[0045]转子14安装成绕第一纵向轴线26旋转，并且气缸16安装成绕第二纵向轴线28旋转(图2)。两个纵向轴线26、28平行和间隔开，这样，转子14和气缸16装配成偏心。因此，在转子14和气缸16的旋转过程中，在转子14的外表面22和侧壁24的内表面23之间总是存在线接触30。转子14和气缸16都单独和同心地由轴颈轴承对32支承。转子14和气缸16都能够分别绕它们各自的纵向轴线26、28旋转，两个轴线26、28也是旋转轴线。
[0046]驱动轴34操作连接在转子14上或者与该转子14成一体，并且优选地与转子14同轴线。驱动轴34能够与原动机(未示出)连接，以便向转子14提供旋转力，从而通过叶片12向气缸16提供旋转力。
[0047]在操作过程中，转子14的旋转使得叶片12旋转，叶片又迫使气缸16旋转，因为叶片12位于狭槽18内。运动使得限制于叶片12、气缸16和转子14内的容积36变化，从而导致工作流体的吸入、压缩和排出。
[0048]气缸16还具有凸缘端板38，该凸缘端板38可以与侧壁24成一体，或者可以是牢固安装在侧壁24上的单独部件。因此，当整个气缸16 (包括侧壁24和端板38)通过叶片12旋转时，端板38也旋转，因此与转子14 一起旋转。这样，实际上消除了在叶片12和侧壁24的内表面22之间的摩擦。然而，这使得气缸轴颈轴承附加在轴颈轴承对32处，以便支承旋转的气缸16，这导致附加的摩擦损失。因为相对容易地对轴颈轴承对32提供润滑，因而这些损失的数量较低。还有，在转子14和气缸端板38之间的摩擦损失减小至可忽略的水平，下面将要进行描述。
[0049]具有凸缘端板38的整个气缸16能够旋转。这减小了在气缸16的凸缘端板38和转子14之间的滑动接触处的摩擦。这是因为在凸缘端板38和转子14之间的相对滑动速度明显减小。
[0050]尽管使用固定端板的已知设计简化了排出和吸入端口的定位，但是它们导致较大的摩擦损失。已知设计具有静止壳体，转子抵靠该静止壳体旋转，因此引起较大的摩擦损失。这降低了机器的机械效率，并且还由于更大磨损而降低了可靠性。由摩擦产生的热量还由于吸入加热效果降低了总体压缩机性能。
[0051]当压缩机10的所有主要部件旋转时，吸入和排出端口也运动。如我们的在先申请中所述，压缩机10可以具有高压外壳40，该高压外壳40包围气缸16和转子14。高压外壳40可以为静止的，并且气缸16和转子14在外壳40内、相对于该外壳40旋转。
[0052]吸入进口 44沿着转子轴34并与转子14的旋转轴线26同轴，并且与吸入管(未示出)操作连接。吸入进口 44具有:第一部分46，该第一部分46沿转子轴34的轴向延伸；以及一个或多个第二部分48，该第二部分沿转子14的径向延伸至转子14的外表面22，以便提供一个或多个吸入端口 52。第二部分48和吸入端口 52的数量可以取决于压缩机10的用途以及转子14的轴向延伸长度。
[0053]一个或多个排出端口 54定位在气缸16的侧壁24中并穿过该侧壁24，优选地靠近狭槽18。靠近狭槽的意思是邻近、紧邻或邻接。这使得在狭槽18叶片12和排出端口 54之间的“死区”容积减至最小。因此，在利用已知的出口装置从压缩机10排出之前，排出气体或流体容纳于外壳40的中空内部56中。各排出端口 54具有排出阀组件(未示出)，该排出阀组件位于排出端口上面。排出阀组件可以具有:阀止动器，该阀止动器通过紧固件而牢固安装在气缸16的侧壁24上；以及排出阀簧片，该排出阀簧片位于排出端口上面。
[0054]压缩循环在图3中示出。在(a)中，压缩机10处于吸入阶段开始时，以便将工作流体吸入吸入腔室66内；工作流体在压缩腔室68中压缩。叶片12使得工作腔室36分成吸入腔室66和压缩腔室68。当压缩机10到达(b)中的位置时，流体继续被吸入吸入腔室66中，并且继续在压缩腔室68中压缩。在(c)中，继续吸入处理，并且当压缩腔室68内部的压力超过外壳40的中空内部56的压力时，流体通过排出端口 54排出。在⑷中，流体的吸入和排出几乎完成。如图所示，叶片12在转子14相对于气缸16运动的过程中相对于狭槽18滑动。从外部固定框架看，线接触30表现为静止。但是从气缸16内看，当气缸16和转子14转每一整圈时，线接触30表现为环绕侧壁24的内表面23运动。
[0055]图1至6的叶片12相对于转子14的旋转中心沿径向定向。然而，可以使用非径向的直叶片或者弯曲叶片。这可以是具有所示径向狭槽18，或者具有非径向狭槽。
[0056]在图4中示出了狭槽18的细节。狭槽18具有三个部分:内部部分18a，该内部部分18a紧邻内表面23，并被沿周向斜切；中间部分18b，该中间部分18b相对于叶片12具有减小间隙S ;以及外部部分18c，该外部部分18c被放大或成球形。优选地，内部部分18a和中间部分18b形成平滑曲线，如图所示。间隙δ使得由于在叶片12和狭槽18的侧壁之间的相对运动而引起的摩擦损失最小。还提供了狭窄的颈部19。狭槽18在狭窄颈部19处的侧部是叶片12的枢轴点，以允许在叶片12和狭槽18之间进行相对运动，而不是直接滑动，例如进行枢轴转动。这可以通过图3看见。在图(3a)中，叶片12的尾部42定向成朝向狭槽18的左侧(更靠近排出端口 54)。当转子14和气缸16旋转时，叶片12相对于狭槽18以滑动和枢轴转动方式进行运动，这样，在图3(b)中，叶片仍然定向成朝向狭槽18的左侧，但是以减小的角度。在图3(c)中，叶片12的尾部42定向成朝向狭槽18的右侧，与图3(b)的角度镜像。在图3(d)中，叶片12的尾部42仍然定向成朝向狭槽18的右侧，与图3(a)的角度镜像。因此，在叶片12和狭槽18之间的连接通过利用最小间隙δ而允许两个自由度的运动。两个自由度的运动是滑动和枢轴转动，并且为同时的。在两个自由度的运动中，根据气缸16的旋转惯性和狭槽18中的气体压力的相互作用，叶片12与狭槽18的颈部19的每一侧相接触。
[0057]当叶片12接触颈部19时，叶片与颈部19形成不透流体密封，从而防止流体利用狭槽18而从压缩腔室68运动至吸入腔室66或者从吸入腔室66运动至压缩腔室68。
[0058]叶片12固定在转子14上将防止叶片12相对于转子14进行引起摩擦的运动，从而也防止在叶片12和转子14之间产生摩擦损失。滑动接触将在狭槽18处在气缸16和叶片12之间。在气缸16和叶片12之间的接触处具有由于气缸16的旋转惯性而产生的接触力，但没有由于工作流体的压缩而引起的压力。因为接触力的大小比压力小得多，因此减小了接触力。这有效降低了摩擦损失。而且，摩擦力可以通过减小气缸16的旋转惯性而最小化，例如在气缸壁24中提供孔，以便减少厚壁气缸所需的材料量。摩擦的主要源是在轴承32处。它们能够被最小化。气缸的惯性可以使得压缩机10的力矩变化平滑。
[0059]为了使叶片12和狭槽18的壁的接触处的摩擦最小，在该示例实施例中，转子14优选地与驱动轴34刚性连接或者成一体。这使得在狭槽18处的接触力几乎完全独立于横过叶片12的流体的压力，因此为更小的量。
[0060]然而，图1至4的示例实施例的结构使得叶片12穿过气缸16的侧壁24的内表面23凸出。这增加了气缸16的有效直径。当在转子14和气缸16的轴线26、28之间的偏移距离较大时特别是这样，因为这增加了叶片12相对于狭槽18的滑动。这可能不是所预期的，因为在气缸16的侧壁24中需要更多材料。
[0061]在图5至7中示出了另一示例实施例，当在轴线26、28之间的偏移距离较大时，该另一示例实施例可以为优选。这里，相同参考标号用于相同部件。如图所示，叶片12刚性固定在气缸16 (而不是转子14)上或者与气缸16成一体，并且狭槽18这时是转子14的一部分。此外，气缸16操作连接在驱动轴34上或者与该驱动轴34成一体。
[0062]因此，在叶片12侧部的接触力取决于转子14的旋转惯性。当转子14的旋转惯性由于更小半径(旋转惯性与半径的平方成正比)而小于气缸16的旋转惯性时，这进一步减小了摩擦力。但是，轴承32改变成适应气缸16与驱动轴34的直接连接。如图6中所示，转子14这时以悬臂方式被支承，而不是简单地支承在两端上。
[0063]为了使叶片12和狭槽18的壁的接触处的摩擦最小，在该示例实施例中，气缸16优选地刚性连接在