JP5204016B2 - Turbo compressor - Google Patents

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    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
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    • F04D25/00—Pumping installations or systems
    • F04D25/16—Combinations of two or more pumps ; Producing two or more separate gas flows
    • F04D25/163—Combinations of two or more pumps ; Producing two or more separate gas flows driven by a common gearing arrangement
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
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    • F04D29/42—Casings; Connections of working fluid for radial or helico-centrifugal pumps
    • F04D29/44—Fluid-guiding means, e.g. diffusers
    • F04D29/441—Fluid-guiding means, e.g. diffusers especially adapted for elastic fluid pumps

Description

本発明は、羽根車の回転軸が、駆動軸から駆動ギアを介して駆動されるギア内蔵型のターボ圧縮機に関するものである。   The present invention relates to a built-in gear type turbo compressor in which a rotating shaft of an impeller is driven from a driving shaft via a driving gear.

先ず、従来例に係るターボ圧縮機について、以下添付図７，８を参照しながら説明する。図７は従来技術１に係る遠心羽根車を備えるターボ圧縮機の縦断面図、図８は従来技術２に係るターボ圧縮機の実施の形態を示し、４段圧縮構成を示す平断面図である。   First, a conventional turbo compressor will be described with reference to FIGS. FIG. 7 is a longitudinal sectional view of a turbo compressor provided with a centrifugal impeller according to prior art 1, and FIG. 8 is a plan sectional view showing an embodiment of the turbo compressor according to prior art 2 and showing a four-stage compression configuration. .

従来技術１に係るターボ圧縮機は、図７に示す如く、遠心羽根車１３を回転する回転軸１７は、回転駆動源から伝わるトルクによってギヤー１８、該ギヤー１８と噛み合うピニオン１９を介して回転駆動される。羽根車１３とスラストカラー１６Ａ，１６Ｂとは、キーもしくは焼嵌め等により回転軸１７と一体構造になっている。回転軸１７に伝わったトルクは羽根車１３に伝達され、この羽根車１３の回転によって対象ガスが圧縮される。   In the turbo compressor according to Prior Art 1, as shown in FIG. 7, the rotary shaft 17 that rotates the centrifugal impeller 13 is rotationally driven through a gear 18 and a pinion 19 that meshes with the gear 18 by torque transmitted from a rotational drive source. Is done. The impeller 13 and the thrust collars 16A and 16B are integrated with the rotary shaft 17 by a key or shrink fitting. Torque transmitted to the rotating shaft 17 is transmitted to the impeller 13, and the target gas is compressed by the rotation of the impeller 13.

対象ガスを圧縮する際に、羽根車１３の吸込口側と吐出口側とで圧力差が生じ、この圧力差が主な原因となって回転軸１７に左方向へスラスト力が発生する。このスラスト力は、前記スラストカラー１６Ａ，１６Ｂのうち、１６Ｂによって受け止められる。より詳しくは、該スラストカラー１６Ａ，１６Ｂはギヤー１８の左右側面の端部に接触することによって左右方向のスラストが受け止められる構造になっている。またギヤー１８は、ラジアル力及びスラスト力の両方を受け止める図示しない軸受によって支持されている（特許文献１参照）。この様な従来例１におけるケーシング１４は、羽根車１３と同心状に形成されている。   When the target gas is compressed, a pressure difference is generated between the suction port side and the discharge port side of the impeller 13, and the thrust force is generated in the left direction on the rotating shaft 17 mainly due to this pressure difference. This thrust force is received by 16B of the thrust collars 16A and 16B. More specifically, the thrust collars 16 </ b> A and 16 </ b> B are structured such that the thrust in the left and right direction is received by contacting the end portions of the left and right side surfaces of the gear 18. The gear 18 is supported by a bearing (not shown) that receives both radial force and thrust force (see Patent Document 1). The casing 14 in the conventional example 1 is formed concentrically with the impeller 13.

また、従来技術２に係るターボ圧縮機は、図８に示す如く、ケーシング２２が軸箱部２０を有し、この軸箱部２０の一側面に第１圧縮機３１、第３圧縮機３３が設けられ、前記軸箱部２０の他側面に第２圧縮機３２が設けられ、前記第１圧縮機３１と前記第２圧縮機３２とは同一中心線上に配置されると共に、第１回転軸２６によって駆動され、前記第３圧縮機３３は前記第１回転軸２６に平行に設けられた第２回転軸３６によって駆動され、前記第１回転軸２６、前記第２回転軸３６は、駆動軸２１によって回転され、前記第２圧縮機３２に隣接する部分に空スペースが形成され、この空スペースには前記第２回転軸３６によって駆動される第４圧縮機４３を取付け可能とした（特許文献２参照）。   Further, as shown in FIG. 8, in the turbo compressor according to Prior Art 2, the casing 22 has a shaft box portion 20, and a first compressor 31 and a third compressor 33 are provided on one side of the shaft box portion 20. The second compressor 32 is provided on the other side surface of the shaft box portion 20, and the first compressor 31 and the second compressor 32 are disposed on the same center line, and the first rotating shaft 26 is provided. The third compressor 33 is driven by a second rotating shaft 36 provided in parallel to the first rotating shaft 26, and the first rotating shaft 26 and the second rotating shaft 36 are driven by the driving shaft 21. And an empty space is formed in a portion adjacent to the second compressor 32, and a fourth compressor 43 driven by the second rotating shaft 36 can be attached to the empty space (Patent Document 2). reference).

従来技術２に係る前記ターボ圧縮機によれば、前記従来例１と同様、第１圧縮機ハウジング２７、第２圧縮機ハウジング２８、第３圧縮機ハウジング２９及び第４圧縮機ハウジング３７は、夫々第１翼車２３、第２翼車２４、第３翼車２５及び第４翼車４２と同心状に形成されている。尚、図８において、油ポンプ自体は図示されていないが、駆動軸２１の最上部が前記油ポンプとの接合部となる。   According to the turbo compressor according to the related art 2, as in the conventional example 1, the first compressor housing 27, the second compressor housing 28, the third compressor housing 29, and the fourth compressor housing 37 are respectively The first impeller 23, the second impeller 24, the third impeller 25, and the fourth impeller 42 are formed concentrically. In FIG. 8, the oil pump itself is not shown, but the uppermost portion of the drive shaft 21 is a joint portion with the oil pump.

特開２００４−１９７８４８号公報JP 2004-197848 A 特開２００５−２４８８３２号公報JP 2005-248832 A

一般的に、ターボ圧縮機として良好な性能を確保するためには、適度の大きさのケーシングが必要となる。しかしながら、上記従来技術１，２の如く、羽根車回転軸が駆動軸から駆動ギア（ブルギア）を介して駆動されるギア内蔵型のターボ圧縮機において、油ポンプを前記駆動軸に直結しようとする場合、ケーシングを大きくすると、前記油ポンプとこのケーシングが干渉して、油ポンプの取付が不可能となることがある。   Generally, in order to ensure good performance as a turbo compressor, a moderately sized casing is required. However, as in the prior arts 1 and 2, in an internal gear type turbo compressor in which the impeller rotating shaft is driven from the drive shaft via the drive gear (bull gear), an oil pump is to be directly connected to the drive shaft. In this case, when the casing is enlarged, the oil pump and the casing interfere with each other, and the oil pump may not be attached.

一方、前記油ポンプとケーシングが干渉した場合は、アイドルギアを追加して油ポンプの位置を前記ケーシングから離したり、駆動モータの反圧縮機側に油ポンプを取付けたりしなければならないので、製造コストを増加させることになる。   On the other hand, if the oil pump interferes with the casing, an idle gear must be added to move the oil pump away from the casing, or the oil pump must be mounted on the non-compressor side of the drive motor. This will increase costs.

従って、本発明の目的は、ギア内蔵型のターボ圧縮機において、ケーシングの適度な大きさを確保し、かつ、油ポンプを駆動軸に直結し得る構造のターボ圧縮機を提供しようとするものである。   Accordingly, an object of the present invention is to provide a turbo compressor having a structure in which a moderate size of a casing can be secured and an oil pump can be directly connected to a drive shaft in a built-in gear type turbo compressor. is there.

前記目的を達成するために、本発明の請求項１に係るターボ圧縮機が採用した手段は、羽根車の回転軸が駆動軸から駆動ギアを介して駆動され、前記羽根車を覆うハウジングバレル部が備えられたギア内蔵型のターボ圧縮機において、前記羽根車の回転軸中心に対して前記ハウジングバレル部中心をずらし、前記駆動軸に直結される油ポンプ側に前記ハウジングバレル部、及びこのハウジングバレル部の内側に設けられたスクロールケーシングによって形成される気体流路の小さい部分が配置される一方、反油ポンプ側に前記気体流路の大きい部分が配置されてなることを特徴とするものである。 In order to achieve the object, means for turbo compressor is adopted according to claim 1 of the present invention is driven via the drive gear from the pivot shaft axis of rotation of the impeller drive, a housing barrel covering the impeller in part the gear built-turbocompressor provided, shifting the housing barrel portion centered with respect to the rotation axis center of the impeller, the housing barrel portion to the oil pump side is directly connected to the drive shaft, and the A small portion of the gas flow path formed by the scroll casing provided inside the housing barrel portion is disposed, while a large portion of the gas flow path is disposed on the anti-oil pump side. It is.

本発明の請求項２に係るターボ圧縮機が採用した手段は、請求項１に記載のターボ圧縮機において、圧縮された気体が前記気体流路に流入するスクロールケーシングの前縁部半径が、前記羽根車の回転軸中心から常に一定の距離に形成されてなることを特徴とするものである。   The turbo compressor according to claim 2 of the present invention employs the turbo compressor according to claim 1, wherein the front edge radius of the scroll casing into which the compressed gas flows into the gas flow path is It is characterized in that it is always formed at a constant distance from the rotation shaft center of the impeller.

本発明の請求項３に係るターボ圧縮機が採用した手段は、請求項１または２に記載のターボ圧縮機において、前記ターボ圧縮機のハウジングによって形成された吐出流路が、スクロールケーシングによって形成される前記気体流路より大きく形成されてなることを特徴とするものである。   The turbo compressor according to claim 3 of the present invention employs the turbo compressor according to claim 1 or 2, wherein a discharge flow path formed by a housing of the turbo compressor is formed by a scroll casing. It is formed larger than the gas flow path.

本発明の請求項１に係るターボ圧縮機によれば、羽根車の回転軸が駆動軸から駆動ギアを介して駆動され、前記羽根車を覆うハウジングバレル部が備えられたギア内蔵型のターボ圧縮機において、前記羽根車の回転軸中心に対して前記ハウジングバレル部中心をずらし、前記駆動軸に直結される油ポンプ側に前記ハウジングバレル部、及びこのハウジングバレル部の内側に設けられたスクロールケーシングによって形成される気体流路の小さい部分が配置される一方、反油ポンプ側に前記気体流路の大きい部分が配置されてなるので、前記気体流路の適度な大きさを確保し、かつ油ポンプを駆動軸に直結するスペースを確保できるので、製造コストを増加させることなく圧縮機性能を向上し得る。 According to the turbo compressor according to claim 1 of the present invention, is driven via the drive gear from the pivot shaft axis of rotation of the impeller drive, gear self-contained housing barrel portion covering the impeller provided Turbo in the compressor, shifting the housing barrel portion centered with respect to the rotation axis center of the impeller, the housing barrel portion to the oil pump side is directly connected to the drive shaft, and provided inside the housing barrel portion scrolls While a small portion of the gas flow path formed by the casing is disposed, a large portion of the gas flow path is disposed on the anti-oil pump side, so that an appropriate size of the gas flow path is ensured, and Since a space for directly connecting the oil pump to the drive shaft can be secured, the compressor performance can be improved without increasing the manufacturing cost.

また、本発明の請求項２に係るターボ圧縮機によれば、圧縮された気体が前記気体流路に流入するスクロールケーシングの前縁部半径が、前記羽根車の回転軸中心から常に一定の距離に形成されてなるので、前記前縁部半径を適度な大きさに維持しターボ圧縮機の性能低下を防止できる。   Further, according to the turbo compressor according to claim 2 of the present invention, the radius of the front edge of the scroll casing through which the compressed gas flows into the gas flow path is always a constant distance from the rotation axis center of the impeller. Thus, the leading edge radius can be maintained at an appropriate size, and the performance of the turbo compressor can be prevented from degrading.

更に、本発明の請求項３に係るターボ圧縮機によれば、前記ターボ圧縮機のハウジングによって形成された吐出流路が、スクロールケーシングによって形成される前記気体流路より大きく形成されてなるので、前記気体流路からの流れを阻害することがない。   Further, according to the turbo compressor according to claim 3 of the present invention, the discharge flow path formed by the turbo compressor housing is formed larger than the gas flow path formed by the scroll casing. The flow from the gas flow path is not hindered.

本発明の実施の形態に係るターボ圧縮機の油ポンプ配置構成を説明するための要部平断面図である。It is a principal part sectional plan view for demonstrating the oil pump arrangement configuration of the turbo compressor which concerns on embodiment of this invention. 図１の矢視Ｘ−Ｘを示す縦断面図である。It is a longitudinal cross-sectional view which shows arrow XX of FIG. 図１の夫々の位置角度（ａ）〜（ｄ）における矢視方向を示す縦断面図を、羽根車近傍を省略して示したものである。FIG. 2 is a longitudinal sectional view showing arrow directions at respective position angles (a) to (d) in FIG. 1, omitting the vicinity of the impeller. 図１の夫々の位置角度（ｅ）〜（ｈ）における矢視方向を示す縦断面図を、羽根車近傍を省略して示したものである。FIG. 2 is a longitudinal sectional view showing arrow directions at respective position angles (e) to (h) in FIG. 1, omitting the vicinity of the impeller. 図１の夫々の位置角度（ｉ）〜（ｌ）における矢視方向を示す縦断面図を、羽根車近傍を省略して示したものである。FIG. 1 is a longitudinal sectional view showing arrow directions at respective position angles (i) to (l) in FIG. 1, omitting the vicinity of the impeller. 図１の夫々の位置角度（ｍ）〜（ｏ）における矢視方向を示す縦断面図を、羽根車近傍を省略して示したものである。FIG. 2 is a longitudinal sectional view showing arrow directions at respective position angles (m) to (o) in FIG. 1, omitting the vicinity of the impeller. 従来技術１に係る遠心羽根車を備えるターボ圧縮機の縦断面図である。It is a longitudinal cross-sectional view of a turbo compressor provided with the centrifugal impeller which concerns on the prior art 1. FIG. 従来技術２に係るターボ圧縮機の実施の形態を示し、４段圧縮構成を示す平断面図である。It is a plane sectional view showing an embodiment of a turbo compressor concerning prior art 2, and showing a four-stage compression configuration.

先ず、本発明の実施の形態に係るターボ圧縮機の概要を、以下添付図１，２を参照しながら説明する。図１は本発明の実施の形態に係るターボ圧縮機の油ポンプ配置構成を説明するための要部平断面図、図２は図１の矢視Ｘ−Ｘを示す縦断面図である。   First, an outline of a turbo compressor according to an embodiment of the present invention will be described below with reference to FIGS. FIG. 1 is a main part plan sectional view for explaining an oil pump arrangement configuration of a turbo compressor according to an embodiment of the present invention, and FIG.

本発明の実施の形態に係るターボ圧縮機は、羽根車５の回転軸６が、図示しない駆動軸から駆動ギアとピニオン６ａを介して駆動されるギア内蔵型のターボ圧縮機である。そして、羽根車５の回転軸中心（回転中心）Ｃ１方向上部から吸込まれた気体は、前記羽根車５の回転に従って矢印で示す様に、この圧縮機の羽根車５の中心Ｃ１下方に向かう旋回流を形成しつつ加速され、羽根車５の外周方向に放出される。前記羽根車５の外周方向に放出された気体は圧縮され、気体流路８を経た後吐出流路９に排出される。ここで、符号７は回転軸６を支承する軸受を示す。   The turbo compressor according to the embodiment of the present invention is a built-in gear type turbo compressor in which a rotating shaft 6 of an impeller 5 is driven from a driving shaft (not shown) via a driving gear and a pinion 6a. Then, the gas sucked from the upper part of the rotation axis center (rotation center) C1 direction of the impeller 5 turns toward the lower side of the center C1 of the impeller 5 of the compressor as indicated by an arrow according to the rotation of the impeller 5. It is accelerated while forming a flow and discharged in the outer peripheral direction of the impeller 5. The gas discharged in the outer peripheral direction of the impeller 5 is compressed, discharged through the gas flow path 8 and then to the discharge flow path 9. Here, the code | symbol 7 shows the bearing which supports the rotating shaft 6. FIG.

本発明の実施の形態に係るターボ圧縮機において、このターボ圧縮機のハウジング１の一部を形成するハウジングバレル部２の中心Ｃ２は、前記羽根車５の回転軸中心Ｃ１とずらし寸法Ｓだけずれた位置に配設されている。即ち、前記ハウジングバレル部２の中心Ｃ２は、羽根車５の回転軸中心Ｃ１に比べて、油ポンプ４から前記ずらし寸法Ｓだけ遠い位置に配設されている。尚、気体流路８の形状には、流れ解析に基づいて求められる最適形状が存在し、前記ずらし寸法Ｓは、その気体流路８の最適形状に実際の気体流路８の形状がなるべく合致する様に決定されるのが好ましい。   In the turbo compressor according to the embodiment of the present invention, the center C2 of the housing barrel part 2 forming a part of the housing 1 of the turbo compressor is shifted by the offset dimension S from the rotational axis center C1 of the impeller 5. It is arranged at the position. That is, the center C2 of the housing barrel portion 2 is disposed farther from the oil pump 4 by the shift dimension S than the rotation axis center C1 of the impeller 5. The shape of the gas flow path 8 has an optimum shape obtained based on the flow analysis, and the shift dimension S matches the optimum shape of the gas flow path 8 with the actual shape of the gas flow path 8 as much as possible. It is preferable to be determined as follows.

そして今、図１に示す如く、前記羽根車５の回転軸中心Ｃ１と油ポンプ４の中心とを通る横方向の中心線に直交し、前記回転軸中心Ｃ１を通る縦方向の中心線を描き、この縦方向の中心線の前記回転軸中心Ｃ１から下半分の直線位置、即ち矢視Ａ−Ａを「位置角度０度」（また、この位置角度の縦断面図を示す各図番に合わせて「位置角度（ａ）」とも称す）とする。   Now, as shown in FIG. 1, a vertical center line is drawn perpendicular to the horizontal center line passing through the rotation axis center C1 of the impeller 5 and the center of the oil pump 4 and passing through the rotation axis center C1. The vertical position of the center line in the vertical direction from the rotation axis center C1, that is, the arrow AA is set to “position angle 0 degree” (also according to each figure indicating the longitudinal sectional view of this position angle). (Also referred to as “position angle (a)”).

次いで、前記回転軸中心Ｃ１から下半分の直線が、「位置角度０度」から回転軸中心Ｃ１を中心として右廻りに回転する回転角度θに応じて、前記回転角度θが１０度の直線位置、即ち矢視Ｂ−Ｂを「位置角度１０度」（また、「位置角度（ｂ）」とも称す）、前記回転角度θが２０度の直線位置、即ち矢視Ｃ−Ｃを「位置角度２０度」（また、「位置角度（ｃ）」とも称す）という様に、図１に示す如く羽根車５の回転軸中心Ｃ１を中心として右廻りに回転する回転角度θに応じて、１０〜３０度ごとに順次「位置角度」を設定し、前記回転角度θが３３０度となる直線位置、即ち「位置角度３３０度」（また、「位置角度（ｏ）」とも称す）まで設定する。   Then, the straight line in the lower half from the rotation axis center C1 corresponds to the rotation angle θ that rotates clockwise from the “position angle 0 degree” around the rotation axis center C1. That is, the arrow BB is “position angle 10 degrees” (also referred to as “position angle (b)”), and the rotation angle θ is 20 degrees, that is, the arrow CC is “position angle 20”. As shown in FIG. 1, the rotation angle θ rotates clockwise about the rotation axis center C <b> 1 of the impeller 5 as shown in FIG. 1 to 10 to 30 degrees (degrees) (also referred to as “position angle (c)”). “Position angle” is sequentially set every degree, and is set up to a linear position where the rotation angle θ is 330 degrees, that is, “position angle 330 degrees” (also referred to as “position angle (o)”).

上記の如く設定した「位置角度θ」において、スクロールケーシング３によって形成される前記気体流路８は、上記「位置角度θ」が大きいほど断面が大きくなっており、羽根車５の回転軸中心Ｃ１とハウジングバレル部２の中心Ｃ２のずれは、この気体流路８の断面の大きさの差異とも対応している。即ち、断面の大きい方の前記気体流路８（図１に示す「位置角度θ」が大きい方の前記気体流路８）が、油ポンプ４とは反対側（反油ポンプ側）に位置している。   At the “position angle θ” set as described above, the gas flow path 8 formed by the scroll casing 3 has a larger cross section as the “position angle θ” is larger, and the rotational axis center C1 of the impeller 5 is larger. The deviation of the center C2 of the housing barrel portion 2 corresponds to the difference in the cross-sectional size of the gas flow path 8. That is, the gas channel 8 having the larger cross section (the gas channel 8 having the larger “position angle θ” shown in FIG. 1) is positioned on the opposite side (anti-oil pump side) from the oil pump 4. ing.

以下に、添付図３〜６を参照しながら更に詳細に説明する。図３〜６は図１に示す各位置角度（ａ）〜（ｏ）における縦断面を、例えば位置角度（ａ）では矢視Ａ−Ａを示す縦断面図、位置角度（ｂ）では矢視Ｂ−Ｂを示す縦断面図という様に、図３（ａ）〜（ｄ）は図１の夫々の位置角度（ａ）〜（ｄ）、図４（ｅ）〜（ｈ）は図１の夫々の位置角度（ｅ）〜（ｈ）、図５（ｉ）〜（ｌ）は図１の夫々の位置角度（ｉ）〜（ｌ）、図６（ｍ）〜（ｏ）は図１の夫々の位置角度（ｍ）〜（ｏ）における前記矢視方向を示す縦断面図を、羽根車近傍を省略して示したものである。   Hereinafter, it will be described in more detail with reference to FIGS. 3 to 6 are longitudinal sectional views at the respective position angles (a) to (o) shown in FIG. 1, for example, a longitudinal sectional view showing the arrow AA at the position angle (a), and an arrow at the position angle (b). 3A to 3D are the respective position angles (a) to (d) in FIG. 1, and FIGS. 4E to 4H are those in FIG. Each position angle (e)-(h), FIG. 5 (i)-(l) is each position angle (i)-(l) of FIG. 1, FIG. 6 (m)-(o) is FIG. The longitudinal cross-sectional view which shows the said arrow direction in each position angle (m)-(o) is abbreviate | omitted and shown the impeller vicinity.

先ず、図３（ａ）〜（ｄ）においては、各位置角度θが０〜３０度の範囲であって、図１に示される通り前記気体流路８が吐出流路９に重なっているため、何れの位置角度θの流路断面も大きい。それに対して、図４（ａ）に示す位置角度６０度から図６（ｏ）に示す位置角度３３０度に至るまでは、位置角度θが大きくなるほど、前記スクロールケーシング３によって形成される気体流路８の断面が、順次大きくなっている。   First, in FIGS. 3A to 3D, each position angle θ is in the range of 0 to 30 degrees, and the gas flow path 8 overlaps the discharge flow path 9 as shown in FIG. The channel cross section at any position angle θ is large. On the other hand, the gas flow path formed by the scroll casing 3 increases as the position angle θ increases from the position angle 60 degrees shown in FIG. 4A to the position angle 330 degrees shown in FIG. The cross section of 8 becomes larger sequentially.

そして今、位置角度θにおける気体流路８の流路断面の半径をＲ（θ）とすれば、図１及び図４（ｆ）に示す如く、位置角度θ＝９０度における気体流路８の流路断面の狭い半径Ｒ（９０）の方が油ポンプ４側に、図１及び図５（ｌ）に示す如く、位置角度θ＝２７０度における気体流路８の流路断面の広い半径Ｒ（２７０）の方が反油ポンプ４側にある。   Now, assuming that the radius of the cross section of the gas flow path 8 at the position angle θ is R (θ), as shown in FIGS. 1 and 4F, the gas flow path 8 at the position angle θ = 90 degrees is obtained. The narrower radius R (90) of the channel cross section is closer to the oil pump 4 side, as shown in FIGS. 1 and 5 (l), the wider radius R of the gas channel 8 at the position angle θ = 270 degrees. (270) is on the anti-oil pump 4 side.

それでも、油ポンプ４にハウジングバレル部２が近いので、このハウジングバレル部２の油ポンプ４に面した側面にバレル部カット面２ａを形成すると共に、前記油ポンプ４のハウジングバレル部２に面した部分（フランジ部）にもポンプカット面４ａを形成し、前記ハウジングバレル部２のバレル部カット面２ａを前記油ポンプ４のポンプカット面４ａに配設するのが、圧縮機全体をコンパクトに構成する上で好ましい。そして、前記油ポンプ４には、図示しない駆動軸が回転軸中心Ｃ１に平行に直結されている。   Still, since the housing barrel portion 2 is close to the oil pump 4, a barrel portion cut surface 2 a is formed on the side surface of the housing barrel portion 2 facing the oil pump 4, and the housing barrel portion 2 of the oil pump 4 is faced. The pump cut surface 4a is also formed on the portion (flange portion), and the barrel cut surface 2a of the housing barrel portion 2 is disposed on the pump cut surface 4a of the oil pump 4 so that the entire compressor is compact. This is preferable. A drive shaft (not shown) is directly connected to the oil pump 4 in parallel with the rotation shaft center C1.

以上述べた様な構成によって、スクロールケーシング３によって形成される気体流路８の適度な大きさを確保し、かつ油ポンプ４を駆動軸に直結するスペースもコンパクトに確保できる。   With the configuration as described above, an appropriate size of the gas flow path 8 formed by the scroll casing 3 can be secured, and a space for directly connecting the oil pump 4 to the drive shaft can be secured in a compact manner.

尚、圧縮された気体が気体流路８に流入するスクロールケーシング３の前縁部３ａの半径ｒは、図１，２に示す如く、羽根車５の回転軸中心Ｃ１から常に一定の距離となる寸法としている。前記前縁部３ａの半径ｒが小さいと圧縮機としての性能が低下するので、ハウジングバレル部２が回転軸中心Ｃ１に近くなる部分でも、前記半径ｒの寸法が一定となるスクロールケーシング３の形状としている。この様な構成をなすことによって、前記前縁部３ａの半径ｒを適度な大きさに維持し、本発明に係るターボ圧縮機の性能低下を防止できる。   The radius r of the front edge 3a of the scroll casing 3 through which the compressed gas flows into the gas flow path 8 is always a constant distance from the rotational axis center C1 of the impeller 5 as shown in FIGS. Dimension. When the radius r of the front edge portion 3a is small, the performance as a compressor is lowered. Therefore, the shape of the scroll casing 3 in which the dimension of the radius r is constant even in the portion where the housing barrel portion 2 is close to the rotation axis center C1. It is said. By making such a configuration, the radius r of the front edge portion 3a can be maintained at an appropriate size, and performance degradation of the turbo compressor according to the present invention can be prevented.

また、スクロールケーシング３によって形成される気体流路８に後続し、ハウジング１によって形成された吐出流路９は、スクロールケーシング３からの流れを阻害しない様に、前記スクロールケーシング３の気体流路８より余裕寸法ｗだけ大きくしてある。前記吐出流路９に余裕寸法ｗを設けることによって、前記スクロールケーシング３に形成された気体流路８からの流れを阻害することがない。この様な余裕寸法ｗとしては、ターボ圧縮機の容量に応じて３〜８ｍｍ程度とすれば良い。   Further, the discharge flow path 9 formed by the housing 1 following the gas flow path 8 formed by the scroll casing 3 does not obstruct the flow from the scroll casing 3, so that the gas flow path 8 of the scroll casing 3 is not disturbed. The margin dimension w is increased. Providing a margin dimension w in the discharge flow path 9 does not hinder the flow from the gas flow path 8 formed in the scroll casing 3. Such a margin dimension w may be about 3 to 8 mm depending on the capacity of the turbo compressor.

以上説明した通り、本発明に係るターボ圧縮機によれば、羽根車の回転軸中心に対してハウジングバレル部中心をずらし、駆動軸に直結される油ポンプ側にスクロールケーシングによって形成される気体流路の小さい部分が、反油ポンプ側に前記気体流路の大きい部分が配置されてなるので、前記気体流路の適度な大きさを確保し、かつ油ポンプを駆動軸に直結するスペースを確保できるので、製造コストを増加させることなく圧縮機性能を向上し得る。   As described above, according to the turbo compressor of the present invention, the gas flow formed by the scroll casing on the oil pump side that is directly connected to the drive shaft is shifted from the center of the housing barrel portion with respect to the rotation shaft center of the impeller. Since the small part of the path is the large part of the gas flow path on the anti-oil pump side, the appropriate size of the gas flow path is ensured and a space for directly connecting the oil pump to the drive shaft is secured. Therefore, the compressor performance can be improved without increasing the manufacturing cost.

Ｃ１：羽根車の回転軸中心（回転中心），
Ｃ２：ハウジングバレル部の中心，
ｒ：スクロールハウジング前縁部の半径，
Ｒ（９０）：位置角度θ＝９０度における気体流路の半径，
Ｒ（２７０）：位置角度θ＝２７０度における気体流路の半径，
Ｓ：ずらし寸法，
ｗ：余裕寸法，
１：ハウジング，
２：ハウジングバレル部， ２ａ：バレル部カット面，
３：スクロールケーシング， ３ａ：スクロールケーシングの前縁部，
４：油ポンプ， ４ａ：ポンプカット面，
５：羽根車，
６：回転軸， ６ａ：ピニオン，
７：軸受，
８：気体流路，
９：吐出流路 C1: Center of rotation of the impeller (center of rotation),
C2: the center of the housing barrel,
r: radius of the front edge of the scroll housing,
R (90): radius of the gas channel at the position angle θ = 90 degrees,
R (270): radius of gas flow path at position angle θ = 270 degrees,
S: Shift dimension,
w: margin size,
1: Housing,
2: Housing barrel part, 2a: Barrel part cut surface,
3: scroll casing, 3a: front edge of scroll casing,
4: Oil pump, 4a: Pump cut surface,
5: Impeller,
6: Rotating shaft, 6a: Pinion,
7: Bearing,
8: Gas flow path,
9: Discharge flow path

Claims (3)

羽根車の回転軸が駆動軸から駆動ギアを介して駆動され、前記羽根車を覆うハウジングバレル部が備えられたギア内蔵型のターボ圧縮機において、前記羽根車の回転軸中心に対して前記ハウジングバレル部中心をずらし、前記駆動軸に直結される油ポンプ側に前記ハウジングバレル部、及びこのハウジングバレル部の内側に設けられたスクロールケーシングによって形成される気体流路の小さい部分が配置される一方、反油ポンプ側に前記気体流路の大きい部分が配置されてなることを特徴とするターボ圧縮機。 Driven from pivot shaft axis of rotation of the impeller drive via the driving gear, in the turbo compressor of the gear self-contained housing barrel portion covering the impeller is provided, the relative rotation center of the impeller shifting the housing barrel portion center, the housing barrel portion to the oil pump side is directly connected to the drive shaft, and a small portion of the gas flow path formed by the scroll casing which is provided inside the housing barrel portion is arranged On the other hand, a turbo compressor characterized in that a large portion of the gas flow path is arranged on the side of the anti-oil pump. 圧縮された気体が前記気体流路に流入するスクロールケーシングの前縁部半径が、前記羽根車の回転軸中心から常に一定の距離に形成されてなることを特徴とする請求項１に記載のターボ圧縮機。   2. The turbo according to claim 1, wherein a radius of a front edge portion of the scroll casing through which the compressed gas flows into the gas flow path is always formed at a constant distance from a rotation axis center of the impeller. Compressor. 前記ターボ圧縮機のハウジングによって形成された吐出流路が、スクロールケーシングによって形成される前記気体流路より大きく形成されてなることを特徴とする請求項１または２に記載のターボ圧縮機。   The turbo compressor according to claim 1 or 2, wherein a discharge passage formed by a housing of the turbo compressor is formed larger than the gas passage formed by a scroll casing.
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