流体机械、换热设备和流体机械的运行方法与流程

本发明涉及换热系统技术领域，具体而言，涉及一种流体机械、换热设备和流体机械的运行方法。

背景技术：

现有技术中的流体机械包括压缩机和膨胀机等。以压缩机为例。

现有技术中的活塞式压缩机的转轴与气缸在运动过程中，二者的质心的位置是变化的。电机驱动曲轴输出动力，由曲轴驱动活塞在气缸内往复运动来压缩气体或液体做功，以达到压缩气体或液体的目的。

传统的活塞式压缩机存在诸多缺陷：由于吸气阀片和排气阀片的存在，导致吸、排气阻力加大，同时增加了吸排气噪音；压缩机的气缸所受侧向力较大，侧向力做无用功，降低压缩机效率；曲轴带动活塞往复运动，偏心质量较大，导致压缩机振动大；压缩机通过曲柄连杆机构带动一个或多个活塞工作，结构复杂；曲轴及活塞受到的侧向力较大，活塞容易磨损，导致活塞密封性降低。且现有的压缩机由于存在余隙容积，泄漏大等原因，容积效率低，且很难有进一步提高。

不仅如此，活塞式压缩机中的偏心部的质心做圆周运动产生一个大小不变、方向改变的离心力，该离心力导致压缩机振动加剧。

技术实现要素：

本发明的主要目的在于提供一种流体机械、换热设备和流体机械的运行方法，以解决现有技术中因气缸与转轴的偏心距不定而导致压缩机运行不稳定的问题。

为了实现上述目的，根据本发明的一个方面，提供了一种流体机械，包括：转轴；气缸，转轴的轴心与气缸的轴心偏心设置且偏心距离固定；活塞组件，活塞组件具有变容积腔，活塞组件可枢转地设置在气缸内，且转轴与活塞组件驱动连接以改变变容积腔的容积。

进一步地，流体机械还包括上法兰、下法兰，气缸夹设在上法兰与下法兰之间；活塞组件包括：活塞套，活塞套可枢转地设置在气缸内；活塞，活塞滑动设置在活塞套内以形成变容积腔，且变容积腔位于活塞的滑动方向上。

进一步地，活塞具有滑移槽，转轴在滑移槽内滑动，活塞在转轴的驱动下随转轴旋转并同时沿垂直于转轴的轴线方向在活塞套内往复滑动。

进一步地，活塞具有沿转轴的轴向贯通设置的滑移孔，转轴穿过滑移孔，活塞在转轴的驱动下随转轴旋转并同时沿垂直于转轴的轴线方向在活塞套内往复滑动。

进一步地，流体机械还包括活塞套轴，活塞套轴穿过上法兰与活塞套固定连接，转轴依次穿过下法兰和气缸与活塞滑动配合，在活塞套轴的驱动作用下，活塞套随活塞套轴同步转动，以驱动活塞在活塞套内滑动以改变变容积腔的容积，同时转轴在活塞的驱动作用下转动。

进一步地，滑移孔为长孔或腰形孔。

进一步地，活塞具有沿转轴的轴向贯通设置的滑移孔，转轴穿过滑移孔，转轴在活塞的驱动下随活塞套和活塞旋转，同时活塞沿垂直于转轴的轴线方向在活塞套内往复滑动。

进一步地，活塞套中具有沿活塞套的径向贯通设置的导向孔，活塞滑动设置在导向孔内以往复直线运动。

进一步地，活塞具有沿活塞的中垂面对称设置的一对弧形表面，弧形表面与气缸的内表面适应性配合，且弧形表面的弧面曲率半径的二倍等于气缸的内径。

进一步地，活塞呈柱形。

进一步地，导向孔在下法兰处的正投影具有一对相平行的直线段，一对相平行的直线段为活塞套的一对相平行的内壁面投影形成，活塞具有与导向孔的一对相平行的内壁面形状相适配且滑移配合的外型面。

进一步地，活塞套具有朝向下法兰一侧伸出的连接轴，连接轴嵌设在下法兰的连接孔内。

进一步地，上法兰与转轴同轴心设置，且上法兰的轴心与气缸的轴心偏心设置，且下法兰与气缸同轴心设置。

进一步地，流体机械还包括支撑板，支撑板设置在下法兰的远离气缸一侧的端面上，且支撑板与下法兰同轴心设置，转轴穿过下法兰上的通孔支撑在支撑板上，支撑板具有用于支撑转轴的第二止推面。

进一步地，流体机械还包括限位板，限位板具有用于避让转轴的避让孔，限位板夹设在下法兰与活塞套之间并与活塞套同轴设置。

进一步地，活塞套具有朝向下法兰一侧伸出的连接凸环，连接凸环嵌设在避让孔内。

进一步地，其特征在于，上法兰和下法兰与转轴同轴心设置，且上法兰的轴心和下法兰的轴心与气缸的轴心偏心设置。

进一步地，活塞套的朝向下法兰一侧的第一止推面与下法兰的表面接触。

进一步地，活塞具有用于支撑转轴的第四止推面，转轴的朝向下法兰一侧的端面支撑在第四止推面处。

进一步地，活塞套具有用于支撑转轴的第三止推面，转轴的朝向下法兰一侧的端面支撑在第三止推面处。

进一步地，转轴包括：轴体；连接头，连接头设置在轴体的第一端并与活塞组件连接。

进一步地，连接头在垂直于轴体的轴线的平面内呈四边形。

进一步地，连接头具有两个对称设置的滑移配合面。

进一步地，滑移配合面与转轴的轴向平面相平行，滑移配合面与活塞的滑移槽的内壁面在垂直于转轴的轴线方向上滑动配合。

进一步地，转轴包括：轴体；连接头，连接头设置在轴体的第一端并与活塞组件连接。

进一步地，连接头在垂直于轴体的轴线的平面内呈四边形。

进一步地，连接头具有两个对称设置的滑移配合面。

进一步地，滑移配合面与转轴的轴向平面相平行，滑移配合面与活塞的滑移孔的内壁面在垂直于转轴的轴线方向上滑动配合。

进一步地，转轴具有与活塞组件滑动配合的滑移段，滑移段位于转轴的两端之间，且滑移段具有滑移配合面。

进一步地，滑移配合面对称设置在滑移段的两侧。

进一步地，滑移配合面与转轴的轴向平面相平行，滑移配合面与活塞的滑移孔的内壁面在垂直于转轴的轴线方向上滑动配合。

进一步地，转轴具有与活塞组件滑动配合的滑移段，滑移段位于转轴的两端之间，且滑移段具有滑移配合面。

进一步地，转轴具有润滑油道，润滑油道包括设置在转轴内部的内部油道和设置在转轴外部的外部油道以及连通内部油道和外部油道的通油孔。

进一步地，滑移配合面处具有沿着转轴的轴向延伸的外部油道。

进一步地，活塞套轴具有沿活塞套轴的轴向贯通设置的第一润滑油道，转轴具有与第一润滑油道连通的第二润滑油道，第二润滑油道的至少一部分为转轴的内部油道，在滑移配合面处的第二润滑油道为外部油道，转轴具有通油孔，内部油道通过通油孔与外部油道连通。

进一步地，气缸的气缸壁具有压缩进气口和第一压缩排气口，当活塞组件处于进气位置时，压缩进气口与变容积腔导通；当活塞组件处于排气位置时，变容积腔与第一压缩排气口导通。

进一步地，气缸壁的内壁面具有压缩进气缓冲槽，压缩进气缓冲槽与压缩进气口连通。

进一步地，压缩进气缓冲槽在气缸的径向平面内呈弧形段，且压缩进气缓冲槽由压缩进气口处向第一压缩排气口所在一侧延伸。

进一步地，气缸的气缸壁具有第二压缩排气口，第二压缩排气口位于压缩进气口与第一压缩排气口之间，且在活塞组件转动的过程中，在活塞组件内的部分气体先经过第二压缩排气口的泄压后再由第一压缩排气口全部排出。

进一步地，流体机械还包括排气阀组件，排气阀组件设置在第二压缩排气口处。

进一步地，气缸壁的外壁上开设有容纳槽，第二压缩排气口贯通容纳槽的槽底，排气阀组件设置在容纳槽内。

进一步地，排气阀组件包括：排气阀片，排气阀片设置在容纳槽内并遮挡第二压缩排气口；阀片挡板，阀片挡板叠置在排气阀片上。

进一步地，流体机械是压缩机。

进一步地，气缸的气缸壁具有膨胀排气口和第一膨胀进气口，当活塞组件处于进气位置时，膨胀排气口与变容积腔导通；当活塞组件处于排气位置时，变容积腔与第一膨胀进气口导通。

进一步地，气缸壁的内壁面具有膨胀排气缓冲槽，膨胀排气缓冲槽与膨胀排气口连通。

进一步地，膨胀排气缓冲槽在气缸的径向平面内呈弧形段，且膨胀排气缓冲槽由膨胀排气口处向第一膨胀进气口所在一侧延伸，且膨胀排气缓冲槽的延伸方向与活塞组件的转动方向同向。

进一步地，流体机械是膨胀机。

进一步地，导向孔为至少两个，两个导向孔沿转轴的轴向间隔设置，活塞为至少两个，每个导向孔内对应设置有一个活塞。

根据本发明的另一方面，提供了一种换热设备，包括流体机械，流体机械是上述的流体机械。

根据本发明的另一方面，提供了一种流体机械的运行方法，包括：转轴绕转轴的轴心O₁转动；气缸绕气缸的轴心O₂转动，且转轴的轴心与气缸的轴心偏心设置且偏心距离固定；活塞组件的活塞在转轴的驱动下随转轴旋转并同时沿垂直于转轴的轴线方向在活塞组件的活塞套内往复滑动。

进一步地，运行方法采用十字滑块机构原理，其中，活塞作为滑块，转轴的滑移配合面作为第一连杆l₁、活塞套的导向孔作为第二连杆l₂。

应用本发明的技术方案，转轴的轴心与气缸的轴心偏心设置且偏心距离固定，活塞组件具有变容积腔，活塞组件可枢转地设置在气缸内，且转轴与活塞组件驱动连接以改变变容积 腔的容积。由于将转轴与气缸的偏心距离固定，转轴和气缸在运动过程中绕各自轴心旋转，且质心位置不变，因而使得活塞组件在气缸内运动时，能够稳定且连续地转动，有效缓解了流体机械的振动，并保证变容积腔的容积变化具有规律、减小了余隙容积，从而提高了流体机械的运行稳定性，进而提高了换热设备的工作可靠性。

附图说明

构成本申请的一部分的说明书附图用来提供对本发明的进一步理解，本发明的示意性实施例及其说明用于解释本发明，并不构成对本发明的不当限定。在附图中：

图1示出了本发明中的压缩机的工作原理图；

图2示出了第一个优选实施方式中的压缩机的结构示意图；

图3示出了图1中的泵体组件的爆炸图；

图4示出了图2中的转轴、上法兰、气缸和下法兰的安装关系示意图；

图5示出了图4中部件的内部结构示意图；

图6示出了图2中的排气阀组件与气缸的安装关系示意图；

图7示出了图2中的转轴的结构示意图；

图8示出了图7中的转轴的内部结构示意图；

图9示出了图2中的活塞处于准备开始吸气时的工作状态示意图；

图10示出了图2中的活塞处于吸气过程中的工作状态示意图；

图11示出了图2中的活塞处于吸气完成时的工作状态示意图；

图12示出了图2中的活塞处于气体压缩时的工作状态示意图；

图13示出了图2中的活塞处于排气过程中的工作状态示意图；

图14示出了图2中的活塞处于将要排气完成时的工作状态示意图；

图15示出了图2中的活塞、转轴和活塞套的安装关系示意图；

图16示出了图14的俯视图；

图17示出了图2中的活塞套的结构示意图；

图18示出了图2中的上法兰的结构示意图；

图19示出了图2中的转轴的轴心与活塞套轴心的关系示意图；

图20示出了第二个优选实施方式中的压缩机的结构示意图；

图21示出了图20中的泵体组件的爆炸图；

图22示出了图21中的转轴、上法兰、气缸和下法兰的安装关系示意图；

图23示出了图22中的部件的内部结构示意图；

图24示出了图21中的气缸的结构示意图；

图25示出了图21中的转轴的结构示意图；

图26示出了图25中的转轴的内部结构示意图；

图27示出了图21中的活塞处于准备开始吸气时的工作状态示意图；

图28示出了图21中的活塞处于吸气过程中的工作状态示意图；

图29示出了图21中的活塞处于吸气完成时的工作状态示意图；

图30示出了图21中的活塞处于气体压缩时的工作状态示意图；

图31示出了图21中的活塞处于排气过程中的工作状态示意图；

图32示出了图21中的活塞处于将要排气完成时的工作状态示意图；

图33示出了图21中的活塞套、活塞和转轴的连接关系示意图；

图34示出了图20中的活塞和活塞套的运动关系示意图；

图35示出了图21中的上法兰的结构示意图；

图36示出了图21中的活塞套的剖视图；

图37示出了图21中的活塞的结构示意图；

图38示出了图37中的活塞的另一个角度的结构示意图

图39示出了第三个优选实施方式中的压缩机的结构示意图；

图40示出了图39中的泵体组件的爆炸图；

图41示出了图40中的转轴、上法兰、气缸和下法兰的安装关系示意图；

图42示出了图41中的部件的内部结构示意图；

图43示出了图40中的排气阀组件与气缸的安装关系示意图；

图44示出了图40中的转轴的结构示意图；

图45示出了图44中的转轴的内部结构示意图；

图46示出了图40中的活塞处于准备开始吸气时的工作状态示意图；

图47示出了图40中的活塞处于吸气过程中的工作状态示意图；

图48示出了图40中的活塞处于吸气完成时的工作状态示意图；

图49示出了图40中的活塞处于气体压缩和排气时的工作状态示意图；

图50示出了图40中的活塞处于排气过程中的工作状态示意图；

图51示出了图40中的活塞处于将要排气完成时的工作状态示意图；

图52示出了图40中的活塞套与转轴的偏心关系示意图；

图53示出了图40中的上法兰的结构示意图；

图54示出了图40中的活塞的结构示意图；

图55示出了图54中的活塞的另一个角度的结构示意图；

图56示出了图40中的活塞套的剖视图；

图57示出了图40中的限位板与气缸的连接关系示意图；

图58示出了图40中的支撑板与下法兰的连接关系示意图；

图59示出了图40中的气缸、限位板、下法兰和支撑板的连接关系示意图；

图60示出了第四个优选实施方式中的压缩机的结构示意图；

图61示出了图60中的泵体组件的爆炸图；

图62示出了图61中的活塞套轴、上法兰、气缸和下法兰的安装关系示意图；

图63示出了图62中的部件的内部结构示意图；

图64示出了图60中的下法兰的结构示意图；

图65示出了在图64的下法兰处，本发明中的转轴的轴心与活塞套轴心的位置关系示意图；

图66示出了图60中的转轴、活塞、活塞套、活塞套轴的安装关系示意图；

图67示出了图60中的活塞套和活塞套轴的连接关系示意图；

图68示出了图67的内部结构示意图；

图69示出了图60中的转轴与活塞的装配关系示意图；

图70示出了图60中的活塞的结构示意图；

图71示出了图60中的气缸的结构示意图；

图72示出了图71的俯视图；

图73示出了图60中的上法兰的结构示意图；

图74示出了图60中的气缸、活塞套、活塞、转轴的运动关系示意图；

图75示出了图60中的活塞处于准备开始吸气时的工作状态示意图；

图76示出了图60中的活塞处于吸气过程中的工作状态示意图；

图77示出了图60中的活塞处于气体压缩时的工作状态示意图；

图78示出了图60中的活塞处于排气开始前的工作状态示意图；

图79示出了图60中的活塞处于排气过程中的工作状态示意图；

图80示出了图60中的活塞处于排气结束时的工作状态示意图。

其中，上述附图包括以下附图标记：

10、转轴；16、轴体；17、连接头；11、滑移段；111、滑移配合面；13、润滑油道；131、第二润滑油道；14、通油孔；15、转轴的轴心；20、气缸；21、压缩进气口；22、第一压缩排气口；23、压缩进气缓冲槽；24、第二压缩排气口；25、容纳槽；26、限位板；30、活塞组件；31、变容积腔；311、导向孔；32、活塞；321、滑移孔；322、活塞质心轨迹线；323、滑移槽；33、活塞套；331、连接轴；332、第一止推面；333、活塞套轴心；334、连接凸环；335、第三止推面；336、第四止推面；34、活塞套轴；341、第一润滑油道；40、排气阀组件；41、排气阀片；42、阀片挡板；43、第一紧固件；50、上法兰；60、下法兰；61、支撑板；611、第二止推面；70、第二紧固件；80、第三紧固件；81、第四紧固件；82、第五紧固件；90、分液器部件；91、壳体组件；92、电机组件；93、泵体组件；94、上盖组件；95、下盖及安装板。

具体实施方式

需要说明的是，在不冲突的情况下，本申请中的实施例及实施例中的特征可以相互组合。下面将参考附图并结合实施例来详细说明本发明。

应该指出，以下详细说明都是例示性的，旨在对本申请提供进一步的说明。除非另有指明，本文使用的所有技术和科学术语具有与本申请所属技术领域的普通技术人员通常理解的相同含义。

在本发明中，在未作相反说明的情况下，使用的方位词如“左、右”通常是针对附图所示的左、右；“内、外”是指相对于各部件本身的轮廓的内、外，但上述方位词并不用于限制本发明。

为了解决现有技术中的流体机械存在运动不稳、振动大、存在余隙容积的问题，本发明提供了一种流体机械、换热设备和流体机械的运行方法，其中，换热设备包括下述的流体机械，而流体机械采用下述的运行方法运行。

本发明中的流体机械包括转轴10、气缸20和活塞组件30，其中，转轴10的轴心与气缸20的轴心偏心设置且偏心距离固定，活塞组件30具有变容积腔31，活塞组件30可枢转地设置在气缸20内，且转轴10与活塞组件30驱动连接以改变变容积腔31的容积。

由于将转轴10与气缸20的偏心距离固定，转轴10和气缸20在运动过程中绕各自轴心旋转，且质心位置不变，因而使得活塞组件30在气缸20内运动时，能够稳定且连续地转动，有效缓解了流体机械的振动，并保证变容积腔的容积变化具有规律、减小了余隙容积，从而提高了流体机械的运行稳定性，进而提高了换热设备的工作可靠性。

如图1所示，当上述结构的流体机械运行时，转轴10绕转轴10的轴心O₁转动；气缸20绕气缸20的轴心O₂转动，且转轴10的轴心与气缸20的轴心偏心设置且偏心距离固定；活塞组件30的活塞32在转轴10的驱动下随转轴10旋转并同时沿垂直于转轴10的轴线方向在活塞组件30的活塞套33内往复滑动。

如上述方法运行的流体机械，构成了十字滑块机构，该运行方法采用十字滑块机构原理，其中，活塞32作为滑块，转轴10的滑移配合面111作为第一连杆l₁、活塞套33的导向孔311作为第二连杆l₂(请参考图1)。

具体而言，转轴10的轴心O₁相当于第一连杆l₁的旋转中心，气缸20的轴心O₂相当于第二连杆l₂的旋转中心；转轴10的滑移配合面111相当于第一连杆l₁，活塞套33的导向孔311相当于第二连杆l₂；活塞32相当于滑块。导向孔311与滑移配合面111相互垂直；活塞32相对与导向孔311只能往复运动，活塞32相对于滑移配合面111只能往复运动。活塞32简化为质心后可以发现，其运行轨迹为圆周运动，该圆是以气缸20的轴心O₂与转轴10的轴心O₁的连线为直径的圆。

当第二连杆l₂作圆周运动时，滑块可以沿第二连杆l₂往复运动；同时，滑块可以沿第一连杆l₁往复运动。第一连杆l₁和第二连杆l₂始终保持垂直，使得滑块沿第一连杆l₁往复运动方向与滑块沿第二连杆l₂往复运动方向相互垂直。第一连杆l₁和第二连杆l₂及活塞32的相对运动关系，形成十字滑块机构原理。

在该运动方法下，滑块作圆周运动，其角速度与第一连杆l₁和第二连杆l₂的转动速度相等。滑块运行轨迹为圆。该圆以第一连杆l₁的旋转中心与第二连杆l₂的旋转中心的中心距为直径。

下面将给出四个可选的实施方式，以对流体机械的结构进行详细的介绍，以便能够通过结构特征更好地阐述流体机械的运行方法。

第一个实施方式如下

如图2至图19所示，流体机械包括上法兰50、下法兰60、转轴10、气缸20和活塞组件30，气缸20夹设在上法兰50与下法兰60之间，转轴10的轴心与气缸20的轴心偏心设置且偏心距离固定，转轴10依次穿过上法兰50和气缸20，活塞组件30具有变容积腔31，活塞组件30可枢转地设置在气缸20内，且转轴10与活塞组件30驱动连接以改变变容积腔31的容积。

其中，上法兰50通过第二紧固件70与气缸20固定，下法兰60通过第三紧固件80与气缸20固定(请参考图3)。

可选地，第二紧固件70和/或第三紧固件80为螺钉或螺栓。需要说明的是，上法兰50与转轴10同轴心设置，且上法兰50的轴心与气缸20的轴心偏心设置。

可选地，下法兰60与气缸20同轴心设置。以上述方式安装的气缸20，能够保证气缸20与转轴10或上法兰50的偏心距固定，从而使活塞组件30具有运动稳定性好的特点。

在该实施方式中，转轴10与活塞组件30滑动连接，且变容积腔31的容积随转轴10的转动而变化。由于本发明中的转轴10与活塞组件30滑动连接，因而保证了活塞组件30的运动可靠性，有效避免活塞组件30运动卡死的问题，从而使变容积腔31的容积变化具有规律的特点。

如图3、图9至图16所示，活塞组件30包括活塞组件30包括活塞套33和活塞32，活塞套33可枢转地设置在气缸20内，活塞32滑动设置在活塞套33内以形成变容积腔31，且变容积腔31位于活塞32的滑动方向上。

在该具体实施例中，活塞组件30与转轴10滑动配合，且随着转轴10的转动，活塞组件30相对于转轴10具有直线运动趋势，从而使转动变为局部的直线运动。由于活塞32与活塞套33滑动连接，因而在转轴10的驱动下，有效避免活塞32运动卡死，从而保证了活塞32、转轴10和活塞套33的运动可靠性，进而提高了流体机械的运行稳定性。

需要说明的是，本发明中的转轴10无偏心结构，有利于减小流体机械的振动。

具体而言，活塞32沿垂直于转轴10的轴线的方向在活塞套33内滑动(请参考图19)。由于活塞组件30、气缸20和转轴10之间形成十字滑块机构，因而使活塞组件30与气缸20的运动稳定且连续，并保证变容积腔31的容积变化具有规律，从而保证了流体机械的运行稳定性，进而提高了换热设备的工作可靠性。

如图3、图9至图16所示，活塞32具有滑移槽323，转轴10在滑移槽323内滑动，活塞32在转轴10的驱动下随转轴10旋转并同时沿垂直于转轴10的轴线方向在活塞套33内往复滑动。由于使活塞32相对于转轴10做直线运动而非旋转往复运动，因而有效降低了偏心 质量，降低了转轴10和活塞32受到的侧向力，从而降低了活塞32的磨损、提高了活塞32的密封性能。同时，保证了泵体组件93的运行稳定性和可靠性，并降低了流体机械的振动风险、简化了流体机械的结构。

该滑移槽323为直线式滑槽，且该滑移槽的延伸方向与转轴10的轴线垂直。

可选地，活塞32呈柱形。可选地，活塞32呈圆柱形或非圆柱形。

如图9所示，活塞32具有沿活塞32的中垂面对称设置的一对弧形表面，弧形表面与气缸20的内表面适应性配合，且弧形表面的弧面曲率半径的二倍等于气缸20的内径。这样，可以使得排气过程中可实现零余隙容积。需要说明的是，当活塞32放置在活塞套33内时，活塞32的中垂面为活塞套33的轴向平面。

如图3所示，活塞套33中具有沿活塞套33的径向贯通设置的导向孔311，活塞32滑动设置在导向孔311内以往复直线运动。由于活塞32滑动设置在导向孔311内，因而当活塞32在导向孔311内左右运动时，可以使变容积腔31的容积不断变化，从而保证压缩机的吸气、排气稳定性。

为了防止活塞32在活塞套33内旋转，导向孔311在下法兰60处的正投影具有一对相平行的直线段，一对相平行的直线段为活塞套33的一对相平行的内壁面投影形成，活塞32具有与导向孔311的一对相平行的内壁面形状相适配且滑移配合的外型面。如上述结构配合的活塞32和活塞套33，能够使使活塞32在活塞套33内平稳滑动且保持密封效果。

可选地，导向孔311在下法兰60处的正投影具有一对弧形线段，该一对弧形线段与一对相平行的直线段相连接以形成不规则的截面形状。

活塞套33的外周面与气缸20的内壁面形状相适配。从而使得活塞套33与气缸20之间、导向孔311与活塞32之间为大面密封，且整机密封均为大面密封，有利于减小泄漏。

如图17所示，活塞套33具有朝向下法兰60一侧伸出的连接轴331，连接轴331嵌设在下法兰60的连接孔内。由于活塞套33通过连接轴331与下法兰60同轴嵌设，因而保证了二者的连接可靠性，从而提高了活塞套33的运动稳定性。

在图17所示的优选实施方式中，活塞套33的朝向下法兰60一侧的第一止推面332与下法兰60的表面接触。从而使活塞套33与下法兰60可靠定位。

具体而言，本发明中的活塞套33包括同轴但是直径不同的两段圆柱体，上半部分外径等于气缸20的内径，导向孔311的轴心与气缸20的轴垂直并与活塞32配合，其中导向孔311的外形与活塞32的外形保持一致，在往复运动过程中，实现气体压缩，上半部分的下端面有同心连接轴331，为第一止推面，与下法兰60的端面配合，减小结构摩擦面积；下半部分为空心柱体，也就是短轴，短轴的轴线与下法兰60的轴线共轴，运动过程中，同轴转动。

如图3所示，活塞32具有用于支撑转轴10的第四止推面336，转轴10的朝向下法兰60一侧的端面支撑在第四止推面336处。从而使转轴10支撑在活塞32内。

本发明中的转轴10包括轴体16和连接头17，连接头17设置在轴体16的第一端并与活塞组件30连接。由于设置有连接头17，因而保证了连接头17与活塞组件30的活塞32的装配和运动可靠性。

可选地，轴体16具有一定的粗糙度，提高与电机组件92连接的牢固性。

如图7所示，连接头17具有两个对称设置的滑移配合面111。由于滑移配合面111对称设置，因而使得两个滑移配合面111的受力更加均匀，保证了转轴10与活塞32的运动可靠性。

如图7和图8所示，滑移配合面111与转轴10的轴向平面相平行，滑移配合面111与活塞32的滑移槽323的内壁面在垂直于转轴10的轴线方向上滑动配合。

可选地，连接头17在垂直于轴体16的轴线的平面内呈四边形。由于连接头17在垂直于轴体16的轴线的平面内呈四边形，因而与活塞32的滑移槽323配合时，能够起到防止转轴10与活塞32相对转动的问题，保证了二者相对运动的可靠性。

为了保证转轴10和活塞组件30的润滑可靠性，转轴10具有润滑油道13，润滑油道13贯通轴体16与连接头17。

可选地，润滑油道13的至少一部分为转轴10的内部油道。由于润滑油道13的至少一部分内部油道，因而有效避免润滑油大量外泄，提高了润滑油的流动可靠性。

如图7和图8所示，在连接头17处的润滑油道13为外部油道。当然，为了使润滑油能够顺利到达活塞32处，将连接头17处的润滑油道13设置为外部油道，可以使润滑油粘附在活塞32的滑移槽323的表面，保证了转轴10与活塞32的润滑可靠性。

如图7和图8所示，连接头17上具有与润滑油道13连通的通油孔14。由于设置有通油孔14，因而通过通油孔14可以很方便地为内部油道注油，从而保证了转轴10与活塞组件30之间的润滑、运动可靠性。当然，通油孔14也可以设置在轴体16处。

该实施方式示出的流体机械是压缩机，该压缩机包括分液器部件90、壳体组件91、电机组件92、泵体组件93、上盖组件94和下盖及安装板95，其中，分液器部件90设置在壳体组件91的外部，上盖组件94装配在壳体组件91的上端，下盖及安装板95装配在壳体组件91的下端，电机组件92和泵体组件93均位于壳体组件91的内部，且电机组件92设置在泵体组件93的上方。压缩机的泵体组件93包括上述的上法兰50、下法兰60、气缸20、转轴10和活塞组件30。

可选地，上述各部件通过焊接、热套、或冷压的方式连接。

整个泵体组件93的装配过程如下：活塞32安装在导向孔311中，连接轴331安装在下法兰60上，同时气缸20与活塞套33同轴安装，下法兰60固定于气缸20上，转轴10的滑移配合面111与活塞32的滑移槽323的一对相平行的表面配合安装，上法兰50固定转轴10的上半段，同时上法兰50通过螺钉固定于气缸20上。从而完成泵体组件93的装配，如图5所示。

可选地，导向孔311为至少两个，两个导向孔311沿转轴10的轴向间隔设置，活塞32为至少两个，每个导向孔311内对应设置有一个活塞32。此时，该压缩机是单气缸多压缩腔压缩机，与同排量单缸滚子压缩机相比，力矩波动相对较小。

可选地，本发明中的压缩机不设置吸气阀片，从而能够有效减少吸气阻力，降低吸气噪音，提高压缩机的压缩效率。

需要说明的是，在该具体实施方式中，在活塞32完成一周的运动时，会吸气、排气两次，从而使压缩机具有压缩效率高的特点。与同排量的单缸滚子压缩机相比，由于将原来的一次压缩分为两次压缩，因而本发明中的压缩机的力矩波动相对较小，运行时，具有排气阻力小，有效消除了排气噪音。

具体而言，如图6、图9至图14所示，本发明中的气缸20的气缸壁具有压缩进气口21和第一压缩排气口22，当活塞组件30处于进气位置时，压缩进气口21与变容积腔31导通；当活塞组件30处于排气位置时，变容积腔31与第一压缩排气口22导通。

可选地，气缸壁的内壁面具有压缩进气缓冲槽23，压缩进气缓冲槽23与压缩进气口21连通(请参考图9至图14)。由于设置有压缩进气缓冲槽23，因而在该处会蓄存有大量的气体，以使变容积腔31能够饱满吸气，从而使压缩机能够足量吸气，并在吸气不足时，能够及时供给蓄存气体给变容积腔31，以保证压缩机的压缩效率。

具体而言，压缩进气缓冲槽23在气缸20的径向平面内呈弧形段，且压缩进气缓冲槽23由压缩进气口21处向第一压缩排气口22所在一侧延伸，且压缩进气缓冲槽23的延伸方向与活塞组件30的转动方向相反。

下面对压缩机的运行进行具体介绍：

如图1所示，本发明中的压缩机采用十字滑块机构原理设置。其中，活塞32充当十字滑块机构中的滑块，而活塞32与转轴10的滑移配合面111、活塞32与活塞套33的导向孔311分别充当十字滑块机构中的两根连杆l₁、l₂，这样就构成了十字滑块原理的主体结构。且转轴10的轴心O₁与气缸20的轴心O₂偏心设置，而二者的偏心距固定，且二者分别绕各自的轴心旋转。当转轴10转动时，活塞32相对转轴10和活塞套33直线滑动，以实现气体压缩，且活塞组件30整体随着转轴10同步转动，而活塞32相对于气缸20的轴心在偏心距离e的范围内运行。活塞32的行程为2e，活塞32的横截面积为S，压缩机排量(也就是最大吸气容积)为V＝2*(2e*S)。

如图16、图18、图19所示，其中，转轴的轴心15与活塞套轴心333之间相差偏心距离e，活塞质心轨迹线322呈圆形。

具体而言，电机组件92带动转轴10转动，转轴10的滑移配合面111驱动活塞32运动，活塞32带动活塞套33转动。在整个运动部件中，活塞套33仅作圆周运动，而活塞32一方面相对于转轴10往复运动，同时又相对于活塞套33的导向孔311往复运动，而两个往复运动 相互垂直且同时进行，从而使两个方向的往复运动构成十字滑块机构运动方式。这种类十字滑块机构的复合运动使活塞32相对于活塞套33作往复运动，该往复运动使活塞套33、气缸20与活塞32形成的腔体周期性的变大、缩小。而活塞32相对于气缸20作圆周运动，该圆周运动使活塞套33、气缸20与活塞32形成的变容积腔31周期性地与压缩进气口21、排气口连通。在以上两个相对运动的共同作用下，使压缩机可以完成吸气、压缩、排气的过程。

此外，本发明中的压缩机还具有零余隙容积，高容积效率的优点。

其他使用场合：该压缩机将吸、排气口交换位置，可以作为膨胀机使用。即，将压缩机的排气口作为膨胀机吸气口，通入高压气体，其他推动机构转动，膨胀后通过压缩机吸气口(膨胀机排气口)排出气体。

当流体机械为膨胀机时，气缸20的气缸壁具有膨胀排气口和第一膨胀进气口，当活塞组件30处于进气位置时，膨胀排气口与变容积腔31导通；当活塞组件30处于排气位置时，变容积腔31与第一膨胀进气口导通。当高压气体通过第一膨胀进气口进入变容积腔31内后，高压气体推动活塞组件30旋转，活塞套33旋转以带动活塞32旋转，并同时使活塞32相对于活塞套33直线滑动，进而使活塞32带动转轴10旋转运动。通过将该转轴10与其他耗功设备连接，可以使转轴10输出做功。

可选地，气缸壁的内壁面具有膨胀排气缓冲槽，膨胀排气缓冲槽与膨胀排气口连通。

进一步地，膨胀排气缓冲槽在气缸20的径向平面内呈弧形段，且膨胀排气缓冲槽由膨胀排气口处向第一膨胀进气口所在一侧延伸，且膨胀排气缓冲槽的延伸方向与活塞组件30的转动方向相反。

第二个实施方式如下

与第一个实施方式相比，在该实施方式中，用带有滑移孔321的活塞32替代了带有滑移槽323的活塞32。

第二实施方式的附图为图20至图38。

如图21、图37、图38所示，活塞32具有沿转轴10的轴向贯通设置的滑移孔321，转轴10穿过滑移孔321，活塞32在转轴10的驱动下随转轴10旋转并同时沿垂直于转轴10的轴线方向在活塞套33内往复滑动。

可选地，滑移孔321为长孔或腰形孔。

可选地，活塞32呈柱形。

进一步可选地，活塞32呈圆柱形或非圆柱形。

如图21、图37、图38所示，活塞32具有沿活塞32的中垂面对称设置的一对弧形表面，弧形表面与气缸20的内表面适应性配合，且弧形表面的弧面曲率半径的二倍等于气缸20的 内径。这样，可以使得排气过程中可实现零余隙容积。需要说明的是，当活塞32放置在活塞套33内时，活塞32的中垂面为活塞套33的轴向平面。

在图21、图33、图36所示的优选实施方式中，活塞套33中具有沿活塞套33的径向贯通设置的导向孔311，活塞32滑动设置在导向孔311内以往复直线运动。由于活塞32滑动设置在导向孔311内，因而当活塞32在导向孔311内左右运动时，可以使变容积腔31的容积不断变化，从而保证压缩机的吸气、排气稳定性。

为了防止活塞32在活塞套33内旋转，导向孔311在下法兰60处的正投影具有一对相平行的直线段，一对相平行的直线段为活塞套33的一对相平行的内壁面投影形成，活塞32具有与导向孔311的一对相平行的内壁面形状相适配且滑移配合的外型面。如上述结构配合的活塞32和活塞套33，能够使使活塞32在活塞套33内平稳滑动且保持密封效果。

可选地，导向孔311在下法兰60处的正投影具有一对弧形线段，该一对弧形线段与一对相平行的直线段相连接以形成不规则的截面形状。

活塞套33的外周面与气缸20的内壁面形状相适配。从而使得活塞套33与气缸20之间、导向孔311与活塞32之间为大面密封，且整机密封均为大面密封，有利于减小泄漏。

如图36所示，活塞套33具有用于支撑转轴10的第三止推面335，转轴10的朝向下法兰60一侧的端面支撑在第三止推面335处。从而使转轴10支撑在活塞套33内。

如图25所示，该实施方式中的转轴10包括轴体16和连接头17，连接头17设置在轴体16的第一端并与活塞组件30连接。由于设置有连接头17，因而保证了连接头17与活塞组件30的活塞32的装配和运动可靠性。

可选地，轴体16具有一定的粗糙度，提高与电机组件92连接的牢固性。

如图15所示，连接头17具有两个对称设置的滑移配合面111。由于滑移配合面111对称设置，因而使得两个滑移配合面111的受力更加均匀，保证了转轴10与活塞32的运动可靠性。

如图15所示，滑移配合面111与转轴10的轴向平面相平行，滑移配合面111与活塞32的滑移孔321的内壁面在垂直于转轴10的轴线方向上滑动配合。

当然，还可以使连接头17在垂直于轴体16的轴线的平面内呈四边形。由于连接头17在垂直于轴体16的轴线的平面内呈四边形，因而与活塞32的滑移孔321配合时，能够起到防止转轴10与活塞32相对转动的问题，保证了二者相对运动的可靠性。

为了保证转轴10和活塞组件30的润滑可靠性，转轴10具有润滑油道13，润滑油道13贯通轴体16与连接头17。

如图25和图26所示，润滑油道13的至少一部分为转轴10的内部油道。由于润滑油道13的至少一部分内部油道，因而有效避免润滑油大量外泄，提高了润滑油的流动可靠性。在连接头17处的润滑油道13为外部油道。当然，为了使润滑油能够顺利到达活塞32处，将连接头17处的润滑油道13设置为外部油道，可以使润滑油粘附在活塞32的滑移孔321的表面， 保证了转轴10与活塞32的润滑可靠性。且外部油道和内部油道通过通油孔14连通。由于设置有通油孔14，因而通过通油孔14可以很方便地为内部油道注油，从而保证了转轴10与活塞组件30之间的润滑、运动可靠性。

整个泵体组件93的装配过程如下：活塞32安装在导向孔311中，连接轴331安装在下法兰60上，同时气缸20与活塞套33同轴安装，下法兰60固定于气缸20上，转轴10的滑移配合面111与活塞32的滑移孔321的一对相平行的表面配合安装，上法兰50固定转轴10的上半段，同时上法兰50通过螺钉固定于气缸20上，转轴10与第三止推面335接触。从而完成泵体组件93的装配，如图23所示。

需要说明的是，在该具体实施方式中，在活塞32完成一周的运动时，会吸气、排气两次，从而使压缩机具有压缩效率高的特点。与同排量的单缸滚子压缩机相比，由于将原来的一次压缩分为两次压缩，因而本发明中的压缩机的力矩波动相对较小，运行时，具有排气阻力小，有效消除了排气噪音。

具体而言，如图27至图32所示，本发明中的气缸20的气缸壁具有压缩进气口21和第一压缩排气口22，当活塞组件30处于进气位置时，压缩进气口21与变容积腔31导通；当活塞组件30处于排气位置时，变容积腔31与第一压缩排气口22导通。

气缸壁的内壁面具有压缩进气缓冲槽23，压缩进气缓冲槽23与压缩进气口21连通(请参考图27至图32)。由于设置有压缩进气缓冲槽23，因而在该处会蓄存有大量的气体，以使变容积腔31能够饱满吸气，从而使压缩机能够足量吸气，并在吸气不足时，能够及时供给蓄存气体给变容积腔31，以保证压缩机的压缩效率。

具体而言，压缩进气缓冲槽23在气缸20的径向平面内呈弧形段，且压缩进气缓冲槽23由压缩进气口21处向第一压缩排气口22所在一侧延伸，且压缩进气缓冲槽23的延伸方向与活塞组件30的转动方向相反。

下面对压缩机的运行进行具体介绍：

如图1所示，本发明中的压缩机采用十字滑块机构原理设置。其中，活塞32充当十字滑块机构中的滑块，而活塞32与转轴10的滑移配合面111、活塞32与活塞套33的导向孔311分别充当十字滑块机构中的两根连杆l₁、l₂，这样就构成了十字滑块原理的主体结构。且转轴10的轴心O₁与气缸20的轴心O₂偏心设置，而二者的偏心距固定，且二者分别绕各自的轴心旋转。当转轴10转动时，活塞32相对转轴10和活塞套33直线滑动，以实现气体压缩，且活塞组件30整体随着转轴10同步转动，而活塞32相对于气缸20的轴心在偏心距离e的范围内运行。活塞32的行程为2e，活塞32的横截面积为S，压缩机排量(也就是最大吸气容积)为V＝2*(2e*S)。

需要说明的是，由于转轴10由上法兰50和活塞套33支撑，因而组成悬臂支撑结构。

如图34和图35所示，其中，转轴的轴心15与活塞套轴心333之间相差偏心距离e，活塞质心轨迹线322呈圆形。

具体而言，电机组件92带动转轴10转动，转轴10的滑移配合面111驱动活塞32运动，活塞32带动活塞套33转动。在整个运动部件中，活塞套33仅作圆周运动，而活塞32一方面相对于转轴10往复运动，同时又相对于活塞套33的导向孔311往复运动，而两个往复运动相互垂直且同时进行，从而使两个方向的往复运动构成十字滑块机构运动方式。这种类十字滑块机构的复合运动使活塞32相对于活塞套33作往复运动，该往复运动使活塞套33、气缸20与活塞32形成的腔体周期性的变大、缩小。而活塞32相对于气缸20作圆周运动，该圆周运动使活塞套33、气缸20与活塞32形成的变容积腔31周期性地与压缩进气口21、排气口连通。在以上两个相对运动的共同作用下，使压缩机可以完成吸气、压缩、排气的过程。

此外，该实施方式中的压缩机还具有零余隙容积，高容积效率的优点。

其他使用场合：该压缩机将吸、排气口交换位置，可以作为膨胀机使用。即，将压缩机的排气口作为膨胀机吸气口，通入高压气体，其他推动机构转动，膨胀后通过压缩机吸气口(膨胀机排气口)排出气体。

当流体机械为膨胀机时，气缸20的气缸壁具有膨胀排气口和第一膨胀进气口，当活塞组件30处于进气位置时，膨胀排气口与变容积腔31导通；当活塞组件30处于排气位置时，变容积腔31与第一膨胀进气口导通。当高压气体通过第一膨胀进气口进入变容积腔31内后，高压气体推动活塞组件30旋转，活塞套33旋转以带动活塞32旋转，并同时使活塞32相对于活塞套33直线滑动，进而使活塞32带动转轴10旋转运动。通过将该转轴10与其他耗功设备连接，可以使转轴10输出做功。

可选地，气缸壁的内壁面具有膨胀排气缓冲槽，膨胀排气缓冲槽与膨胀排气口连通。

进一步地，膨胀排气缓冲槽在气缸20的径向平面内呈弧形段，且膨胀排气缓冲槽由膨胀排气口处向第一膨胀进气口所在一侧延伸，且膨胀排气缓冲槽的延伸方向与活塞组件30的转动方向相反。

第三个实施方式如下

与第一个实施方式相比，在该实施方式中，用带有滑移孔321的活塞32替代了带有滑移槽323的活塞32。此外，还增加了排气阀组件40、第二压缩排气口24、支撑板61和限位板26等部件。

如图39至图59所示，流体机械包括上法兰50、下法兰60、气缸20、转轴10和活塞组件30，气缸20夹设在上法兰50与下法兰60之间，转轴10的轴心与气缸20的轴心偏心设置且偏心距离固定，转轴10依次穿过上法兰50、气缸20和下法兰60，活塞组件30具有变容积腔31，活塞组件30可枢转地设置在气缸20内，且转轴10与活塞组件30驱动连接以改变变容积腔31的容积。其中，上法兰50通过第二紧固件70与气缸20固定，下法兰60通过第三紧固件80与气缸20固定。

可选地，第二紧固件70和/或第三紧固件80为螺钉或螺栓。

需要说明的是，上法兰50的轴心和下法兰60的轴心与转轴10的轴心同心设置，且上法兰50的轴心和下法兰60的轴心与气缸20的轴心偏心设置。以上述方式安装的气缸20，能够保证气缸20与转轴10或上法兰50的偏心距固定，从而使活塞组件30具有运动稳定性好的特点。

本发明中的转轴10与活塞组件30滑动连接，且变容积腔31的容积随转轴10的转动而变化。由于本发明中的转轴10与活塞组件30滑动连接，因而保证了活塞组件30的运动可靠性，有效避免活塞组件30运动卡死的问题，从而使变容积腔31的容积变化具有规律的特点。

如图40、图46至图52所示，活塞组件30包括活塞套33和活塞32，活塞套33可枢转地设置在气缸20内，活塞32滑动设置在活塞套33内以形成变容积腔31，且变容积腔31位于活塞32的滑动方向上。

在该具体实施例中，活塞组件30与转轴10滑动配合，且随着转轴10的转动，活塞组件30相对于转轴10具有直线运动趋势，从而使转动变为局部的直线运动。由于活塞32与活塞套33滑动连接，因而在转轴10的驱动下，有效避免活塞32运动卡死，从而保证了活塞32、转轴10和活塞套33的运动可靠性，进而提高了流体机械的运行稳定性。

需要说明的是，本发明中的转轴10无偏心结构，有利于减小流体机械的振动。

具体而言，活塞32沿垂直于转轴10的轴线的方向在活塞套33内滑动(请参考图46至图52)。由于活塞组件30、气缸20和转轴10之间形成十字滑块机构，因而使活塞组件30与气缸20的运动稳定且连续，并保证变容积腔31的容积变化具有规律，从而保证了流体机械的运行稳定性，进而提高了换热设备的工作可靠性。

本发明中的活塞32具有沿转轴10的轴向贯通设置的滑移孔321，转轴10穿过滑移孔321，活塞32在转轴10的驱动下随转轴10旋转并同时沿垂直于转轴10的轴线方向在活塞套33内往复滑动(请参考图46至图52)。由于使活塞32相对于转轴10做直线运动而非旋转往复运动，因而有效降低了偏心质量，降低了转轴10和活塞32受到的侧向力，从而降低了活塞32的磨损、提高了活塞32的密封性能。同时，保证了泵体组件93的运行稳定性和可靠性，并降低了流体机械的振动风险、简化了流体机械的结构。

可选地，滑移孔321为长孔或腰形孔。

本发明中的活塞32呈柱形。可选地，活塞32呈圆柱形或非圆柱形。

如图54和图55所示，活塞32具有沿活塞32的中垂面对称设置的一对弧形表面，弧形表面与气缸20的内表面适应性配合，且弧形表面的弧面曲率半径的二倍等于气缸20的内径。这样，可以使得排气过程中可实现零余隙容积。需要说明的是，当活塞32放置在活塞套33内时，活塞32的中垂面为活塞套33的轴向平面。

在图40和图56所示的优选实施方式中，活塞套33中具有沿活塞套33的径向贯通设置的导向孔311，活塞32滑动设置在导向孔311内以往复直线运动。由于活塞32滑动设置在导向孔311内，因而当活塞32在导向孔311内左右运动时，可以使变容积腔31的容积不断变化，从而保证流体机械的吸气、排气稳定性。

为了防止活塞32在活塞套33内旋转，导向孔311在下法兰60处的正投影具有一对相平行的直线段，一对相平行的直线段为活塞套33的一对相平行的内壁面投影形成，活塞32具有与导向孔311的一对相平行的内壁面形状相适配且滑移配合的外型面。如上述结构配合的活塞32和活塞套33，能够使使活塞32在活塞套33内平稳滑动且保持密封效果。

可选地，导向孔311在下法兰60处的正投影具有一对弧形线段，该一对弧形线段与一对相平行的直线段相连接以形成不规则的截面形状。

活塞套33的外周面与气缸20的内壁面形状相适配。从而使得活塞套33与气缸20之间、导向孔311与活塞32之间为大面密封，且整机密封均为大面密封，有利于减小泄漏。

如图56所示，活塞套33的朝向下法兰60一侧的第一止推面332与下法兰60的表面接触。从而使活塞套33与下法兰60可靠定位。

如图44所示，转轴10具有与活塞组件30滑动配合的滑移段11，滑移段11位于转轴10的两端之间，且滑移段11具有滑移配合面111。由于转轴10通过滑移配合面111与活塞32滑动配合，因而保证了二者的运动可靠性，有效避免二者卡死。

可选地，滑移段11具有两个对称设置的滑移配合面111。由于滑移配合面111对称设置，因而使得两个滑移配合面111的受力更加均匀，保证了转轴10与活塞32的运动可靠性。

如图46至图52所示，滑移配合面111与转轴10的轴向平面相平行，滑移配合面111与活塞32的滑移孔321的内壁面在垂直于转轴10的轴线方向上滑动配合。

本发明中的转轴10具有润滑油道13，润滑油道13包括设置在转轴10内部的内部油道和设置在转轴10外部的外部油道以及连通内部油道和外部油道的通油孔14。由于润滑油道13的至少一部分内部油道，因而有效避免润滑油大量外泄，提高了润滑油的流动可靠性。由于设置有通油孔14，因而使得内外油道可以顺利连通，且通过通油孔14处也可以向润滑油道13处注油，从而保证了润滑油道13的注油便捷性。

在图44所示的优选实施方式中，滑移配合面111处具有沿着转轴10的轴向延伸的外部油道。由于滑移配合面111处的润滑油道13为外部油道，因而使得润滑油可以直接供给给滑移配合面111和活塞32，有效避免二者摩擦力过大而磨损，从而提高了二者的运动平滑性。

本发明中的压缩机还包括支撑板61，支撑板61设置在下法兰60的远离气缸20一侧的端面上，且支撑板61与下法兰60同轴心设置，转轴10穿过下法兰60上的通孔支撑在支撑板61上，支撑板61具有用于支撑转轴10的第二止推面611。由于设置有支撑板61用于支撑转轴10，因而提高了各部件间的连接可靠性。

如图40和图41所示，限位板26通过第五紧固件82与气缸20连接。

可选地，第五紧固件82为螺栓或螺钉。

如图40和图41所示，本发明中的压缩机还包括限位板26，限位板26具有用于避让转轴10的避让孔，限位板26夹设在下法兰60与活塞套33之间并与活塞套33同轴设置。由于设置有限位板26，因而保证了各部件的限位可靠性。

如图40和图41所示，限位板26通过第四紧固件81与气缸20连接。

可选地，第四紧固件81为螺栓或螺钉。

具体而言，活塞套33具有朝向下法兰60一侧伸出的连接凸环334，连接凸环334嵌设在避让孔内。由于活塞套33与限位板26配合，因而保证了活塞套33的运动可靠性。

具体而言，本发明中的活塞套33包括同轴但是直径不同的两段圆柱体，上半部分外径等于气缸20的内径，导向孔311的轴心与气缸20的轴垂直并与活塞32配合，其中导向孔311的外形与活塞32的外形保持一致，在往复运动过程中，实现气体压缩，上半部分的下端面有同心连接凸环334，为第一止推面，与下法兰60的端面配合，减小结构摩擦面积；下半部分为空心柱体，也就是短轴，短轴的轴线与下法兰60的轴线共轴，运动过程中，同轴转动。

如图39所示，图示的流体机械为压缩机，该压缩机包括分液器部件90、壳体组件91、电机组件92、泵体组件93、上盖组件94和下盖及安装板95，其中，分液器部件90设置在壳体组件91的外部，上盖组件94装配在壳体组件91的上端，下盖及安装板95装配在壳体组件91的下端，电机组件92和泵体组件93均位于壳体组件91的内部，且电机组件92设置在泵体组件93的上方。压缩机的泵体组件93包括上述的上法兰50、下法兰60、气缸20、转轴10和活塞组件30。

可选地，上述各部件通过焊接、热套、或冷压的方式连接。

整个泵体组件93的装配过程如下：活塞32安装在导向孔311中，连接凸环334安装在限位板26上，限位板26固定与下法兰60连接，同时气缸20与活塞套33同轴安装，下法兰60固定于气缸20上，转轴10的滑移配合面111与活塞32的滑移孔321的一对相平行的表面配合安装，上法兰50固定转轴10的上半段，同时上法兰50通过螺钉固定于气缸20上。从而完成泵体组件93的装配，如图42所示。

可选地，导向孔311为至少两个，两个导向孔311沿转轴10的轴向间隔设置，活塞32为至少两个，每个导向孔311内对应设置有一个活塞32。此时，该压缩机是单气缸多压缩腔压缩机，与同排量单缸滚子压缩机相比，力矩波动相对较小。

可选地，本发明中的压缩机不设置吸气阀片，从而能够有效减少吸气阻力，提高压缩机的压缩效率。

需要说明的是，在该具体实施方式中，在活塞32完成一周的运动时，会吸气、排气两次，从而使压缩机具有压缩效率高的特点。与同排量的单缸滚子压缩机相比，由于将原来的一次 压缩分为两次压缩，因而本发明中的压缩机的力矩波动相对较小，运行时，具有排气阻力小，有效消除了排气噪音。

具体而言，如图46至图52所示，本发明中的气缸20的气缸壁具有压缩进气口21和第一压缩排气口22，当活塞组件30处于进气位置时，压缩进气口21与变容积腔31导通；当活塞组件30处于排气位置时，变容积腔31与第一压缩排气口22导通。

可选地，气缸壁的内壁面具有压缩进气缓冲槽23，压缩进气缓冲槽23与压缩进气口21连通(请参考图46至图52)。由于设置有压缩进气缓冲槽23，因而在该处会蓄存有大量的气体，以使变容积腔31能够饱满吸气，从而使压缩机能够足量吸气，并在吸气不足时，能够及时供给蓄存气体给变容积腔31，以保证压缩机的压缩效率。

具体而言，压缩进气缓冲槽23在气缸20的径向平面内呈弧形段，且压缩进气缓冲槽23由压缩进气口21处向第一压缩排气口22所在一侧延伸，且压缩进气缓冲槽23的延伸方向与活塞组件30的转动方向同向。

本发明中的气缸20的气缸壁具有第二压缩排气口24，第二压缩排气口24位于压缩进气口21与第一压缩排气口22之间，且在活塞组件30转动的过程中，在活塞组件30内的部分气体先经过第二压缩排气口24的泄压后再由第一压缩排气口22全部排出。由于仅设置有两条排气通路，一条是经第一压缩排气口22排气，另一条是经第二压缩排气口24排气，因而减少了气体泄漏，提高了气缸20的密封面积。

可选地，压缩机(也就是流体机械)还包括排气阀组件40，排气阀组件40设置在第二压缩排气口24处。由于在第二压缩排气口24处设置有排气阀组件40，因而有效避免变容积腔31内气体大量泄漏，保证了变容积腔31的压缩效率。

在图43所示的优选实施方式中，气缸壁的外壁上开设有容纳槽25，第二压缩排气口24贯通容纳槽25的槽底，排气阀组件40设置在容纳槽25内。由于设置有用于容纳排气阀组件40的容纳槽25，因而减少了排气阀组件40的占用空间，使部件合理设置，从而提高了气缸20的空间利用率。

具体而言，排气阀组件40包括排气阀片41和阀片挡板42，排气阀片41设置在容纳槽25内并遮挡第二压缩排气口24，阀片挡板42叠置在排气阀片41上。由于设置有阀片挡板42，因而有效避免排气阀片41过度开启，保证了气缸20的排气性能。

可选地，排气阀片41和阀片挡板42通过第一紧固件43连接。进一步地，第一紧固件43是螺钉。

需要说明的是，本发明中的排气阀组件40能够将变容积腔31与泵体组件93的外部空间隔开，为背压排气：即当变容积腔31与第二压缩排气口24连通时后，变容积腔31的压力大于外部空间压力(排气压力)时，排气阀片41打开，开始排气；若连通后变容积腔31的压力仍低于排气压力，则此时排气阀片41不工作。此时，压缩机继续运转、压缩，直至变容积 腔31与第一压缩排气口22连通，将变容积腔31内的气体压入外部空间，完成排气过程。第一压缩排气口22的排气方式为强制排气方式。

下面对压缩机的运行进行具体介绍：

如图1所示，本发明中的压缩机采用十字滑块机构原理设置。其中，活塞32充当十字滑块机构中的滑块，而活塞32与转轴10的滑移配合面111、活塞32与活塞套33的导向孔311分别充当十字滑块机构中的两根连杆l₁、l₂，这样就构成了十字滑块原理的主体结构。且转轴10的轴心O₁与气缸20的轴心O₂偏心设置，且二者分别绕各自的轴心旋转。当转轴10转动时，活塞32相对转轴10和活塞套33直线滑动，以实现气体压缩，且活塞组件30整体随着转轴10同步转动，而活塞32相对于气缸20的轴心在偏心距离e的范围内运行。活塞32的行程为2e，活塞32的横截面积为S，压缩机排量(也就是最大吸气容积)为V＝2*(2e*S)。

如图52所示，其中，转轴的轴心15与活塞套轴心333之间相差偏心距离e，活塞质心轨迹线呈圆形。

具体而言，电机组件92带动转轴10转动，转轴10的滑移配合面111驱动活塞32运动，活塞32带动活塞套33转动。在整个运动部件中，活塞套33仅作圆周运动，而活塞32一方面相对于转轴10往复运动，同时又相对于活塞套33的导向孔311往复运动，而两个往复运动相互垂直且同时进行，从而使两个方向的往复运动构成十字滑块机构运动方式。这种类十字滑块机构的复合运动使活塞32相对于活塞套33作往复运动，该往复运动使活塞套33、气缸20与活塞32形成的腔体周期性的变大、缩小。而活塞32相对于气缸20作圆周运动，该圆周运动使活塞套33、气缸20与活塞32形成的变容积腔31周期性地与压缩进气口21、排气口连通。在以上两个相对运动的共同作用下，使压缩机可以完成吸气、压缩、排气的过程。

此外，本发明中的压缩机还具有零余隙容积，高容积效率的优点。

本发明中的压缩机为变压比压缩机，可根据压缩机的运行工况，通过调整第一压缩排气口22和第二压缩排气口24的位置，以改变压缩机的排气压比，从而使压缩机的排气性能最优。当第二压缩排气口24越靠近压缩进气口21时(顺时针靠近)，压缩机的排气压比越小；当第二压缩排气口24的位置越靠近压缩进气口21时(逆时针靠近)，压缩机的排气压比越大。

此外，本发明中的压缩机还具有零余隙容积，高容积效率的优点。

其他使用场合：该压缩机将吸、排气口交换位置，可以作为膨胀机使用。即，将压缩机的排气口作为膨胀机吸气口，通入高压气体，其他推动机构转动，膨胀后通过压缩机吸气口(膨胀机排气口)排出气体。

当流体机械为膨胀机时，气缸20的气缸壁具有膨胀排气口和第一膨胀进气口，当活塞组件30处于进气位置时，膨胀排气口与变容积腔31导通；当活塞组件30处于排气位置时，变容积腔31与第一膨胀进气口导通。当高压气体通过第一膨胀进气口进入变容积腔31内后，高压气体推动活塞组件30旋转，活塞套33旋转以带动活塞32旋转，并同时使活塞32相对 于活塞套33直线滑动，进而使活塞32带动转轴10旋转运动。通过将该转轴10与其他耗功设备连接，可以使转轴10输出做功。

可选地，气缸壁的内壁面具有膨胀排气缓冲槽，膨胀排气缓冲槽与膨胀排气口连通。

进一步地，膨胀排气缓冲槽在气缸20的径向平面内呈弧形段，且膨胀排气缓冲槽由膨胀排气口处向第一膨胀进气口所在一侧延伸，且膨胀排气缓冲槽的延伸方向与活塞组件30的转动方向同向。

第四个实施方式如下

与第一个实施方式相比，在该实施方式中，用带有滑移孔321的活塞32替代了带有滑移槽323的活塞32。此外，还增加了排气阀组件40、第二压缩排气口24、支撑板61等部件。

如图60至图80所示，流体机械包括上法兰50、下法兰60、气缸20、转轴10、活塞套33、活塞套轴34和活塞32，其中，活塞套33可枢转地设置在气缸20内，活塞套轴34穿过上法兰50与活塞套33固定连接，活塞32滑动设置在活塞套33内以形成变容积腔31，且变容积腔31位于活塞32的滑动方向上，转轴10，转轴10的轴心与气缸20的轴心偏心设置且偏心距离固定，转轴10依次穿过下法兰60和气缸20与活塞32滑动配合，在活塞套轴34的驱动作用下，活塞套33随活塞套轴34同步转动，以驱动活塞32在活塞套33内滑动以改变变容积腔31的容积，同时转轴10在活塞32的驱动作用下转动。其中，上法兰50通过第二紧固件70与气缸20固定，下法兰60通过第三紧固件80与气缸20固定。

可选地，第二紧固件70和/或第三紧固件80为螺钉或螺栓。

通过将转轴10与气缸20的偏心距离固定，转轴10和气缸20在运动过程中绕各自轴心旋转，且质心位置不变，因而使得活塞32和活塞套33在气缸20内运动时，能够稳定且连续地转动，有效缓解了流体机械的振动，并保证变容积腔的容积变化具有规律、减小了余隙容积，从而提高了流体机械的运行稳定性，进而提高了换热设备的工作可靠性。

本发明中的流体机械通过活塞套轴34驱动活塞套33转动并带动活塞32转动，以使活塞32在活塞套33内滑动以改变变容积腔31的容积，同时转轴10在活塞32的驱动作用下转动，从而使活塞套33和转轴10分别承受弯曲变形和扭转变形，降低了单个零件的整体变形，降低了对转轴10的结构强度要求，并能够有效减小活塞套33的端面与上法兰50的端面之间的泄漏。

需要说明的是，上法兰50和气缸20同轴心设置，且下法兰60的轴心与气缸20的轴心偏心设置。以上述方式安装的气缸20，能够保证气缸20与转轴10或上法兰50的偏心距固定，从而使活塞套33具有运动稳定性好的特点。

在图74至图80所示的优选实施方式中，活塞32与转轴10滑动配合，且活塞32在活塞套33的驱动作用下，使转轴10的转动，活塞32相对于转轴10具有直线运动趋势。由于活 塞32与活塞套33滑动连接，因而有效避免活塞32运动卡死，从而保证了活塞32、转轴10和活塞套33的运动可靠性，进而提高了流体机械的运行稳定性。

由于活塞32、活塞套33、气缸20和转轴10之间形成十字滑块机构，因而使活塞32、活塞套33与气缸20的运动稳定且连续，并保证变容积腔31的容积变化具有规律，从而保证了流体机械的运行稳定性，进而提高了换热设备的工作可靠性。

本发明中的活塞32具有沿转轴10的轴向贯通设置的滑移孔321，转轴10穿过滑移孔321，转轴10在活塞32的驱动下随活塞套33和活塞32旋转，同时活塞32沿垂直于转轴10的轴线方向在活塞套33内往复滑动(请参考图74至图80)。由于使活塞32相对于转轴10做直线运动而非旋转往复运动，因而有效降低了偏心质量，降低了转轴10和活塞32受到的侧向力，从而降低了活塞32的磨损、提高了活塞32的密封性能。同时，保证了泵体组件93的运行稳定性和可靠性，并降低了流体机械的振动风险、简化了流体机械的结构。

可选地，滑移孔321为长孔或腰形孔。

本发明中的活塞32呈柱形。可选地，活塞32呈圆柱形或非圆柱形。

如图74至图80所示，活塞32具有沿活塞32的中垂面对称设置的一对弧形表面，弧形表面与气缸20的内表面适应性配合，且弧形表面的弧面曲率半径的二倍等于气缸20的内径。这样，可以使得排气过程中可实现零余隙容积。需要说明的是，当活塞32放置在活塞套33内时，活塞32的中垂面为活塞套33的轴向平面。

如图67和图68所示，活塞套33中具有沿活塞套33的径向贯通设置的导向孔311，活塞32滑动设置在导向孔311内以往复直线运动。由于活塞32滑动设置在导向孔311内，因而当活塞32在导向孔311内左右运动时，可以使变容积腔31的容积不断变化，从而保证流体机械的吸气、排气稳定性。

为了防止活塞32在活塞套33内旋转，导向孔311在下法兰60处的正投影具有一对相平行的直线段，一对相平行的直线段为活塞套33的一对相平行的内壁面投影形成，活塞32具有与导向孔311的一对相平行的内壁面形状相适配且滑移配合的外型面。如上述结构配合的活塞32和活塞套33，能够使使活塞32在活塞套33内平稳滑动且保持密封效果。

可选地，导向孔311在下法兰60处的正投影具有一对弧形线段，该一对弧形线段与一对相平行的直线段相连接以形成不规则的截面形状。

活塞套33的外周面与气缸20的内壁面形状相适配。从而使得活塞套33与气缸20之间、导向孔311与活塞32之间为大面密封，且整机密封均为大面密封，有利于减小泄漏。

如图68所示，活塞套33的朝向下法兰60一侧的第一止推面332与下法兰60的表面接触。从而使活塞套33与下法兰60可靠定位。

如图61所示，转轴10具有与活塞32滑动配合的滑移段11，滑移段11位于转轴10的远离下法兰60的一端，且滑移段11具有滑移配合面111。由于转轴10通过滑移配合面111与活塞32滑动配合，因而保证了二者的运动可靠性，有效避免二者卡死。

可选地，滑移段11具有两个对称设置的滑移配合面111。由于滑移配合面111对称设置，因而使得两个滑移配合面111的受力更加均匀，保证了转轴10与活塞32的运动可靠性。

如图61所示，滑移配合面111与转轴10的轴向平面相平行，滑移配合面111与活塞32的滑移孔321的内壁面在垂直于转轴10的轴线方向上滑动配合。

本发明中的活塞套轴34具有沿活塞套轴34的轴向贯通设置的第一润滑油道341，转轴10具有与第一润滑油道341连通的第二润滑油道131，第二润滑油道131的至少一部分为转轴10的内部油道。由于第二润滑油道131的至少一部分内部油道，因而有效避免润滑油大量外泄，提高了润滑油的流动可靠性。

如图61和图63所示，在滑移配合面111处的第二润滑油道131为外部油道。由于滑移配合面111处的第二润滑油道131为外部油道，因而使得润滑油可以直接供给给滑移配合面111和活塞32，有效避免二者摩擦力过大而磨损，从而提高了二者的运动平滑性。

如图61和图63所示，转轴10具有通油孔14，内部油道通过通油孔14与外部油道连通。由于设置有通油孔14，因而使得内外油道可以顺利连通，且通过通油孔14处也可以向第二润滑油道131处注油，从而保证了第二润滑油道131的注油便捷性。

如图61至图63所示，本发明中的流体机械还包括支撑板61，支撑板61设置在下法兰60的远离气缸20一侧的端面上，且支撑板61与下法兰60同轴心设置并用于支撑转轴10，转轴10穿过下法兰60上的通孔支撑在支撑板61上，支撑板61具有用于支撑转轴10的第二止推面611。由于设置有支撑板61用于支撑转轴10，因而提高了各部件间的连接可靠性。

如图61所示，支撑板61通过第五紧固件82与下法兰60连接。

可选地，第五紧固件82为螺栓或螺钉。

如图61所示，下法兰60上分布有供第三紧固件80穿设的四个泵体螺钉孔、以及供第五紧固件82穿过的三个支撑盘螺纹孔，四个泵体螺钉孔中心所构成的圆与轴承中心存在偏心，其偏心量大小为e，此量决定泵体装配的偏心量，在活塞套33旋转一周后，气体容积V＝2*2e*S，其中S为活塞32的主体结构横截面积；支撑盘螺纹孔中心与下法兰60的轴心重合，与第五紧固件82配合固定支撑板61。

如图61所示，支撑板61为圆柱体结构，均匀分布三个供第五紧固件82穿过的螺钉孔，支撑板61的朝向转轴10一侧表面具有一定的粗糙度以与转轴10的底面配合。

如图60所示，图示的流体机械为压缩机，该压缩机包括分液器部件90、壳体组件91、电机组件92、泵体组件93、上盖组件94和下盖及安装板95，其中，分液器部件90设置在壳体组件91的外部，上盖组件94装配在壳体组件91的上端，下盖及安装板95装配在壳体组 件91的下端，电机组件92和泵体组件93均位于壳体组件91的内部，且电机组件92设置在泵体组件93的上方。压缩机的泵体组件93包括上述的上法兰50、下法兰60、气缸20、转轴10、活塞32、活塞套33、活塞套轴34等。

可选地，上述各部件通过焊接、热套、或冷压的方式连接。

整个泵体组件93的装配过程如下：活塞32安装在导向孔311中，气缸20与活塞套33同轴安装，下法兰60固定于气缸20上，转轴10的滑移配合面111与活塞32的滑移孔321的一对相平行的表面配合安装，上法兰50固定活塞套轴34，同时上法兰50通过螺钉固定于气缸20上。从而完成泵体组件93的装配，如图63所示。

可选地，导向孔311为至少两个，两个导向孔311沿转轴10的轴向间隔设置，活塞32为至少两个，每个导向孔311内对应设置有一个活塞32。此时，该压缩机是单气缸多压缩腔压缩机，与同排量单缸滚子压缩机相比，力矩波动相对较小。

可选地，本发明中的压缩机不设置吸气阀片，从而能够有效减少吸气阻力，提高压缩机的压缩效率。

需要说明的是，在该具体实施方式中，在活塞32完成一周的运动时，会吸气、排气两次，从而使压缩机具有压缩效率高的特点。与同排量的单缸滚子压缩机相比，由于将原来的一次压缩分为两次压缩，因而本发明中的压缩机的力矩波动相对较小，运行时，具有排气阻力小，有效消除了排气噪音。

具体而言，如图74至图80所示，本发明中的气缸20的气缸壁具有压缩进气口21和第一压缩排气口22，当活塞套33处于进气位置时，压缩进气口21与变容积腔31导通；当活塞套33处于排气位置时，变容积腔31与第一压缩排气口22导通。

可选地，气缸壁的内壁面具有压缩进气缓冲槽23，压缩进气缓冲槽23与压缩进气口21连通(请参考图74至图80)。由于设置有压缩进气缓冲槽23，因而在该处会蓄存有大量的气体，以使变容积腔31能够饱满吸气，从而使压缩机能够足量吸气，并在吸气不足时，能够及时供给蓄存气体给变容积腔31，以保证压缩机的压缩效率。

具体而言，压缩进气缓冲槽23在气缸20的径向平面内呈弧形段，且压缩进气缓冲槽23的两端均由压缩进气口21处向第一压缩排气口22所在位置延伸。

可选地，相对于压缩进气口21，压缩进气缓冲槽23在与活塞套33的转动方向同向上的延伸段的弧长大于相反方向的延伸段弧长。

下面对压缩机的运行进行具体介绍：

如图1所示，本发明中的压缩机采用十字滑块机构原理设置。其中，转轴10的轴心O₁与气缸20的轴心O₂偏心设置，而二者的偏心距固定，且二者分别绕各自的轴心旋转。当转轴10转动时，活塞32相对转轴10和活塞套33直线滑动，以实现气体压缩，且活塞套33随着转轴10同步转动，而活塞32相对于气缸20的轴心在偏心距离e的范围内运行。活塞32的行 程为2e，活塞32的横截面积为S，压缩机排量(也就是最大吸气容积)为V＝2*(2e*S)。活塞32相当于十字滑块机构中的滑块，活塞—导向孔311、活塞32—转轴10的滑移配合面111分别充当十字滑块的两根连杆l₁、l₂，这样就构成十字滑块原理的主体结构。

如图65和图74所示，其中，转轴的轴心15与活塞套轴心333之间相差偏心距离e，活塞质心轨迹线322呈圆形。

活塞套33与转轴10偏心安装，活塞套轴34与电机组件92连接，电机组件92直接驱动活塞套33转动，属于活塞套驱动结构。活塞套33转动从而带动活塞32旋转，活塞32通过转轴支撑面进而带动转轴10旋转，活塞32、活塞套33、转轴10在旋转进程中，与其他泵体零件配合完成吸气、压缩和排气过程，一个循环周期为2π。转轴10顺时针转动。

具体而言，电机组件92驱动活塞套轴34作旋转运动，导向孔311驱动活塞32做旋转运动，但是活塞32相对于活塞套33仅作往复运动；活塞32进一步带动转轴10作旋转运动，但是活塞32相对于转轴10同样仅作往复运动，此往复运动与活塞套33—活塞32的往复运动相互垂直。在往复运动过程中，整个泵体组件完成吸气、压缩、排气过程。在活塞运动过程中，活塞32-活塞套33、活塞32-转轴10这两个相互垂直的往复运动，使得活塞32的质心轨迹线为圆形，圆直径等于偏心量e，圆心在转轴10的中心与活塞套33的中心连线的中点上，旋转周期为π。

活塞在活塞套33的导向孔311及气缸20的内圆面形成两个空腔，活塞套33旋转一周，两个空腔分别完成吸气、压缩、排气过程，不同点在于两个空腔吸排气压缩有180°相位差。以其中一个空腔为例说明泵体组件93的吸气、排气、压缩过程，如下：当空腔与压缩进气口21连通时，开始吸气(请参考图75和图76)；活塞套33继续带动活塞32、转轴10顺时针旋转，当变容积腔31脱离压缩进气口21，整个吸气结束，此时空腔完全密封，开始压缩(请参考图77)；继续旋转，气体不断压缩，当变容积腔31与第一压缩排气口22连通时，开始排气(请参考图78)；继续旋转，不断压缩的同时不断排气，直到变容积腔31完全脱离第一压缩排气口22，完成整个吸气、压缩、排气过程(请参考图79和80)；随后变容积腔31旋转一定角度后再次连接压缩进气口21，进入下一个循环。

本发明中的泵体组件93为定压比泵体结构，两个变容积腔31为V＝2*2e*S，S为活塞横截面积。

此外，本发明中的压缩机还具有零余隙容积，高容积效率的优点。

需要强调的是，相对于转轴依次穿过上法兰50、气缸20和下法兰60的方案而言，本发明中的压缩机采用活塞套33带动活塞32旋转，活塞32带动转轴10旋转，活塞套33和转轴10分别承受弯曲变形和扭转变形，可以有效减小变形磨损；可以有效减小活塞套33的端面和上法兰50的端面之间的泄漏。该案重点在于，活塞套轴34与活塞套33是一体成型的。且上、下法兰偏轴心设置，以使转轴10和活塞套轴34偏心。

其他使用场合：该压缩机将吸、排气口交换位置，可以作为膨胀机使用。即，将压缩机的排气口作为膨胀机吸气口，通入高压气体，其他推动机构转动，膨胀后通过压缩机吸气口(膨胀机排气口)排出气体。

当流体机械为膨胀机时，气缸20的气缸壁具有膨胀排气口和第一膨胀进气口，当活塞套33处于进气位置时，膨胀排气口与变容积腔31导通；当活塞套33处于排气位置时，变容积腔31与第一膨胀进气口导通。当高压气体通过第一膨胀进气口进入变容积腔31内后，高压气体推动活塞套33旋转，活塞套33旋转以带动活塞32旋转，并同时使活塞32相对于活塞套33直线滑动，进而使活塞32带动转轴10旋转运动。通过将该转轴10与其他耗功设备连接，可以使转轴10输出做功。

可选地，气缸壁的内壁面具有膨胀排气缓冲槽，膨胀排气缓冲槽与膨胀排气口连通。

进一步地，膨胀排气缓冲槽在气缸20的径向平面内呈弧形段，且膨胀排气缓冲槽的两端均由膨胀排气口处向第一膨胀进气口所在位置延伸。

可选地，膨胀排气缓冲槽在与活塞套33的转动方向同向上的延伸段的弧长小于相反方向的延伸段弧长。

需要注意的是，这里所使用的术语仅是为了描述具体实施方式，而非意图限制根据本申请的示例性实施方式。如在这里所使用的，除非上下文另外明确指出，否则单数形式也意图包括复数形式，此外，还应当理解的是，当在本说明书中使用术语“包含”和/或“包括”时，其指明存在特征、步骤、工作、器件、组件和/或它们的组合。

需要说明的是，本申请的说明书和权利要求书及上述附图中的术语“第一”、“第二”等是用于区别类似的对象，而不必用于描述特定的顺序或先后次序。应该理解这样使用的数据在适当情况下可以互换，以便这里描述的本申请的实施方式能够以除了在这里图示或描述的那些以外的顺序实施。

以上所述仅为本发明的优选实施例而已，并不用于限制本发明，对于本领域的技术人员来说，本发明可以有各种更改和变化。凡在本发明的精神和原则之内，所作的任何修改、等同替换、改进等，均应包含在本发明的保护范围之内。