JP2619022B2 - 流体機械 - Google Patents
流体機械Info
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- JP2619022B2 JP2619022B2 JP63275574A JP27557488A JP2619022B2 JP 2619022 B2 JP2619022 B2 JP 2619022B2 JP 63275574 A JP63275574 A JP 63275574A JP 27557488 A JP27557488 A JP 27557488A JP 2619022 B2 JP2619022 B2 JP 2619022B2
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- piston
- cylinder
- peripheral surface
- suction port
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
- F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
- F04C18/00—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids
- F04C18/08—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing
- F04C18/12—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of other than internal-axis type
- F04C18/14—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of other than internal-axis type with toothed rotary pistons
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
- F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
- F04C18/00—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids
- F04C18/08—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing
- F04C18/10—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of internal-axis type with the outer member having more teeth or tooth equivalents, e.g. rollers, than the inner member
- F04C18/107—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of internal-axis type with the outer member having more teeth or tooth equivalents, e.g. rollers, than the inner member with helical teeth
Description
【発明の詳細な説明】 ［発明の目的］ （産業上の利用分野） この発明は、例えば冷凍サイクルにおける冷媒ガスの
ような流体を圧縮するための圧縮機やガスを膨張させる
膨張機として用いられる流体機械に関する。
ような流体を圧縮するための圧縮機やガスを膨張させる
膨張機として用いられる流体機械に関する。
（従来の技術） ガスを圧縮したり膨張させたりする流体機械、たとえ
ば密閉型圧縮機の一方式として、ヘリカルブレード方式
がある。第10図は従来のヘリカルブレード方式の圧縮機
の主要部を示したもので、シリンダ１と、このシリンダ
１の内側に偏心して配置され、シリンダ１に対して相対
的に旋回運動（偏心回転運動）するピストン２と、ピス
トン２の外面に第11図のように螺旋状に形成されている
溝３に挿入されたブレード４とを主体として構成され
る。ブレード４はシリンダ１に対するピストン２の旋回
運動に伴って、螺旋状溝３内を摺動して出入りする。シ
リンダ１及びピストン２の両端は軸受5,6に回転自在に
支持されており、軸受5,6にはそれぞれ吸込口７及び吐
出口８がそれぞれ設けられている。螺旋状溝３は吸込口
７から吐出口８に向かって徐々にピッチが狭くなってい
る。
ば密閉型圧縮機の一方式として、ヘリカルブレード方式
がある。第10図は従来のヘリカルブレード方式の圧縮機
の主要部を示したもので、シリンダ１と、このシリンダ
１の内側に偏心して配置され、シリンダ１に対して相対
的に旋回運動（偏心回転運動）するピストン２と、ピス
トン２の外面に第11図のように螺旋状に形成されている
溝３に挿入されたブレード４とを主体として構成され
る。ブレード４はシリンダ１に対するピストン２の旋回
運動に伴って、螺旋状溝３内を摺動して出入りする。シ
リンダ１及びピストン２の両端は軸受5,6に回転自在に
支持されており、軸受5,6にはそれぞれ吸込口７及び吐
出口８がそれぞれ設けられている。螺旋状溝３は吸込口
７から吐出口８に向かって徐々にピッチが狭くなってい
る。
シリンダ１及びピストン２を相対的に旋回運動させる
と、吸込口７からシリンダ１とピストン２との間の空間
（これを動作室という）に吸込まれた被圧縮流体は、動
作室がブレード４によって仕切られているために圧縮さ
れる。すなわち、動作室はシリンダ１に対するピストン
２の旋回運動に伴い吐出口８側に移動するが、螺旋状溝
３のピッチが徐々に小さくなっているため、動作室の容
積は徐々に小さくなる。従って、動作室に入った被圧縮
流体は徐々に圧縮され、最終的に吐出口８から吐出され
る。
と、吸込口７からシリンダ１とピストン２との間の空間
（これを動作室という）に吸込まれた被圧縮流体は、動
作室がブレード４によって仕切られているために圧縮さ
れる。すなわち、動作室はシリンダ１に対するピストン
２の旋回運動に伴い吐出口８側に移動するが、螺旋状溝
３のピッチが徐々に小さくなっているため、動作室の容
積は徐々に小さくなる。従って、動作室に入った被圧縮
流体は徐々に圧縮され、最終的に吐出口８から吐出され
る。
しかしながら、このような構造の圧縮機においては、
吐出口８側から吸込口７側の方向に常に圧力差によって
生じるスラスト力が働いており、このスラスト力によっ
て圧縮機の損失（これをスラスト損失という）が生じ
る。
吐出口８側から吸込口７側の方向に常に圧力差によって
生じるスラスト力が働いており、このスラスト力によっ
て圧縮機の損失（これをスラスト損失という）が生じ
る。
また、ピストン２の外面に形成された螺旋状溝３のピ
ッチが順次変化しているため、溝３に挿入されているブ
レード４に大きな変形歪が生じ、この変形歪によってブ
レード４が溝３内を出入りすることによる摺動損失が増
大するとともに、ブレード４が損傷しやすくなり、信頼
性が低下する。上述した説明はガス圧縮機として用いた
場合の例であるが、作動室の容積が徐々に変化すること
を利用してガス膨張機として使用した場合にも同様の問
題が起こり、信頼性が低下する問題があった。
ッチが順次変化しているため、溝３に挿入されているブ
レード４に大きな変形歪が生じ、この変形歪によってブ
レード４が溝３内を出入りすることによる摺動損失が増
大するとともに、ブレード４が損傷しやすくなり、信頼
性が低下する。上述した説明はガス圧縮機として用いた
場合の例であるが、作動室の容積が徐々に変化すること
を利用してガス膨張機として使用した場合にも同様の問
題が起こり、信頼性が低下する問題があった。
（発明が解決しようとする課題） このように従来のヘリカルブレード方式の流体機械で
は、吸込口側と吐出口側との圧力差によるスラスト損失
や、ブレードの変形歪による摺動損失が大きく、また信
頼性が低いという問題があった。
は、吸込口側と吐出口側との圧力差によるスラスト損失
や、ブレードの変形歪による摺動損失が大きく、また信
頼性が低いという問題があった。
本発明は、これらのスラスト損失及び摺動損失を効果
的に低減させて高効率化を図り、また信頼性の高い流体
機械を提供することを目的とする。
的に低減させて高効率化を図り、また信頼性の高い流体
機械を提供することを目的とする。
［発明の構成］ （課題を解決するための手段） 上記目的を達成するために、本発明に係る流体機械
は、中空筒体からなるシリンダと、このシリンダ内に偏
心状態で上記シリンダの軸方向に沿って配置されるとと
もに一部を上記シリンダの内周面に摺接させて設けられ
た円柱状のピストンと、このピストンの外周に該ピスト
ンの両端から中心に向かって又は中心から両端に向かっ
て徐々に小さくなるピッチに形成された一対の螺旋状の
溝と、これらの溝の出入り自在にはめ込まれるとともに
前記シリンダの内周面に密接する外周面を有して上記シ
リンダの内周面と前記ピストンの外周面との間の空間を
複数の作動室に区画する一対の螺旋状のブレードと、前
記シリンダと前記ピストンとを相対的に旋回可能に駆動
する駆動手段とを具備してなることを特徴としている。
は、中空筒体からなるシリンダと、このシリンダ内に偏
心状態で上記シリンダの軸方向に沿って配置されるとと
もに一部を上記シリンダの内周面に摺接させて設けられ
た円柱状のピストンと、このピストンの外周に該ピスト
ンの両端から中心に向かって又は中心から両端に向かっ
て徐々に小さくなるピッチに形成された一対の螺旋状の
溝と、これらの溝の出入り自在にはめ込まれるとともに
前記シリンダの内周面に密接する外周面を有して上記シ
リンダの内周面と前記ピストンの外周面との間の空間を
複数の作動室に区画する一対の螺旋状のブレードと、前
記シリンダと前記ピストンとを相対的に旋回可能に駆動
する駆動手段とを具備してなることを特徴としている。
なお、前記ピストンの外周に形成された一対の螺旋状
の溝は、周方向に互いにずれて設けられていることが好
ましい。
の溝は、周方向に互いにずれて設けられていることが好
ましい。
（作 用） このように構成された流体機械においては、シリンダ
及びピストンの長手方向の左右両側の動作室でそれぞれ
生じるスラスト力は長手方向両端部から中心部に向け
て、または中央部から両端部に向けて作用する。これら
のスラスト力は、大きさがほぼ同じで向きが反対である
ため、相殺し合うことになり、スラスト損失が低減され
る。
及びピストンの長手方向の左右両側の動作室でそれぞれ
生じるスラスト力は長手方向両端部から中心部に向け
て、または中央部から両端部に向けて作用する。これら
のスラスト力は、大きさがほぼ同じで向きが反対である
ため、相殺し合うことになり、スラスト損失が低減され
る。
また、被圧縮（被膨張）流体が左右の動作室に分流し
て吸込まれるため、所定の排除容積を得るために必要な
吸込ポート側の螺旋状溝のピッチは小さくて済む。これ
によりブレードに生じる変形歪が減少して摺動損失が低
減され、また信頼性が向上する。
て吸込まれるため、所定の排除容積を得るために必要な
吸込ポート側の螺旋状溝のピッチは小さくて済む。これ
によりブレードに生じる変形歪が減少して摺動損失が低
減され、また信頼性が向上する。
さらに、ブレードの吸込ポート側の左右の端部をピス
トンの周方向に互いにずらせて螺旋状溝に挿入すると、
吸込ポート側の端部の動作室の容積変動が少なくなるの
で、被圧縮（被膨張）流体が円滑に吸込まれて体積効率
が向上し、また吐出流体の脈動が減少する。
トンの周方向に互いにずらせて螺旋状溝に挿入すると、
吸込ポート側の端部の動作室の容積変動が少なくなるの
で、被圧縮（被膨張）流体が円滑に吸込まれて体積効率
が向上し、また吐出流体の脈動が減少する。
（実施例） 以下、図面を参照して本発明の実施例を説明する。
第１図は本発明を圧縮機に適用した例の断面図であ
る。同図に示すように、密閉ケース10内に、ケース10の
内壁面に固定されたステータ12及びステータ12の内側に
配置されたロータ13からなるモータ部11と、このモータ
部11によって駆動される圧縮部14が設けられている。
る。同図に示すように、密閉ケース10内に、ケース10の
内壁面に固定されたステータ12及びステータ12の内側に
配置されたロータ13からなるモータ部11と、このモータ
部11によって駆動される圧縮部14が設けられている。
圧縮部14はシリンダ15と、このシリンダ15内に偏心
し、かつ周面の一部をシリンダ15の内面に摺接させて配
置されたピストン16及びケース10の内壁面に対向して設
置された一対の軸受17a,17bを主体として構成されてい
る。軸受17a,17bは筒状部を有し、その筒状部の外周面
にシリンダ15の両端が嵌合されている。シリンダ15の中
間部はロータ13に固定されている。また、ピストン16の
両端は軸受17a,17bの筒状部の内側に嵌挿されている。
この場合、シリンダ15の回転中心軸l1に対し、ピストン
16の回転中心軸l2は所定量だけずれている。
し、かつ周面の一部をシリンダ15の内面に摺接させて配
置されたピストン16及びケース10の内壁面に対向して設
置された一対の軸受17a,17bを主体として構成されてい
る。軸受17a,17bは筒状部を有し、その筒状部の外周面
にシリンダ15の両端が嵌合されている。シリンダ15の中
間部はロータ13に固定されている。また、ピストン16の
両端は軸受17a,17bの筒状部の内側に嵌挿されている。
この場合、シリンダ15の回転中心軸l1に対し、ピストン
16の回転中心軸l2は所定量だけずれている。
ピストン16の軸受17a側の先端部近傍にはオルダムリ
ング18が嵌合され、このオルダムリング18にシリンダ15
の内面に固定されたオルダムピン19が挿入されることに
よって、ピストン16の自転が規制される。従って、シリ
ンダ15がモータ11によって回転されると、ピストン16は
シリンダ15の内面に転接して相対的に旋回運動する。こ
の場合、ピストン16は自転はしないから、シリンダ15と
ピストン16の回転数は一致する。
ング18が嵌合され、このオルダムリング18にシリンダ15
の内面に固定されたオルダムピン19が挿入されることに
よって、ピストン16の自転が規制される。従って、シリ
ンダ15がモータ11によって回転されると、ピストン16は
シリンダ15の内面に転接して相対的に旋回運動する。こ
の場合、ピストン16は自転はしないから、シリンダ15と
ピストン16の回転数は一致する。
ピストン16には第２図に示すように、ピストン16の長
手方向両端部から中央部に向かって徐々にピッチが増加
する螺旋状溝20が形成されている。そして、この螺旋状
溝20に左右に二分割された螺旋状のブレード21a,21bが
挿入されている。ブレード21a,21bは外周端縁がシリン
ダ15の内面に密着して転接し、ピストン16と共に回転し
ながらピストン16の旋回運動に追従して螺旋溝20内を摺
接して上下に出入りする可能となっている。
手方向両端部から中央部に向かって徐々にピッチが増加
する螺旋状溝20が形成されている。そして、この螺旋状
溝20に左右に二分割された螺旋状のブレード21a,21bが
挿入されている。ブレード21a,21bは外周端縁がシリン
ダ15の内面に密着して転接し、ピストン16と共に回転し
ながらピストン16の旋回運動に追従して螺旋溝20内を摺
接して上下に出入りする可能となっている。
ピストン16は左半分に中空部22が形成されている。こ
の中空部22の軸受17a側の一端は吸込ポート23となって
おり、この吸込ポート23は軸受17a内に挿入された吸込
パイプ24に連通している。また、中空部23の他端はピス
トン16の中央部外周に形成された吸込口25及び溝部26を
通して、シリンダ15とピストン16との間の空間（動作
室）27に連通している。この動作室27の長手方向両端部
は、軸受17a,17bに形成された中空部28a,28bに連通して
いる。これらの中空部28a,28bの各一端は吐出ポート29
a,29bとなっており、密閉ケース10内に連通している。
密閉ケース10には吐出パイプ30が接続されている。
の中空部22の軸受17a側の一端は吸込ポート23となって
おり、この吸込ポート23は軸受17a内に挿入された吸込
パイプ24に連通している。また、中空部23の他端はピス
トン16の中央部外周に形成された吸込口25及び溝部26を
通して、シリンダ15とピストン16との間の空間（動作
室）27に連通している。この動作室27の長手方向両端部
は、軸受17a,17bに形成された中空部28a,28bに連通して
いる。これらの中空部28a,28bの各一端は吐出ポート29
a,29bとなっており、密閉ケース10内に連通している。
密閉ケース10には吐出パイプ30が接続されている。
また、本実施例では第２図に示すように螺旋状溝20は
ピストン16の長手方向において左右でほぼ180゜位相が
異なっている。換言すれば、ブレード21a,21bは吸込ポ
ート23に通じる側の端部（この例では中央部）がピスト
ン16の周方向に互いにほぼ180゜ずれている。
ピストン16の長手方向において左右でほぼ180゜位相が
異なっている。換言すれば、ブレード21a,21bは吸込ポ
ート23に通じる側の端部（この例では中央部）がピスト
ン16の周方向に互いにほぼ180゜ずれている。
第３図は圧縮部14の動作を示したものであり、（ａ）
はシリンダ15及びピストン16が所定位置にある状態（こ
れを回転角０゜とする）、（ｂ）（ｃ）（ｄ）はそれぞ
れ（ａ）の状態に対してシリンダ15及びピストン16が90
゜,180゜,270゜回転した状態を示している。同図から明
らかなように、吸込ポート23より動作室27に中央部の吸
込口25及び溝不26を通して供給された被圧縮流体は、シ
リンダ15に対するピストン16の相対的な旋回運動に伴い
動作室27の容積が左右両端に向かうにつれて徐々に小さ
くなることによって徐々に圧縮された後、中空部28a,28
bを通り、吐出ポート29a,29bから密閉ケース10内へ吐出
される。
はシリンダ15及びピストン16が所定位置にある状態（こ
れを回転角０゜とする）、（ｂ）（ｃ）（ｄ）はそれぞ
れ（ａ）の状態に対してシリンダ15及びピストン16が90
゜,180゜,270゜回転した状態を示している。同図から明
らかなように、吸込ポート23より動作室27に中央部の吸
込口25及び溝不26を通して供給された被圧縮流体は、シ
リンダ15に対するピストン16の相対的な旋回運動に伴い
動作室27の容積が左右両端に向かうにつれて徐々に小さ
くなることによって徐々に圧縮された後、中空部28a,28
bを通り、吐出ポート29a,29bから密閉ケース10内へ吐出
される。
この場合、動作室27の圧力は吸込ポート23に通じる中
央部が最も低く、吐出ポート29a,29bに通じる左右両側
が最も高いため、シリンダ15及びピストン16においては
左右両側でそれぞれ長手方向両端部から中央部に向け
て、すなわち大きさがほぼ同じで向きが反対のスラスト
力が作用する。従って、これらのスラスト力は相殺さ
れ、スラスト損失が低減される。
央部が最も低く、吐出ポート29a,29bに通じる左右両側
が最も高いため、シリンダ15及びピストン16においては
左右両側でそれぞれ長手方向両端部から中央部に向け
て、すなわち大きさがほぼ同じで向きが反対のスラスト
力が作用する。従って、これらのスラスト力は相殺さ
れ、スラスト損失が低減される。
また、この種の圧縮機では動作室27の吸込側の端部の
仕切られた部分の容積、換言すれば螺旋状溝20の吸込側
端の一巻目のピッチで、排除容積が決定される。第10図
及び第11図に示した従来の圧縮機では所定の排除容積を
得るためには、螺旋状溝３の一巻目のピッチP1′をかな
り大きくする必要があり、ブレード４に大きな変形歪が
生じていた。これに対し、本実施例においては吸込ポー
ト23より吸込まれた被圧縮流体は動作室27の左右両側に
分割されて供給されることから、同じ排除容積を得よう
とする場合、螺旋状溝20の吸込ポート23側の一巻目のピ
ッチP1はP1′の1/2で済む。従って、ブレード21a,21bに
生じる変形歪が減少し、摺動損失が低減されるととも
に、信頼性も増す。
仕切られた部分の容積、換言すれば螺旋状溝20の吸込側
端の一巻目のピッチで、排除容積が決定される。第10図
及び第11図に示した従来の圧縮機では所定の排除容積を
得るためには、螺旋状溝３の一巻目のピッチP1′をかな
り大きくする必要があり、ブレード４に大きな変形歪が
生じていた。これに対し、本実施例においては吸込ポー
ト23より吸込まれた被圧縮流体は動作室27の左右両側に
分割されて供給されることから、同じ排除容積を得よう
とする場合、螺旋状溝20の吸込ポート23側の一巻目のピ
ッチP1はP1′の1/2で済む。従って、ブレード21a,21bに
生じる変形歪が減少し、摺動損失が低減されるととも
に、信頼性も増す。
さらに、上記実施例のようにブレード21a,21bの吸込
ポート23側の左右の端部をピストン16の周方向に互いに
ずらせて螺旋状溝20に挿入すると、動作室27の吸込ポー
ト23側の端部の容積変動が少なくなる。これにより動作
室27に被圧縮流体が円滑に吸込まれて体積効率が向上
し、また、上記容積変動に起因する吐出流体の脈動が減
少して滑らかな動作が実現される。
ポート23側の左右の端部をピストン16の周方向に互いに
ずらせて螺旋状溝20に挿入すると、動作室27の吸込ポー
ト23側の端部の容積変動が少なくなる。これにより動作
室27に被圧縮流体が円滑に吸込まれて体積効率が向上
し、また、上記容積変動に起因する吐出流体の脈動が減
少して滑らかな動作が実現される。
また、本実施例では密閉ケース10内が高圧（吐出圧）
であるが、軸受17a,17bに支持されるシリンダ15の両端
は吐出圧であり、ケース10内と同一圧力であるため、シ
リンダ15の両端側周面と軸受17a,17bとの間のシールが
不要となる。
であるが、軸受17a,17bに支持されるシリンダ15の両端
は吐出圧であり、ケース10内と同一圧力であるため、シ
リンダ15の両端側周面と軸受17a,17bとの間のシールが
不要となる。
次に、本発明の他の実施例を説明する。第４図は本発
明の第２の実施例に係るピストン15の断面図であり、第
１の実施例と逆に螺旋状溝20のピッチを長手方向両端部
から中央部に向かうにつれて徐々に小さくしている。こ
の場合、動作室27の作用両端部は吸込ポート軸受17a,17
bに形成された中空部28a,28bを通して吸込ポートに連通
され、また中央部は溝部31及び吐出口32よりピストン15
内の中空部22を通して吐出ポートに連通される。
明の第２の実施例に係るピストン15の断面図であり、第
１の実施例と逆に螺旋状溝20のピッチを長手方向両端部
から中央部に向かうにつれて徐々に小さくしている。こ
の場合、動作室27の作用両端部は吸込ポート軸受17a,17
bに形成された中空部28a,28bを通して吸込ポートに連通
され、また中央部は溝部31及び吐出口32よりピストン15
内の中空部22を通して吐出ポートに連通される。
第５図はこの場合の圧出部の動作を示す図であり、第
３図と同様に（ａ）はシリンダ15及びピストン16が所定
位置にある状態（これを回転角０゜とする）、（ｂ）
（ｃ）（ｄ）はそれぞれ（ａ）の状態に対してシリンダ
15及びピストン16が90゜,180゜,270゜回転した状態を示
している。この実施例によっても第１の実施例と同様の
効果が得られることは明らかである。
３図と同様に（ａ）はシリンダ15及びピストン16が所定
位置にある状態（これを回転角０゜とする）、（ｂ）
（ｃ）（ｄ）はそれぞれ（ａ）の状態に対してシリンダ
15及びピストン16が90゜,180゜,270゜回転した状態を示
している。この実施例によっても第１の実施例と同様の
効果が得られることは明らかである。
第６図は本発明の第３の実施例であり、第１の実施例
とは螺旋状溝20を左右対称形状にするとともに、吸込ポ
ートに通じる吸込口33を大きくした点が異なっている。
第７図はこの場合の圧縮部の動作を示したもので、第３
図及び第５図と同様に、（ａ）はシリンダ15及びピスト
ン16が所定位置にある状態（これを回転角０゜とす
る）、（ｂ）（ｃ）（ｄ）はそれぞれ（ａ）の状態に対
してシリンダ15及びピストン16が90゜,180゜,270゜回転
した状態を示している。
とは螺旋状溝20を左右対称形状にするとともに、吸込ポ
ートに通じる吸込口33を大きくした点が異なっている。
第７図はこの場合の圧縮部の動作を示したもので、第３
図及び第５図と同様に、（ａ）はシリンダ15及びピスト
ン16が所定位置にある状態（これを回転角０゜とす
る）、（ｂ）（ｃ）（ｄ）はそれぞれ（ａ）の状態に対
してシリンダ15及びピストン16が90゜,180゜,270゜回転
した状態を示している。
第８図は本発明の第４の実施例であり、第３の実施例
と逆に螺旋状溝20のピッチを長手方向両端部から中央部
に向かうにつれて徐々に小さくしている。この場合、動
作室の左右両端部は吸込ポートに連通され、中央部は吐
出口34から中空部22を通して吐出ポートに連通される。
第９図はこの場合の圧縮部の動作を示したもので、第３
図、第５図及び第７図と同様に（ａ）はシリンダ15及び
ピストン16が所定位置にある状態（これを回転角０゜と
する）、（ｂ）（ｃ）（ｄ）はそれぞれ（ａ）の状態に
対してシリンダ15及びピストン16が90゜,180゜,270゜回
転した状態を示している。
と逆に螺旋状溝20のピッチを長手方向両端部から中央部
に向かうにつれて徐々に小さくしている。この場合、動
作室の左右両端部は吸込ポートに連通され、中央部は吐
出口34から中空部22を通して吐出ポートに連通される。
第９図はこの場合の圧縮部の動作を示したもので、第３
図、第５図及び第７図と同様に（ａ）はシリンダ15及び
ピストン16が所定位置にある状態（これを回転角０゜と
する）、（ｂ）（ｃ）（ｄ）はそれぞれ（ａ）の状態に
対してシリンダ15及びピストン16が90゜,180゜,270゜回
転した状態を示している。
これら第３及び第４図の実施例においても、スラスト
損失及び摺動損失の低減に関して、第１及び第２の実施
例と同様の効果が得られる。
損失及び摺動損失の低減に関して、第１及び第２の実施
例と同様の効果が得られる。
なお、第１及び第３の実施例は前述したように密閉ケ
ース内が高圧（吐出圧）の場合に適しており、第２及び
第４の実施例は密閉ケース内が低圧（吸込圧）の場合に
適している。このようにケース内が高圧であるか低圧で
あるかに応じて２つのタイプを使い分けることによっ
て、シリンダと軸受との間のシールを不要にすることが
きる。また、上述した説明は圧縮機として用いた場合を
例にしているが、この種の機械はガス膨張機としてもそ
のまま使用できることは勿論である。
ース内が高圧（吐出圧）の場合に適しており、第２及び
第４の実施例は密閉ケース内が低圧（吸込圧）の場合に
適している。このようにケース内が高圧であるか低圧で
あるかに応じて２つのタイプを使い分けることによっ
て、シリンダと軸受との間のシールを不要にすることが
きる。また、上述した説明は圧縮機として用いた場合を
例にしているが、この種の機械はガス膨張機としてもそ
のまま使用できることは勿論である。
［発明の効果］ 本発明によれば、ヘリカルブレード方式による流体機
械において、吸込口側と吐出口側との圧力差によるスラ
スト損失を低減させることができるとともに、ブレード
の変形歪を少なくして摺動損失の低減と信頼性の向上を
図ることができる。
械において、吸込口側と吐出口側との圧力差によるスラ
スト損失を低減させることができるとともに、ブレード
の変形歪を少なくして摺動損失の低減と信頼性の向上を
図ることができる。
第１図は本発明の第１の実施例に係る圧縮機の断面図、
第２図は同実施例におけるピストン部の断面図、第３図
は同実施例の圧縮部の動作を示す断面図、第４図は本発
明の第２の実施例におけるピストン部の断面図、第５図
は同実施例における圧縮部の動作を示す断面図、第６図
は本発明の第３の実施例におけるピストン部の断面図、
第７図は同実施例における圧縮部の動作を示す断面図、
第８図は本発明の第４の実施例におけるピストン部の断
面図、第９図は同実施例における圧縮部の動作を示す断
面図、第10図は従来のヘリカルブレード方式の圧縮機に
おける主要部の断面図、第11図は第10図におけるピスト
ン部の断面図である。 10……密閉ケース、11……モータ部、12……ステータ、
13……ロータ、14……圧縮部、15……シリンダ、16……
ピストン、17a,17b……軸受、18……オルダムリング、1
9……オルダムピン、20……螺旋状溝、21a,21b……ブレ
ード、22……中空部、23……吐出ポート、24……吸込パ
イプ、25……吸込口、26……溝部、27……動作室、28a,
28b……中空部、29a,29b……吐出ポート、30……吐出パ
イプ、31……溝部、32……吐出口、33……吸込口、34…
…吐出口。
第２図は同実施例におけるピストン部の断面図、第３図
は同実施例の圧縮部の動作を示す断面図、第４図は本発
明の第２の実施例におけるピストン部の断面図、第５図
は同実施例における圧縮部の動作を示す断面図、第６図
は本発明の第３の実施例におけるピストン部の断面図、
第７図は同実施例における圧縮部の動作を示す断面図、
第８図は本発明の第４の実施例におけるピストン部の断
面図、第９図は同実施例における圧縮部の動作を示す断
面図、第10図は従来のヘリカルブレード方式の圧縮機に
おける主要部の断面図、第11図は第10図におけるピスト
ン部の断面図である。 10……密閉ケース、11……モータ部、12……ステータ、
13……ロータ、14……圧縮部、15……シリンダ、16……
ピストン、17a,17b……軸受、18……オルダムリング、1
9……オルダムピン、20……螺旋状溝、21a,21b……ブレ
ード、22……中空部、23……吐出ポート、24……吸込パ
イプ、25……吸込口、26……溝部、27……動作室、28a,
28b……中空部、29a,29b……吐出ポート、30……吐出パ
イプ、31……溝部、32……吐出口、33……吸込口、34…
…吐出口。
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者 早野 誠 神奈川県横浜市磯子区新杉田町８番地 株式会社東芝横浜事業所家電技術研究所 内 (72)発明者 奥田 正幸 神奈川県横浜市磯子区新杉田町８番地 株式会社東芝横浜事業所家電技術研究所 内 (72)発明者 両角 尚哉 神奈川県横浜市磯子区新杉田町８番地 株式会社東芝横浜事業所家電技術研究所 内 (56)参考文献 特開 昭51−147006（ＪＰ，Ａ) 特開 昭61−38191（ＪＰ，Ａ) 特開 昭60−156989（ＪＰ，Ａ) 実開 昭63−40598（ＪＰ，Ｕ)
Claims (2)
- 【請求項１】中空筒体からなるシリンダと、このシリン
ダ内に偏心状態で上記シリンダの軸方向に沿って配置さ
れるとともに一部を上記シリンダの内周面に摺接させて
設けられた円柱状のピストンと、このピストンの外周に
該ピストンの両端から中心に向かって又は中心から両端
に向かって徐々に小さくなるピッチに形成された一対の
螺旋状の溝と、これらの溝に出入り自在にはめ込まれる
とともに前記シリンダの内周面に密接する外周面を有し
て上記シリンダの内周面と前記ピストンの外周面との間
の空間を複数の作動室に区画する一対の螺旋状のブレー
ドと、前記シリンダと前記ピストンとを相対的に旋回可
能に駆動する駆動手段とを具備してなることを特徴とす
る流体機械。 - 【請求項２】前記ピストンの外周に形成された一対の螺
旋状の溝は、周方向に互いにずれて設けられていること
を特徴とする請求項１に記載の流体機械。
Priority Applications (4)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP63275574A JP2619022B2 (ja) | 1988-10-31 | 1988-10-31 | 流体機械 |
| DK379889A DK379889A (da) | 1988-10-31 | 1989-08-03 | Kompressor, isaer til koeleanlaeg |
| KR1019890015527A KR930010816B1 (ko) | 1988-10-31 | 1989-10-27 | 쓰러스트손실을 보상시킨 나선형 날개깃 방식의 압축기 |
| US07/657,958 US5062778A (en) | 1988-10-31 | 1991-02-21 | Helical blade type compressor with thrust loss compensation |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP63275574A JP2619022B2 (ja) | 1988-10-31 | 1988-10-31 | 流体機械 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH02123298A JPH02123298A (ja) | 1990-05-10 |
| JP2619022B2 true JP2619022B2 (ja) | 1997-06-11 |
Family
ID=17557350
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP63275574A Expired - Fee Related JP2619022B2 (ja) | 1988-10-31 | 1988-10-31 | 流体機械 |
Country Status (4)
| Country | Link |
|---|---|
| US (1) | US5062778A (ja) |
| JP (1) | JP2619022B2 (ja) |
| KR (1) | KR930010816B1 (ja) |
| DK (1) | DK379889A (ja) |
Families Citing this family (8)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US5184940A (en) * | 1990-06-29 | 1993-02-09 | Kabushiki Kaisha Toshiba | Fluid compressor |
| JP2938203B2 (ja) * | 1991-03-08 | 1999-08-23 | 株式会社東芝 | 流体圧縮機 |
| KR960009869B1 (ko) * | 1992-02-10 | 1996-07-24 | 사토 후미오 | 유체압축기 |
| US5299924A (en) * | 1992-03-09 | 1994-04-05 | Kabushiki Kaisha Toshiba | Compressor having a blade shape for minimal strain |
| JP3212674B2 (ja) * | 1992-03-26 | 2001-09-25 | 東芝キヤリア株式会社 | 流体圧縮機 |
| JP3290224B2 (ja) * | 1993-01-12 | 2002-06-10 | 東芝キヤリア株式会社 | 流体圧縮機 |
| DE10212940A1 (de) * | 2002-03-22 | 2003-10-02 | Leybold Vakuum Gmbh | Exzenterpumpe und Verfahren zum Betrieb dieser Pumpe |
| JP6130965B1 (ja) * | 2016-12-20 | 2017-05-17 | 株式会社Ｗｇｅ | 流体機械、発電装置及び増圧装置 |
Family Cites Families (8)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US1600440A (en) * | 1923-02-12 | 1926-09-21 | Texas Co | Pump |
| US2401189A (en) * | 1944-05-12 | 1946-05-28 | Francisco A Quiroz | Rotary pump construction |
| US3804565A (en) * | 1961-09-27 | 1974-04-16 | Laval Turbine | Screw pumps |
| DE2524741A1 (de) * | 1975-06-04 | 1976-12-16 | Hermann Kraemer | Rotationskolbenpumpe |
| FR2551804B1 (fr) * | 1983-09-12 | 1988-02-05 | Inst Francais Du Petrole | Dispositif utilisable notamment pour le pompage d'un fluide tres visqueux et/ou contenant une proportion notable de gaz, particulierement pour la production de petrole |
| JPS6138191A (ja) * | 1984-07-31 | 1986-02-24 | Agency Of Ind Science & Technol | ビスコシ−ルを用いた真空ポンプ |
| JPS6340598U (ja) * | 1986-09-01 | 1988-03-16 | ||
| EP0301273B1 (en) * | 1987-07-31 | 1993-02-03 | Kabushiki Kaisha Toshiba | Fluid compressor |
-
1988
- 1988-10-31 JP JP63275574A patent/JP2619022B2/ja not_active Expired - Fee Related
-
1989
- 1989-08-03 DK DK379889A patent/DK379889A/da not_active Application Discontinuation
- 1989-10-27 KR KR1019890015527A patent/KR930010816B1/ko not_active IP Right Cessation
-
1991
- 1991-02-21 US US07/657,958 patent/US5062778A/en not_active Expired - Lifetime
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| DK379889D0 (da) | 1989-08-03 |
| DK379889A (da) | 1990-05-01 |
| KR900006687A (ko) | 1990-05-08 |
| JPH02123298A (ja) | 1990-05-10 |
| KR930010816B1 (ko) | 1993-11-11 |
| US5062778A (en) | 1991-11-05 |
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Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| LAPS | Cancellation because of no payment of annual fees |