的滚动活塞轮经过马达的旋阀片气门区域时 ， 活塞滚轮没有推力， 即处 于死点， 但是相位错开 180度的另一个转动装置的活塞滚轮有推力， 而且 处于扭矩最大点， 这样就克服了起动死点问题。 而且， 两个滚动活塞轮的 输出合成扭矩由于 "各自为政"时的脉冲峰谷互相填平， 变成了平坦的恒 定扭矩。

图 9Β为本发明实施例包括并联的 2台转动装置的流体马达输出扭矩 的示意图。对比图 9Α和图 9Β, 可以看出， 包括并联的 2台转动装置的流 体马达输出扭矩要平稳的多， 并且没有死点。

至此， 已经结合两个实施例对本发明流体马达进行了 详细描述。 依据 以上描述， 本领域技术人员应当对本发明流体马达有了清 楚的认识。

发动机

在本发明的另一个示例性实施例中， 还提供了一种发动机， 该发动机 包括上述转动装置， 并且该转动装置中， 第二容积可变腔室通过第二组通 孔与燃烧室相连通； 第一容积可变腔室通过第一组通孔与废气排出 口相连 通。 由燃烧室进入的高压气体推动偏心转子组件沿 圆筒形内腔滚动， 偏心 转子组件带动主轴转动， 通过主轴将产生的扭矩传递至圆筒形内腔外。 同理， 流体马达实施例中的旋阀体复位机构也同样可 以应用于本实施 例发动机。 并且， 本实施例发动机的工作冲程与上述压缩机的工 作冲程类 似， 不同之处仅在于推动偏心转子运动的不是高压 流体， 而是在燃烧室内 产生的高压燃气。

同样， 为了保证发动机平稳的输出扭矩， 避免启动死点， 在本发明的 再一个示例性实施例中， 还提供了一种发动机。 该发动机包括共用同一主 轴的 S台上述的转动装置， 其中 S≥2， 其详细构造同流体马达中介绍的结 构类似， 此处不再重述。

至此， 已经结合附图对本实施例发动机进行了详细描 述。 依据以上描 述， 本领域技术人员应当对本发明发动机有了清楚 的认识。

压缩机

在本发明的再一个示例性实施例中， 又提供了一种压缩机。 在该压缩 机中， 该第一容积可变腔室为吸入腔， 其通过第二组通孔与低压压缩介质 输入口相连通； 该第二容积可变腔室为压缩腔， 即高压腔， 其通过排出第 一组通孔与压缩后高压压缩介质的排出口相连 通。主轴将圆筒形内腔外的 扭矩传递至圆筒形内腔内， 通过偏心转子组件以对压缩介质进行压缩。

至此， 已经结合附图对本实施例压缩机进行了详细描 述。 依据以上描 述， 本领域技术人员应当对本发明压缩机有了清楚 的认识。

泵

在本发明的又一个示例性实施例中， 又提供了一种泵。 在该泵中， 第 一容积可变腔室通过第一组通孔与流体进口相 连通； 第二容积可变腔室通 过第二组通孔与流体出口相连通。主轴将圆筒 形内腔外的扭矩传递至圆筒 形内腔内； 在主轴的带动下， 滚动活塞轮沿圆筒形内腔向前滚动， 将由流 体进口进入的流体泵入月牙形密封工作空间， 进而通过流体出口将流体排 出。

至此， 已经结合附图对本实施例泵进行了详细描述。 依据以上描述， 本领域技术人员应当对本发明泵有了清楚的认 识。

需要说明的是， 本发明转动装置及其相应的发动机、 流体马达、 压缩 机和泵中， 对各元件的定义并不仅限于实施方式中提到的 各种具体结构或 形状， 本领域普通技术人员可对其进行简单地熟知地 替换。 综上所述， 本发明提供一种转动装置及其相应的发动机、 流体马达、 压缩机和泵， 通过星轮固定法兰和膨胀活塞环的配合， 实现了密封工作空 间在高频和无油条件下的可靠密封； 进而提出了一种具有能够实现流体开 闭旋阀片复位机构的流体马达和发动机， 简化了机械结构， 提高了转动装 置的工作效率。

以上所述的具体实施例， 对本发明的目的、 技术方案和有益效果进行 了进一歩详细说明， 所应理解的是， 以上所述仅为本发明的具体实施例而 已， 并不用于限制本发明， 凡在本发明的精神和原则之内， 所做的任何修 改、 等同替换、 改进等， 均应包含在本发明的保护范围之内。