JP2015518105A - スクリューエキスパンダ、スクリューマシン設計方法、スクリューマシン製造方法、スクリューマシン及び発電機 - Google Patents

Abstract

騒音が低減されたスクリューエキスパンダを開示し、これは各々「Ｎ」輪郭を有するメインロータ及びゲートロータを備える。圧力による力によって惹起されるゲートロータに対してのトルクが摩擦抵抗力によって惹起されるゲートロータに対してのトルクと同じ方向となるようにロータは設計されている。騒音が低減されたスクリューマシンを設計する方法も開示する。該スクリューマシンは「Ｎ」輪郭を有する２以上のロータを有し、該方法は、比r/r1を決定するステップであってrはメインロータの歯先でありr1はラックの丸みを帯びた側の半径であるステップと、スクリューマシンがスクリューコンプレッサである場合には比が１．１より大きくなるようにし、スクリューマシンがスクリューエキスパンダである場合には比が１．１以下となるようにするステップ、とを含む。

Description

本発明は一般にスクリューマシンに関し、より具体的には騒音レベルが低減されたスクリューマシンに関する。本発明は騒音レベルが低減されたスクリューマシン及びそのようなマシンのためのロータに関する設計原理及び製造方法にも関連する。

最も成功した容積式マシンのうちの１つとして、多軸スクリューマシン（最も一般的には２軸スクリューマシン）がある。このようなマシンは、スヴェンスカ・ローター・マスキナー氏（ＳＲＭ）による、特許文献１（英国特許第１１９７４３２号）、特許文献２（英国特許第１５０３４８８号）、特許文献３（英国特許第２０９２６７６号）に開示されている。

スクリューマシンは、コンプレッサ（圧縮機）又はエキスパンダ（膨張機）として使用することができる。容積式コンプレッサは空気作動型建設機器などを駆動するため等の汎用的な工業用途において圧縮空気を供給するのに一般的に用いられる一方、容積式エキスパンダは発電用途において益々用いられるようになっている。コンプレッサとして使用するスクリューマシンは本明細書において単にスクリューコンプレッサと称し、エキスパンダとして使用するスクリューマシンは本明細書において単にスクリューエキスパンダと称して説明する。

スクリューコンプレッサ及びスクリューエキスパンダは、互いに交わるボアを少なくとも２個有するケーシングを有する。ボアは、それぞれ互いに噛み合う螺旋ローブ付きのロータを収容し、これらロータは、固定したケーシング内で互いに対向する方向に回転する。ケーシングは、ロータ全体を極めて密接した嵌合関係となるよう包囲する。ボアの長手方向中心軸線は、対として同一平面上に存在し、通常互いに平行である。雄（又は「メイン」）ロータ及び雌（又は「ゲート」）ロータをそれぞれに対応する軸線の周りに回転するよう軸受を介してケーシングに取り付け、各軸線はケーシングにおける対応のボア軸線に一致する。

ロータは、通常軟鋼のような金属で形成するが、高速度鋼で形成することもできる。さらに、ロータをセラミック材料で形成することもできる。通常、金属の場合、それらは機械加工するが、代案として研磨又は鋳造することができる。

ロータはそれぞれ螺旋状のランド部を有し、これらランド部は少なくとも１個の他のロータにおけるランド間の螺旋状の溝部に噛み合う。互いに噛み合うロータは、歯として作用するローブで、効果的にも、１対又はそれ以上の対の螺旋ギアホイールを形成する。横断面で見ると、各雄ロータは、ランド部に対応し、またピッチ円から外方に突出する１組のローブのセットを有する。同様に、横断面で見ると、各雌ロータは、そのピッチ円から内方に凹み、また雌ロータの溝に対応する１組の窪みのセットを有する。雄ロータのランド部および溝部の個数は、雌ロータのランド部及び溝部の個数とは異なることができる。

ロータ輪郭（プロファイル）の従来技術を添付図面の図１（ａ）〜１（ｄ）及び図２（ａ）〜２（ｄ）に示し、これを以下により詳細に説明する。

スクリューコンプレッサ又はスクリューエキスパンダの動作原理は、三次元の容積変化に基づく。各ロータにおける順次の任意な２個のローブと周囲のケーシングとの間における空間は、個別の作動チャンバを形成する。このチャンバの容積は、回転が進行するにつれ、２個のロータ間における接触ラインの変位に起因して変化する。チャンバの容積は、ローブ間の全体長さがロータ間の噛み合い接触によって妨害されていない位置で最大となる。逆に、チャンバの容積は、ロータ間の噛み合い接触が端面でフル接触する位置で、ほぼゼロの値で最小となる。

スクリューエキスパンダの例を検討するに、膨張されるべき流体は、主にケーシングの前面に位置する高圧ポートまたは流入ポートを形成する開口を経てスクリューエキスパンダに流入する。このように流入した流体は、ローブ間で規定されるチャンバを満たす。回転が進行し、またロータ間における接触ラインが遠ざかるにつれて、各チャンバの閉じ込められた（トラップされた）容積は増加する。流入ポートが遮断されるポイントで、充填または流入プロセスは終了し、またそれ以上の回転によりスクリューエキスパンダを経て下流に移動するにつれて、流体は膨張する。

雄ロータ及び雌ロータのローブ相互が再係合し始めるポイントにおけるさらなる下流で、ケーシングにおける低圧ポート又は排出ポートが露出する。更なる回転がローブとケーシングとの間で閉じ込められた流体量を減らすにつれて、そのポートは更に開く。このことにより、ほぼ一定圧力で排出ポートから流体が排出される。トラップした容積がほぼゼロになるまで減少し、また、ローブ間に閉じ込められた流体の全てが排出されるまで、このプロセスは継続する。

このプロセスは、それから各チャンバに関して繰り返される。このようにして、各回転で得られる順次の充填、膨張および排出のプロセスは、雄ロータ及び雌ロータにおけるローブの個数、及びしたがって、ローブ間のチャンバの個数に依存する。典型的には、スクリューエキスパンダのロータの１つは発電のために発電機に連結されている。

基本的には、スクリューコンプレッサはスクリューエキスパンダの逆の態様で作動する。例えば、スクリューエキスパンダのロータが反対方向に回転させられた場合（例えば、発電機をモータとして作動させた場合）圧縮されるべき流体は低圧ポートから吸入されて、圧縮された流体が高圧ポートから排出されることになる。

ロータが回転するにつれて、ローブ間の噛み合い動作は基本的にヘリカルギア（はす歯歯車）のそれと同様である。さらに、しかしながら、ローブの形状は、いかなる接触位置でも、封止ラインがロータ間及びロータとケーシングとの間に形成され、順次のチャンバ間で内部漏出を防止できるものでなければならない。更なる必要条件は、ローブ間のチャンバをできるだけ大きくして、１回転あたりの流体移送（排出）量を最大にしなければならないということである。また、ロータ間の接触力は小さくして、内部摩擦損を最小にし、また摩耗を最小にできるようにしなければならない。

ロータ相互間及びロータとケーシングとの間に小さい隙間（クリアランス）が存在するという製造限界があるので、ロータ輪郭は、スクリューマシンの流速及び効率を決定する上で最も重要な特徴である。いくつかのロータ輪郭が、長年にわたって試みられ、成功の度合いに変動があった。

最も初期のスクリューマシンは、図１（ａ）に示すように、極めて単純な対称ロータ輪郭を使用した。横断面で見られるように、雄ロータ１０は、ピッチ円（半径中心がピッチ円１４上に位置する）の周りに等角度間隔で離れて位置する、部分円ローブ１２を有する。雌ロータ１６の輪郭は単にこれを反映して、部分円窪み１８の等価な１組のセットを有する。このような対称形状のロータ輪郭は、大きな内部漏洩を引き起こす、極めて大きなブローホール面積を有する。このことにより、対称形状のロータ輪郭は高圧力比又は適度な圧力比でさえも含むいかなる用途においても使用できないこととなる。

この問題を解決するために、ＳＲＭは、図１（ｂ）に示したような、また上述の特許文献１〜３に記載された、種々の形式の「A」輪郭を導いた。「A」輪郭は、内部漏出を大幅に減らし、またこのことによりスクリューコンプレッサが往復動マシンと同じオーダーの効率を得ることができた。図１（ｃ）に示したサイクロン輪郭は、雌ロータ１６のローブが脆弱化するという犠牲を払うものの、漏出を一層減らした。このことには、高い差圧で雌ロータ１６が歪むというリスクがあり、それらの製造を困難にする。図１（ｄ）に示したハイパー輪郭は、雌ロータ１６を強化することによってこの弱点克服を試みた。

上述した従来技術のロータ輪郭の全てにおいて、噛み合うロータ相互間の相対運動は、回転及び摺動の組合せである。

この背景に対して、本出願人は、特許文献４（国際公開第９７／４３５５０号パンフレット）として発行された国際特許出願に記載したような、「Ｎ」ロータ輪郭を開発した。特許文献４の主要内容は、下記に示す。「Ｎ」ロータ輪郭に対して本明細書は、本明細書に記載され、特許文献４に定義され、また下記に示される本発明の輪郭に言及する。

「Ｎ」ロータ輪郭は、断面から分かるように、少なくとも雄ロータのピッチ円から外方に突出するローブの部分における輪郭、及び少なくとも雌ロータのピッチ円で内方に凹む窪みの輪郭は、同一ラック構造によって形成されるという特徴がある。ラック構造は、雄ロータの軸線の周りに一方向に湾曲させ、また、雌ロータの軸線の周りに反対方向に湾曲させ、ラックにおけるロータのより高い圧力側面を形成する部分は、ロータ相互間のロータ共役作用によって生ずる。

有利には、ラックの一部分、好ましくはロータローブのより高い圧力側面を形成する部分は、サイクロイド形状を有するものとする。代案として、この部分は、一般化した放物線例えば、式：ax + by^q = 1で表される放物線として形成する。

通常、雄ロータの溝の底部は「歯元」部分としてピッチ円より内側に位置し、また雌ロータのランド部の先端は「歯先」部分としてそのピッチ円から外方に突出する。望ましくは、これら歯元部分及び歯先部分は、やはり、ラック構造によって形成する。

図２（ａ）の２軸式スクリューマシンの断面で示したメイン又は雄ロータ１及びゲート又は雌ロータ２は、それぞれに対応する中心Ｏ_１及びＯ_２の周りにおけるピッチ円Ｐ_１，Ｐ_２に沿って、それぞれに対応する角度Ψ及びτ = Z₁ / Z₂ Ψ= Ψ / iにわたり転動する。

ピッチ円Ｐは、それぞれロータにおけるランド部及び溝部の個数に比例した半径を有する。

弧（アーク）が角度パラメータφの任意の関数としてメインロータまたはゲートロータで規定され、以下のように下付き添え字ｄで示される場合、

他のロータにおける対応する弧は、φ及びΨ双方の関数であり、以下のようになる。

Ψは、メインロータの回転角度であり、これに対し、一次の弧及び二次の弧が接触ポイントを有する。この角度は、Vintovie kompressori、Mashgizレニングラード、1960のサクウン氏によって記載された、以下の共役条件に合致する：

式（５）は全ての「ｄ」曲線のエンベロープの微分方程式であり、その拡張形式は、以下の通りである。

式（６）は、sinΨの二次方程式として表わすことができる。式（６）は解析的に解くことができるが、その数値解はその混合根のために推奨される。決定した後、Ψを式（３）及び（４）に代入し、対向するロータにおける共役曲線を得る。この手順は、ある１個の弧だけの定義を必要とする。他の弧は、一般的な手順によって常に見つかる。

それらの座標系がロータとは独立して定義される場合であっても、これらの方程式は有効である。このように、ロータに関係なく全ての「ｄ」曲線を特定できる。このような構成は、幾つかの曲線を、より単純な数学的形式で表わすことができ、また、さらに曲線生成手順を簡素化することができる。

このタイプの特別な座標系は、ラック（無限半径のロータ）座標系であり、図２（ｂ）のＲで示され、このＲは図２（ａ）に示されるロータ輪郭を生成するためのラックにおける１単位（ユニット）を示す。この場合、ラックにおける弧は、以下のパラメータの任意な関数として定義される。

ロータにおける二次の弧は、φ及びΨの関数として、これら式（７），（８）から以下のように導かれる。

Ψは、所与の弧が投影されるロータの回転角度を表し、接触ポイントを規定する。この角度は、条件式（５）を満たし、以下のとおりとなる。

明確な解Ψを式（９）及び（１０）に代入し、ロータにおける共役円弧を見出す。

図２（ｃ）は、図２（ａ）に示されるロータにおける図２（ｂ）のラック形状の関係を示し、またラック及びラックによって形成されるロータを示す。図２（ｄ）は、図２（ｃ）に示したロータの輪郭に、比較として従来技術のロータ対を重ね合わせて示す。

どの曲線がどこにあっても、その簡便な数式は以下の通りとすることができる。すなわち、

式（１２）は「一般円」曲線である。ｐ＝ｑ＝２そしてａ＝ｂ＝１／ｒでは円である。ａ及びｂが異なる場合、楕円となる。また、ａ，ｂが互いに正負逆符号であると、双曲線となる。そして、ｐ＝１及びｑ＝２では、放物線となる。

１つの座標系を有する全ての所定曲線を規定する便宜に加えて、ラック生成は、ロータ座標系と比較して２つの利点をもたらす。すなわち、ａ）ラック輪郭は他のロータに比較して最短の接触経路を表す（このことは、ラックからのポイントを、何らのオーバーラップ又は他の欠陥もなくロータに投影できることを意味する）、ｂ）ラックにおける直線ラインはロータにインボリュート曲線として投影される。

ロータ輪郭の高圧側におけるブローホール域を最小化するために、この輪郭は通常双方のロータの共役動作によってでき、この輪郭は双方のロータの高圧側をアンダーカットする。この作業は、広く使われている。特許文献１では、メインロータおよびゲートロータにおける特異点を使用する;特許文献３及び特許文献５（英国特許第２１１２４６０号）では円を使用した;特許文献６（英国特許第２１０６１８６号）では楕円を使用した;そして、特許文献７（欧州特許第０１６６５３１号）では放物線を使用した。適切なアンダーカットは、前もってラックから直接に得ることはできなかった。ロータの共役動作を正確に置換できるのは、ラックに対する単に１つの解析的曲線が存在するだけということが判明した。これは、好適にはサイクロイドであり、このサイクロイドをメインロータにおけるエピサイクロイドとして、またゲートロータにおける内サイクロイドとしてアンダーカットする。これは、双方のロータにおけるエピサイクロイドを生じる特異点によって生ずるアンダーカットとは対照的である。このことによる不都合さは、通常そのピッチ円内側においてゲートロータの外径の相当な減少することによって軽減される。これは、ブローホール域を減らすが、スループット（処理能力）も減らす。

共役動作は、回転中における１個のロータにおける１ポイント（又は曲線上の複数個のポイント）が他のロータにおける経路を横切るときのプロセスである。２つ以上の共通接触ポイントが同時に存在する場合、ロータ輪郭に「ポケット」を生じて、アンダーカットが生ずる。小さい曲線部分（又はポイント）が長い曲線部分を生成し、相当な滑り（摺動）が生ずるとき、それは通常起こる。

ラックの高い耐圧部分がラックにおける適切な曲線をアンダーカットするロータ共役動作によって生ずるので、「Ｎ」ロータ輪郭はこの欠陥を克服する。このラックを後で使用して、通常のラック生成手順によって、メイン及びゲート双方のロータ輪郭を形成する。

以下は、空気、一般的冷媒および多くの処理ガスに対する、組み合わされた手順によって得られた効果的な圧縮用に設計されたラック形成輪郭ファミリ（系統）の簡単なロータローブ形状に関する詳細な説明である。この輪郭は、公開された文献において挙げられた最近のスクリューロータ輪郭のほとんどすべての要素を含む、が、その特徴は、付加的な改善化および最適化をするための十分な基礎を提供する。

ラックにおける全ての主要弧（アーク）の座標は、ラック座標系と関連して集約される。

この輪郭のローブは、いくつかの弧（アーク）に分割される。

輪郭弧間における分割は、大文字アルファベットで示し、また、各弧は図２（ｃ）に示すように、個別に規定する。

セグメントＡ−Ｂは、上述の式（１２）のタイプであり、ｐ＝０．４３及びｑ＝１としたラックにおける一般弧である。
セグメントＢ−Ｃは、ｐ＝ｑ＝１としたラック上の直線ラインである。
セグメントＣ−Ｄは、ｐ＝ｑ＝２，ａ＝ｂとしたラックにおける円弧である。
セグメントＤ−Ｅは、ラック上の直線ラインである。
セグメントＥ−Ｆは、ｐ＝ｑ＝２，ａ＝ｂとしたラックにおける円弧である。
セグメントＦ−Ｇは、直線ラインである。
セグメントＧ−Ｈは、上述の式（１２）のタイプであり、ｐ＝１，ｑ＝０．７５としたメインロータにおける一般弧である弧Ｇ_２−Ｈ_２のアンダーカットである。
ラックにおけるセグメントＨ−Ａは、上述の式（１２）のタイプであり、ｐ＝１，ｑ＝０．２５としたゲートロータにおける一般弧である弧Ａ_１−Ｈ_１のアンダーカットである。

各接合ポイントＡ，…，…Ｈにおいて、隣接するセグメントは、共通接線を有する。

ラック座標は、式（７）〜（１１）に対して逆算する手順で得られる。

その結果、ラック曲線Ｅ−Ｈ−Ａが得られ、図２（ｃ）に示されるようになる。

図２（ｄ）は、特許文献３の図５〜７に示される構成に従って形成した対応ロータの周知の輪郭５，６に重ね合わせた本発明ラック手順によって形成したメインロータ３及びゲートロータ４の輪郭を示す。

中心間距離が同一及びロータ直径が同一である場合、ラックで形成した輪郭は、２．７％の移送量増加が得られるとともに、雌ロータのローブがより厚く、したがって、より強度が高くなる。

図２（ｃ）に示したラックの変更において、セグメントＧＨ及びＨＡは、以下の式によるサイクロイドの連続セグメントＧＨＡによって形成される。即ち、
y = Ｒ_oｃｏｓτ-R_p, y = R_osinτ-R_pτ
ここで、R_o はメインロータ（したがって、メインロータのボア）の外側半径であり、R_pはメインロータのピッチ円半径である。

セグメントＡＢ，ＢＣ，ＣＤ，ＤＥ，ＥＦ及びＦＧは、すべて上述の式（１２）によって生ずる。セグメントＡＢに関しては、ａ＝ｂ，ｐ＝０．４３，ｑ＝１とする。他の部分に関しては、ａ＝ｂ＝１／ｒ，及びｐ＝ｑ＝２とする。ｐ及びｑの値は、±１０％変動することができる。セグメントＢＣ，ＤＥ，ＦＧに関しては、ｒは、メインロータのピッチ円半径より大きくし、また好適には、無限大にしてこのようなセグメントそれぞれが直線ラインとなるようにする。曲率ａ＝ｂにおいてｐ＝ｑ＝２のとき、セグメントＣＤ及びＥＦは円弧となる。

上述の「Ｎ」ロータ輪郭は、ギア装置の数学的理論に基づく。したがって、図１（ａ）〜１（ｄ）につき上述したいかなるロータ輪郭とも異なり、ロータ間の相対運動は、純粋転動に極めて近似する。ロータ間の接触帯域は、それらのピッチ円に極めて近接した状態にある。

「Ｎ」ロータ輪郭は、他のロータ輪郭よりも多くの付加的な利点があり、これら利点としては、低トルク伝達、及びひいてはロータ間の小さい接触力、強度の高い雌ロータ、多くの移送量、及び低い漏出度をもたらす短い封止ラインが得られる。全体として、「Ｎ」ロータ輪郭の使用によれば、とくに、より低速の先端速度で、スクリューエキスパンダ・マシンの断熱効率を向上し、現行の他のロータ輪郭より１０％もの利得向上が記録された。

スクリューマシンは「オイルフリー（オイルなし）」型又は「オイルフラッド（オイル横溢）」型であることができる。オイルフリー型のマシンでは、ロータ螺旋形状部は潤滑されない。したがって、外部で噛み合う「調時（タイミング）」ギアを設けてロータの相対的運動を制御し、また同期させなければならない。ロータ間における同期トルクの伝達は調時ギアを介して行い、したがって、ロータの噛み合う螺旋形状部間の直接接触を回避する。このようにして、調時ギアによって、ロータの螺旋形状部を潤滑フリーにすることができる。オイルフラッド型のマシンでは、外部の調時ギアを省略することができ、これにより、ロータの同期化は単にそれらの噛み合い関係によってのみ決定される。このことは、必然的に、互いに噛み合う螺旋形状部を介して一方のロータから他方のロータに対して何らかの同期トルク伝達を行わなければならないことを意味する。この場合、ロータの螺旋形状部は潤滑してロータ間の強い接触を回避しなければならず、さもないと、その後に摩耗を生じ、障害を招くであろう。

オイルフラッド型マシンは、ロータの螺旋形状部及びそれらの軸受を潤滑し、またロータ間のギャップ、及びロータと周囲のケーシングとの間のギャップを封止するのに作動流体に含まれるオイルに依存する。このことは、外部の軸封装置を必要とするが、内部封止は不要であり、機械的設計が簡単である。したがって、それは製造安価であり、コンパクトかつ極めて効率的である。

既存のスクリューマシンには騒音という問題がある。スクリューマシン内で生じる騒音のかなりの部分は可動部分（特にロータ、ギア、及び軸受）の接触に由来する。この機械的な騒音は、被駆動ロータに対して円周方向に作用する圧力及び慣性トルク並びにオイル抵抗力によって起こされるトルクによってもたらされる接触によって惹起される。また、これは、半径方向及び軸方向の圧力及び慣性力によってもたらされるロータ軸と軸受との間の接触にも由来する。騒音の最小化のためには、これらの力は可及的に均一とされるべきである。しかし残念ながら、圧力負荷の周期的な性質故に、ロータの接触力を生じさせる半径方向及び軸方向の力は均一ではない。また、ロータ製造及びコンプレッサ組立における欠陥は、ロータの不均一な運動を大いにもたらすのであり、結果として不均一な接触力をもたらす。

接触力の強度が変化した場合、ロータの「チャタリング」が生じる。この騒音は、ロータが互いに接触したままの状態でロータによって起こされる。もっとも、ロータの接触が瞬間的に失われて後に再確立された場合、これによってロータの「ラトル」（rattle）と呼ばれる重度の騒音が起こされ得る。ロータ間の接触の喪失は、製造及び組立に関連する不完全性とロータ間の点接触の組合せ又は被駆動ロータのトルクの正負の変化（反転）によってもたらされる。

環境保護法制が厳格になるにつれ、全ての種類の機械において騒音レベルの低減がより求められるようになり、これ故スクリューマシンについての静音性又は低騒音レベルの必要性がより重要なものとなる。従来においてスクリューマシンの騒音レベルを低減させるための試みが行われていたものの、最適化の一般的な手法は試行錯誤と改良を伴う反復的な作業であった。結果として得られたロータは一般的には効率を犠牲としており、したがって、性能損失を最小化する態様で騒音を低減する輪郭を生成する手段を求めることが望ましい。

出願人によってスクリューコンプレッサの騒音を低減するための科学的手法が開発されたのであり、Stosic et al.による「Development of a Rotor Profile for Silent Screw Compressor Operation」と題された既刊の論文において説明されている。この論文の内容については図３（ａ）〜（ｃ）及び図４（ａ）〜（ｂ）を参照して後述する。

図３（ａ）〜（ｃ）を参照するに、スクリューコンプレッサのロータは高圧負荷を受ける。任意の瞬間的な回転角度ｑに関しては、圧力ｐ（θ）がいずれの断面においても半径方向及びトルクの力を発生させる。圧力ｐは、線ＡＢと直交な対応するインターローブ（interlobe）に作用するのであって、ロータ間の又はロータの先端上の封止ライン上にＡ及びＢは存在する。したがって、これらの位置はロータの構造によって完全に規定される。

図３（ａ）に示す位置においては、ロータ間の接触はない。Ａ及びＢは円上にあるため、総合的な力たるＦ_１及びＦ_２はロータ軸に向かって作用するのであり純粋に半径方向のものである。したがって、この位置においては圧力による力によってトルクは惹起されない。図３（ｂ）に示す位置においては、ロータ間の接触ポイントはＡにおいてのただ１点である。力たるＦ_１及びＦ_２は偏心性であり半径方向及び円周方向の両方の成分を有する。後者が圧力トルクを惹起する。力の位置のため、ゲートロータに対してのトルクがメインロータに対してのそれよりもかなり小さい。図３（ｃ）に示す位置においては、接触ポイントの両方がロータ上にあり、総合的な及び半径方向の力が両方のロータについて等しい。図３（ｂ）のように、これらもトルクを惹起する。座標系のx, y原点はメインロータの中心にあり、ｘ軸はロータ中心Ｏ_１及びＯ_２間の線と平行である。

半径方向の力の成分は以下の通りである。

圧力トルクは次のように記述することができる。

上記式は、輪郭に沿って輪郭上の全ての点にわたって積分される。そして、圧力履歴p=p(q)を与えられた上で、これらは１回転を慣性するのに要する角度ステップ全てについて積分される。最後に、インターローブ間の位相及び軸方向のシフトの両方を加味した後に全てのロータインターローブについての総和を得る。

上述したように、オイルフラッド型コンプレッサはロータ間の直接接触を伴う。良く設計されたロータにおいては、ロータのピッチ円の近くに配される接触帯域に沿ってまず接触が行われるように隙間配分を設定してロータ間の摺動を最小化してロータが故障する危険性を低減させる。ロータの設計に応じて、また、ロータの回転方向に応じて、図４（ａ）〜（ｃ）に示すようなロータの丸みを帯びた側面上又は図５（ａ）〜（ｃ）に示すようなロータの平らな側面上に接触帯域が存在することができる。図４（ｃ）及び図５（ｃ）における詳細はロータラックに沿ってのロータ隙間を表し、ラックに沿っての全ての地点における隙間を示す。ただし、図４（ｃ）は丸みを帯びた側面での接触を示し（矢印Ａにより指示）、図５（ｃ）は平らな側面での接触を示す（矢印Ｂにより指示）。

ロータ接触の如何なる喪失をも防ぎ、後のチャタリング及びラトルを回避するために、トルクの方向を一定に保持することが肝要である。オイル抵抗によってゲートロータに惹起されるトルクがゲートロータの回転方向と反対方向であると分かるであろう。標準的な「Ｎ」ロータスクリューコンプレッサは、圧力による力によってもたらされるゲートロータに対してのトルクが抵抗トルクとは反対方向になるように設計されている。これにより、平らな側面においてロータが接触させられ、ローブ間の漏出を減らすことができ、よって比較的高いコンプレッサ流量及び効率が得られる。

しかし、オイル抵抗によって惹起されるゲートロータに対してのトルクが、上述した標準的なスクリューコンプレッサにおいて抵抗トルクと反対の方向へ作用する圧力トルクを、圧倒するのに十分であることがあり得る。Stosic et al.は、圧力トルクを絶対値的にオイル抵抗トルクよりも小さく保ってトルクの正負の変化を回避することが良い慣行であることを示唆する。しかし、オイル抵抗の大きさを予想するのは困難である。Stosic et al.により提出される解決策は、ロータを再設計してゲートロータに対しての圧力トルクが抵抗トルクと同じ方向となるようにすることである。これによって、ロータ間の接触は、ロータの平らな側面ではなくロータの丸みを帯びた側面で発生することになる。肝要なことは、圧力トルクと抵抗トルクとが互いに競合しないことであり、この配置はトルクの正負の変化が起きる可能性を回避してラトル及びチャタリング並びに関連する騒音を低減する。

要は、Stosic et al.は、標準的なスクリューコンプレッサのロータを再設計して圧力による力によって生じるゲートロータトルクの正負を変更することによって騒音を低減することができると結論する。スクリューエキスパンダにおける騒音の低減についてこの研究は言及していない。

本発明は、この背景に対してなされたものである。

英国特許第１１９７４３２号明細書 英国特許第１５０３４８８号明細書 英国特許第２０９２６７６号明細書 国際公開第９７／４３５５０号パンフレット 英国特許第２１１２４６０号明細書 英国特許第２１０６１８６号明細書 欧州特許第０１６６５３１号明細書

本発明の第１の態様によれば、各々が本明細書で定義された「Ｎ」輪郭を有するメインロータとゲートロータを備えるスクリューエキスパンダであって、圧力による力によって惹起されるゲートロータに対してのトルクが摩擦抵抗力によって惹起されるゲートロータに対してのトルクと同じ方向となるようにロータは設計されている、スクリューエキスパンダが提供される。

従来のスクリューエキスパンダは圧力による力によって惹起されるトルクが摩擦抵抗力によって惹起されるトルクとは反対方向に作用するように設計されているのに対して、本発明においては、圧力トルクの正負を変更して抵抗トルクと同方向に作用させることによってトルクの正負が変化する可能性を回避して、それによってラトル及びチャタリングによって生じるスクリューエキスパンダの騒音をかなり低減させるということが見出されている。

従来のスクリューエキスパンダのロータは丸みを帯びた側面で接触するのに対して、本発明によるスクリューエキスパンダのロータはロータの平らな側面で接触するように設計されている。ロータの平らな側面にある封止ラインは、ロータの丸みを帯びた側面にある封止ラインよりもかなり長い。したがって、ロータの平らな側面での隙間を最小化することの方が丸みを帯びた側面での隙間を最小化することよりも大きくローブ間漏出を低減する。結果として、本発明のスクリューエキスパンダの方がより高い圧縮流量及び効率を有する。

上述からして、「Ｎ」ロータを慎重に設計して圧力による力によって生じるゲートロータトルクが抵抗力によって惹起されるトルクと同じ方向に作用することを確保することによって、より均一なロータ間接触力が得られ、結果としてチャタリング及びラトルが低減されるということが分かるであろう。

ゲートロータにおける圧力トルクの強度及び正負は、封止ラインの座標及び１つの圧縮若しくは膨張サイクルにおける圧力分布によって決定される。封止ラインの座標は、輪郭の座標によって決定され、そしてこれは「Ｎ」ロータ座標を規定する入力データによって決定される。本発明がなされる前においては、圧力の力によるトルクが特定の方向に向くことを確かにしてスクリューマシンのロータを設計することが困難であったのであり、設計手順は一般的に実験と改良の反復的な行程を伴うものであった。

この背景を前提に、そして本発明の一環として、圧力による力によって惹起されるゲートロータに対してのトルクの正負を予想するための便利な関係を見出した。具体的には、メインロータの歯先rとラックの丸みを帯びた側の半径r₁との比が圧力による力によって決定されるゲートロータトルクの正負を規定するということが判明した。

パラメータたるr及びr₁が図６に示されており、ラック輪郭の例がそこに示される。図６を参照するに、この輪郭のローブは図２（ｃ）の輪郭に類似した複数の弧に分割されている。この例では、セグメントＤ−Ｅは直線であり、セグメントＥ−Ｆはトロコイドであり、セグメントＦ−Ａはトロコイドであり、セグメントＡ−Ｂは円の一部であり、セグメントＢ−Ｃは直線であり、セグメントＣ−Ｄは円の一部である。

図６を参照するに、次のとおりである。
rはメインロータの歯先であり、これはメインロータのピッチ円からローブの最も外側の点Ａまでの半径方向の距離であり、
r₁はラックの丸みを帯びた側の半径、すなわち図６の点Ａと点Ｂとの間の弧の半径であり、
α₁はラックの丸みを帯びた側の横方向圧力角であり、
r₃はラックの丸みを帯びた側のルートフィレット（root fillet）半径である。

本発明によれば、比r/r₁が１．１より大きい場合にはゲートロータトルクは第１の方向となる一方、比r/r₁が１．１以下である場合にはゲートロータトルクは第２の方向、すなわち第１の方向に対して反対の方向となる。多くの実験を通じて次の結果を実証した。すなわち、比r/r₁が１．１より大きい場合には「Ｎ」ロータスクリューコンプレッサのロータの騒音が低減される一方、比r/r₁が１．１以下である場合には「Ｎ」ロータスクリューエキスパンダの騒音が低減されることである。これらの関係は下記の式１５及び式１６に要約される。

したがって、本発明の第１の態様によるスクリューエキスパンダは上記式１６の条件を満たすパラメータr及びr₁を備える。

本発明の第２の態様によれば、低減された騒音特性を示すスクリューマシンを設計する方法であって、スクリューマシンはラック構造から形成される本明細書で定義された「Ｎ」輪郭を有する２以上のロータを備え、方法は、比r/r₁を決定するステップであってrはメインロータの歯先でありr₁はラックの丸みを帯びた側の半径であるステップと、スクリューマシンがスクリューコンプレッサである場合には比が１．１より大きくなるようにし、スクリューマシンがスクリューエキスパンダである場合には比が１．１以下となるようにするステップ、とを含む方法が提供される。

本発明の第３の態様によれば、低減された騒音特性を示すスクリューマシンを製造する方法であって、スクリューマシンはラック構造から形成される本明細書で定義された「Ｎ」輪郭を有する２以上のロータを有し、方法は、比r/r₁を決定するステップであってrはメインロータの歯先でありr₁はラックの丸みを帯びた側の半径であるステップと、スクリューマシンがスクリューコンプレッサである場合には比が１．１より大きくなるようにし、スクリューマシンがスクリューエキスパンダである場合には比が１．１以下となるようにするステップ、とを備える方法が提供される。

本発明においては、上述の任意の方法によって設計又は製造されたスクリューマシンが提供される。

本発明の第４の態様によれば、本発明の第１の態様によるスクリューエキスパンダ又は本発明の第２若しくは第３の態様によって設計若しくは製造されたスクリューエキスパンダを備える発電機が提供される。

従来技術における若干のロータ輪郭を示す。 従来技術における若干のロータ輪郭を示す。 従来技術における若干のロータ輪郭を示す。 従来技術における若干のロータ輪郭を示す。 ２軸式スクリューマシンの断面図である。 図２ａに示すロータ間にラック座標系を付記した説明図である。 図２ａに示されるロータにおける図２ｂのラック形状の関係を示す関係図である。 特許文献３の図５〜７に示される構成に従って形成した対応ロータの周知の輪郭５，６に重ね合わせた本発明ラック手順によって形成したメインロータ３及びゲートロータ４の輪郭を示す。 スクリューコンプレッサのロータの図である。 スクリューコンプレッサのロータの図である。 スクリューコンプレッサのロータの図である。 ロータの図である。 ロータの図である。 ロータの図である。 ロータの図である。 ロータの図である。 ロータの図である。 ラック輪郭の図である。 標準的なコンプレッサロータについての試験の結果の図である。 改造したコンプレッサロータについての試験の結果の図である。 標準的なエキスパンダロータについての試験の結果の図である。 改造したエキスパンダロータについての試験の結果の図である。

試験
スクリューコンプレッサ及びエキスパンダの騒音を低減すること並びにこれらの運用中の信頼性を向上させることに関しての上述の権利請求に対応するためのロータを２組設計した。１組目のロータはスクリューコンプレッサ用であり、２組目のロータはスクリューエキスパンダ用である。

コンプレッサロータを設計及び制作するための工程は、標準的な「Ｎ」輪郭コンプレッサロータを改造することを伴う。標準的な「Ｎ」ロータから得た測定によると、比r/r₁は１．１より小さく、実験的な試験においては圧力による力によって惹起されるトルクは抵抗トルクとは反対方向に作用することが示された。したがって、ロータ間の接触はロータの平らな側面で発生する。

標準的なロータに加えた改造はラックの丸みを帯びた側の横方向圧力角α₁を増加させることを伴う。図６を再度参照するに、角度α₁を増加させることがラックの丸みを帯びた側の半径r₁の減少をもたらし、したがって比r/r₁の増大をもたらすことが分かる。α₁を十分に増加させて比r/r₁が１．１より大きくなるようにした。その結果、標準的な「Ｎ」輪郭コンプレッサロータと比べると、ゲートロータのローブは比較的厚いものとなりメインロータのローブは比較的薄いものとなった。

実験的な試験を標準的なコンプレッサロータ及び改造したコンプレッサロータについて行ったのであり、結果は図７（ａ）及び図７（ｂ）に示してあり、圧力による力によって生じるメインロータ及びゲートロータのトルクに各々対応する２つの線が示されている。メインロータトルクはゲートロータトルクよりも大きく、したがってゲートロータトルクの上に描かれている。標準的なコンプレッサロータについての結果は図７（ａ）に示してある一方、改造したコンプレッサロータについての結果は図７（ｂ）に示してある。両図の下寄りの線を参照するに、コンプレッサロータを改造すると圧力による力によって生じるゲートロータに対してのトルクの正負の変化がもたらされるということが分かる。すなわち、標準的なロータのゲートロータのトルクの正負が負であったのに対して改造したロータのゲートロータのトルクの正負が正となった。試験では、標準的なロータに比べて改造したコンプレッサロータは格段に静かとなっており、大きな効率の損失がないにもかかわらず実質的にラトル及びチャタリングに悩まされなかったことも示された。

エキスパンダロータを設計及び制作するための工程は、１組の標準的な「Ｎ」輪郭エキスパンダロータを改造することを伴う。標準的なロータから得た測定によると、比r/r₁は１．１より大きく、実験的な試験においては圧力による力によって惹起されるトルクは抵抗トルクとは反対方向に作用することが示された。したがって、ロータ間の接触はロータの丸みを帯びた側面で発生する。

標準的なロータに加えた改造はラックの丸みを帯びた側の横方向圧力角α₁を減少させることを伴う。図６を再度参照するに、角度α₁を減少させることがラックの丸みを帯びた側の半径r₁の増大をもたらし、したがって比r/r₁の減少をもたらすことが分かる。α₁を十分に減少させて比r/r₁が１．１より小さくなるようにした。その結果、標準的な「Ｎ」輪郭コンプレッサロータと比べると、ゲートロータのローブは比較的により薄いものとなりメインロータのローブは比較的により厚いものとなった。

実験的な試験を標準的なエキスパンダロータ及び改造したエキスパンダロータについて行ったのであり、結果は図８（ａ）及び図８（ｂ）に示してあり、圧力による力によって生じるメインロータ及びゲートロータのトルクに各々対応する２つの線が示されている。メインロータトルクはゲートロータトルクよりも大きく、したがってゲートロータトルクの上に描かれている。標準的なエキスパンダロータについての結果は図８（ａ）に示してある一方、改造したエキスパンダロータについての結果は図８（ｂ）に示してある。両図の下寄りの線を参照するに、エキスパンダロータを改造すると圧力による力によって生じるゲートロータに対してのトルクの正負の変化がもたらされるということが分かる。すなわち、標準的なロータのゲートロータのトルクの正負が正であったのに対して改造したロータのゲートロータのトルクの正負が負となった。試験では、標準的なロータに比べて改造したエキスパンダロータは格段に静かとなっており、実質的にラトル及びチャタリングに悩まされず、標準的なロータの場合とは異なり改造したロータ間の接触が丸みを帯びた側面ではなく平らな側面で生じていたがために効率が少し増したことも示された。

添付の請求の範囲で画定する本発明の範囲から逸脱せずに、種々の変更を先述した例に施すことができる。

Claims (7)

1. 各々が本明細書で定義された「Ｎ」輪郭を有するメインロータとゲートロータとを備えるスクリューエキスパンダであって、圧力による力によって前記ゲートロータに対して惹起されるトルクが摩擦抵抗力によって前記ゲートロータに対して惹起されるトルクと同じ方向となるように前記ロータは設計されている、スクリューエキスパンダ。
2. 前記スクリューエキスパンダの作動中において前記ロータ間の接触が前記ロータの平らな側面で行われるように前記ロータは設計されている、請求項１に記載のスクリューエキスパンダ。
3. 前記ロータは比r/r₁が１．１以下であるラック構造から形成され、前記rはメインロータの歯先であり、前記r₁はラックの丸みを帯びた側の半径である、請求項１又は請求項２に記載のスクリューエキスパンダ。
4. 低減された騒音特性を示すスクリューマシンを設計する方法であって、前記スクリューマシンは、ラック構造から形成される本明細書で定義された「Ｎ」輪郭を有する２以上のロータを備え、
   比r/r₁を決定するステップであって、前記rはメインロータの歯先であり、前記r₁はラックの丸みを帯びた側の半径である、ステップと、
   前記スクリューマシンがスクリューコンプレッサである場合には前記比が１．１より大きくなるようにし、前記スクリューマシンがスクリューエキスパンダである場合には前記比が１．１以下となるようにするステップと、
   を含む方法。
5. 低減された騒音特性を示すスクリューマシンを製造する方法であって、前記スクリューマシンは、ラック構造から形成される本明細書で定義された「Ｎ」輪郭を有する２以上のロータを有し、
   比r/r₁を決定するステップであって、前記rはメインロータの歯先であり、前記r₁はラックの丸みを帯びた側の半径である、ステップと、
   前記スクリューマシンがスクリューコンプレッサである場合には前記比が１．１より大きくなるようにし、前記スクリューマシンがスクリューエキスパンダである場合には前記比が１．１以下となるようにするステップと、
   を含む方法。
6. 請求項４に記載の方法によって設計された又は請求項５に記載の方法によって製造されたスクリューマシン。
7. 請求項１〜３のいずれか一項に記載のスクリューエキスパンダ又は請求項４に記載の方法によって設計された若しくは請求項５に記載の方法によって製造されたスクリューエキスパンダを備える発電機。