(57)【要約】      （修正有）【課題】干渉が発生するという障害を回避して、距離Ｌを短縮したり、偏心量εを大きくしたりすることを可能にし、強度的に余裕があり、小型軽量で摩擦損失が少なく、体積効率の高い容積型機械を実現する。【解決手段】シャフト部材側の回転軸から偏位した位置に球心が固定され、往復動部材１０側の球面搖動部材１７を球面対偶で支持する球面部１６ｄを、その中心軸を往復動部材の方向に向かってシャフト部材の回転軸の方向に傾斜させるなどして、シャフト部材回転軸側の該球面部端部がその１８０°反対側の端部に対して往復動部材からより遠い位置となるように形成している。【選択図】図７
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
中心軸の固定された案内円筒面に案内されて該中心軸方向の往復運動と該中心軸回りの搖動運動を行なうピストン部、及び該ピストン部の同一軸方向位置で半径方向に偏位し互いにほぼピストン部中心軸回りに１８０°回転した位置関係に配置された２つの第１アーム部を備える往復動部材と、前記案内円筒面の中心軸に直交する平面上で案内円筒面中心軸回りに１８０°回転した位置関係に回転軸を配置され互いに逆方向に回転する２つのシャフト部材と、該２つのシャフト部材のそれぞれに設けられ各シャフト部材の回転軸から偏位した位置で前記往復動部材の第１アーム部の一つを相対的な回転と搖動とを可能に支持する第２アーム部とを構成要素に持ち、前記往復動部材の少なくとも一端部に隣接させて密閉空間を形成して作動室とし、前記２つのシャフト部材の互いに逆方向の回転により前記往復動部材の往復運動と前記作動室の容積変化を生じさせ作動流体の移送や圧縮を行なう容積型機械や、作動流体の圧力で前記作動室の容積変化と前記往復動部材の往復運動を生じさせ前記２つのシャフト部材を互いに逆方向に回転駆動する容積型機械において、
第２アーム部による第１アーム部の支持構造は、同軸な球面部と円筒面部を有する球面搖動部材の球面部を第２アーム部に球心の固定された支持球面部で支持し、第１アーム部に形成された円筒面部を前記球面搖動部材の円筒面部により軸方向と回転方向の相対移動が可能に支持した構造であり、更に、前記支持球面部の軸方向の少なくとも一方の端部のシャフト部材回転軸側が反回転軸側に対して往復動部材からより遠い位置となるように、支持球面部を形成したことを特徴とする容積型機械。
【請求項２】
請求項１に記載の容積型機械であって、
球面搖動部材の球面部は外周球面部であり、第２アーム部に球心の固定された支持球面部は少なくとも往復動部材側に開口部を有する内周球面であり、該開口部における内周球面の円環状端部の中心と該内周球面の球心を結んだ軸線で定義される該支持球面部の中心軸を、往復動部材の方向に向かってシャフト部材の回転軸の方向に傾斜させたことを特徴とする容積型機械。
【請求項３】
請求項１に記載の容積型機械であって、
球面搖動部材の球面部は内周球面部であり、支持球面部は往復動部材と反対側から延びる第２アーム部に球心の固定された外周球面であり、該外周球面の往復動部材と反対側の円環状端部の中心と該外周球面の球心を結んだ軸線で定義される該支持球面部の中心軸を、往復動部材の方向に向かってシャフト部材の回転軸の方向に傾斜させたことを特徴とする容積型機械。
【請求項４】
請求項２および３のいずれかの請求項に記載の容積型機械であって、
支持球面部の中心軸がシャフト部材の回転軸と平行な方向から傾斜している角度は、往復運動に伴う往復動部材の中心軸周りの搖動運動の片振幅角の半分程度であることを特徴とする容積型機械。
【請求項５】
請求項２ないし４のいずれか一つの請求項に記載の容積型機械であって、
第２アーム部に球心の固定された支持球面部は、同軸な球面部と円筒面部とそれらの中心軸に垂直な両端面部を有する球面支持部材の球面部であり、該球面支持部材の円筒面部は第２アーム部に形成された円筒面によりその軸直角方向と軸方向の相対移動が出来ぬように支持されていることを特徴とする容積型機械。
【請求項６】
請求項５に記載の容積型機械であって、
球面支持部材の円筒面部は第２アーム部に形成された円筒面に対してその軸周りの相対回転が可能であることを特徴とする容積型機械。
【請求項７】
請求項６に記載の容積型機械であって、
球面支持部材の円筒面部と第２アーム部の円筒面との相対回転は、転がり軸受を介して行われることを特徴とする容積型機械。
【請求項８】
請求項２ないし４のいずれか一つの請求項に記載の容積型機械であって、
球面搖動部材の円筒面部と第１アーム部に形成された円筒面部の間に２重円筒部材を組み込み、該２重円筒部材と球面搖動部材との軸方向の相対移動を阻止し、両者の円筒面間に転がり軸受を組み込んで回転方向相対移動部とし、該２重円筒部材と第１アーム部に形成された円筒面部との間を軸方向の相対移動部としたことを特徴とする容積型機械。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】  本発明は、容積型機械全般に係り、特に冷凍空調用に用いる圧縮機や発電機駆動に用いる原動機などの容積型機械に関する。
【背景技術】
【０００２】  一般の容積型機械では、ターボ機械や電動機、発電機などの非容積型機械と異なり間欠的に動力の消費や生成を行なうので、その入力トルクや出力トルクが周期的に変動し、その反動としてその容積型機械の外殻部の取付け部を介して変動トルクが加振力として周囲に作用する。また、容積型機械に限らず非容積型機械も含めて一般的な回転機械では、起動時や停止時および急加減速時において回転軸系を始めとした可動部品の運動エネルギーの急激な変化を起こさせるトルクの反動トルクが一時的な加振力として周囲に作用する。【０００３】  一般の容積型機械では、また、これを構成する個々の可動部品は重心が往復運動やエキセントリックな公転運動を行ない、大きさや方向が周期的に変動する慣性力を発生するが、それらは軸部材に取り付けられて単純に回転するバランスウェイトなどでは完全にはバランスできず、不釣合い慣性力が残って加振力として周囲に作用する。【０００４】  容積型機械が発生するこれらの加振力を低減するために、特開平９−７２２７５号公報（特許文献１）の図７、図８、図９、図１０、図１１等に記載されている容積型機械のように、互い逆転する２つのシャフト部材を持ち、それらの回転運動と往復動部材の往復運動を連動させる容積型機械が提案されている。これは前記往復動部材の中心軸に関して、各構成部品の運動と各部品間に作用する力に対称性を持たせることで、周囲を加振する変動トルクや反動トルクの発生を理論上ゼロにすること出来、周囲を加振する不釣合い慣性力も大幅に低減出来るものであった。【０００５】  この特許文献１の構造の従来技術では、往復動部材の往復運動と２つのシャフト部材の回転運動とを連動させるために、往復動部材のピストン部から突出させて設けられた２つの第１アーム部と、２つのシャフト部材の回転軸から偏心した位置に設けられた第２アーム部とを、相対的な回転運動と搖動運動を許容する搖動軸受で連結している。この搖動軸受は、同軸の外周球面部と内周円筒面部を有する搖動球面部材の外周球面部を、第２アーム部に球心が固定された内周球面である支持球面部により球面対偶で支持し、搖動球面部材の前記内周円筒面部により第１アーム部に形成された外周円筒面部を相対的な回転と軸方向の滑動が可能に支持する構成となっていた。特に、第２アーム部の支持球面部となる内周球面の一部はシャフト部材の回転軸と平行な中心軸まわりの回転体形状となっていた。往復動部材の運動は、それ自身の中心軸方向に往復動を行ないながらその中心軸周りに搖動を行なう運動である。
【先行技術文献】
【特許文献１】
【０００６】
【特許文献１】特開平９−７２２７５号公報（図７〜図１１）
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００７】  本発明が解決しようとする課題について、図１ないし図６を用いて説明する。図１は従来技術において往復動部材が上死点位置にある時の主要機構部の正面図、図２は従来技術において往復動部材が中央位置で最大搖動角の状態の時の主要機構部の立面図であり、それぞれにＸＹＺ直角座標系の座標軸を示す。図３は図１の搖動軸受の搖動中心間距離を短縮した場合に往復動部材が上死点にある時の主要機構部の正面図、図４は図２の搖動軸受の搖動中心間距離を短縮した場合に往復動部材が中央位置で最大搖動角の状態の時の主要機構部の立面図である。図５は図１の第２アーム部のシャフト部材回転軸からの偏心量を大きくした場合に往復動部材が上死点にある時の主要機構部の正面図、図６は図２の第２アーム部のシャフト部材回転軸からの偏心量を大きくした場合に往復動部材が中央位置で最大搖動角の状態の時の主要機構部の立面図である。【０００８】  上記の特開平９−７２２７５号公報の従来技術の容積型機械は、それ自身が発生する加振力を大幅に低減できるものであるが、まだ、以下のような改善すべき課題が残されている。【０００９】  ここで、従来技術における各部寸法の影響を考える。まず、搖動軸受における支持球面部球心のＹ軸からの距離Ｌの影響を考える。【００１０】  従来技術では、まず、図１に示した通り、ピストン部１ａに作用する作動流体圧力により往復動部材１にピストン荷重Ｆｐが作用し、これを第１アーム部１ｂと搖動軸受部を介して０．５Ｆｐずつ各シャフト部材２の第２アーム部２ａが支持する構成である。したがって各第１アーム部１ｂには、先端部の０．５Ｆｐの集中荷重により、ピストン部１ａからの突出する根元のＡ部に曲げ応力が発生し、その大きさは搖動軸受部の搖動中心である支持球面部の球心位置が第１アーム部１ｂの根元のＡ部から遠くなる程大きくなる。これは、距離Ｌが大きくなる程曲げ応力が大きくなる、と言い換えることができる。【００１１】  次に、図２に示した通り、距離Ｌが大きいと、シャフト部材２に装着された主バランスウェイト部２ｂ同士のＺ軸方向距離Ｌｗｍが大きくなる。各主バランスウェイト部２ｂの遠心力Ｆｃｍの、Ｙ軸方向成分Ｆｃｍ−ｙの合力は往復動部材１の往復動慣性力と相殺し合うための力の一部となり、Ｘ軸方向成分Ｆｃｍ−ｘは大きさが等しく方向が逆であるため互いに相殺し合う。しかし、Ｆｃｍ−ｘはＺ軸方向の作用位置がＬｗｍだけ異なるので、力としては相殺されるが偶力として残り、その偶力の大きさは上記の通り搖動軸受部の支持球面の球心位置Ｌが大きいほど大きい。この時、この偶力を打ち消すための副バランスウェイト部２ｃの質量は、搖動軸受部の支持球面の球心位置Ｌが大きいほど大きくなければならない。これは、副バランスウェイト部２ｃの遠心力ＦｃｓのＸ軸方向成分をＦｃｓ−ｘ、副バランスウェイト部２ｃ同士のＺ軸方向距離をＬｗｓとした時、各バランスウェイトによる偶力を釣合せる方法として、（１）式の関係を満足させる方法が想定されるためである。右辺のＮｐ１は、往復動部材２の搖動運動に伴う慣性力によるモーメントの回転１次成分である。図２の右側のシャフト部材２がＺ軸正方向から見て反時計方向に回転しているとして、Ｘ軸正方向��らの回転角をθとすれば、（１）式におけるＦｃｍ−ｘ、Ｆｃｓ−ｘ、Ｎｐ１のそれぞれの大きさは、いずれもそれぞれの比例定数×ｃｏｓθの形で変化するので、常に次式（１）の関係を成立させることは可能である。【００１２】
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【００１３】  Ｌが大きいほどＬｗｍが大きくなって左辺が大きくなるので、右辺においてＮｐ１の比例定数とＬｗｓを一定とすれば、Ｆｃｓ−ｘを大きくしなければならず副バランスウェイト部２ｃを大きくしなければならないことが分かる。
一方、主バランスウェイト部２ｂと副バランスウェイト部２ｃはシャフト部材２上で１８０°方向が異なるので、それらの遠心力のＹ軸方向成分Ｆｃｍ−ｙ、Ｆｃｓ−ｙが往復動部材１の往復動慣性力Ｆｉと完全に相殺し合うための条件式は（２）式となる。（２）式におけるＦｃｍ−ｙ、Ｆｃｓ−ｙ、Ｆｉのそれぞれの大きさは、いずれもそれぞれの比例定数×ｓｉｎθの形で変化するので、常に式（２）の関係を成立させることは可能である。【００１４】
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【００１５】  右辺のＦｉの比例定数を一定とすれば、副バランスウェイト部２ｃの質量が増えた分だけ主バランスウェイト部２ｂの質量も増やさなければならないことが分かる。このため、今度は（１）式左辺のＦｃｍ−ｘが増大し、再び副バランスウェイト部２ｃの質量を増大させることが必要になるというループが形成される。その結果、距離Ｌが大きい程、式（１）の条件と式（２）の条件の両方を満足するために、主バランスウェイト部２ｂと副バランスウェイト部２ｃの両方の質量を所定の量まで大きくしなければならなくなる。【００１６】  更に距離Ｌの影響としては、容積型機械の軸方向寸法が直接的に大きくなる、という事も挙げられる。【００１７】  次に、搖動軸受における支持球面部の球心のＺ軸からの偏心量εの影響を考える。【００１８】  一般に容積型機械では、消費動力や出力などの容量値は式（３）で表される行程容積Ｖｔｈに比例する。式中のＤはピストンボア径、Ｓはピストンストローク、ｎは気筒数である。なお、Ｓはεの２倍である。【００１９】
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【００２０】  容積型機械の容量値が指定された時には（３）式の最右辺の値が固定されるので、偏心量εを小さい値とする程Ｄを大きくしなければならない。これによりピストンボア面積が大きくなり、作動流体の圧力によるピストン荷重Ｆｐが大きくなる。これに伴い、その半分の荷重０．５Ｆｐが作用する各搖動軸受部などの軸径も大きくする必要がある。すなわち、荷重と摺動距離の増大により、偏心量εが小さい程、機械摩擦が大きくなる。【００２１】  また容積型圧縮機などでは、上死点に来た時にピストン部１ａとシリンダヘッド（図示せず）とが衝突するのを避けるため両者間に隙間δを設定しており、圧縮されて高圧になった作動流体の一部がその隙間の容積に残留ガスとして残る。この高圧の残留ガスは、ピストン部１ａが上死点から下死点に向かって動く吸入行程において再膨張しながら吸入側の圧力まで低下するので、その間吸入弁からの吸入がなされず体積効率が低下する。ピストンストロークＳ（＝２ε）に対するδの割合が大きい程、その低下量は大きくなる。隙間δの設定値は偏心量εの値とは無関係に各部寸法の加工精度でほぼ決定される値であるので、偏心量εが小さい程体積効率が低下する。【００２２】  以上の結果、構成部品に発生する曲げ応力を緩和したり、容積型機械の重量や軸方向寸法を低減したりするため、距離Ｌについては出来るだけ小さくしたいという要求がある。また、容積型機械の機械摩擦損失を低減してエネルギー効率を高めたり、体積効率を高めたりするため、偏心量εについては出来るだけ大きくしたいという要求がある。【００２３】  次に、距離Ｌと偏心量εの値と往復動部材の最大搖動角の関係について考える。、図２に示す往復動部材１の最大搖動角αの値は式（４）で与えられる。【００２４】
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【００２５】  図４は距離Ｌを小さくした場合を示しており、Ｌ´＜Ｌである。したがって、Ｌ´を（４）式のＬに代入して得られる最大搖動角α１は、α１＞αとなる。図６は距離εを小さくした場合を示しており、ε´＞εである。ε´を（４）式のεに代入して得られる最大搖動角α２も、α２＞αとなる。このように、距離Ｌと偏心量εの値を望ましい方向に変えようとすると、往復動部材１の最大搖動角αがα１やα２まで必ず増加する。【００２６】  しかし、従来の技術の構造で最大搖動角のα１やα２が大きくなると、図４のＢ部や図６のＣ部に示されているように搖動軸受の支持球面部５ｄ、７ｄが第１アーム部４ｂ、６ｂに形成された外周円筒面部４ｃ、６ｃと干渉するようになり、これが距離Ｌや偏心量εの値の望まし方向への自由な設定の障害となる。【００２７】  発明が解決しようとする課題は、この干渉が発生するという障害を回避して距離Ｌを短縮したり偏心量εを大きくしたりすることを可能にし、強度的に余裕があり小型軽量で摩擦損失が少なく体積効率の高い容積型機械を実現することにある。
【課題を解決するための手段】
【００２８】  従来技術では、往復動部材１の２つの第１アーム部１ａとシャフト部材２の第２アーム部２ａとを連結する搖動軸受において、第２アーム部２ａに球心が固定され同軸な球面部と円筒面部を有する球面搖動部材３を球面対偶で支持する支持球面部２ｄを、シャフト部材２の回転軸と平行な中心軸まわりの回転体形状としていた。そのため、支持球面部２ｄの球心と該球面部の往復動部材１側の円環状端部の中心を結んだ軸線は、該支持球面部２ｄの中心軸と一致してシャフト部材２の回転軸と平行となっていた。そして、支持球面部の往復動部材１に近いの端部のシャフト部材回転軸側と反シャフト部材回転軸側が往復動部材から同じ距離となっていた。【００２９】  これに対して、前記課題を解決するために本発明では、支持球面部の軸方向の少なくとも一方の端部のシャフト部材回転軸側が反回転軸側に対して往復動部材からより遠い位置となるように、支持球面部を形成している。【００３０】  その具体的な手段の一つの例として、球面搖動部材の球面部を外周球面部とし、第２アーム部に球心の固定された支持球面部を往復動部材側に開口部を有する内周球面とし、該開口部における内周球面の円環状端部の中心と該内周球面の球心を結んだ軸線で定義される該支持球面部の中心軸を、往復動部材の方向に向かってシャフト部材の回転軸の方向に傾斜させている。【００３１】  また、具体的な手段の他の例として、球面搖動部材の球面部を内周球面部とし、支持球面部を往復動部材と反対側から延びる第２アーム部に球心の固定された外周球面とし、該外周球面の往復動部材と反対側の円環状端部の中心と該外周球面の球心を結んだ軸線で定義される該支持球面部の中心軸を往復動部材の方向に向かってシャフト部材の回転軸の方向に傾斜させている。【００３２】  上記の具体的な手段の各例において搖動軸受部の干渉回避を最も効果的にするための手段として、支持球面の中心軸をシャフト部材の回転軸と平行な方向から傾斜させる角度を、往復運動に伴う往復動部材の中心軸周りの搖動運動の片振幅角の半分程度としている。【００３３】  前記の具体的な手段の一つの例を更に具体化する手段として、支持球面部を同軸な球面部と円筒面部とその中心軸に垂直な両端面部を有する球面支持部材の球面部とし、該球面支持部材の円筒面部を第２アーム部に形成された円筒面によりその軸直角方向と軸方向の相対移動が出来ぬように支持している。【００３４】  従来技術の課題を解決する本発明の手段において、摩擦抵抗を減らしたり給油不足時の耐久性を向上させたりするための手段の一つの例として、同軸な球面部と円筒面部を有する球面支持部材の円筒面部を第２アーム部に形成された円筒面に対してその軸周りの相対回転を可能とし、更に、その相対回転を転がり軸受を介して行わせている。【００３５】  従来技術の課題を解決する本発明の手段において、摩擦抵抗を減らしたり給油不足時の耐久性を向上させたりするための手段の他の例として、球面搖動部材の円筒面部と第１アーム部に形成された円筒面部の間に２重円筒部材を組み込み、該２重円筒部材と球面搖動部材との軸方向の相対移動を阻止し、両者の円筒面間に転がり軸受を組み込んで回転方向相対移動部とし、該２重円筒部��と第１アーム部に形成された円筒面部との間を軸方向の相対移動部とている。
【発明の効果】
【００３６】  本発明によれば、まず、搖動軸受部の搖動運動による部品間の干渉が発生しにくくなり、往復動部材の搖動角を大きくすることが可能になる。これによって、往復動部材中心軸から搖動軸受の支持球面部球心までの距離Ｌを短縮したり、シャフト部材回転軸から搖動軸受の支持球面部球心までの偏心量εを大きしたりする設計が可能になる。
これらのことによって、構成部品に発生する曲げモーメントを緩和して強度を向上させ、全長を短縮して小型化し、この全長とバランスウェイトの小型化による軽量化を実現し、軸受荷重や軸径の低減により摩擦損失を低減し、圧縮機などでの残留ガス容積を減らして体積効率の低下を低減する、といった各種の効果が得られる。
【図面の簡単な説明】
【００３７】
【図１】従来技術で往復動部材が上死点位置にある時の主要機構部の正面図
【図２】従来技術で往復動部材が中央位置で最大搖動角の状態の時の主要機構部の立面図
【図３】図１の搖動軸受の搖動中心間距離を短縮し場合に往復動部材が上死点にある時の主要機構部の正面図
【図４】図２の搖動軸受の搖動中心間距離を短縮し場合に往復動部材が中央位置で最大搖動角の状態の時の主要機構部の立面図
【図５】図１の第２アーム部のシャフト部材回転軸からの偏心量を大きくした場合に往復動部材が上死点にある時の主要機構部の正面図
【図６】図２の第２アーム部のシャフト部材回転軸からの偏心量を大きくした場合に往復動部材が中央位置で最大搖動角の状態の時の主要機構部の立面図
【図７】本発明の実施例で往復動部材が上死点位置にある時の正面図
【図８】本発明の実施例で往復動部材が中央位置で最大搖動角の状態の時の主要機構部の立面図
【図９】本発明の実施例における搖動軸受部分の拡大図
【図１０】図９の搖動軸受部分に本発明を適用しなかった場合の図
【図１１】本発明の第１変形例おける搖動軸受部分の拡大図
【図１２】図１１の搖動軸受部分に本発明を適用しなかった場合の図
【図１３】本発明の第２変形例における搖動軸受部分の拡大図
【図１４】図１３の搖動軸受部分に本発明を適用しなかった場合の図
【図１５】本発明の第３変形例における搖動軸受部分の拡大図
【図１６】図１５の搖動軸受部分に本発明を適用しなかった場合の図
【図１７】本発明の第４変形例における搖動軸受部分の拡大図
【図１８】図１７の搖動軸受部分に本発明を適用しなかった場合の図
【図１９】本発明の第５変形例における搖動軸受部分の拡大図
【図２０】図１９の搖動軸受部分に本発明を適用しなかった場合の図
【発明を実施するための形態】
【００３８】  次に、本発明を実施するための形態を実施例を用いて説明する。
【実施例１】
【００３９】  以下、本発明の一実施例である圧縮機を図７ないし図１０により説明する。図７は本発明の実施例において往復動部材が上死点位置にある時の正面図、図８は本発明の実施例において往復動部材が中央位置で最大搖動角の状態の時の主要機構部の立面図であり、それぞれにＸＹＺ直角座標系の座標軸を示す。図９は実施例における搖動軸受部分の拡大図で、図９（ａ）は往復動部材が上死点位置にある時の状態、、図９（ｂ）は往復動部材が中央位置で最大搖動角の状態を示す。図１０は図９の搖動軸受部分に本発明を適用しなかった場合の図である。【００４０】  図７のセンタフレーム８には、上下に案内円筒面の機能を持つシリンダライナ９が固定されている。往復動部材１０は、そのピストン部１０ａの両端がシリンダライナ９に案内されて、その共通中心軸（Ｙ軸）方向の往復運動と該共通中心軸周りの搖動運動を行なう。ピストン部１０ａの中央位置には、第１アーム部１０ｂがピストン部１０ａの軸方向と直交する左右方向に突出するように挿入されてピン１０ｃにより固定され、左右の第１アーム部１０ｂの先端には、それぞれ外周円筒面１０ｄが形成されている。それらによって、往復動部材１０が構成されている。【００４１】  センタフレーム８には、左右に主軸受フレーム１１がボルト（図示せず）により装着されている。主軸受フレーム１１には、それぞれ、２つの互いに同軸な内周円筒面１１ａ，１１ｂが形成されている。、各内周円筒面部１１ａに駆動用モータ１２のステータ１２ａが装着され、各内周円筒面１１ｂに主軸受１３が装着さている。各内周円筒面部１１ａには、副軸受フレーム１４がインロー部によって芯出しされてボルト（図示せず）により装着され、これに更に副軸受１５が装着されている。【００４２】  主軸受１３と副軸受１５によって、シャフト部材１６がスラスト方向（Ｚ軸方向）の移動を規制されつつ、回転可能に支持されている。左右の各主軸受フレーム１１を介して、２つのシャフト部材１６は、それらの各回転軸が互いに同軸となり且つ上下のシリンダライナ９の共通中心軸と直交するように、センタフレーム８に装着されている。各シャフト部材１６には、それぞれ、主軸受１３と副軸受１５の間に駆動用モータ１２のロータ１２ｂが固定されている。【００４３】  ２つのシャフト部材１６には、それぞれ、主軸受１３を挟んでロータ１２ｂの反対側に第２アーム部１６ａが半径方向に偏位して形成されている。また、第２アーム部１６ａの近くの軸方向位置でその偏位方向と反対側に偏位させて、主バランスウェイト部１６ｂが設けられ、副軸受１５を挟んでロータ１２ｂの反対側に第２アーム部１６ａの偏位方向と同じ側に偏位させて、副バランスウェイト部１６ｃが固定されている。第２アーム部１６ａに、同軸な外周円筒面と内周球面を有する回転体形状を持ち軸方向に分割された２つのピースから成る支持球面部１６ｄが固定されている。第２アーム部１６ａには、往復動部材１０の方向に向かってシャフト部材１６の回転軸の方向に傾斜した中心軸を持つ内周円筒面が形成されている。この中心軸の傾斜量は、図８や図９（ｂ）に示されている往復動部材１０の最大搖動角の半分程度である。支持球面部１６ｄの外周円筒面はその中��挿入され軸方向の移動を阻止されて固定され、その内周球面の球心もシャフト部材１６の回転軸から所定量εだけ偏位した位置に固定されている。【００４４】  支持球面部１６ｄは回転体形状であり、その内周球面の往復動部材側開口部における円環状端部の中心と該内周球面の球心を結んだ軸線は、前記回転体形状の中心軸と一致する。したがって、その中心軸は球面支持部１６ｄが挿入される内周円筒面の中心軸と同じ方向に同じ量だけ傾斜している。この中心軸を図９（ａ）と図９（ｂ）の中に記号Ｌ１で示す。上記の結果、支持球面部１６ｄの内周球面の往復動部材方向の円環状端部においては、シャフト部材回転軸側が反回転軸側に対して往復動部材からより遠い位置となっている。なお、シャフト部材１６の各部は一体となり回転するが、２つのシャフト部材１６同士は、互いに逆方向に回転する。【００４５】  球面支持部１６ｄの内周球面により、互いに同軸な内周円筒面と外周球面を有する球面搖動部材１７の外周球面が、球面対偶で支持されている。その内周円筒面の中に第１アーム部１０ｂの外周円筒面１０ｄが挿入されて、円周方向と軸方向の相対移動が可能に支持されている。【００４６】  以上の主要機構構成により、２つのシャフト部材１６の互いに逆方向の回転に連動して、特開平９−７２２７５号公報（特許文献１）の図８に示されたものと同様に、往復動部材１０はその中心軸方向の往復運動と該中心軸まわりの搖動運動を行なう。【００４７】  上下のシリンダライナ９の開口端は、それぞれ、シリンダヘッド１８により閉塞され、それらの表面とピストン部１０ａの端面により囲まれた作動室１９が、ピストン部１０ａの両端に形成されている。各シリンダヘッド１８の外側には、高圧室カバー２０が配置され、それらとシリンダライナ９とがボルトでセンタフレーム１１に共締めで固定され、高圧室２１が形成されている。ピストン部１０ａには吸入通路１０ｅが形成されており、その作動室１９側の端面には弁板と固定ネジで構成される吸入バルブ２２が装着されている。シリンダヘッド１８には吐出通路１８ａが形成されており、その高圧室２１側の端面には弁体とばねと弁押えで構成される吐出バルブ２３が装着されている。副軸受フレーム１４の外側の副バランスウェイト部１６ｃの周囲には、エンドカバー２４が副軸受フレーム１４と共締めでボルト固定されている。【００４８】  作動流体は、図７の紙面垂直方向からセンタフレーム８に装着された低圧配管（図示せず）を通って圧縮機の内部の低圧空間２５に流入し、往復動部材１０の往復運動により２つの作動室１９の容積が交互に増大する間、吸入ポート１０ｅと吸入バルブ２２を介して作動室１９に吸入される。次に、往復動部材１０の往復運動により、その作動室１９の容積が減少して圧縮され高圧室２１の圧力以上に達すると、吐出ポート１８ａと吐出バルブ２３を介して高圧室２１に吐出される。その作動流体は、高圧配管２６を通って圧縮機の外部に流出する。【００４９】  図９（ｂ）と比較して本実施例の効果を説明するため、図１０に本発明を適用していない搖動軸受の例を示す。図１０は、図２における搖動軸受部を拡大したもので実施例と部品構成は同じであるが、支持球面部２ｄの中心軸はシャフト部材２の回転軸と平行であり、これとの傾斜角を設けていない。このため、、往復動部材１の搖動角αが最大になると、図１０中の１点鎖線で囲った部分における外周円筒面１ｄが支持球面部２ｄに近接し、図４や図６のように搖動角αをより大きく設計する際の互いの干渉を発生させ易くし、そのような設計を行う際の障害になっている。【００５０】  これに対して、図９（ｂ）では本発明を適用し、球面支持部１６ｄの中心軸を傾斜させることで、その内周球面の往復動部材１０方向の円環状端部におけるシャフト部材１６の回転軸側を反回転軸側に対して往復動部材からより遠い位置にしている。このため、図９（ｂ）中の１点鎖線円で囲った部分における支持球面部１６ｄが、図１０における支持球面部２ｄよりも、外周円筒面１０ｄから遠ざかる方向に移動して両者の間のスペースが増大し、この位置での干渉が発生し難くなっている。【００５１】  上死点や下死点における外周円筒面１０ｄと支持球面部１６ｄの相対的な傾斜角は、図９（ａ）に示される通り支持球面部１６ｄの中心軸の上記の傾斜角βである。一方、往復動部材１０が最大搖動角αの状態にある時の外周円筒面１０ｄと球面支持部１６ｄの相対的な傾斜角は、図１０に示される通りα−βである。従来技術では、図１０に示される通り、外周円筒面１ｄと球面支持部２ｄの相対的な傾斜角の最大値はαである。【００５２】  外周円筒面と支持球面部の相対傾斜によって両者間の干渉が発生するので、それらの相対傾斜角の最大値が小さい程、干渉が発生し難い。この第１の実施例では、図９（ａ）におけるβも図９（ｂ）におけるα−βも、０＜β＜αであれば、従来技術の最大搖動角αよりも必ず小さくなるので、搖動軸受における干渉が発生し難い方向に改善され、往復動部材１０の最大搖動角αを図１０に比べてより大きくすることが可能となる。この事によって、最終的には容積型機械の強度を向上させ、小型・軽量化を実現し、摩擦損失を低減し、圧縮機などでの体積効率を向上させる、といった各種の効果が得られる。【００５３】  図９（ｂ）中の１点鎖線円で囲った部分で外周円筒面１０ｄと球面支持部１６ｄの干渉を発生し難くする効果はβが大である程大きいが、βが大きすぎると図９（ａ）中の１点鎖線円で囲った部分で先に干渉が発生するので、むしろ往復動部材１０の最大搖動角αの拡大限界が低下する。この実施例では、特に、βをαの約半分としているので、それらの相対傾斜角はいずれもαの約半分となり両者はほぼ等しくなっている。このため、往復動部材１０の最大搖動角を拡大していった時に、図９（ａ）の状態と図９（ｂ）の状態のどちらか一方で極端に早く干渉が発生し最大搖動角の拡大限界を大幅に低下させることがない。すなわち、β≒０．５αとした時に本発明による最大搖動角αの拡大効果は最大に近くなる。【００５４】  本発明の第１変形例とその効果を図１１および図１２により説明する。図１１は本発明の第１変形例における搖動軸受部分の拡大図で、図１１（ａ）は往復動部材が上死点位置にある時の状態、、図１１（ｂ）は往復動部材が中央位置で最大搖動角の状態を示す。図１２は図１１の搖動軸受部分に本発明を適用しなかった場合の図である。【００５５】  第１変形例は、図７の実施��の全体構造の中で、図９に示される搖動軸受の部分だけを図１１の構造に変更したものであり、ここではその部分の変更構造とその効果についてのみ説明する。【００５６】  第１変形例の球面支持部材３２は、周方向に分割された２つの半割シュー部３２ａと外輪部３２ｂからなり、互いに同軸な外周円筒面部と内周球面部を有している。球面支持部材３２は、実施例における支持球面部１６ｄと異なり、シャフト部材３１の第２アーム部３１ａに固定されておらず、複列のニードル軸受３４を介して相対回転ができるように支持されている。球面支持部材３２は第２アーム部３１ａとスラストプレート３５により拘束され、第２アーム部３１ａに対して軸方向の相対移動を行なわないので、ニードル軸受３４をそのまま組み込むことができる。【００５７】  第１変形例でも、球面支持部材３２の中心軸Ｌ２を、実施例における支持球面部１６ｄの中心軸Ｌ１と同様に、角度βだけ傾斜させている。βの大きさは、やはり往復動部材３０の最大搖動角αの約半分である。この結果、第１変形例を示す図１１（ａ）と図１１（ｂ）の中の一点鎖線円で囲った部分における外周円筒面３０ｄと半割シュー部３２ａの間の隙間は、いずれも、発明を適用していない図１２の中の一点鎖線円で囲った部分における外周円筒面３０ｄと半割シュー部３２ａの間の隙間よりも同程度大きくなっている。このため、往復動部材３０の最大搖動角αの拡大効果が大きく得られ、最終的には実施例と同様の各種の効果が得られる。【００５８】  この第１変形例での新たな効果としては、第１アーム部３０ｂと第２アーム部３１ａとを連結する搖動軸受部において、他の搖動運動や軸方向往復運動に比べて最も相対速度の大きい回転運動を複列のニードル軸受３４を介した転がり対偶によって行う構造により、摩擦抵抗が小さくなり焼き付きなどが発生しにくくなるという効果が挙げられる。なお、ニードル軸受３４は複列構造とすることにより、球面搖動部材３３と球面支持部材３２との搖動運動の際の摩擦力によって作用するこじりモーメントを支持し易くし耐久性を高める配慮を行なっている。これは、複列構造のニードル軸受を用いた後述の他の変形例でも同様である。【００５９】  本発明の第２変形例とその効果を図１３および図１４により説明する。図１３は本発明の第２変形例における搖動軸受部分の拡大図で、図１３（ａ）は往復動部材が上死点位置にある時の状態、、図１３（ｂ）は往復動部材が中央位置で最大搖動角の状態を示す。図１４は図１３の搖動軸受部分に本発明を適用しなかった場合の図である。【００６０】  第２変形例も、図７の実施例の全体構造の中で、図９に示される搖動軸受の部分だけを図１３の構造に変更したものであり、ここではその部分の変更構造とその効果についてのみ説明する。【００６１】  第２変形例を示す図１３（ａ）と図１３（ｂ）において、軸方向に分割された２つの支持球面部４１ｄはそれぞれ同軸な外周円筒面部と内周球面部を有し、実施例と同様に、シャフト部材４１の第２アーム部４１ａにその中心軸Ｌ３を角度βだけ傾斜させて固定されている。βの大きさは、やはり往復動部材４０の最大搖動角αの約半分である。その内周球面により、同軸な外周球面部と内周円筒面部を有する球面搖動部材４２の外周球面部が、球面対偶で支持されている。往復動部材４０の外周円筒面部４０ｄと球面搖動部材４２の間に２重円筒部材４３の円筒部４３ａが組込まれ、球面搖動部材４２の内周円筒面部と円筒部４３ａの外周円筒面部の間に、複列のニードル軸受４４が組込まれている。この複列のニードル軸受４４全体の軸方向寸法は第１変形例の複列のニードル軸受３４に比べて大きく、それに応じて球面搖動部材４２の内周円筒面部の軸方向寸法も大きくなっている。その両外側に鍔部が形成してあるので、球面搖動部材４２の全体の軸方向寸法は更に大きくなる。【００６２】  ２重円筒部材４３は、円筒部４３ａに形成した鍔部とスラストプレート４３ｂにより、球面搖動部材４２の両外側の鍔部を挟んでおり、両者の軸方向の相対移動は阻止されている。外周円筒面部４０ｄと球面搖動部材４２の相対運動は、往復動という軸方向の相対運動を伴うために単純な軸周りの回転運動ではない。このために、それらの間をニードル軸受などで直接転がり対偶にすることは、耐久性の観点から難しい。第２変形例では２重円筒部材４３と球面搖動部材４２との軸方向の相対運動を無くすことで、複列のニードル軸受４４を組込むことを可能にしている。【００６３】  ２重円筒部材４３の内周円筒面に往復動部材４０の外周円筒面部４０ｄが挿入され、面接触で支持されている。外周円筒面部４０ｄと球面搖動部材４２の軸方向の相対運動は、この面接触部が滑動することで可能になる。そこに潤滑油が供給されれば、その面接触部に作用する荷重の方向が反転する際のスクイズ効果により油膜が保持される。【００６４】  図１４では、本発明を適用しておらず支持球面部４６ｄの中心軸が傾斜していないが、図中の一点鎖線円で囲った部分における外周円筒面部４５ｄと支持球面部４６ｄの間には十分隙間、があり、最大搖動角αを現状より拡大することは可能である。これは、ニードル軸受４９を組込むために、外周円筒面部４５ｄの外径に対して支持球面部４６ｄの球径をより大きくしているためである。しかし、第２変形例の２重円筒部材４３のように２重円筒部材４８の軸長を大きくすると、これと支持球面部４６ｄとの間で干渉が発生してしまう。これに対して、図１３（ａ）や図１３（ｂ）の第２変形例では、それぞれの一点鎖線円で囲った部分においては、本発明の適用により、軸長の長い２重円筒部材４３と支持球面部４１ｄとの間でも干渉は発生しない。この結果、第２変形例では、ニードル軸受４４の軸方向寸法拡大により直接にはその軸受容量を増大させ、次に複列間のスパンを広げ搖動部の摩擦力によって作用するこじりモーメントを一層支持し易くすることで、耐久性を高めることができる。第２変形例では、この形で発明の効果を活用している。【００６５】  なお第２変形例で、図１３（ａ）や図１３（ｂ）の球面搖動部材４２、ニードル軸受４４、２重円筒部材４３を図１４のように軸長の短いものにすれば、往復動部材４０の最大搖動角αを図１４の構造よりも更に一層拡大することができ、実施例や第１変形例で最大搖動角αが拡大できることで得られる各種の効果に比べて同様でより大きな効果が得られる。【００６６】  また、第２変形例は第１変形例と同様に、相対速度の��きい回転運動を複列のニードル軸受４４を介した転がり対偶によって行うことが可能な構造であり、摩擦抵抗が小さくなり焼き付きなどが発生しにくくなるという効果も得られる。【００６７】  本発明の第３変形例とその効果を図１５および図１６により説明する。図１５は本発明の第３変形例における搖動軸受部分の拡大図で、図１５（ａ）は往復動部材が上死点位置にある時の状態、、図１５（ｂ）は往復動部材が中央位置で最大搖動角の状態を示す。図１６は図１５の搖動軸受部分に本発明を適用しなかった場合の図である。【００６８】  第３変形例も、図７の実施例の全体構造の中で、図９に示される搖動軸受の部分だけを図１５の構造に変更したものであり、ここではその部分の変更構造とその効果についてのみ説明する。なお、実施例の搖動軸受部分に対しては、第１アーム部側が第２アーム部側の内周側になっていたのを逆に外周側になるように変更しただけで、機構的にはほぼ等しい構成である。すなわち、構成部品の円筒面部や球面部が、内周円筒面であるか外周円筒面であるか、外周球面であるか内周球面であるか、といった点だけが異なり、それらはほぼ等しく実施例の効果を引き出すことができる。【００６９】  第３変形例を示す図１５（ａ）と図１５（ｂ）において、第２アーム部５１ａとその先端に形成された支持球面部５１ｄは外周球面を有する回転体形状であり、それらは実施例と同様に、シャフト部材５１にその中心軸Ｌ４を角度βだけ傾斜させて固定されている。この中心軸Ｌ４は、支持球面部５１ｄの外周球面の第２アーム部５１ａ側の円環状端部中心と該外周球面の球心を結んだ軸線と定義できる。βの大きさは、やはり往復動部材５０の最大搖動角αの約半分である。その外周球面により、同軸な内周球面部と外周円筒面部を有する球面搖動部材５２の内周球面部が、球面対偶で支持されている。往復動部材５０の第１アーム部５０ｂには、内周円筒面部５０ｄがピン５０ｅを用いて固定されている。球面搖動部材５２の外周円筒面部は、内周円筒面部５０ｄに挿入され、これを円周方向と軸方向の相対移動が可能に支持している。【００７０】  図１６は、第３変形例と同じく第１アーム部側が第２アーム部側の外周側で部品構成も同じであるが、本発明を適用せずβ＝０ｄｅｇの搖動軸受の例である。往復動部材５０が共に最大搖動角αの状態を、図１５（ｂ）と図１６で比較している。それぞれの図中の一点鎖線円に囲まれた部分で、球面搖動部材５２と干渉しない第２アーム部５１ａの径は第２アーム部５３ａの径に比べて格段に大きくでき、強度が改善できることが分かる。ここでは第２アーム部を、それぞれの支持球面部の中心軸周りの回転体としている。図１５（ａ）と図１５（ｂ）の一点鎖線円に囲まれた部分を見ると、β≒０．５αとすることで、第２アーム部５１ａの径が最も効率的に大きくできていることも分かる。【００７１】  なお、図１５（ｂ）の第２アーム部５１ａの径を図１６の第２アーム部５３ａと同じ径にした場合には、球面搖動部材５２との間の隙間が図１６よりも拡大し、往復動部材５０の最大搖動角αを拡大することが可能になる。その時には、この第３変形例でも実施例と同様の各種効果を引き出すことができる。【００７２】  本発明の第���変形例とその効果を図１７および図１８により説明する。図１７は本発明の第４変形例における搖動軸受部分の拡大図で、図１７（ａ）は往復動部材が上死点位置にある時の状態、、図１７（ｂ）は往復動部材が中央位置で最大搖動角の状態を示す。図１８は図１７の搖動軸受部分に本発明を適用しなかった場合の図である。【００７３】  第４変形例も、図７の実施例の全体構造の中で、図９に示される搖動軸受の部分だけを図１７の構造に変更したものであり、ここではその部分の変更構造とその効果についてのみ説明する。なお、第１変形例の搖動軸受部分に対しては、第１アーム部側が第２アーム部側の内周側になっていたのを逆に外周側になるようにしただけで、機構的にはほぼ等しい構成である。すなわち、構成部品の円筒面部や球面部が、内周円筒面であるか外周円筒面であるか、外周球面であるか内周球面であるか、といった点だけが異なり、それらはほぼ等しい実施例の効果を引き出すことができる。【００７４】  第４変形例の球面支持部材６２は、互いに同軸な外周円筒面と内周球面を有している。球面支持部材６２は、実施例における支持球面部１６ｄと異なり、シャフト部材６１の第２アーム部６１ａに固定されておらず、その先端に形成された外周円筒面部６１ｄに対して、複列のニードル軸受６４を介して相対回転ができるように支持されている。球面支持部材６２は２アーム部６１ａの段差部とスラストプレート６５により拘束され軸方向の相対移動を行なわないので、ニードル軸受６４をそのまま組み込むことが出来ている。【００７５】  第４変形例でも、球面支持部材６２の中心軸Ｌ５を、第２アーム部６１ａと外周円筒面部６１ｄの中心軸を傾斜さることによって、実施例における支持球面部１６ｄの中心軸Ｌ１と同様に、角度βだけ傾斜させている。βの大きさは、やはり往復動部材６０の最大搖動角αの約半分である。【００７６】  図１８は、第４変形例と同じく第１アーム部側が第２アーム部側の外周側で部品構成も同じであるが、本発明を適用せずβ＝０ｄｅｇの搖動軸受の例である。往復動部材６０が共に最大搖動角αの状態を、図１７（ｂ）と図１８で比較している。それぞれの図中の一点鎖線円の中の部分で、球面搖動部材６２と干渉しない第２アーム部６１ａの径は第２アーム部６６ａの径に比べて格段に大きくでき、強度が改善できることが分かる。ここで第２アーム部はそれぞれの球面支持部材の中心軸周りの回転体としている。図１７（ａ）と図１７（ｂ）の一点鎖線円の中の部分を見ると、β≒０．５αとすることで、第２アーム部の径が最も効果的に大きくできていることも分かる。【００７７】  なお、図１７（ｂ）の第２アーム部６１ａの径を図１８の第２アーム部６６ａと同じ径にした場合には、球面搖動部材６２との間の隙間が図１８よりも拡大し、往復動部材６０の最大搖動角αを拡大することが可能になる。その時には、この第４変形例でも実施例を始めとしてこれまでの各変形例と同様の各種効果を引き出すことができる。【００７８】  また、第１変形例と同様に、搖動軸受部において最も相対速度の大きい回転運動を複列のニードル軸受６４を介した転がり対偶によって行う構造であるので、摩擦抵抗が小さくなり焼き付きなどが発生しにくくなるという効果も得られる。【００７９】  本発明の第５変形例とその効果を図１９および図２０により説明する。図１９は本発明の第５変形例における搖動軸受部分の拡大図で、、図１９（ａ）は往復動部材が上死点位置にある時の状態、、図１９（ｂ）は往復動部材が中央位置で最大搖動角の状態を示す。図２０は図１９の搖動軸受部分に本発明を適用しなかった場合の図である。【００８０】  第５変形例も、図７の実施例の全体構造の中で、図９に示される搖動軸受の部分だけを図１９の構造に変更したものであり、ここではその部分の変更構造とその効果についてのみ説明する。なお、第２変形例の搖動軸受部分に対しては、第１アーム部側が第２アーム部側の内周側になっていたのを逆に外周側になるようにしただけで、機構的にはほぼ等しい構成である。すなわち、構成部品の円筒面部や球面部が、内周円筒面であるか外周円筒面であるか、外周球面であるか内周球面であるか、といった点だけが異なり、それらはほぼ等しい実施例の効果を引き出すことができる。【００８１】  第５変形例を示す図１９（ａ）と図１９（ｂ）において、第２アーム部７１ａとその先端に形成された支持球面部７１ｄは外周球面部を有する回転体形状であり、それらは実施例と同様に、シャフト部材７１にその中心軸Ｌ６を角度βだけ傾斜させて固定されている。この中心軸Ｌ６は、支持球面部７１ｄの外周球面部の第２アーム部７１ａ側の円環状端部中心と該外周球面の球心を結んだ軸線と定義できる。βの大きさは、やはり往復動部材７０の最大搖動角αの約半分である。その外周球面部により、周方向に分割された２つの半割シュー部７２ａと外輪部７２ｂからなり、同軸な内周球面部と外周円筒面部を有する球面搖動部材７２の内周球面部が、球面対偶で支持されている。往復動部材７０の第１アーム部７０ｂには、内周円筒面部７０ｄがピン７０ｅを用いて固定されている。【００８２】  往復動部材７０の内周円筒面部７０ｄと球面搖動部材７２の間に２重円筒部材７３の円筒部７３ａが組込まれ、球面搖動部材７２の外周円筒面部と円筒部７３ａの内周円筒面部の間に、複列のニードル軸受７４が組込まれている。【００８３】  ２重円筒部材７３は、円筒部７３ａに形成した鍔部とスラストプレート７３ｂにより、球面搖動部材７２の両端面を挟んでおり、両者の軸方向の相対移動は阻止されている。内周円筒面部７０ｄと球面搖動部材７２の相対運動は、往復動という軸方向の相対運動を伴うために単純な軸周りの回転運動ではない。このために、それらの間をニードル軸受などで直接転がり対偶にすることは、耐久性の観点から難しい。第５変形例では、第２変形例と同様に、２重円筒部材７３と球面搖動部材７２との軸方向の相対運動を無くすことで、複列のニードル軸受７４を組込むことを可能にしている。【００８４】  ２重円筒部材７３の外周円筒面が往復動部材７０の内周円筒面部７０ｄに挿入され、これを面接触で支持している。内周円筒面部７０ｄと球面搖動部材７２の軸方向の相対運動は、この面接触部が滑動することで可能になる。そこに潤滑油が供給されれば、その面接触部に作用する荷重の方向が反転する際のスクイズ効果により油膜が保持される。【００８５】  図２０は、第５変形例と同じく第���アーム部側が第２アーム部側の外周側で部品構成も同じであるが、本発明を適用せずβ＝０ｄｅｇの搖動軸受の例である。往復動部材７０が共に最大搖動角αの状態を、図１９（ｂ）と図２０で比較している。それぞれの図中の一点鎖線円で囲まれた部分で、球面搖動部材７２と干渉しない第２アーム部７１ａの径は第２アーム部７５ａの径に比べて格段に大きくでき、強度が改善できることが分かる。ここで第２アーム部はそれぞれの支持球面部の中心軸周りの回転体としている。図１９（ａ）と図１９（ｂ）の一点鎖線円で囲まれた部分を見ると、β≒０．５αとすることで、第２アーム部７１ａの径が最も効果的に大きくできていることも分かる。【００８６】  なお、図１９（ｂ）の第２アーム部７１ａの径を図２０の第２アーム部７５ａと同じ径にした場合には、球面搖動部材７２との間の隙間が図２０よりも拡大し、往復動部材７０の最大搖動角αを拡大することが可能になる。その時には、この第５変形例でも実施例を始めとしたこれまでの各変形例と同様の各種効果を引き出すことができる。【００８７】  また、第２変形例と同様に、搖動軸受部において最も相対速度の大きい回転運動を複列のニードル軸受７４を介した転がり対偶によって行う構造であるので、摩擦抵抗が小さくなり焼き付きなどが発生しにくくなるという効果も得られる。【００８８】  以上、本発明を実施するための形態について実施例およびその変形例を用いて説明したが、本発明はこうした事例に何ら限定されるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲内において、種々なる形態で実施し得ることは勿論である。
【産業上の利用可能性】
【００８９】  本発明は、容積型機械の製造産業などで利用可能である。
【符号の説明】
【００９０】１，１０，３０，４０，４５，５０，６０，７０  往復動部材、１ａ，１０ａ  ピストン部、１ｂ，４ｂ，６ｂ，１０ｂ，３０ｂ，４０ｂ，４５ｂ，５０ｂ，６０ｂ，７０ｂ  第１アーム部、１０ｃ，５０ｅ，７０ｅ  ピン、１ｄ，４ｃ，６ｃ，１０ｄ，３０ｄ，４０ｄ，４５ｄ，５０ｄ，６１ｄ，６６ｄ  外周円筒面部、６０ｄ，７０ｄ  内周円筒面部、２，１６，３１，３６，４１，４６，５１，５３，６１，６６，７１，７５  シャフト部材、２ａ，１６ａ，３１ａ，３６ａ，４１ａ，４６ａ，５１ａ，５３ａ，６１ａ，６６ａ，７１ａ，７５ａ  第２アーム部、２ｂ，１６ｂ  主バランスウェイト部、２ｃ，１６ｃ  副バランスウェイト部、２ｄ，５ｄ，７ｄ，１６ｄ，４１ｄ，４６ｄ，５１ｄ，５３ｄ，７１ｄ，７５ｄ  支持球面部、３，１７，３３，４２，４７，５２，６３，７２  球面搖動部材、８  センタフレーム、９  シリンダライナ、１０ｅ  吸入通路、１１  主軸受フレーム、１１ａ，１１ｂ  内周円筒面、１２  駆動用モータ、１２ａ  ステータ、１２ｂ  ロータ、１３  主軸受、１４  副軸受フレーム、１５  副軸受、Ｌ１，Ｌ２，Ｌ３，Ｌ４，Ｌ５，Ｌ６  中心軸、１８  シリンダヘッド、１８ａ  吐出通路、１９  作動室、２０  高圧室カバー、２１  高圧室、２２  吸入バルブ、２３  吐出バルブ、２４  エンドカバー、２５  低圧空間、２６  高圧配管、３２，６２  球面支持部材、３２ａ，７２ａ  半割シュー部、３２ｂ  外輪部、３４，４４，４９，６４，７４  ニードル軸受、３５，４３ｂ，４８ｂ，６５，７３ｂ  スラストプレート、４３，４８，７３  ２重円筒部材、４３ａ，４８ａ，７３ａ  円筒部、７２ｂ  外輪部、Ｆｐピストン荷重、Ｌ  ＸＹ平面から支持球面部球心までのＺ軸方向距離、Ｌｗｍ主バランスウェイト部間のＺ軸方向距離、Ｆｃｍ主バランスウェイト部の遠心力、Ｆｃｍ−ｙ  ＦｃｍのＹ軸方向成、Ｆｃｍ−ｘ  ＦｃｍのＸ軸方向成分、Ｆｃｓ副バランスウェイト部の遠心力、Ｆｃｓ−ｙ  ＦｃｓのＹ軸方向成、Ｆｃｓ−ｘ  ＦｃｓのＸ軸方向成分、Ｌｗｓ  副バランスウェイト部間のＺ軸方向距離、Ｎｐ１往復動部材の搖動運動に伴う慣性力によるモーメントの回転１次成分、Ｆｉ往復動部材の往復動慣性力、ε搖動軸受における支持球面部球心のＺ軸からの偏心量、Ｖｔｈ容積型機械の行程容積、Ｄ  ピストンボア径、Ｓ  ピストンストローク、ｎ  気筒数、δ  ピストン部とシリンダヘッド間の隙間、α，α１，α２  往復動部材の最大搖動角、Ｌ´ＸＹ平面から支持球面部球心までのＺ軸方向距離を短縮した値、ε´搖動軸受における支持球面部球心のＺ軸からの偏心量を増大した値
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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【図１６】
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【図１７】
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【図１８】
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【図１９】
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【図２０】
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