JP4193674B2

JP4193674B2 - Piston rod fastening structure of reciprocating compressor

Info

Publication number: JP4193674B2
Application number: JP2003367597A
Authority: JP
Inventors: 友博成瀬; 治雄三浦; 茂新井
Original assignee: Hitachi Plant Technologies Ltd
Current assignee: Hitachi Plant Technologies Ltd
Priority date: 2003-10-28
Filing date: 2003-10-28
Publication date: 2008-12-10
Anticipated expiration: 2023-10-28
Also published as: JP2005133569A

Description

本発明は、往復圧縮機のピストンロッド締結構造に係り、特に、ピストンロッドとクロスヘッドとの締結に、油圧ばめ方式の締結の仕組みを用いた技術に関するものである。 The present invention relates to a piston rod fastening structure of a reciprocating compressor, and more particularly to a technique using a hydraulic fitting type fastening mechanism for fastening a piston rod and a cross head.

まず、往復圧縮機の概略構造を、図８を用いて説明する。往復圧縮機は、ピストン１を円筒型のシリンダ（図示せず）内で往復動作させることで、シリンダ内の気体を圧縮する。ピストン１に固定されたピストンロッド２は、クロスヘッド７に固定されており、クロスヘッド７は、モータなどの原動機からクランク軸３に伝えられた回転運動を、直線往復運動に変換して伝達されることで、ピストン１およびピストンロッド２を直線往復駆動する。具体的には、クランク軸３の軸中心から半径ｒの位置に配置されクランク軸３と一体になって回転するクランクピン４と、クロスヘッド７の直線往復動作軸上に植設・固定されたクロスピン５とに、コンロッド６の両端をそれぞれ回転可能であるように取り付けて、コンロッド６によりクランクピン４とクロスヘッド７とを連結して、これにより、原動機からクランク軸３に伝達される回転運動を、クロスヘッド７およびピストンロッド２およびピストン１の直線往復運動に変換するようになっている（例えば、非特許文献１参照）。 First, the schematic structure of the reciprocating compressor will be described with reference to FIG. The reciprocating compressor compresses the gas in the cylinder by reciprocating the piston 1 in a cylindrical cylinder (not shown). The piston rod 2 fixed to the piston 1 is fixed to the cross head 7, and the cross head 7 is transmitted by converting the rotary motion transmitted from the prime mover such as a motor to the crankshaft 3 into a linear reciprocating motion. As a result, the piston 1 and the piston rod 2 are reciprocated linearly. Specifically, a crank pin 4 that is disposed at a radius r from the center of the crankshaft 3 and rotates integrally with the crankshaft 3 and a linear reciprocating motion shaft of the crosshead 7 are implanted and fixed. Both ends of the connecting rod 6 are attached to the cross pin 5 so as to be rotatable, and the crank pin 4 and the cross head 7 are connected to each other by the connecting rod 6 so that the rotational motion transmitted from the prime mover to the crankshaft 3 is achieved. Is converted into a linear reciprocating motion of the cross head 7, the piston rod 2 and the piston 1 (see, for example, Non-Patent Document 1).

ピストン１と図示せぬシリンダとの摺動面は、気体が漏洩しないように精度の高い寸法公差で管理され、また、ピストン１の摺動特性を向上させるため特殊な材質のものを用いたり、また、ピストン１側にピストンリング８を設けたり、シリンダ側にパッキンを設けたりして、気密性を高めるようにした構造がとられる。なお、ピストン１とピストンロッド２とは一体に例えば同一径で作られることもあり、ピストンロッド２（またはピストンとピストンロッドの一体形成体）とクロスヘッド７に関しても、ピストンロッド２とクロスヘッド７とを一体に形成した構造もあり得るが、一般的には、製作性やコストなどの観点から、ピストンロッド２とクロスヘッド７を別体として、両者をネジ等で締結する構造をとるようになっている。ピストンロッドには、気体吸入時に引張荷重、気体圧縮時に圧縮荷重が加わり、それぞれにおいてピストンロッド２とクロスヘッド７の締結が確実に保持されていることが要求される。ピストンロッド２とクロスヘッド７との締結力が不十分であると、引張／圧縮の繰り返し負荷により、ネジ部に緩みが生じたり、ネジ部が疲労破壊を起こしてしまう。 The sliding surface between the piston 1 and a cylinder (not shown) is managed with a highly accurate dimensional tolerance so that gas does not leak, and a special material is used to improve the sliding characteristics of the piston 1, Further, a structure is adopted in which the piston ring 8 is provided on the piston 1 side or the packing is provided on the cylinder side so as to improve the airtightness. Note that the piston 1 and the piston rod 2 may be integrally formed with the same diameter, for example, and the piston rod 2 and the crosshead 7 are also related to the piston rod 2 (or an integrated body of the piston and piston rod) and the crosshead 7. However, in general, from the viewpoint of manufacturability and cost, the piston rod 2 and the crosshead 7 are separated from each other, and both are fastened with screws or the like. It has become. The piston rod is required to be applied with a tensile load at the time of gas suction and a compression load at the time of gas compression, and the piston rod 2 and the crosshead 7 are securely held in each case. If the fastening force between the piston rod 2 and the crosshead 7 is insufficient, the threaded portion may be loosened or the threaded portion may be damaged due to repeated tension / compression load.

従来のピストンロッド２とクロスヘッド７の締結構造の第１例を、図９に示す。この図９に示した締結手法は、ピストンロッド２をクロスヘッド７にネジ込み、ロックナット９を締付けて、ピストンロッド２のネジ部２４に十分な締付け力を発生させることにより、ピストンロッド２とクロスヘッド７を強固に固定するものである。この図９の構成では、往復圧縮機の運転時にピストンロッド２に加わる引張・圧縮荷重に対して十分な締結力を生じさせるために、ロックナットを大きなトルクで締付ける必要がある。ピストンロッド径は、往復圧縮機の流量、圧力、ピストン速度等から決定され、数十ｍｍから１００ｍｍを超えるものまであり、ビストンロッド径が大きいほど大きな締付け力を必要とする。大きな径のロックナット９を、締付け力を大きくするように締付けるためには、打撃による衝撃力を用いることが多い。 A first example of a conventional fastening structure of the piston rod 2 and the crosshead 7 is shown in FIG. In the fastening method shown in FIG. 9, the piston rod 2 is screwed into the crosshead 7 and the lock nut 9 is tightened to generate a sufficient tightening force on the threaded portion 24 of the piston rod 2. The crosshead 7 is firmly fixed. In the configuration of FIG. 9, it is necessary to tighten the lock nut with a large torque in order to generate a sufficient fastening force with respect to the tensile / compressive load applied to the piston rod 2 during the operation of the reciprocating compressor. The piston rod diameter is determined from the flow rate, pressure, piston speed, etc. of the reciprocating compressor, and ranges from several tens of mm to over 100 mm. The larger the Biston rod diameter, the larger the tightening force is required. In order to tighten the lock nut 9 having a large diameter so as to increase the tightening force, an impact force due to impact is often used.

また、従来のピストンロッド２とクロスヘッド７の締結構造の第２例として、図１０に示すような構成も知られている。この図１０に示した例では、ピストンロッド２とクロスヘッド７との間にリング１２を設け、ピストンロッド２とリング１２を、ピストンロッド２に切られたネジ部２４に２つのロックナット９ａ、９ｂをネジ込むことで固定し、リング１２とクロスヘッド７を、複数のボルト１３で固定することにより、ピストンロッド２とクロスヘッド７を締結している。締結は次の手順で行われる。まず、ロックナット９ａ、９ｂとボルト１３を緩みのない程度にネジ込む。次に、ピストンロッド２に固定治具を介して油圧ジャッキを取り付けて、往復圧縮機の仕様圧力に見合った所定の圧力で油圧ジャッキによりピストンロッド２を圧縮する。ピストンロッド２が圧縮されると、リング１２が圧縮されて縮み、ロックナット９ａ、９ｂとボルト１３が緩んだ状態となる。この状態でロックナット９ａ、９ｂとボルト１３を緩みのないようにネジ込み、続いて油圧ジャッキによる圧力を解放すると、ロックナット９ａ、９ｂとボルト１３が強固に固定される。なお、２つのロックナット９ａ、９ｂはダブルナット構造となっているため、緩み止めも兼ねている。このような油圧ばめを行うと、油圧を解放した後も、リング１２とリング１２が装着されたピストンロッド２の小径部１４とが弾性的に圧縮された状態を維持されるので、圧縮された部分の弾性回復力により、ばらつきの少ない強固な締結力を得ることができる。 Further, as a second example of the conventional fastening structure of the piston rod 2 and the cross head 7, a configuration as shown in FIG. 10 is also known. In the example shown in FIG. 10, a ring 12 is provided between the piston rod 2 and the crosshead 7, and the piston rod 2 and the ring 12 are connected to two screw nuts 9 a on a screw portion 24 cut by the piston rod 2. The piston rod 2 and the crosshead 7 are fastened by fixing the ring 12 and the crosshead 7 with a plurality of bolts 13. The fastening is performed according to the following procedure. First, the lock nuts 9a and 9b and the bolt 13 are screwed in so as not to loosen. Next, a hydraulic jack is attached to the piston rod 2 via a fixing jig, and the piston rod 2 is compressed by the hydraulic jack with a predetermined pressure corresponding to the specification pressure of the reciprocating compressor. When the piston rod 2 is compressed, the ring 12 is compressed and contracted, and the lock nuts 9a and 9b and the bolt 13 are loosened. In this state, when the lock nuts 9a and 9b and the bolt 13 are screwed so as not to loosen, and then the pressure by the hydraulic jack is released, the lock nuts 9a and 9b and the bolt 13 are firmly fixed. Since the two lock nuts 9a and 9b have a double nut structure, they also serve to prevent loosening. When such a hydraulic fit is performed, the ring 12 and the small diameter portion 14 of the piston rod 2 to which the ring 12 is attached are maintained in an elastically compressed state even after the hydraulic pressure is released. A strong fastening force with little variation can be obtained by the elastic recovery force of the part.

また、従来のピストンロッド２とクロスヘッド７の締結構造の第３例として、図１１に示すような構成も知られている。この図１１に示した例では、まず、ピストンロッド２の肩部２０とクロスヘッド７との間に、リング型の油圧シリンダ部品１５と、リング型の油圧ピストン部品１６と、両者１５、１６の間に位置する基準スペーサ１７ａとが、挟み込まれるように、ピストンロッド２のネジ部２４をクロスヘッド２内に固定されたナット１８にネジ込む（なお、クロスヘッド７にメネジを切って、このメネジにピストンロッド２のネジ部２４をネジ込む構成をあり得る）。すなわち、ピストンロッド２の肩部２０と油圧シリンダ部品１５との間、油圧シリンダ部品１５と基準スペーサ１７ａとの間、基準スペーサ１７ａと油圧ピストン部品１６との間、油圧ピストン部品１６とクロスヘッドとの間に、それぞれ隙間がなくなるまで、ピストンロッド２のネジ部２４をナット１８にネジ込む。次に、油圧シリンダ部品１５と油圧ピストン部品１６との間に油圧印加装置（圧油供給装置）により油圧をかけて、油圧シリンダ部品１５と油圧ピストン部品１６の間隔を拡げて、これにより基準スペーサ１７ａを緩く嵌められた状態とする。この状態で基準スペーサ１７ａを取り外し、基準スペーサ１７ａよりも必要締付け代だけ厚みの大きい締付けスペーサ１７ｂを、油圧シリンダ部品１５と油圧ピストン部品１６との間の隙間に嵌め込み、然る後、油圧シリンダ部品１５と油圧ピストン部品１６との間の油圧を抜く。このような油圧ばめを行うと、油圧を解放した後も、油圧シリンダ部品１５と油圧ピストン部品１６と締付けスペーサ１７ｂが装着されたピストンロッド２の小径部１４が弾性的に伸ばされた状態を維持されるので、小径部１４の弾性回復力により、ばらつきの少ない強固な締結力を得ることができる。 Further, as a third example of the conventional fastening structure of the piston rod 2 and the cross head 7, a configuration as shown in FIG. 11 is also known. In the example shown in FIG. 11, first, between the shoulder 20 of the piston rod 2 and the crosshead 7, a ring-type hydraulic cylinder part 15, a ring-type hydraulic piston part 16, The threaded portion 24 of the piston rod 2 is screwed into the nut 18 fixed in the crosshead 2 so that the reference spacer 17a positioned therebetween is sandwiched (note that the female screw is cut into the crosshead 7 and this female screw is The threaded portion 24 of the piston rod 2 can be screwed into the piston rod 2). That is, between the shoulder 20 of the piston rod 2 and the hydraulic cylinder part 15, between the hydraulic cylinder part 15 and the reference spacer 17a, between the reference spacer 17a and the hydraulic piston part 16, and between the hydraulic piston part 16 and the crosshead. The screw portion 24 of the piston rod 2 is screwed into the nut 18 until there are no gaps between them. Next, a hydraulic pressure is applied between the hydraulic cylinder part 15 and the hydraulic piston part 16 by a hydraulic pressure application device (pressure oil supply device), and the interval between the hydraulic cylinder part 15 and the hydraulic piston part 16 is widened. 17a is in a loosely fitted state. In this state, the reference spacer 17a is removed, and a tightening spacer 17b thicker than the reference spacer 17a by a necessary tightening allowance is fitted into the gap between the hydraulic cylinder part 15 and the hydraulic piston part 16, and then the hydraulic cylinder part. The hydraulic pressure between 15 and the hydraulic piston part 16 is released. When such a hydraulic fit is performed, even after the hydraulic pressure is released, the small-diameter portion 14 of the piston rod 2 to which the hydraulic cylinder part 15, the hydraulic piston part 16, and the tightening spacer 17b are attached is elastically extended. Thus, a strong fastening force with little variation can be obtained by the elastic recovery force of the small diameter portion 14.

なお、図１１に示した締結構造の第３例では、油圧装置（油圧シリンダ部品１５と油圧ピストン部品１６）の負荷部分がピストンロッド２の小径部１４よりもかなり大きい径位置に配置されるため、油圧装置の軸方向剛性が有効に得られない、あるいは、油圧装置が大きくなる等の問題がある。そこで、油圧装置の小径・小型化を図るために、図１２に示す締結構造の第４例（これは、締結構造の第３例の改善例である）のように、油圧シリンダ部品１５と油圧ピストン部品１６の内径側をピストンロッド２の小径部１４に嵌めて、小径部１４の外周面の一部を油圧受け面２１として、Ｏリング２２にてシールした構造や、図１３に示す締結構造の第５例（これも、締結構造の第３例の改善例である）のように、油圧シリンダ部品１５の内径側をピストンロッド２の小径部１４に嵌めるようにした構造も考えられている。
伊藤茂，「容積型圧縮機」，産業図書（株），１９７０年 In the third example of the fastening structure shown in FIG. 11, the load portion of the hydraulic device (hydraulic cylinder component 15 and hydraulic piston component 16) is arranged at a diameter position that is considerably larger than the small diameter portion 14 of the piston rod 2. There is a problem that the axial rigidity of the hydraulic device cannot be obtained effectively or the hydraulic device becomes large. Therefore, in order to reduce the diameter and size of the hydraulic device, the hydraulic cylinder part 15 and the hydraulic pressure are changed as in the fourth example of the fastening structure shown in FIG. 12 (this is an improvement of the third example of the fastening structure). A structure in which the inner diameter side of the piston component 16 is fitted to the small diameter portion 14 of the piston rod 2 and a part of the outer peripheral surface of the small diameter portion 14 is sealed with an O-ring 22 as a hydraulic pressure receiving surface 21, or a fastening structure shown in FIG. As in the fifth example (this is also an improved example of the third example of the fastening structure), a structure in which the inner diameter side of the hydraulic cylinder part 15 is fitted to the small diameter portion 14 of the piston rod 2 is also considered. .
Shigeru Ito, “Displacement type compressor”, Sangyo Tosho Co., Ltd., 1970

ところで、図９に示し前記した第１例の締結構造では、一般にロックナット９には大きな締付けトルクを必要とするため、ロックナット９を締付けるためにロックナット９に加える打撃による衝撃力も大きくなることは否めず、このように打撃力が大きいとその衝撃により、クロスピン５の軸受やシリンダパッキンの損傷が懸念される。また、打撃力（衝撃力）に基づく締付け力はばらつきが大きく、信頼性が低い。 In the meantime, in the fastening structure of the first example shown in FIG. 9, generally, a large tightening torque is required for the lock nut 9, so that the impact force applied to the lock nut 9 to tighten the lock nut 9 also increases. If the impact force is large in this way, the impact of the impact may cause damage to the bearing of the cross pin 5 or the cylinder packing. Further, the tightening force based on the striking force (impact force) varies greatly and the reliability is low.

そこで、大きな締付けが必要となる場合は、図１０〜図１３に示し前記した第２〜第５例のような、油圧を利用した油圧ばめ方式の締結構造が用いられている。 Therefore, when large tightening is required, a hydraulic fitting type fastening structure using hydraulic pressure is used as shown in the second to fifth examples shown in FIGS.

図１０に示し前記した第２例の締結構造では、先にも述べたように、油圧ジャッキによりピストンロッド２に圧縮負荷を印加することで、ピストンロッド２とリング１２とを圧縮し、この状態でロックナット９ａ、９ｂとボルト１３を締め上げて、油圧を解放した後も、リング１２とピストンロッド２の小径部１４に圧縮負荷が加えられた状態を維持することで、ボルト１３と小径部１４の伸張方向の弾性回復力により、強固な締結力を生じさせるようにしている。この第２例の締結構造では、油圧で与えた圧縮外力で締付け力を調整することができるため、所定の締付け力を正確に与えることができる。しかしながら、複数のボルト１３を必要とする構造なので締結構造が大きくなり、往復圧縮機全体が大型化してしまうという欠点がある。また、締結構造を取り外す際にも、取り付け時と同様の圧縮負荷を油圧ジャッキにより加えなければならないので、この油圧ジャッキによる力を受け止めるための手段を必要とするが、往復圧縮機を据え付けた現場においてこの受け止める手段を取り付けることが困難なケースもあり、メンテンスや修理を現場で対応できないことが多いという問題があった。さらに、現場でメンテンスや修理が可能な場合であっても、取り外し時にも油圧ジャッキを取り付けるための治具が必要になるという問題もある。 In the fastening structure of the second example shown in FIG. 10 and described above, the piston rod 2 and the ring 12 are compressed by applying a compression load to the piston rod 2 with a hydraulic jack, as described above. After tightening the lock nuts 9a and 9b and the bolt 13 and releasing the hydraulic pressure, the compression load is applied to the ring 12 and the small diameter portion 14 of the piston rod 2 to maintain the bolt 13 and the small diameter portion. A strong fastening force is generated by the elastic recovery force of 14 in the extension direction. In the fastening structure of the second example, the tightening force can be adjusted with the compression external force given by the hydraulic pressure, so that the predetermined tightening force can be given accurately. However, since the structure requires a plurality of bolts 13, the fastening structure becomes large, and the entire reciprocating compressor is increased in size. Also, when removing the fastening structure, it is necessary to apply the same compression load with the hydraulic jack as at the time of attachment. Therefore, a means for receiving the force of this hydraulic jack is required, but the site where the reciprocating compressor is installed. However, there are cases in which it is difficult to attach this means to catch, and there is a problem that maintenance and repair are often not possible on site. Furthermore, even when maintenance and repair are possible on site, there is also a problem that a jig for attaching a hydraulic jack is required even when it is removed.

一方、図１１〜図１３に示し前記した第３〜第５例の締結構造では、先にも述べたように、油圧シリンダ部品１５と油圧ピストン部品１６との間に油圧をかけて、油圧シリンダ部品１５と油圧ピストン部品１６との間に嵌入するスペーサのための間隙を拡げて、必要締め代分の厚さをもつ締付けスペーサ１７ｂを上記の間隙に嵌入し、油圧を除荷した後もピストンロッド２の小径部１４に引張負荷（伸張負荷）が加えられた状態を維持することで、小径部１４の圧縮方向の弾性回復力により、強固な締結力を生じさせるようにしている。このような第３〜第５例の締結構造は、第２例の締結構造と較べるとコンパクトな構造とでき、特に、第４、第５例の締結構造は非常に小さな締結構造として実現できる。また、第３〜第５例の締結構造では、油圧印加装置さえ用意すれば、特に、図１０の第２例の場合のように、油圧ジャッキによる力を受け止めるための手段や、治具を必要とすることなく取り外しが行えるので、取り外しも容易であり、メンテンスや修理を現場で容易に行うことができる。しかしながら、第３〜第５例の締結構造では、締付け力の管理は締付けスペーサ１７ｂの厚さによってなされるため、詳細な実験や解析検討により締付けスペーサ１７ｂに与える締め代厚さを決定する必要があり、また、基準スペーサ１７ａと締付けスペーサ１７ｂの厚さに対して、高い寸法精度が要求されることになる。さらに、締付けスペーサ１７ｂと基準スペーサ１７ａの差で与えられる締め代が大き過ぎると、ピストンロッド２の小径部１４や、オネジ・メネジ部が降伏して永久変形してしまうし、逆に締め代が小さ過ぎると、ピストンロッド２とクロスヘッド７の締結が運転中に緩んでしまう。 On the other hand, in the fastening structures of the third to fifth examples shown in FIGS. 11 to 13, as described above, hydraulic pressure is applied between the hydraulic cylinder part 15 and the hydraulic piston part 16, so that the hydraulic cylinder The gap for the spacer to be inserted between the part 15 and the hydraulic piston part 16 is widened, and a clamping spacer 17b having a thickness corresponding to the necessary tightening allowance is inserted into the gap, and the piston is removed after the hydraulic pressure is unloaded. By maintaining a state in which a tensile load (extension load) is applied to the small diameter portion 14 of the rod 2, a strong fastening force is generated by the elastic recovery force in the compression direction of the small diameter portion 14. The fastening structures of the third to fifth examples can be made compact compared to the fastening structure of the second example. In particular, the fastening structures of the fourth and fifth examples can be realized as very small fastening structures. In addition, in the fastening structures of the third to fifth examples, as long as a hydraulic pressure application device is prepared, a means and jig for receiving the force of the hydraulic jack are required, as in the second example of FIG. Therefore, it is easy to remove, and maintenance and repair can be easily performed on site. However, in the fastening structures of the third to fifth examples, the tightening force is managed by the thickness of the tightening spacer 17b. Therefore, it is necessary to determine the tightening allowance thickness to be given to the tightening spacer 17b through detailed experiments and analysis studies. In addition, high dimensional accuracy is required for the thickness of the reference spacer 17a and the tightening spacer 17b. Further, if the tightening allowance given by the difference between the tightening spacer 17b and the reference spacer 17a is too large, the small-diameter portion 14 of the piston rod 2 and the male screw / female screw portion will yield and be permanently deformed. If it is too small, the fastening between the piston rod 2 and the crosshead 7 will be loosened during operation.

本発明は上述したような点に鑑みなされたもので、その目的とするところは、大きな締付け力が得られると共にコンパクトな締結構造が実現できる、ピストンロッド２の小径部１４を弾性的に伸張させる油圧ばめ方式（油圧締め方式）の第３〜第５例のような締結構造において、スペーサの締め代を調整可能とすることにより、部品の寸法公差をシビアに管理しなくても、締付け力のばらつきが可及的に低減可能で、以って、常に安定した締付け力が得られる信頼性の高い往復圧縮機の締結構造を実現することにある。 The present invention has been made in view of the above-described points, and an object of the present invention is to elastically extend the small-diameter portion 14 of the piston rod 2 that can provide a large fastening force and realize a compact fastening structure. In the fastening structure as shown in the third to fifth examples of the hydraulic fitting method (hydraulic fastening method), the tightening force can be adjusted without having to manage the dimensional tolerance of the parts severely by making the spacer tightening allowance adjustable. Therefore, it is possible to realize a highly reliable reciprocating compressor fastening structure capable of always obtaining a stable fastening force.

本発明は上記した目的を達成するために、
気体を圧縮するピストンを固定またはピストンと一体形成されたピストンロッドと、このピストンロッドを固定したクロスヘッドと、原動機により回転駆動されるクランク軸と、このクランク軸と一体となって所定の円弧軌跡上を回転するクランクピンと、このクランクピンと前記クロスヘッドのクロスピンとにその両端をそれぞれ回転可能に保持されて、前記クランクピンと前記クロスヘッドとを連結するコンロッドとを備え、前記原動機から前記クランク軸に伝達される回転運動を、前記クロスヘッドおよび前記ピストンロッドおよび前記ピストンの直線往復運動に変換する構成をとり、
前記ピストンロッドの肩部と前記クロスヘッドとの間に、油圧シリンダ部品と油圧ピストン部品とを挟み込み、前記油圧シリンダ部品と前記油圧ピストン部品との間に油圧を印加して、前記油圧シリンダ部品と前記油圧ピストン部品が装着された部分の前記ピストンロッドの小径部を弾性的に伸張させて、前記油圧の印加を解除した状態でも、前記ピストンロッドの小径部の伸張状態を維持させることにより、大きな締結力を保持できる構造をもつ往復圧縮機において、
前記油圧シリンダ部品と前記油圧ピストン部品との間に、厚みが可変できるスペーサ、例えば、２枚のリング状部品を相対回転可能に重ね合わせ、互いの重ね合わせ面に周方向に沿ったテーパーがそれぞれ形成され、２枚のリング状部品を相対回転させることにより厚みが調整可能な環くさびであるスペーサを、挟み込んだ構成をとる。 In order to achieve the above object, the present invention
A piston rod that fixes or integrally forms a piston that compresses gas, a crosshead that fixes this piston rod, a crankshaft that is driven to rotate by a prime mover, and a predetermined arc locus that is integral with this crankshaft A crank pin that rotates upward, and a connecting rod that is rotatably held at both ends of the crank pin and the cross pin of the cross head, and connects the crank pin and the cross head. Takes a configuration for converting the transmitted rotational motion into linear reciprocating motion of the crosshead, the piston rod and the piston,
A hydraulic cylinder part and a hydraulic piston part are sandwiched between a shoulder portion of the piston rod and the cross head, and hydraulic pressure is applied between the hydraulic cylinder part and the hydraulic piston part, Even when the application of the hydraulic pressure is released by elastically extending the small diameter portion of the piston rod at the portion where the hydraulic piston component is mounted, the extended state of the small diameter portion of the piston rod is maintained, In a reciprocating compressor having a structure capable of holding a fastening force,
Between the hydraulic cylinder part and the hydraulic piston part, a spacer whose thickness can be varied, for example, two ring-shaped parts are overlapped so that they can rotate relative to each other, and the taper along the circumferential direction is formed on each overlapping surface. The spacer is a ring wedge that is formed and can be adjusted in thickness by relatively rotating two ring-shaped components.

本発明によれば、大きな締付け力が得られると共にコンパクトな締結構造が実現できる、ピストンロッドの小径部を弾性的に伸張させる油圧ばめ方式の締結構造において、スペーサの締め代を調整可能とすることにより、部品の寸法公差をシビアに管理しなくても、締付け力のばらつきが可及的に低減可能で、以って、常に安定した締付け力が得られる信頼性の高い往復圧縮機の締結構造を実現することができる。 According to the present invention, it is possible to adjust a spacer tightening allowance in a hydraulic fitting type fastening structure in which a small fastening portion of a piston rod can be elastically extended, which can provide a large fastening force and a compact fastening structure. Therefore, it is possible to reduce the variation in tightening force as much as possible without severely managing the dimensional tolerances of the parts, so that a highly reliable reciprocating compressor that can always obtain a stable tightening force can be fastened. A structure can be realized.

以下、本発明の実施の形態を、図面を用いて説明する。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.

図１〜図３は、本発明の第１実施形態による往復圧縮機のピストンロッド締結構造に係り、図１はピストンロッドとクロスヘッドの結合関係を示す要部半断面図、図２は図１中の環くさびの斜視図および側面図、図３は図１中の環くさびの半断面側面図である。なお、本第１実施形態を含め本発明の各実施形態の往復圧縮機の基本的構成は、図８に示した構成と同様である。また、本第１実施形態を含め本発明の各実施形態におけるピストンロッドとクロスヘッドの締結構造は、ピストンロッドの肩部とクロスヘッドとの間に、油圧シリンダ部品と油圧ピストン部品とを挟み込み、油圧シリンダ部品と油圧ピストン部品との間に油圧を印加して、油圧シリンダ部品と油圧ピストン部品が装着された部分のピストンロッドの小径部を弾性的に伸張させて、油圧の印加を解除した状態でも、ピストンロッドの小径部の伸張状態が維持できる構造をもつ、油圧ばめ方式の締結構造となっている。 1 to 3 relate to a piston rod fastening structure of a reciprocating compressor according to a first embodiment of the present invention. FIG. 1 is a half sectional view of an essential part showing a coupling relationship between a piston rod and a crosshead, and FIG. FIG. 3 is a half sectional side view of the ring wedge in FIG. 1. The basic configuration of the reciprocating compressor according to each embodiment of the present invention including the first embodiment is the same as the configuration shown in FIG. Moreover, the fastening structure of the piston rod and the cross head in each embodiment of the present invention including the first embodiment sandwiches the hydraulic cylinder part and the hydraulic piston part between the shoulder part of the piston rod and the cross head, A state in which the application of hydraulic pressure is released by applying hydraulic pressure between the hydraulic cylinder component and the hydraulic piston component, and elastically extending the small diameter portion of the piston rod where the hydraulic cylinder component and the hydraulic piston component are mounted. However, it is a hydraulic fitting type fastening structure that has a structure that can maintain the extended state of the small diameter portion of the piston rod.

図１〜図３において、２はピストンロッド、７はクロスヘッド、１４はピストンロッド２の小径部、１５は環状の油圧シリンダ部品、１６は環状の油圧ピストン部品、２３ａは油圧シリンダ部品１５の圧油供給穴、２３ｂは油圧シリンダ部品１５のドレイン穴、２４はネジ部、２５ａ、２５ｂはリング板状の環くさび、２６はテーパ、２７は２つの環くさび２５ａ、２５ｂの合わせ面に生じる隙間である。 1 to 3, 2 is a piston rod, 7 is a cross head, 14 is a small diameter portion of the piston rod 2, 15 is an annular hydraulic cylinder component, 16 is an annular hydraulic piston component, and 23 a is a pressure of the hydraulic cylinder component 15. The oil supply hole 23b is a drain hole of the hydraulic cylinder part 15, 24 is a threaded portion, 25a and 25b are ring plate-shaped ring wedges, 26 is a taper, and 27 is a gap formed on the mating surface of the two ring wedges 25a and 25b. is there.

図１に示す本第１実施形態の構成は、ピストンロッド２の肩部２０とクロスヘッド７との間に、環型の油圧シリンダ部品１５と、環型の油圧ピストン部品１６と、両者１５、１６の間に位置する環くさび２５ａ、２５ｂとが、挟み込まれるように、ピストンロッド２のオネジ部２４をクロスヘッド２に切られたメネジ部２４にネジ込んで（クロスヘッド２内に埋設・固定されたナットにネジ込む構成としてもよい）、各部材１５、２５ａ、２５ｂ、１６の間にネジ込みにより隙間がない状態で、油圧シリンダ部品１５と油圧ピストン部品１６との間に油圧をかけて、この状態で環くさび２５ａ、２５ｂを回転させて、両環くさび２５ａ、２５ｂで構成されるスペーサの厚みを大きくして、ピストンロッドの小径部を弾性的に伸張させ、然る後、油圧シリンダ部品１５と油圧ピストン部品１６との間の圧油を抜き去るようにしたものである。すなわち、図１に示した本第１実施形態は、図１３に示した従来のピストンロッド締結構造において、前記したスペーサ１７ａ、１７ｂを、図２、図３に示す環くさび２５ａ、２５ｂに代替したものとなっている。 The configuration of the first embodiment shown in FIG. 1 includes an annular hydraulic cylinder part 15, an annular hydraulic piston part 16, both 15, between the shoulder 20 of the piston rod 2 and the crosshead 7. 16 so that the ring wedges 25a and 25b located between the two are screwed into the female screw portion 24 cut by the crosshead 2 (embedded and fixed in the crosshead 2). It may be configured to be screwed into the nut), and hydraulic pressure is applied between the hydraulic cylinder part 15 and the hydraulic piston part 16 with no gap between the members 15, 25a, 25b, 16 by screwing. In this state, the ring wedges 25a and 25b are rotated to increase the thickness of the spacer composed of the ring wedges 25a and 25b, and the small diameter portion of the piston rod is elastically extended. It is obtained so as to overtake the pressure oil between the hydraulic cylinder part 15 and the hydraulic piston part 16. That is, in the first embodiment shown in FIG. 1, in the conventional piston rod fastening structure shown in FIG. 13, the above-described spacers 17a and 17b are replaced with ring wedges 25a and 25b shown in FIGS. It has become a thing.

図２、図３に示すように、２枚のリング状の環くさび２５ａ、２５ｂは、環くさび２５ａの油圧シリンダ部品１５との当接面、および、環くさび２５ｂの油圧ピストン部品１６との当接面がそれぞれ平坦面として形成され、２枚のリング状の環くさび２５ａ、２５ｂの重ね合わせ面がそれぞれ周方向に沿ったテーパー２６に形成され、両環くさび２５ａ、２５ｂ同士は密着するように、互いのテーパー面２６が同一傾斜に設定されている。そして、一方の環くさびを他方の環くさびに対して回転させることにより、例えば、図２で左側の環くさび２５ａを右側の環くさび２５ｂに対して回転させることで、２枚の環くさび２５ａ、２５ｂで構成されるスペーサの厚さを変えることができるようになっている。すなわち、図２の場合、左側の環くさび２５ａを右側の環くさび２５ｂに対して時計回り方向に回転させると、スペーサの厚みが大きくなり、反時計回り方向に回転させると、スペーサの厚みが小さくなるようになっている。 As shown in FIGS. 2 and 3, the two ring-shaped ring wedges 25a and 25b are in contact with the contact surface of the ring wedge 25a with the hydraulic cylinder part 15 and with the hydraulic piston part 16 of the ring wedge 25b. The contact surfaces are each formed as a flat surface, the overlapping surfaces of the two ring-shaped ring wedges 25a and 25b are respectively formed in the taper 26 along the circumferential direction, and the ring wedges 25a and 25b are in close contact with each other. The tapered surfaces 26 are set to have the same inclination. Then, by rotating one ring wedge with respect to the other ring wedge, for example, by rotating the left ring wedge 25a in FIG. 2 with respect to the right ring wedge 25b, two ring wedges 25a, The thickness of the spacer composed of 25b can be changed. That is, in the case of FIG. 2, when the left ring wedge 25a is rotated clockwise with respect to the right ring wedge 25b, the thickness of the spacer increases, and when rotated counterclockwise, the spacer thickness decreases. It is supposed to be.

このような環くさび構造をとった場合、図２に示すように、軸方向の圧縮荷重Ｐは、くさびテーパー面垂直方向の荷重Ｎと、くさびテーパー面平行方向の荷重Ｆとに力が分散され、環くさびの平坦面に対するテーパー面２６の傾斜角をθとすると、Ｆ＝Ｐｓｉｎθ、Ｎ＝Ｐｃｏｓθと表わされる。くさびテーパー面の静摩擦係数をμとすると、Ｆ＝μＮとなったときに、くさびテーパー面ですべりを生じてしまうため、圧縮荷重Ｐを支えられない構造となってしまう。くさびテーパー面でのすべりを防ぐためには、Ｆ＜μＮを満たすようにすればよい。すなわち、ｔａｎθ＜μとなるθとすることで、圧縮荷重Ｐに耐えられる構造とすることができる。静摩擦係数μにはバラツキが考えられるため、θは十分に余裕をとって小さく決めることが望ましい。 When such a ring wedge structure is adopted, as shown in FIG. 2, the axial compressive load P is divided into a load N in the direction perpendicular to the wedge tapered surface and a load F in the direction parallel to the wedge tapered surface. Assuming that the inclination angle of the tapered surface 26 with respect to the flat surface of the ring wedge is θ, F = Psinθ and N = Pcosθ. Assuming that the static friction coefficient of the wedge taper surface is μ, slippage occurs on the wedge taper surface when F = μN, and the compression load P cannot be supported. In order to prevent slippage on the wedge taper surface, F <μN may be satisfied. That is, a structure that can withstand the compressive load P can be obtained by setting θ such that tan θ <μ. Since the static friction coefficient μ may vary, it is desirable to determine θ with a sufficient margin.

また、２枚の環くさび２５ａ、２５ｂは、互いの中心位置を正確に合わせるため、図３に示すように、左側の環くさび２５ａと右側の環くさび２５ｂのそれぞれの同じ径の位置に、弧状の凹部２８と、該凹部２８内を相対移動可能な凸部２９とを設け、左右の環くさび２５ａ、２５ｂ同士を凹部２８と凸部２９で噛み合わせて、位置合わせを行う構造とすることが望ましい。 Further, the two ring wedges 25a and 25b are arc-shaped at positions of the same diameter of the left ring wedge 25a and the right ring wedge 25b as shown in FIG. The concave portion 28 and the convex portion 29 that can move relative to the concave portion 28 are provided, and the left and right ring wedges 25a and 25b are engaged with each other by the concave portion 28 and the convex portion 29 to perform alignment. desirable.

なお、２枚の環くさび２５ａ、２５ｂで構成されるスペーサの厚さを大きくしていくと、２枚の環くさび２５ａ、２５ｂの間にできる隙間２７が大きくなっていく。この隙間２７が大きすぎると、スペーサ（環くさび２５ａ、２５ｂ）の剛性・強度が低下してしまうため、一般的には、２枚の環くさび２５ａ、２５ｂの重ね合わせ面が７／８以上接触するように設定する。したがって、環くさび２５ａ、２５ｂの中心径をＲとすると、０．２５πＲｔａｎθ分の厚さを変えることができる。 As the thickness of the spacer formed by the two ring wedges 25a and 25b is increased, the gap 27 formed between the two ring wedges 25a and 25b is increased. If this gap 27 is too large, the rigidity and strength of the spacers (ring wedges 25a and 25b) will decrease, and in general, the overlapping surface of the two ring wedges 25a and 25b will be in contact with 7/8 or more. Set to Therefore, when the center diameter of the ring wedges 25a and 25b is R, the thickness corresponding to 0.25πRtanθ can be changed.

本第１実施形態の締結構造を詳細に説明する。まず、２枚の環くさび２５ａ、２５ｂで構成されるスペーサの厚みを最も小さい状態（環くさび２５ａ、２５ｂの間に隙間２７がない状態）としておく。そして、この２枚の環くさび２５ａ、２５ｂを、ピストンロッド２の肩部２０とクロスヘッド７との間に配設された油圧シリンダ部品１５と油圧ピストン部品１６との間に、位置させた状態として、ピストンロッド２のオネジ部２４をクロスヘッド２に切られたメネジ部２４にネジ込んで（クロスヘッド２内に埋設・固定されたナットにネジ込む構成としてもよい）、各部材１５、２５ａ、２５ｂ、１６の間に完全に隙間がなくなるまでネジによる締め込みを行う。次に、油圧印加装置（圧油供給装置）の圧油供給部を油圧シリンダ部品１５の圧油供給穴２３ａに接続して、油圧シリンダ部品１５に油を入れて空気を抜いた後、油圧シリンダ部品１５のドレイン穴２３ｂを閉じて、然る後、油圧印加装置によって、油圧シリンダ部品１５と油圧ピストン部品１６との間に油圧を印加する。油圧をかけると、油圧シリンダ部品１５と油圧ピストン部品１６との間が拡がり、ピストンロッド２の小径部１４に伸張負荷（引張負荷）が加えられる。すなわち、往復圧縮機の運転中にかかる荷重に対して、ピストンロッド２とクロスヘッド７とが確実に締結されているために必要とされる弾性伸張量をピストンロッド２の小径部１４に与えるために、所定の油圧を印加して油圧シリンダ部品１５と油圧ピストン部品１６との間を拡げる。そして、上記の油圧印加の状態を保ったままで、２枚の環くさび２５ａ、２５ｂ同士を相対回転させてスペーサの厚みを増やし、環くさび２５ａの平坦面を油圧シリンダ部品１５に密着させると共に、環くさび２５ｂの平坦面を油圧ピストン部品１６に密着させる。この後、油圧印加装置（圧油供給装置）を外し、油圧シリンダ部品１５のドレイン穴２３ｂから油を排出する。これによって、油圧を解放した後も、ピストンロッド２の小径部１４が弾性的に伸ばされた状態を維持されるので、小径部１４の弾性回復力により、ピストンロッド２とクロスヘッド７との間に、ばらつきの少ない強固な締結力を得ることができる。 The fastening structure of the first embodiment will be described in detail. First, the thickness of the spacer composed of the two ring wedges 25a and 25b is set to the smallest state (the state where there is no gap 27 between the ring wedges 25a and 25b). The two ring wedges 25a and 25b are positioned between the hydraulic cylinder part 15 and the hydraulic piston part 16 disposed between the shoulder 20 of the piston rod 2 and the crosshead 7. As described above, the male screw portion 24 of the piston rod 2 is screwed into the female screw portion 24 cut in the cross head 2 (or may be configured to be screwed into a nut embedded and fixed in the cross head 2). , 25b, and 16 until the gap is completely removed. Next, after connecting the pressure oil supply part of the hydraulic pressure application device (pressure oil supply device) to the pressure oil supply hole 23a of the hydraulic cylinder part 15, the oil is put into the hydraulic cylinder part 15 and the air is evacuated, and then the hydraulic cylinder The drain hole 23b of the component 15 is closed, and thereafter, hydraulic pressure is applied between the hydraulic cylinder component 15 and the hydraulic piston component 16 by a hydraulic pressure application device. When hydraulic pressure is applied, the space between the hydraulic cylinder part 15 and the hydraulic piston part 16 expands, and an extension load (tensile load) is applied to the small diameter portion 14 of the piston rod 2. That is, in order to give the small-diameter portion 14 of the piston rod 2 the elastic extension amount required for the piston rod 2 and the crosshead 7 to be securely fastened against the load applied during the operation of the reciprocating compressor. In addition, a predetermined oil pressure is applied to widen the space between the hydraulic cylinder part 15 and the hydraulic piston part 16. Then, while maintaining the above-described hydraulic pressure application state, the two ring wedges 25a and 25b are rotated relative to each other to increase the thickness of the spacer, thereby bringing the flat surface of the ring wedge 25a into close contact with the hydraulic cylinder part 15 and The flat surface of the wedge 25 b is brought into close contact with the hydraulic piston component 16. Thereafter, the hydraulic pressure application device (pressure oil supply device) is removed, and the oil is discharged from the drain hole 23 b of the hydraulic cylinder component 15. Thus, even after the hydraulic pressure is released, the small diameter portion 14 of the piston rod 2 is maintained in an elastically stretched state, so that the elastic recovery force of the small diameter portion 14 causes the piston rod 2 and the crosshead 7 to be connected. In addition, a strong fastening force with little variation can be obtained.

このように、本第１実施形態では、油圧シリンダ部品１５と油圧ピストン部品１６が装着された部分のピストンロッド２の小径部１４を弾性的に伸張させて、油圧の印加を解除した状態でも、ピストンロッドの小径部の伸張状態が維持できる構造をもつ、油圧ばめ方式の締結構造において、スペーサの締め代を調整可能とすることにより、部品の寸法公差をシビアに管理しなくても、締付け力（締結力）のばらつきが可及的に低減可能で、常に安定した締付け力が得られる信頼性の高い往復圧縮機の締結構造を実現することができる。また、経時使用などにより締結力が低下しても、スペーサの締め代を調整することで、締結力を元に戻すことができる。また、スペーサが２枚の環くさび２５ａ、２５ｂで構成されているので、環くさび２５ａ、２５ｂが抜け出る虞が全くない。さらに、２枚の環くさび２５ａ、２５ｂで構成されるスペーサの両面は平坦面であるので、図１３に示した従来のピストンロッド締結構造において、スペーサを変えるだけで済み、従来の締結構造を殆どそのまま踏襲でき、実現が簡単・容易なものとなる。さらにまた、同一形状であるも求められる圧力の異なる機種に対しても、同一のスペーサ（環くさび２５ａ、２５ｂ）で締結力を異ならせることで対応可能となり、例えば求められる圧力が小さく、グレイドの低い材料を用いている機種には、比較的に小さな締結力を、求められる圧力が大きく、グレイドの高い材料を用いている機種には、比較的に大きな締結力を設定することが可能となり、スペーサ（環くさび２５ａ、２５ｂ）の汎用性も高まる。 Thus, in the first embodiment, even in a state where the small diameter portion 14 of the piston rod 2 in the portion where the hydraulic cylinder component 15 and the hydraulic piston component 16 are mounted is elastically extended and the application of hydraulic pressure is released, In a hydraulic fit type fastening structure with a structure that can maintain the extended state of the small diameter part of the piston rod, tightening is possible even if the dimensional tolerances of parts are not strictly controlled by enabling adjustment of the spacer tightening allowance. The variation in force (fastening force) can be reduced as much as possible, and a highly reliable reciprocating compressor fastening structure capable of always obtaining a stable fastening force can be realized. Even if the fastening force decreases due to use over time, the fastening force can be restored by adjusting the fastening margin of the spacer. Further, since the spacer is composed of the two ring wedges 25a and 25b, there is no possibility that the ring wedges 25a and 25b come out. Further, since both surfaces of the spacer formed by the two ring wedges 25a and 25b are flat surfaces, it is only necessary to change the spacer in the conventional piston rod fastening structure shown in FIG. It can be followed as it is, making it easy and easy to implement. Furthermore, it is possible to cope with models having the same shape but different required pressures by changing the fastening force with the same spacer (ring wedges 25a and 25b). It is possible to set a relatively small fastening force for models using low materials, and a relatively large fastening force for models using high grade materials that require a large pressure. The versatility of the spacers (ring wedges 25a and 25b) is also increased.

図４は、本発明の第２実施形態に係る往復圧縮機のピストンロッド締結構造の要部半断面図であり、同図において、図１〜図３の第１実施形態と同一もしくは均等な構成要素には同一符号を付してある。 FIG. 4 is a half sectional view of a principal part of a piston rod fastening structure of a reciprocating compressor according to a second embodiment of the present invention, in which the same or equivalent configuration as that of the first embodiment of FIGS. Elements are given the same reference numerals.

本第２実施形態が前記第１実施形態と異なるのは、前記第１実施形態の構成から左側の環くさび２５ａを排し、この環くさび２５ａの機能を、油圧シリンダ部品１５の端面に担わせるようにした点にある。すなわち、本第２実施形態では、油圧シリンダ部品１５における環くさび２５ｂとの重ね合わせ面に、環くさび２５ｂの周方向に沿ったテーパー２６に対応する、周方向に沿ったテーパー２６を形成してある。本第２実施形態における油圧ばめは、環くさび２５ｂを、油圧シリンダ部品１５における環くさび２５ｂとの重ね合わせ面に対して回転させて、スペーサの締め代を調整すること以外は、前記第１実施形態と同様である。 The second embodiment is different from the first embodiment in that the left wedge 25a is removed from the configuration of the first embodiment, and the function of the annular wedge 25a is assigned to the end face of the hydraulic cylinder part 15. It is in the point which did. That is, in the second embodiment, a taper 26 along the circumferential direction corresponding to the taper 26 along the circumferential direction of the ring wedge 25b is formed on the surface of the hydraulic cylinder part 15 that overlaps with the ring wedge 25b. is there. The hydraulic fit in the second embodiment is the same as the first except that the ring wedge 25b is rotated with respect to the overlapping surface of the hydraulic cylinder part 15 with the ring wedge 25b to adjust the interference of the spacer. This is the same as the embodiment.

なお、本第２実施形態では、油圧シリンダ部品１５に前記第１実施形態の環くさび２５ａの機能を担わせたが、図示していない本発明の第３実施形態では、前記第１実施形態の構成から右側の環くさび２５ｂを排し、この環くさび２５ｂの機能を、油圧ピストン部品１６の端面に担わせる。すなわち、本第３実施形態では、油圧ピストン部品１６における環くさび２５ａとの重ね合わせ面に、環くさび２５ａの周方向に沿ったテーパー２６に対応する、周方向に沿ったテーパー２６を形成する。このような本第３実施形態における油圧ばめは、環くさび２５ａを、油圧ピストン１６における環くさび２５ａとの重ね合わせ面に対して回転させて、スペーサの締め代を調整すること以外は、前記第１実施形態と同様である。 In the second embodiment, the hydraulic cylinder part 15 has the function of the ring wedge 25a of the first embodiment. However, in the third embodiment of the present invention (not shown), The right ring wedge 25b is removed from the configuration, and the function of the ring wedge 25b is assigned to the end face of the hydraulic piston component 16. That is, in the third embodiment, the taper 26 along the circumferential direction corresponding to the taper 26 along the circumferential direction of the annular wedge 25a is formed on the surface of the hydraulic piston component 16 that overlaps with the annular wedge 25a. The hydraulic fit in the third embodiment as described above is the same as that described above except that the ring wedge 25a is rotated with respect to the overlapping surface of the hydraulic piston 16 with the ring wedge 25a to adjust the spacer allowance. This is the same as in the first embodiment.

ここで、油圧シリンダ部品１５の端面と油圧ピストン部品１６の端面にそれぞれ周方向に沿ったテーパーを形成して、環くさび２５ａ、２５ｂを除く構成も考えられるが、油圧を印加した状態では、油圧シリンダ部品１５、油圧ピストン部品１６に油圧による荷重がかかっているため、それらを回して厚さを調整することは難しい。したがって、油圧シリンダ部品１５または油圧ピストン部品１６の何れか一方の端面にテーパー２６を形成して、それに対応する環くさびを１つ設けることにより、油圧の印加状態に環くさびを自由に回すようにすることができる。 Here, a configuration is possible in which the end surfaces of the hydraulic cylinder part 15 and the end face of the hydraulic piston part 16 are respectively tapered along the circumferential direction to exclude the ring wedges 25a and 25b. Since the hydraulic load is applied to the cylinder part 15 and the hydraulic piston part 16, it is difficult to adjust the thickness by turning them. Accordingly, by forming a taper 26 on one end face of either the hydraulic cylinder part 15 or the hydraulic piston part 16 and providing one corresponding ring wedge, the ring wedge can be freely rotated to the state of applying hydraulic pressure. can do.

上記したような構成をとる本発明の第２実施形態、第３実施形態においても、油圧シリンダ部品１５と油圧ピストン部品１６が装着された部分のピストンロッド２の小径部１４を弾性的に伸張させて、油圧の印加を解除した状態でも、ピストンロッドの小径部の伸張状態が維持できる構造をもつ、油圧ばめ方式の締結構造において、スペーサの締め代を調整可能とすることにより、部品の寸法公差をシビアに管理しなくても、締付け力（締結力）のばらつきが可及的に低減可能で、常に安定した締付け力が得られる信頼性の高い往復圧縮機の締結構造を実現することができる。また、経時使用などにより締結力が低下しても、スペーサの締め代を調整することで、締結力を元に戻すことができる。また、スペーサが環くさびで構成されているので、環くさびが抜け出る虞が全くない。さらに、前記した第１実施形態と比較すると、環くさびの数を減らすことができる。さらにまた、同一形状であるも求められる圧力の異なる機種に対しても、同一のスペーサ（環くさび２５ａまたは２５ｂ）で締結力を異ならせることで対応可能となり、例えば求められる圧力が小さく、グレイドの低い材料を用いている機種には、比較的に小さな締結力を、求められる圧力が大きく、グレイドの高い材料を用いている機種には、比較的に大きな締結力を設定することが可能となり、スペーサ（環くさび２５ａまたは２５ｂ）の汎用性も高まる。 Also in the second and third embodiments of the present invention having the above-described configuration, the small-diameter portion 14 of the piston rod 2 in the portion where the hydraulic cylinder component 15 and the hydraulic piston component 16 are mounted is elastically extended. In the hydraulic fitting type fastening structure that has a structure that can maintain the extension state of the small diameter part of the piston rod even when the application of hydraulic pressure is released, the spacer allowance can be adjusted, so that the dimensions of the parts can be adjusted. Even if the tolerance is not strictly controlled, the variation in tightening force (fastening force) can be reduced as much as possible, and a reliable reciprocating compressor fastening structure that can always obtain a stable tightening force can be realized. it can. Even if the fastening force decreases due to use over time, the fastening force can be restored by adjusting the fastening margin of the spacer. Further, since the spacer is composed of a ring wedge, there is no possibility that the ring wedge comes out. Furthermore, compared with the first embodiment described above, the number of ring wedges can be reduced. Furthermore, it is possible to cope with models having the same shape but different required pressures by using different fastening forces with the same spacer (ring wedge 25a or 25b). It is possible to set a relatively small fastening force for models using low materials, and a relatively large fastening force for models using high grade materials that require a large pressure. The versatility of the spacer (ring wedge 25a or 25b) is also increased.

図５、図６は、本発明の第４実施形態による往復圧縮機のピストンロッド締結構造に係り、図５はピストンロッドとクロスヘッドの結合関係を示す要部半断面図、図６は図５中のくさび型断面スペーサの説明図である。なお、図５において、先の実施形態と同一もしくは均等な構成要素には同一符号を付してある。 5 and 6 relate to a piston rod fastening structure of a reciprocating compressor according to a fourth embodiment of the present invention. FIG. 5 is a half sectional view of a principal part showing a coupling relationship between the piston rod and the cross head. FIG. It is explanatory drawing of the inside wedge-shaped cross-section spacer. In FIG. 5, the same or equivalent components as those in the previous embodiment are denoted by the same reference numerals.

本第４実施形態が前記第１〜第３実施形態と異なるのは、厚さが可変できるスペーサとして環くさびに代替して、２つのくさび型断面スペーサ３０を用いて、このくさび型断面スペーサ３０を、油圧シリンダ部品１５と油圧ピストン部品１６との間の隙間において、径方向に移動させるようにした点にある。 The fourth embodiment differs from the first to third embodiments in that two wedge-shaped cross-section spacers 30 are used in place of the ring wedge as a spacer whose thickness can be changed, and this wedge-shaped cross-section spacer 30 is used. Is moved in the radial direction in the gap between the hydraulic cylinder part 15 and the hydraulic piston part 16.

本第４実施形態では、くさび型断面スペーサ３０の油圧シリンダ部品１５との当接面が径方向に沿ったテーパー３１に形成されており、くさび型断面スペーサ３０の油圧ピストン部材１６との当接面は平坦面として形成されている。また、油圧シリンダ部品１５におけるくさび型断面スペーサ３０との当接面には、くさび型断面スペーサ３０のテーパー３１に対応する、径方向に沿ったテーパー３１を形成してある。 In the fourth embodiment, the contact surface of the wedge-shaped cross-section spacer 30 with the hydraulic cylinder part 15 is formed in a taper 31 along the radial direction, and the contact of the wedge-shaped cross-section spacer 30 with the hydraulic piston member 16 is formed. The surface is formed as a flat surface. A taper 31 along the radial direction corresponding to the taper 31 of the wedge-shaped cross-section spacer 30 is formed on the contact surface of the hydraulic cylinder component 15 with the wedge-shaped cross-section spacer 30.

本第４実施形態では、くさび型断面スペーサ３０を、ピストンロッド２の肩部２０とクロスヘッド７との間に配設された油圧シリンダ部品１５と油圧ピストン部品１６との間に、位置させた状態として、ピストンロッド２のオネジ部２４をクロスヘッド２に切られたメネジ部２４にネジ込んで（クロスヘッド２内に埋設・固定されたナットにネジ込む構成としてもよい）、各部材１５、３０、１６の間に完全に隙間がなくなるまでネジによる締め込みを行う。このとき、くさび型断面スペーサ３０の挿入量は、予め設定した比較的に浅い挿入量であるように管理しておく。次に、油圧印加装置によって、油圧シリンダ部品１５と油圧ピストン部品１６との間に油圧を印加して、油圧シリンダ部品１５と油圧ピストン部品１６との間を拡げて、この状態で、くさび型断面スペーサ３０を緩みのないように押し込んで、くさび型断面スペーサ３０を油圧シリンダ部品１５と油圧ピストン部品１６とに密着させ、この後、油圧の印加を解く。これによって、油圧を解放した後も、ピストンロッド２の小径部１４が弾性的に伸ばされた状態を維持されるので、小径部１４の弾性回復力により、ピストンロッド２とクロスヘッド７との間に、ばらつきの少ない強固な締結力を得ることができる。 In the fourth embodiment, the wedge-shaped cross-section spacer 30 is positioned between the hydraulic cylinder part 15 and the hydraulic piston part 16 disposed between the shoulder 20 of the piston rod 2 and the crosshead 7. As a state, the male screw portion 24 of the piston rod 2 is screwed into the female screw portion 24 cut by the cross head 2 (it may be configured to be screwed into a nut embedded and fixed in the cross head 2). Tighten with screws until there is no gap between 30 and 16. At this time, the insertion amount of the wedge-shaped cross-section spacer 30 is managed so as to be a relatively shallow insertion amount set in advance. Next, a hydraulic pressure is applied between the hydraulic cylinder part 15 and the hydraulic piston part 16 by the hydraulic pressure application device, and the space between the hydraulic cylinder part 15 and the hydraulic piston part 16 is expanded. The spacer 30 is pushed in so that it does not loosen, the wedge-shaped cross-section spacer 30 is brought into close contact with the hydraulic cylinder part 15 and the hydraulic piston part 16, and then the application of hydraulic pressure is released. Thus, even after the hydraulic pressure is released, the small diameter portion 14 of the piston rod 2 is maintained in an elastically stretched state, so that the elastic recovery force of the small diameter portion 14 causes the piston rod 2 and the crosshead 7 to be connected. In addition, a strong fastening force with little variation can be obtained.

なお、本第４実施形態では、くさび型断面スペーサ３０の油圧シリンダ部品１５との当接面を径方向に沿ったテーパー３１に形成し、くさび型断面スペーサ３０の油圧ピストン部材１６との当接面を平坦面としているが、図示していない本発明の第５実施形態では、くさび型断面スペーサ３０の油圧シリンダ部品１５との当接面を平坦面とし、くさび型断面スペーサ３０の油圧ピストン部材１６との当接面を径方向に沿ったテーパー３１として、油圧ピストン部品１６におけるくさび型断面スペーサ３０との当接面には、くさび型断面スペーサ３０のテーパー３１に対応する、径方向に沿ったテーパー３１に形成する。この本第５実施形態の油圧ばめの手法は、第４実施形態と同様である。 In the fourth embodiment, the contact surface of the wedge-shaped cross-section spacer 30 with the hydraulic cylinder component 15 is formed in a taper 31 along the radial direction, and the wedge-shaped cross-section spacer 30 contacts with the hydraulic piston member 16. Although the surface is a flat surface, in the fifth embodiment of the present invention (not shown), the contact surface of the wedge-shaped cross-section spacer 30 with the hydraulic cylinder part 15 is a flat surface, and the hydraulic piston member of the wedge-shaped cross-section spacer 30 is used. The contact surface with the wedge-shaped cross-section spacer 30 in the hydraulic piston component 16 is along the radial direction corresponding to the taper 31 of the wedge-shaped cross-section spacer 30. The taper 31 is formed. The hydraulic fitting method of the fifth embodiment is the same as that of the fourth embodiment.

また、図７に示した本発明の第６実施形態による往復圧縮機のピストンロッド締結構造では、くさび型断面スペーサ３０の両面を径方向に沿ったテーパー３１に形成し、油圧シリンダ部材１５におけるくさび型断面スペーサ３０との当接面および油圧ピストン部品１６におけるくさび型断面スペーサ３０との当接面を、くさび型断面スペーサ３０のテーパー３１に対応する、径方向に沿ったテーパー３１に形成してある。この本第６実施形態の油圧ばめの手法も、第４、第５実施形態と同様である。 Further, in the piston rod fastening structure of the reciprocating compressor according to the sixth embodiment of the present invention shown in FIG. 7, both surfaces of the wedge-shaped cross-section spacer 30 are formed in the taper 31 along the radial direction, and the wedge in the hydraulic cylinder member 15 is formed. The contact surface with the mold section spacer 30 and the contact surface with the wedge section spacer 30 in the hydraulic piston component 16 are formed in a taper 31 along the radial direction corresponding to the taper 31 of the wedge section spacer 30. is there. The hydraulic fitting method of the sixth embodiment is the same as that of the fourth and fifth embodiments.

なお、第４〜第６実施形態では、くさび型断面スペーサ３０を２つ用いているが、くさび型断面スペーサ３０の数は３以上であってもよい。 In the fourth to sixth embodiments, two wedge-shaped cross-section spacers 30 are used, but the number of wedge-shaped cross-section spacers 30 may be three or more.

上記したような構成をとる本発明の第４〜第６実施形態においても、油圧シリンダ部品１５と油圧ピストン部品１６が装着された部分のピストンロッド２の小径部１４を弾性的に伸張させて、油圧の印加を解除した状態でも、ピストンロッドの小径部の伸張状態が維持できる構造をもつ、油圧ばめ方式の締結構造において、スペーサの締め代を調整可能とすることにより、部品の寸法公差をシビアに管理しなくても、締付け力（締結力）のばらつきが可及的に低減可能で、常に安定した締付け力が得られる信頼性の高い往復圧縮機の締結構造を実現することができる。また、経時使用などにより締結力が低下しても、スペーサの締め代を調整することで、締結力を元に戻すことができる。また、前記した第１〜第３実施形態と比較すると、厚さが可変できるスペーサとしてのくさび型断面スペーサ３０の作製が容易である。さらに、同一形状であるも求められる圧力の異なる機種に対しても、同一のスペーサ（くさび型断面スペーサ３０）で締結力を異ならせることで対応可能となり、例えば求められる圧力が小さく、グレイドの低い材料を用いている機種には、比較的に小さな締結力を、求められる圧力が大きく、グレイドの高い材料を用いている機種には、比較的に大きな締結力を設定することが可能となり、スペーサ（くさび型断面スペーサ３０）の汎用性も高まる。 Also in the fourth to sixth embodiments of the present invention having the above-described configuration, the small-diameter portion 14 of the piston rod 2 in the portion where the hydraulic cylinder component 15 and the hydraulic piston component 16 are mounted is elastically extended, Even in the state where the application of hydraulic pressure is released, in the hydraulic fitting type fastening structure that can maintain the extended state of the small diameter part of the piston rod, the dimensional tolerance of the parts can be reduced by making the spacer tightening allowance adjustable. Even if it is not managed severely, it is possible to realize a highly reliable reciprocating compressor fastening structure in which the variation in fastening force (fastening force) can be reduced as much as possible, and a stable fastening force can always be obtained. Even if the fastening force decreases due to use over time, the fastening force can be restored by adjusting the fastening margin of the spacer. Further, as compared with the first to third embodiments described above, it is easy to manufacture the wedge-shaped cross-section spacer 30 as a spacer whose thickness can be varied. Furthermore, it is possible to cope with models having the same shape but different required pressures by using different fastening forces with the same spacer (wedge-shaped cross-section spacer 30). For example, the required pressure is small and the grade is low. For models using materials, it is possible to set a relatively small fastening force, and for models using a high grade and high grade material, a relatively large fastening force can be set. The versatility of the (wedge-shaped cross-section spacer 30) is also increased.

本発明の第１実施形態に係る往復圧縮機のピストンロッド締結構造の要部半断面図である。It is a principal part half sectional view of the piston rod fastening structure of the reciprocating compressor which concerns on 1st Embodiment of this invention. 図１中の環くさびの斜視図および側面図である。It is the perspective view and side view of a ring wedge in FIG. 図１中の環くさびの半断面側面図である。FIG. 2 is a half sectional side view of the ring wedge in FIG. 1. 本発明の第２実施形態に係る往復圧縮機のピストンロッド締結構造の要部半断面図である。It is a principal part half sectional view of the piston rod fastening structure of the reciprocating compressor which concerns on 2nd Embodiment of this invention. 本発明の第４実施形態に係る往復圧縮機のピストンロッド締結構造の要部半断面図である。It is a principal part half sectional view of the piston rod fastening structure of the reciprocating compressor which concerns on 4th Embodiment of this invention. 図５中のくさび型断面スペーサの説明図である。It is explanatory drawing of the wedge-shaped cross-section spacer in FIG. 本発明の第６実施形態に係る往復圧縮機のピストンロッド締結構造の要部半断面図である。It is a principal part half sectional view of the piston rod fastening structure of the reciprocating compressor which concerns on 6th Embodiment of this invention. 一般的な往復圧縮機の概略構成を示す説明図である。It is explanatory drawing which shows schematic structure of a general reciprocating compressor. 従来の締結構造の第１例を示す説明図である。It is explanatory drawing which shows the 1st example of the conventional fastening structure. 従来の締結構造の第２例を示す説明図である。It is explanatory drawing which shows the 2nd example of the conventional fastening structure. 従来の締結構造の第３例を示す説明図である。It is explanatory drawing which shows the 3rd example of the conventional fastening structure. 従来の締結構造の第４例を示す説明図である。It is explanatory drawing which shows the 4th example of the conventional fastening structure. 従来の締結構造の第５例を示す説明図である。It is explanatory drawing which shows the 5th example of the conventional fastening structure.

Explanation of symbols

１ピストン
２ピストンロッド
３クランク軸
４クランクピン
５クロスピン
６コンロッド
７クロスヘッド
８ピストンリング
９、９ａ、９ｂロックナット
１２リング
１３ボルト
１４ピストンロッドの小径部
１５油圧シリンダ部品
１６油圧ピストン部材
１７ａ基準スペーサ
１７ｂ締付けスペーサ
１８ナット
２０ピストンロッドの肩部
２１油圧受け面
２２Ｏリング
２３ａ圧油供給穴
２３ｂドレイン穴
２４ネジ部
２５ａ、２５ｂ環くさび
２６周方向に沿ったテーパー
２７２つの環くさび２５ａ、２５ｂの合わせ面に生じる隙間
２８弧状の凹部
２９凸部
３０くさび型断面スペーサ
３１径方向に沿ったテーパー DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Piston 2 Piston rod 3 Crankshaft 4 Crankpin 5 Cross pin 6 Connecting rod 7 Cross head 8 Piston ring 9, 9a, 9b Lock nut 12 Ring 13 Bolt 14 Small diameter part of piston rod 15 Hydraulic cylinder part 16 Hydraulic piston member 17a Reference spacer 17b Tightening spacer 18 Nut 20 Piston rod shoulder 21 Hydraulic receiving surface 22 O-ring 23a Pressure oil supply hole 23b Drain hole 24 Screw part 25a, 25b Ring wedge 26 Tapered along the circumferential direction 27 Two ring wedges 25a, 25b alignment Gap generated in the surface 28 Arc-shaped recess 29 Projection 30 Wedge-shaped cross-section spacer 31 Taper along the radial direction

Claims

A piston rod that fixes or integrally forms a piston that compresses gas; and
A crosshead to which this piston rod is fixed;
A crankshaft that is rotationally driven by a prime mover;
A crankpin that rotates integrally with the crankshaft on a predetermined arc locus;
Both ends of the crank pin and the cross head of the cross head are rotatably held, and a connecting rod for connecting the crank pin and the cross head,
A rotary motion transmitted from the prime mover to the crankshaft is converted into a linear reciprocating motion of the crosshead, the piston rod and the piston,
A hydraulic cylinder part and a hydraulic piston part are sandwiched between a shoulder portion of the piston rod and the cross head, and hydraulic pressure is applied between the hydraulic cylinder part and the hydraulic piston part, Even when the application of the hydraulic pressure is released by elastically extending the small diameter portion of the piston rod at the portion where the hydraulic piston component is mounted, the extended state of the small diameter portion of the piston rod is maintained, In a reciprocating compressor having a structure capable of holding a fastening force,
A piston rod fastening structure for a reciprocating compressor, wherein a spacer having a variable thickness is sandwiched between the hydraulic cylinder part and the hydraulic piston part.

In the piston rod fastening structure of the reciprocating compressor according to claim 1,
The spacer overlaps two ring-shaped parts so that they can rotate relative to each other, and a taper along the circumferential direction is formed on each overlapping surface, and the thickness is adjusted by relatively rotating the two ring-shaped parts. A piston rod fastening structure of a reciprocating compressor characterized by being a ring wedge.

In the piston rod fastening structure of the reciprocating compressor according to claim 1,
A taper along the circumferential direction is formed on the contact surface of the spacer in the hydraulic cylinder part, the spacer is made of one ring-shaped part, and a taper along the circumferential direction is also formed on the contact surface of the hydraulic cylinder part in the spacer. A piston rod fastening structure for a reciprocating compressor, wherein the spacer can be adjusted in thickness by rotating the spacer with respect to the hydraulic cylinder part.

In the piston rod fastening structure of the reciprocating compressor according to claim 1,
A taper along the circumferential direction is formed on the contact surface of the spacer in the hydraulic piston component, the spacer is made of one ring-shaped component, and a taper along the circumferential direction is also formed on the contact surface of the hydraulic piston component in the spacer. A piston rod fastening structure for a reciprocating compressor, wherein the spacer can be adjusted in thickness by rotating the spacer with respect to the hydraulic piston component.

In the piston rod fastening structure of the reciprocating compressor according to claim 1,
A taper along the radial direction is formed on the spacer contact surface in the hydraulic cylinder component, the spacer contact surface in the hydraulic piston component, or the spacer contact surface in the hydraulic cylinder component and the spacer contact surface in the hydraulic piston component. Further, a taper along the radial direction is also formed on the contact surface of the spacer that contacts the spacer contact surface on which the taper is formed, and the thickness of the spacer can be adjusted by moving the spacer in the radial direction. A piston rod fastening structure for a reciprocating compressor, characterized in that it is configured.