JP3403452B2 - Oilless screw compressor - Google Patents
Oilless screw compressorInfo
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- JP3403452B2 JP3403452B2 JP15061693A JP15061693A JP3403452B2 JP 3403452 B2 JP3403452 B2 JP 3403452B2 JP 15061693 A JP15061693 A JP 15061693A JP 15061693 A JP15061693 A JP 15061693A JP 3403452 B2 JP3403452 B2 JP 3403452B2
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Description
【0001】[0001]
【産業上の利用分野】本発明はスクリュー圧縮に係り、
特に37kW以下で且つ2段機の高圧段に用いられるオ
イルフリー即ち無給油式スクリュ圧縮機に関する。BACKGROUND OF THE INVENTION The present invention relates to screw compression,
In particular, the present invention relates to an oil-free screw compressor which is 37 kW or less and is used for a high pressure stage of a two-stage machine.
【0002】[0002]
【従来の技術】互いにかみ合う一対のねじれた歯溝を有
するロータからなり、その間に油を噴射しない構造の無
給油式スクリュー圧縮機は、従来、最小容量機として1
5kWまでが実用化されており、その圧縮機の構造は特
開平3−290089等に記載されている。2. Description of the Related Art An oil-free screw compressor having a rotor having a pair of twisted tooth spaces which mesh with each other and does not inject oil between them has hitherto been known as a minimum capacity machine.
Up to 5 kW has been put to practical use, and the structure of the compressor is described in JP-A-3-2900089.
【0003】無給油式スクリュー圧縮機のロータ間にシ
ールのための潤滑油を噴射しないため、この種圧縮機の
効率は、ロータ間のギャップに代表されるような、歯溝
(圧縮室)の周囲に形成されるギャップからの吸入側あ
るいは低圧側の歯溝への漏洩に大きく影響される。一般
に無給油式スクリュー圧縮機では、これらの漏洩に打ち
勝って一定の効率を得るため、50m/s以上のロータ
周速で使用される。Since no lubricating oil is injected between the rotors of the oilless screw compressor for the purpose of sealing, the efficiency of this type of compressor is as high as that of a tooth space (compression chamber) represented by a gap between the rotors. It is greatly affected by the leakage from the surrounding gap to the suction side or low pressure side tooth space. Generally, an oil-free screw compressor is used at a rotor peripheral speed of 50 m / s or more in order to overcome these leaks and obtain a certain efficiency.
【0004】無給油式スクリュー圧縮機の小容量化に伴
い、一定の効率を確保するため、周速を前記数値以下に
落とすことはできないため、ロータとしては小さなサイ
ズのものを使用することになる。これに伴って、ロータ
1回転当たりの吐出し容量VTHが小さくなる。[0004] As the capacity of the oil-free screw compressor becomes smaller, the peripheral speed cannot be reduced below the above-mentioned value in order to secure a certain efficiency, so a small rotor is used. . Along with this, the discharge capacity V TH per one rotation of the rotor becomes smaller.
【0005】しかし加工機の精度限界からも、圧縮機内
のギャップを比例的に小さくしていくことは難しく、相
対的にVTHに対する内部漏洩量の比率が増大し、効率は
中容量機、あるいは大容量機に較べて低いものになる。However, it is difficult to proportionally reduce the gap in the compressor due to the accuracy limit of the processing machine, and the ratio of the internal leakage amount to V TH is relatively increased, and the efficiency is a medium capacity machine, or It will be lower than large capacity machines.
【0006】空気圧縮機で言えば、15〜22kWクラ
スの出力を有するものが実用的な効率から見て、現在下
限の小容量機である。この場合、前記中容量機とは37
〜55kWクラス、大容量機とは75kW以上を指す。Speaking of an air compressor, one having an output of 15 to 22 kW class is a small capacity machine having a lower limit at present in view of practical efficiency. In this case, the medium capacity machine is 37
~ 55kW class, large capacity machine refers to 75kW or more.
【0007】また2段圧縮式の無給油式スクリュー圧縮
機においても、高圧段の圧縮機は低圧段に対しVTHが高
圧段に対し40%〜60%程度のものが使用されるた
め、2段機としても37〜55kWクラスが下限の最小
容量機となっている。Also in the two-stage compression type oil-free screw compressor, the high-pressure stage compressor has a V TH of about 40% to 60% with respect to the low-pressure stage. As for the stage machine, the minimum capacity machine with the lower limit of 37 to 55 kW class is used.
【0008】[0008]
【発明が解決しようとする課題】スクリュー圧縮機の効
率を向上させるためには、圧縮室を形成する歯溝をとり
囲むギャップをできるだけ小さくしたい。しかし一方、
ギャップを小さくしすぎると運転中の温度上昇や、圧力
によるロータのたわみ等により、対をなすロータ間や、
ロータとケーシング間の接触現象が発生し、運転不能の
状態に陥いることさえある。In order to improve the efficiency of the screw compressor, it is desirable to make the gap surrounding the tooth space forming the compression chamber as small as possible. But on the other hand,
If the gap is made too small, the temperature will rise during operation, the rotor will bend due to pressure, etc.
The phenomenon of contact between the rotor and the casing may occur and even lead to an inoperable state.
【0009】これらを克服するため、特公昭61−47
992に記載されている如く、ロータの温度上昇による
熱膨張を補正してロータ歯形を設計する手段等がとられ
てきた。しかし実用的なコストで圧縮機を構成するロー
タ、ケーシング等を加工する工作機の精度にも限界があ
り、更に軸受のスキマのバラツキや、運転条件のバラツ
キも含めた安全なギャップを確保しておく必要がある。
この値は、例えば160mm程度の径のロータを加工す
る時も、60mm程度の径のロータを加工する時も加工
上確保すべきギャップは同程度となり、このためVTHの
小さい小径ロータでは効率の低下を免れない。In order to overcome these problems, Japanese Patent Publication No. 61-47
As described in 992, means for correcting the thermal expansion due to the temperature rise of the rotor and designing the rotor tooth profile have been taken. However, there is a limit to the accuracy of machine tools that process rotors, casings, etc. that make up compressors at a practical cost, and secure a safe gap that includes variations in bearing clearance and variations in operating conditions. I need to put it.
This value is about the same as the gap to be secured for processing when processing a rotor having a diameter of about 160 mm and when processing a rotor having a diameter of about 60 mm. Therefore, the efficiency is small for a small-diameter rotor with a small V TH . Inevitable decline.
【0010】また一方、小容量機を設計製作する上で中
容量機のロータ諸元を比例的に小さくしていくと、単段
機で7.5kW〜11kWクラスの容量では、また22
〜37kWクラスの2段機の高圧段では、ロータ径が4
0〜50mm程度となり、ロータ歯溝から決まる軸径は
12〜15mmとなってしまい、軸受の剛性低下や、軸
の剛性の低下による組立時や運転中に発生するたわみが
大きくなり、極小の最適ギャップを確保することは更に
困難となる。また、無給油式スクリュー圧縮機において
は、潤滑油が圧縮室へ入るのを防止するため、軸方向に
長いガスシールを要し、そのためにも軸が長くなり、更
にたわみが大きくなるという問題がある。On the other hand, when designing and manufacturing a small-capacity machine, the rotor specifications of the medium-capacity machine are proportionately reduced. In the case of a single-stage machine, the capacity of 7.5 kW to 11 kW class is 22 more.
The rotor diameter is 4 in the high-pressure stage of a 2-stage machine of ~ 37kW class.
It is about 0 to 50 mm, and the shaft diameter determined by the rotor tooth groove is 12 to 15 mm, which reduces the rigidity of the bearing and the deflection that occurs during assembly and operation due to the decrease in shaft rigidity. Securing a gap becomes even more difficult. Further, in the oil-free screw compressor, a long gas seal is required in the axial direction in order to prevent the lubricating oil from entering the compression chamber, which also causes a problem that the shaft becomes longer and the deflection becomes larger. is there.
【0011】更に従来例について図を用いて説明する。Further, a conventional example will be described with reference to the drawings.
【0012】図12に従来技術の無給油式スクリュー圧
縮機の構造を示す。雄ロータ1と雌ロータ2は、ケーシ
ング3と吸入側ケーシング10の内部に、軸受7a,7
b,8a,8bによって回転自在に支持されている。さ
らにロータの吐出側の軸には、組合わせアンギュラ玉軸
受9a,9bが取り付けられ、ロータがケーシング3,
10の内壁に接触せぬように、ロータのスラスト方向の
位置を固定している。また、雄ロータ1と雌ロータ2の
軸端には、タイミングギヤ5,6が配設され、運転中に
ロータどうしが接触せぬように、回転位相を調整して組
み付けられている。ロータ1,2間には、油が使用され
ず、圧縮によって発生する熱によって圧縮機は高温とな
るためにケーシング2には、水、あるいはそれに替わる
冷却液体を流すためのジャケット13が設けられてい
る。FIG. 12 shows the structure of a conventional oil-free screw compressor. The male rotor 1 and the female rotor 2 have bearings 7 a, 7 inside the casing 3 and the suction side casing 10.
It is rotatably supported by b, 8a and 8b. Further, the angular contact ball bearings 9a and 9b are attached to the discharge side shaft of the rotor, and
The position of the rotor in the thrust direction is fixed so as not to contact the inner wall of the rotor 10. Further, timing gears 5 and 6 are provided at the shaft ends of the male rotor 1 and the female rotor 2, and are assembled by adjusting the rotational phase so that the rotors do not come into contact with each other during operation. No oil is used between the rotors 1 and 2, and the compressor is heated to a high temperature by the heat generated by the compression. Therefore, the casing 2 is provided with a jacket 13 for flowing water or a cooling liquid to replace it. There is.
【0013】軸受やギヤを潤滑した油が、ロータが形成
する圧縮室内へ侵入するのを防ぐと同時に、圧縮気体が
外部へ漏洩するのを防止するため、ガスシール11a,
11b,11c,11dと、油切り装置12a,12
b,12c,12dが、それぞれのロータの軸上に設け
られている。In order to prevent the oil that lubricates the bearings and gears from entering the compression chamber formed by the rotor and at the same time prevent the compressed gas from leaking to the outside, the gas seal 11a,
11b, 11c, 11d and oil removing devices 12a, 12
b, 12c and 12d are provided on the shafts of the respective rotors.
【0014】雄ロータは、吸入側軸端に付けられたピニ
オンギヤ4で駆動され、雌ロータとの噛み合いによって
生ずる歯溝間に、ガス吸入口14からガスを吸い込み、
所定の圧力まで圧縮された後、ガス吐出口15から圧縮
ガスが吐き出される。The male rotor is driven by the pinion gear 4 attached to the suction side shaft end, and sucks gas from the gas suction port 14 between the tooth spaces generated by the meshing with the female rotor.
After being compressed to a predetermined pressure, the compressed gas is discharged from the gas discharge port 15.
【0015】図12の従来技術例は、現在実用化されて
いる最小出力の無給油式スクリュー圧縮機(単段機では
15kW、2段機の高圧段としては45kWクラス)を
示したもので、雄ロータ歯数Zmは5枚、雌ロータ歯数
Zfは6枚、雄ロータ1の外径Dmは63mm、雄ロー
タ1の長さLmは94.5mmで、Lm/Dm=1.5
である。このロータの1回転当たりの吐出容量は125
ml/minである。また15kWクラスの圧縮機に使
用する際の雄ロータ回転数は約18000rpmで、ロ
ータ周速Umは約60m/sである。The prior art example of FIG. 12 shows a minimum output oilless screw compressor (15 kW for a single-stage machine, 45 kW class for a high-pressure stage of a two-stage machine) which is currently in practical use. The number of male rotor teeth Zm is 5, the number of female rotor teeth Zf is 6, the outer diameter Dm of the male rotor 1 is 63 mm, the length Lm of the male rotor 1 is 94.5 mm, and Lm / Dm = 1.5.
Is. The discharge capacity per revolution of this rotor is 125
ml / min. When used in a 15 kW class compressor, the male rotor rotational speed is about 18000 rpm, and the rotor peripheral speed Um is about 60 m / s.
【0016】先にも述べたように、無給油式スクリュー
圧縮機の場合、この程度のUmが、著しい効率の低下を
防止できる下限の周速である。As described above, in the case of the oil-free screw compressor, this level of Um is the lower limit peripheral speed at which significant reduction in efficiency can be prevented.
【0017】ここで、さらに小容量の圧縮機、例えば単
段で7.5kW、或いは2段機の高圧段で22kWクラ
スのものを実現するには、従来例(15kW)を比例的
に、1回転当たりの吐出容量を約半分にスケールダウン
すると、雄ロータ外径は50mm、雄ロータ長さは75
mmとなる。ここで効率の低下を防止するべく、周速を
約60m/sとするためには、雄ロータの回転数は約2
3000rpmとなる。さらにこの圧縮機を単段で11
kW、2段機の高圧段で30kW、或いは37kWで使
用すると、雄ロータの回転数は、23000×(11/
7.5)で約33700rpmという超高速回転が必要
となる。ロータ径の低下にともない、当然軸受部の軸径
も低下し、軸剛性も著しく低下してくるが、雄ロータと
雌ロータ間のギャップを極小に抑えながら、かつ圧縮に
よるガス温度(単段で300℃以上、2段機では160
℃以上)による熱膨張も考慮しつつ、30000rpm
を越えるスピードで圧縮機を運転することには非常に高
度な設計技術と、製造技術が要求される。Here, in order to realize a compressor having a smaller capacity, for example, a single stage of 7.5 kW, or a high pressure stage of two stages of 22 kW class, a conventional example (15 kW) is proportionally set to 1. When the discharge capacity per revolution is scaled down to about half, the male rotor outer diameter is 50 mm and the male rotor length is 75 mm.
mm. Here, in order to prevent the efficiency from decreasing, the rotation speed of the male rotor is set to about 2 in order to set the peripheral speed to about 60 m / s.
It will be 3000 rpm. Furthermore, this compressor is a single stage 11
kW, in the high-pressure stage of the two-stage machine, when used at 30 kW or 37 kW, the rotation speed of the male rotor is 23000 x (11 /
In 7.5), ultra-high speed rotation of about 33700 rpm is required. As the rotor diameter decreases, the shaft diameter of the bearing also naturally decreases, and the shaft rigidity also decreases significantly.However, while keeping the gap between the male and female rotors to a minimum, the gas temperature due to compression (in a single stage 300 ° C or higher, 160 for 2-stage machine
30,000 rpm, taking into account the thermal expansion due to
To operate a compressor at a speed exceeding 10 mph requires very advanced design technology and manufacturing technology.
【0018】上記の問題は、例えば7.5kW専用、1
1kW専用というように圧縮機を設計して行けば多少は
緩和されるが、一方、このクラスの圧縮機はまだ往復動
式が主流であり、上記のようにして超小型の無給油式ス
クリュー圧縮機が実現したと仮定したとしても極めてシ
ビアな加工精度の故、コスト面で実用的なものとはなり
得ない。The above problem is, for example, only for 7.5 kW, 1
If a compressor is designed so that it is dedicated to 1 kW, it will be somewhat alleviated, but on the other hand, the reciprocating type is still the mainstream in this class of compressors. Even if it is assumed that the machine has been realized, it will not be practical in terms of cost due to extremely severe processing accuracy.
【0019】本発明は、上記のような問題点を解決し、
現在実用化されているものより、更に小容量の無給油式
スクリュー圧縮機を提供することを課題としたものであ
る。The present invention solves the above problems,
It is an object of the present invention to provide an oil-free screw compressor having a smaller capacity than the one currently put into practical use.
【0020】[0020]
【課題を解決するための手段】上記課題を解決するため
本発明による無給油式スクリュー圧縮機は、特許請求の
範囲請求項1ないし4に記載されたところを特徴とする
ものであるが、特に独立項としての請求項1に係る発明
による無給油式スクリュー圧縮機は、雄ロータと雌ロー
タとを噛み合せ、ロータの吐出側にスラスト軸受を配設
した無給油式スクリュー圧縮機において、前記無給油式
スクリュー圧縮機は、37kW以下で且つ2段機の高圧
段に用いられるものであり、ロータ外径に対するロータ
長さの比を約1.0以下に定め、雄・雌ロータ歯の噛み
合いによって生ずる歯溝(圧縮室)の容積減少曲線でみ
て、容積減少開始から歯溝がケーシングの吸入側端面か
ら隔離されるまでの回転角が、隔離されて以降吐出ポー
トにその歯溝がさしかかるまでの回転角に対して2倍よ
り小さいことを特徴とするものである。すなわち、具体
的には、ロータ軸の剛性や、ロータ歯形加工精度を現在
実用化されている加工方法を使用していく上でロータ径
を60mmから100mm程度とし、小容量化に対応し
てVTHを小さくするためにロータの長さを現在通常用
いられているロータ径×1.2〜1.5程度ではなく、
ロータ径×1.0以下とする。このようにロータ長さを
短くするとともに、ねじれ角も大きくとり、吸入端に圧
縮行程がかかる期間が全圧縮行程中に占める割合が大き
くならぬようにし、容積減少開始から歯溝がケーシング
の吸入側端面から隔離されるまでの回転角が、隔離され
て以降吐出ポートにその歯溝がさしかかるまでの回転角
に対して2倍より小さくし、また以上の技術はロータ径
100mm以下のものに適用する。In order to solve the above-mentioned problems, an oil-free screw compressor according to the present invention is characterized by what is stated in claims 1 to 4, and particularly, An oil-free screw compressor according to the invention of claim 1 as an independent claim is a oil-free screw compressor in which a male rotor and a female rotor are meshed with each other and a thrust bearing is arranged on the discharge side of the rotor. Type screw compressor is used for high pressure stage of two-stage machine with 37 kW or less, the ratio of rotor length to rotor outer diameter is set to about 1.0 or less, and it is generated by the meshing of male and female rotor teeth. Looking at the volume reduction curve of the tooth groove (compression chamber), the rotation angle from the start of volume reduction until the tooth groove is separated from the suction side end surface of the casing is the same as the angle of rotation after the separation. It is characterized in that it is smaller than twice the rotation angle until the bending. That is, specifically, the rotor diameter is set to about 60 mm to 100 mm in order to use the rotor shaft rigidity and the rotor tooth profile machining accuracy, which are currently in practical use, to reduce the VTH. In order to reduce the length of the rotor, the length of the rotor is not the currently used rotor diameter × about 1.2 to 1.5, but
Rotor diameter x 1.0 or less. In this way, the rotor length is shortened and the helix angle is made large so that the period during which the suction stroke takes the compression stroke does not occupy a large portion of the entire compression stroke, and the tooth space is sucked into the casing from the start of volume reduction. The rotation angle until it is separated from the side end surface is less than twice the rotation angle after separation until the tooth groove reaches the discharge port, and the above technology is applicable to rotor diameters of 100 mm or less. To do.
【0021】更に吸入ポートの開始位置の形状を、歯溝
の吸入容積が0から増加して、しばらく後に開く形状と
する。また本圧縮機は圧縮による発熱を大気中に放散さ
せる構造とし、冷却液用のジャケットを設けない。Furthermore, the shape of the starting position of the suction port is such that the suction volume of the tooth space increases from 0 and opens after a while. Further, the present compressor has a structure in which the heat generated by compression is dissipated to the atmosphere, and no jacket for cooling liquid is provided.
【0022】[0022]
【作用】ロータ長さを短かくすることにより、ロータ周
速を落とさずに、またロータ軸径の低下による軸剛性を
低下させることなく小さなVTHを得ることができる。ね
じれ角を大きくとることにより通常比較的大きなギャッ
プが設けられる吸入側端面に歯溝が接している時間を短
かくとれるため、効率を向上できる。By shortening the rotor length, it is possible to obtain a small V TH without lowering the rotor peripheral speed and without lowering the shaft rigidity due to the reduction of the rotor shaft diameter. By increasing the twist angle, it is possible to shorten the time during which the tooth groove is in contact with the suction-side end face where a relatively large gap is usually provided, so that the efficiency can be improved.
【0023】また圧縮機を2段機の高圧段側に使用する
際には圧縮の開始された歯溝の圧力の上昇が、単段機よ
り速いため、この歯溝から、先行する吸入側への歯溝へ
の漏れを、吸入ポートの開口を遅らせることで防止でき
る。Further, when the compressor is used on the high pressure side of the two-stage machine, the pressure in the tooth groove in which compression is started rises faster than that in the single-stage machine, so from this tooth groove to the preceding suction side. Leakage into the tooth space can be prevented by delaying the opening of the suction port.
【0024】更に以上の如く高効率の超小型無給油スク
リュー圧縮機を構成し、発熱を最小限におさえることに
より、圧縮機は無冷却で運転することが可能となる。Further, by constructing the highly efficient ultra-small oil-free screw compressor as described above and minimizing the heat generation, the compressor can be operated without cooling.
【0025】[0025]
【実施例】次に本発明の実施例について図面を参照して
説明する。図1に本発明の一実施例の圧縮機の横断面構
造を、さらに図2に図1のA−A断面図を示す。Embodiments of the present invention will now be described with reference to the drawings. FIG. 1 shows a cross-sectional structure of a compressor according to an embodiment of the present invention, and FIG. 2 shows a sectional view taken along the line AA of FIG.
【0026】図1、図2において、雄ロータ1と雌ロー
タ2は、ケーシング3と吸入側ケーシング10の内部
に、軸受7a,7b,8a,8bによって回転自在に支
持されている。さらにロータの吐出側の軸には、組合わ
せアンギュラ玉軸受9a,9bが取り付けられ、ロータ
がケーシング3,10の内壁に接触せぬように、ロータ
のスラスト方向の位置を固定している。1 and 2, the male rotor 1 and the female rotor 2 are rotatably supported inside the casing 3 and the suction side casing 10 by bearings 7a, 7b, 8a, 8b. Further, combined angular ball bearings 9a, 9b are attached to the discharge side shaft of the rotor, and the position of the rotor in the thrust direction is fixed so that the rotor does not contact the inner walls of the casings 3, 10.
【0027】また、雄ロータ1と雌ロータ2の軸端に
は、タイミングギヤ5,6が配設され、運転中にロータ
どうしが接触せぬように、回転位相を調整して組み付け
られている。Timing gears 5 and 6 are provided at the shaft ends of the male rotor 1 and the female rotor 2 and are assembled by adjusting the rotational phase so that the rotors do not come into contact with each other during operation. .
【0028】軸受やギヤを潤滑した油が、ロータが形成
する圧縮室内へ侵入するのを防ぐと同時に、圧縮気体が
外部へ漏洩するのを防止するため、ガスシール11a,
11b,11c,11dと、油切り装置12a,12
b,12c,12dが、それぞれのロータの軸上に設け
られている。In order to prevent the oil that lubricates the bearings and gears from entering the compression chamber formed by the rotor and at the same time prevent the compressed gas from leaking to the outside, the gas seal 11a,
11b, 11c, 11d and oil removing devices 12a, 12
b, 12c and 12d are provided on the shafts of the respective rotors.
【0029】雄ロータは、吸入側軸端に付けられたピニ
オンギヤ4で駆動され、雌ロータとの噛み合いによって
生ずる歯溝間に、ガス吸入口14からガスを吸い込み、
所定の圧力まで圧縮された後、ガス吐出口15から圧縮
ガスが吐き出される。The male rotor is driven by the pinion gear 4 attached to the suction side shaft end, and sucks gas from the gas suction port 14 between the tooth spaces formed by the meshing with the female rotor.
After being compressed to a predetermined pressure, the compressed gas is discharged from the gas discharge port 15.
【0030】以上の構成は、従来例と同様である。The above construction is similar to that of the conventional example.
【0031】而して、本発明の1実施例においては、従
来機と同じ雄ロータ外径(Dm=63mm)を採用し、
雄ロータ長さLmを従来機の約半分にして、即ちLm/
Dm=0.75としてロータの小容量化を図ると同時に
従来レベルの回転数領域で、60m/s以上のロータ周
速の確保を可能にした。即ち、ロータの外径に対するロ
ータ長さの比は、約1.0以下とされる。Thus, in one embodiment of the present invention, the same male rotor outer diameter (Dm = 63 mm) as the conventional machine is adopted,
Make the male rotor length Lm about half that of the conventional model, that is, Lm /
By setting Dm = 0.75, the rotor capacity can be reduced, and at the same time, the rotor peripheral speed of 60 m / s or more can be secured in the conventional level of the rotational speed range. That is, the ratio of the rotor length to the rotor outer diameter is about 1.0 or less.
【0032】しかし、このように従来技術例の半分の長
さにロータを加工するだけでは十分な効率を得ることは
できない。以下、図を参照して効率に関し説明する。However, sufficient efficiency cannot be obtained only by processing the rotor to half the length of the prior art example. Hereinafter, efficiency will be described with reference to the drawings.
【0033】図3に、雄ロータの歯又はローブの歯数5
枚、雌ロータ歯数6枚として、雄、雌ロータの噛み合い
によって生ずる歯溝の容積変化を、雄ロータの回転角X
mを横軸にとって示した。ここでいうXmは図3−1の
雄ロータ1の歯Mが図の位置で0°とし、歯溝Vの容積
をXmに対して表わしたのが図3である。In FIG. 3, the number of teeth of the male rotor tooth or lobe is 5
The number of teeth of the female rotor is 6, and the volume change of the tooth space caused by the meshing of the male and female rotors is calculated as the rotation angle X of the male rotor.
The horizontal axis represents m. In FIG. 3, Xm referred to here is 0 ° at the position of the tooth M of the male rotor 1 in FIG. 3-1 and the volume of the tooth space V is expressed with respect to Xm.
【0034】また、図4は容積変化によって生ずる歯溝
内のガス(この例では空気)の圧力上昇を、同じくXm
を横軸にとって示した。Further, FIG. 4 shows that the pressure rise of gas (air in this example) in the tooth space caused by the volume change is
Is shown on the horizontal axis.
【0035】本例は2段圧縮機の高圧段の例で、吸い込
み圧力は、2.88kgf/cm2a吐出圧力8.03
kgf/cm2 aである。This example is an example of a high-pressure stage of a two-stage compressor, and the suction pressure is 2.88 kgf / cm 2 a discharge pressure 8.03.
It is kgf / cm 2 a.
【0036】圧縮比πと容積比vの間には、空気の場合 π=v1.4 … … … (1) の関係がある。In the case of air, there is a relationship of π = v 1.4 (1) between the compression ratio π and the volume ratio v.
【0037】従って上記例では
π=8.03/2.88=2.79
v=2.791/1.4 =2.08
さらに比容積をVとして
V=1/v=1/2.08=0.48
図3上で、V=48%に相当する回転角で吐出ポートに
歯溝が開口するように、吐出ポートがケーシング内壁面
に設けられる。Therefore, in the above example, π = 8.03 / 2.88 = 2.79 v = 2.79 1 / 1.4 = 2.08 Further, assuming that the specific volume is V, V = 1 / v = 1 / 2.08 = 0.48 In FIG. 3, the discharge port is provided on the inner wall surface of the casing so that the tooth groove opens at the discharge port at a rotation angle corresponding to V = 48%.
【0038】ここでXm=72度までは、圧縮室(歯
溝)は、吸入側のケーシング10と接する部分を持ちな
がら、容積が減少している区間になる。Here, up to Xm = 72 degrees, the compression chamber (tooth groove) is a section in which the volume is reduced while having a portion in contact with the suction side casing 10.
【0039】無給油式スクリュー圧縮機の場合、2段機
の場合でも吐出ガス温度は最高240℃程度まで上昇す
る。この温度によってロータは熱膨張するが、この膨張
量を見込んでロータとケーシング間の端面ギャップを設
定する必要がある。吸入側端面は、吐出側端面に比較し
てスラスト軸受9a,9bからの距離が長く、熱膨張量
が大きいためと、圧力の上昇が小さいために大きなギャ
ップを設定されるのが通例である。しかし、本例の如く
超小型の無給油式スクリュー圧縮機を実現する上では、
この吸入側端面ギャップにおける圧縮損失についても考
慮が必要になる。In the case of the oilless screw compressor, the discharge gas temperature rises up to about 240 ° C. even in the case of the two-stage machine. The temperature causes the rotor to thermally expand, but it is necessary to set the end face gap between the rotor and the casing in consideration of this expansion amount. It is customary to set a large gap on the suction side end face because the distance from the thrust bearings 9a and 9b is longer than that on the discharge side end face, the thermal expansion amount is large, and the pressure increase is small. However, in realizing an ultra-small oilless screw compressor as in this example,
It is also necessary to consider the compression loss in the suction side end face gap.
【0040】さて従来技術の如く雄ロータ外周上のねじ
れ角βをβ=55°程度に取った場合、図4の点線に示
すようにXm=72°付近で歯溝間の圧力は、約5.5
kgf/cm2 aまで上昇している。先行する歯溝は吸
入行程に入っており、ここの圧力は吸入圧力2.88k
gf/cm2 aである。従って該歯溝と先行する歯溝間
の圧力差は約2.6kgf/cm2 もあり、この圧力差
に達するまで、ギャップの大きい吸入端面がこの圧力差
をシールしなければならなくなるため、吸入側先行歯溝
への漏れが増大し圧縮機の効率を低下させる主要因とな
る。言いかえると従来技術においては、Xm=97°で
圧縮が完了するが、Xm=72°まではロスの多い吸入
端面が圧縮行程にかかわっていることになる。When the helix angle β on the outer circumference of the male rotor is set to β = 55 ° as in the prior art, the pressure between the tooth spaces is about 5 at Xm = 72 ° as shown by the dotted line in FIG. .5
It has risen to kgf / cm 2 a. The preceding tooth space has entered the suction stroke, and the pressure here is a suction pressure of 2.88k.
It is gf / cm 2 a. Therefore, the pressure difference between the tooth space and the preceding tooth space is about 2.6 kgf / cm 2, and the suction end face with a large gap must seal this pressure difference until this pressure difference is reached. Leakage to the side leading tooth space increases, which is the main factor that reduces the efficiency of the compressor. In other words, in the conventional technique, the compression is completed at Xm = 97 °, but the suction end face with much loss is involved in the compression stroke until Xm = 72 °.
【0041】図3中で実線は本発明の雄ロータ外周のね
じれ角を69°とした例であり、圧縮が完了(吐出圧力
が8.03kgf/cm2 aになる)するXmは、Xm
=140°である。また吸入側端面が歯溝のシールにか
かわる間のXmは同じく72°であり、全圧縮行程中に
吸入端面がシールを行なう区間を約50%にまで低下で
きる。またXm=72°での歯溝内の圧力は4.15k
gf/cm2 aまでしか上昇しておらず、先行する吸入
側歯溝との圧力差も4.15〜2.88=1.27kg
f/cm2 と従来技術の半分にまで低下させることがで
き、圧縮時の内部漏洩の低下による効率の向上が達成で
きる。また同時に吸入側歯溝への漏れの低下は圧縮機の
吸入効率の向上にも大きな効果を持つ。In FIG. 3, the solid line is an example in which the twist angle of the outer circumference of the male rotor of the present invention is 69 °, and the Xm at which the compression is completed (the discharge pressure becomes 8.03 kgf / cm 2 a) is Xm.
= 140 °. Also, Xm during the suction side end face involved in the sealing of the tooth space is also 72 °, and the section where the suction end face seals during the entire compression stroke can be reduced to about 50%. The pressure in the tooth space at Xm = 72 ° is 4.15k.
gf / cm only not increased to 2 a, the pressure difference between the suction side tooth grooves preceding be 4.15 to 2.88 = 1.27 kg
It can be reduced to f / cm 2 which is half that of the prior art, and improvement of efficiency can be achieved by reduction of internal leakage during compression. At the same time, the reduction of the leakage to the suction side tooth groove has a great effect on the improvement of the suction efficiency of the compressor.
【0042】一般にこの手法によって圧縮機内部の漏洩
を低下させるには、少なくとも全圧縮工程中に吸入端面
がシールに関わる区間を2/3より小さくとっておくこ
とが必要である。In general, in order to reduce the leakage inside the compressor by this method, it is necessary to keep the section where the suction end face is related to the seal smaller than 2/3 at least during the entire compression process.
【0043】以上のことを図10の(A)〜(C)及び
図11にて説明する。The above will be described with reference to FIGS. 10A to 10C and FIG.
【0044】図10の(A)は雄ロータ回転角XM を横
軸にとって、各回転角毎の歯溝で形成される圧縮室の各
部ギャップ部の漏洩面積の変化を示している。図中AS
は吸入端面でシールされている部分の漏洩面積、AC は
ロータとケーシング間の漏洩面積、AR は雄ロータと雌
ロータの間のかみあい部の漏洩面積、AD は吐出端面で
シールされている部分の漏洩面積である。本例は雄ロー
タ歯数5枚の例であり、Xm=72°で吸入端面でのシ
ールは無くなる。また本例ではXm=140°で最終圧
力に到達し圧力が完了する。従って吸入端面が歯溝のシ
ールにかかわる区間XS =72°であり、それ以降、吐
出ポートにさしかかるまでの区間XR =68°である。
従ってXS /XR =1.06である。FIG. 10A shows the change in the leak area of each gap portion of the compression chamber formed by the tooth groove for each rotation angle, with the male rotor rotation angle X M as the horizontal axis. A S in the figure
Leakage area of the portion that is sealed at the suction end face, A C is leakage area between the rotor and the casing, A R is the leakage area of the meshing portion between the male and female rotors, A D is sealed with the discharge end face It is the leakage area of the part where it exists. This example is an example in which the number of male rotor teeth is 5, and when Xm = 72 °, the seal at the suction end face is eliminated. Further, in this example, the final pressure is reached and the pressure is completed at Xm = 140 °. Therefore, the section X S = 72 ° in which the suction end face is involved in the seal of the tooth space, and the section X R = 68 ° thereafter until reaching the discharge port.
Therefore, X S / X R = 1.06.
【0045】図10の(B)はXmに対する歯溝内の圧
力上昇を示したもので図4と同一のものである。図中実
線はβ=69°破線はβ=55°の例である。FIG. 10B shows the pressure increase in the tooth space with respect to Xm, which is the same as FIG. In the figure, the solid line is an example of β = 69 ° and the broken line is an example of β = 55 °.
【0046】図10の(C)はXmに対する各回転角で
の瞬時の内部漏洩量を示したもので、各Xmの位置での
図10の(A)中のA(漏洩面積)と図10の(B)中
のP(圧力)の積が漏洩量QL として表わされる。FIG. 10C shows the instantaneous internal leakage amount at each rotation angle with respect to Xm. A (leakage area) in FIG. 10A at each Xm position and FIG. the product of the (B) P in (pressure) is represented as the leakage amount Q L.
【0047】一つの歯溝が圧縮工程の中で生ずる総漏洩
量は図10の(C)のハッチング部の面積QLTで表わさ
れる。The total amount of leakage generated by one tooth groove during the compression process is represented by the area Q LT of the hatched portion in FIG.
【0048】これをβ=55°の場合の例(XS /XR
=72/25=2.88)と較べると、XS の区間でA
S が非常に大きいことに加え、この区間でほとんどの圧
縮工程が完了してしまうため、総漏洩量QLT' は図10
の(C)の破線ハッチング部の面積となり、性能の低下
が大となることが判る。This is an example of the case of β = 55 ° (X S / X R
= 72/25 = 2.88), A in the section of X S
In addition to the very large S , most of the compression process is completed in this section, so the total leakage amount Q LT ' is shown in FIG.
It can be seen that the area of the broken line hatched area in (C) of FIG.
【0049】図11は横軸にXS /XR 、たて軸に総漏
洩量QLTをとったもので、XS /XR =0〜2の区間で
はQLTの変化は小さいが、2以上になるとQLTが大きく
増加していく。[0049] Figure 11, taken with X S / X R, the total leak rate Q LT to the longitudinal axis on the horizontal axis, the change of the Q LT is smaller in a section of the X S / X R = 0~2, When it becomes 2 or more, Q LT increases greatly.
【0050】XS /XR は小さいほど良いことになる
が、構造上極端に小さくすることはできず、2以下にと
っておけば、性能の低下をまねくことはない。The smaller X S / X R is, the better it is. However, it cannot be extremely reduced structurally, and if it is 2 or less, the performance is not deteriorated.
【0051】同じ目的のため吸入端面での漏洩を減少す
る方法を図5〜図8で説明する。A method for reducing leakage at the suction end face for the same purpose will be described with reference to FIGS.
【0052】図5は従来技術の吸入ポート形状Sを示し
たもので、1Mの雄ロータの歯の位置をXm=0°と呼
び、即ち、端部からみて、雄ロータの1つのローブ又は
歯の端部外形が、雌ロータの1つの歯溝の端部外形に略
一致した時の雄ロータの回転角を0°とする。この1M
に隣接する歯溝Pが圧縮開始の位置であり、この時点で
吸入ポートSは閉じられる。FIG. 5 shows a prior art suction port configuration S, where the tooth position of the 1M male rotor is called Xm = 0 °, ie, one lobe or tooth of the male rotor as seen from the end. The rotation angle of the male rotor at the time when the outer shape of the end substantially coincides with the outer shape of the end of one tooth groove of the female rotor is 0 °. This 1M
The tooth space P adjacent to is the position where the compression starts, and the suction port S is closed at this point.
【0053】一方吸入ポートSの開始形状QはXm=0
°でのロータの前進面ローブ形状にならったものとし
て、吸込歯溝容積が出現すると同時に歯溝が吸入ポート
Sへ開口するようにしてある。On the other hand, the starting shape Q of the suction port S is Xm = 0.
The tooth groove opens to the suction port S at the same time that the suction tooth groove volume appears, assuming that the rotor has an advancing surface lobe shape at °.
【0054】これに対し図6は、図5よりXmが15°
程度遅れた位置のかみあいを示したものであるが、既に
圧縮の始まった歯溝が吸入側端面に接している部分が図
中Hの三日月形状部である。On the other hand, in FIG. 6, Xm is 15 ° from FIG.
Although the meshing at a position delayed by a certain degree is shown, the portion where the tooth groove in which compression has already started contacts the suction side end face is the crescent-shaped portion H in the figure.
【0055】図7にこの部分の詳細説明図を示す。圧縮
が開始され、かつ吸入端面に接している部分Hはロータ
の回転とともに図中複数の三日月形状を示すようにその
面積が小さくなりながら図中上方へ移動していく。最も
圧力の上昇する部分HE と吸入ポートの開始線Qはほと
んど一致した位置にあり、通常、鋳物形状で形成される
開口線Qが少しでもずれると、前述したように圧力差約
1〜2kgf/m2 gをもって既に圧縮の始まった歯溝
内の空気が先行する吸入側歯溝へ漏れ出す。FIG. 7 shows a detailed explanatory view of this portion. The portion H which is compressed and is in contact with the suction end face moves upward in the drawing as the area thereof decreases as the rotor rotates to show a plurality of crescent shapes in the drawing. The portion H E where the pressure rises most and the start line Q of the suction port are almost at the same position. Usually, if the opening line Q formed in the casting shape is slightly displaced, the pressure difference is about 1 to 2 kgf as described above. The air in the tooth space where the compression has already started leaks to the preceding suction side tooth space with / m 2 g.
【0056】そこで本発明においては、図8に示す如
く、吸入ポートの開口線Qを、雄ロータ1がXm=0の
位置から5°進んだ回転位置でのロータ前進面の形状K
に沿った形で形成する。またはこれと同等の距離だけH
E から離れた曲線あるいは直線で形成する。これによっ
てHE からの漏洩は大巾に減少させることができる。Therefore, in the present invention, as shown in FIG. 8, the shape K of the rotor advancing surface at the rotational position where the male rotor 1 advances 5 ° from the position of Xm = 0 on the opening line Q of the intake port.
Form along the shape. Or a distance equivalent to this H
Form with a curve or straight line away from E. As a result, leakage from H E can be greatly reduced.
【0057】更に以上のようにして従来にない小型、小
容量の無給油式スクリュー圧縮機を構成し、ロータ間の
内部漏洩による発熱を低下させ、かつロータを包含する
ケーシング3を図に示す如く冷却液を流すためのジャケ
ットを有さない構造とし、自然放冷又は空冷とする。本
発明においては従来の最小出力機と同等の軸径を保持で
きているため、ケーシングの外表面面積は、吐出し容量
の小容量化に比例して小さくはなっていない。Further, as described above, a casing 3 including a rotor, which constitutes a non-conventional small-sized and small-capacity oilless screw compressor, reduces heat generation due to internal leakage between rotors, and includes the rotors, is shown in the figure. The structure does not have a jacket for flowing the cooling liquid, and it is naturally cooled or air cooled. In the present invention, since the shaft diameter equivalent to that of the conventional minimum output machine can be maintained, the outer surface area of the casing is not reduced in proportion to the reduction in discharge capacity.
【0058】また以上に述べた効率向上によって圧縮機
の内部漏洩によって生じる発熱は小さいため、冷却液に
よる放熱が不要となり、大巾な構造の簡素化が達成され
る。Further, due to the above-described efficiency improvement, the heat generated by the internal leakage of the compressor is small, so that the heat radiation by the cooling liquid is not necessary, and the simplification of the structure is largely achieved.
【0059】[0059]
【発明の効果】本発明によれば、超小型、即ち2段機の
高圧段としては22〜37kWクラス以下の高圧段の無
給油式スクリュー圧縮機を、現状の加工精度レベルで効
率の低下をまねくことなく、また信頼性の低下をまねく
ことなく提供、実現できる。According to the present invention, ultra-small, the oil-free screw compressor of the high pressure stage follows 22~37kW class as high pressure stage immediate Chi 2-stage machine, reduction in efficiency in the state of the machining precision level It can be provided and realized without imitating reliability and without lowering reliability.
【図1】本発明の無給油式スクリュー圧縮機の1実施例
の横断面図FIG. 1 is a cross-sectional view of one embodiment of an oil-free screw compressor of the present invention.
【図2】図1のA−A断面図FIG. 2 is a sectional view taken along line AA of FIG.
【図3】本発明及び従来例の容積変化曲線の説明図FIG. 3 is an explanatory diagram of volume change curves of the present invention and a conventional example.
【図4】本発明及び従来例の指圧線の説明図FIG. 4 is an explanatory diagram of acupressure lines according to the present invention and a conventional example.
【図5】従来技術の吸入ポートの説明図FIG. 5 is an explanatory diagram of a conventional suction port.
【図6】図5と同様の説明図でロータが15度遅れた所
を示す図FIG. 6 is a diagram similar to FIG. 5, showing a rotor position delayed by 15 degrees.
【図7】図5及び図6の詳細図FIG. 7 is a detailed view of FIGS. 5 and 6;
【図8】本発明の吸入ポートの説明図FIG. 8 is an explanatory view of an intake port of the present invention.
【図9】雄ロータ回転角と各部ギャップ部の漏洩面積の
変化の関係を示す図FIG. 9 is a diagram showing the relationship between the male rotor rotation angle and the change in the leak area of each gap portion.
【図10】雄ロータ回転角と漏洩面積、歯溝内の圧力上
昇及び漏洩量を示す図FIG. 10 is a diagram showing a male rotor rotation angle, a leakage area, a pressure increase in a tooth space and a leakage amount.
【図11】XS (吸入端面が歯溝のシールに関わる区
間)/XR (吸入端面が吐出ポートにかかるまでの区
間)と総漏洩量との関係を示す図FIG. 11 is a diagram showing a relationship between X S (section where suction end surface is related to seal of tooth groove) / X R (section where suction end surface reaches discharge port) and total leakage amount.
【図12】従来技術のスクリュー圧縮機の水平断面構造
図FIG. 12 is a horizontal sectional structural view of a conventional screw compressor.
【図13】従来技術のスクリュー圧縮機の垂直断面構造
図FIG. 13 is a vertical sectional structural view of a conventional screw compressor.
1…雄ロータ 2…雌ロータ
3…ケーシング 4…ピニオンギ
ヤ
5,6…タイミングギヤ
7a,7b,8a,8b…ラジアル軸受
9a,9b…スラスト軸受 14…吸入口
15…吐出口1 ... Male rotor 2 ... Female rotor 3 ... Casing 4 ... Pinion gears 5, 6 ... Timing gears 7a, 7b, 8a, 8b ... Radial bearings 9a, 9b ... Thrust bearing 14 ... Suction port 15 ... Discharge port
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者 内田利一 茨城県土浦市神立町502番地 株式会社 日立製作所機械研究所内 (56)参考文献 特開 平4−159488(JP,A) 特開 平4−209980(JP,A) (58)調査した分野(Int.Cl.7,DB名) F04C 18/16 ─────────────────────────────────────────────────── ─── Continuation of the front page (72) Inventor Toshikazu Uchida 502 Jinrachi-cho, Tsuchiura-shi, Ibaraki Machinery Research Laboratory, Hitachi, Ltd. (56) References JP-A-4-159488 (JP, A) JP-A-4 −209980 (JP, A) (58) Fields investigated (Int.Cl. 7 , DB name) F04C 18/16
Claims (4)
タの吐出側にスラスト軸受を配設した無給油式スクリュ
ー圧縮機において、 前記無給油式スクリュー圧縮機は、37kW以下で且つ
2段機の高圧段に用いられるものであり、ロータ外径に
対するロータ長さの比を約1.0以下に定め、雄・雌ロ
ータ歯の噛み合いによって生ずる歯溝(圧縮室)の容積
減少曲線でみて、容積減少開始から歯溝がケシングの吸
入側端面から隔離されるまでの回転角が、隔離されて以
降吐出ポートにその歯溝がさしかかるまでの回転角に対
して2倍より小さいことを特徴とする無給油式スクリュ
ー圧縮機。1. A non-lubricating screw compressor in which a male rotor and a female rotor are meshed with each other and a thrust bearing is disposed on the discharge side of the rotor, wherein the non-lubricating screw compressor is 37 kW or less and is a two-stage machine. It is used for the high pressure stage, the ratio of rotor length to rotor outer diameter is set to about 1.0 or less, and the volume decrease curve of the tooth groove (compression chamber) caused by the meshing of male and female rotor teeth The rotation angle from the start of the decrease until the tooth groove is separated from the suction-side end surface of the casing is less than twice the rotation angle from the separation until the tooth groove reaches the discharge port. Refueling screw compressor.
ることを特徴とする請求項1に記載の無給油式スクリュ
ー圧縮機。2. The oilless screw compressor according to claim 1, wherein the outer diameter of the rotor is 100 mm or less.
を基にし、吸入ポートの開く位置がロータの回転角で5
度以上進んだ位置であることを特徴とする請求項1また
は2に記載の無給油式スクリュー圧縮機。3. The tooth opening (compression chamber) has a volume based on a rotation angle of 0, and the opening position of the suction port corresponds to a rotation angle of the rotor of 5 degrees.
The oil-free screw compressor according to claim 1 or 2, wherein the position is advanced by more than one degree.
手段を有さないことを特徴とする請求項1または2に記
載の無給油式スクリュー圧縮機。4. The oilless screw compressor according to claim 1, wherein the casing including the rotor does not have liquid cooling means.
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP15061693A JP3403452B2 (en) | 1993-06-22 | 1993-06-22 | Oilless screw compressor |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP15061693A JP3403452B2 (en) | 1993-06-22 | 1993-06-22 | Oilless screw compressor |
Publications (2)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPH0712070A JPH0712070A (en) | 1995-01-17 |
JP3403452B2 true JP3403452B2 (en) | 2003-05-06 |
Family
ID=15500772
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
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JP15061693A Expired - Lifetime JP3403452B2 (en) | 1993-06-22 | 1993-06-22 | Oilless screw compressor |
Country Status (1)
Country | Link |
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JP (1) | JP3403452B2 (en) |
Families Citing this family (2)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
CN105917100A (en) * | 2014-01-15 | 2016-08-31 | 伊顿公司 | Method of optimizing supercharger performance |
US11009034B2 (en) | 2014-01-15 | 2021-05-18 | Eaton Intelligent Power Limited | Method of optimizing supercharger performance |
-
1993
- 1993-06-22 JP JP15061693A patent/JP3403452B2/en not_active Expired - Lifetime
Also Published As
Publication number | Publication date |
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JPH0712070A (en) | 1995-01-17 |
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