JP5488443B2 - スクロール圧縮機 - Google Patents
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また、揺動運動による圧縮機構の摺動により圧縮機構の磨耗を抑制するため、密閉容器内底部には圧縮機構に給油する冷凍機油が貯油されており、電動機を接続し揺動スクロールを揺動運動させるため揺動軸と一体に設けられた主軸に貯油された冷凍機油を給油する給油機構が設けられており、この給油機構によって圧縮機運転中は圧縮機構に常に給油されている。
図1は本発明の実施の形態1のスクロール圧縮機100の縦断面図である。固定スクロール1の外周部はガイドフレーム4にボルト(図示せず)によって締結されており、固定スクロール1の台板部1aの一方の面(図1において下面)には板状渦巻歯1bが形成されているとともに、外周部には2個1対のオルダム案内溝1cがほぼ一直線上に形成され、このオルダム案内溝1cにはオルダム機構9の2個1対の固定側キー9aが往復摺動自在に係合されている。
よって、圧縮室から直接高圧冷媒ガスが吐出される密閉容器10および吐出管12から膨張弁102の入り口までは高圧冷媒ガスによって高圧空間となり、膨張弁102の出口から吸入管13までは低圧冷媒ガスにより低圧空間となる。すなわち、圧縮室から高圧冷媒ガスが吐出される吐出空間は高圧空間であり、密閉容器10の内部全体が吐出空間である。また、圧縮室に吸入する吸入空間は低圧空間である。
なお、空調機や冷蔵庫の場合は、凝縮器101、蒸発器103は空気と熱交換を行うが、図2(b)のように水熱交106を用い水やブラインと熱交換を行い、水配管などを通して空調や給湯を行うものもある。
固定スクロール1の外周側に設けられ吸入管13と接続された吸入口1eを介して低圧空間である吸入空間から冷媒を吸入する圧縮室が揺動スクロール2の揺動運動によって、吸入口1e付近の外周部から内周部に移動することによって、圧縮室内部の冷媒ガスが圧縮される。最終段階で圧縮室が吐出空間と吐出口1dにつながったとき、圧縮室内の圧力が吐出空間の圧力より高ければ圧縮室から吐出口1dを介して吐出空間へスムーズに冷媒ガスが吐出できる。しかしながら、吐出弁がない場合圧縮室が吐出口1dにつがったとき、圧縮室内の圧力が吐出空間の圧力より低い場合は、吐出空間から圧縮室内へ冷媒ガスが逆流すなわち再吸入し、再び圧縮室にて再圧縮することになる。一度圧縮し吐出したガスを再圧縮しても冷媒回路内を循環するものではないため、空調機の空調能力や冷蔵庫の冷却能力に係るものでなく、冷媒回路を冷媒ガスが循環する上での損失となる。吐出弁はこの損失を防止している。
例えば、410A冷媒にて通常の運転(吐出圧力2.0MPa程度)を行っているこの圧縮機を搭載した空調機において、吐出弁機構が無いと、吐出空間から圧縮室へ冷媒ガスが逆流することにより、圧縮性能が4%程度、低下する。なお、この性能低下値は、冷媒の種類や圧縮機の運転状態、圧縮室のボリューム、圧縮率によっても異なるが、吐出弁はいずれの条件でも、性能低下を抑制する役目を果たしている。
中間圧調整スプリング3kのバネ力と中間圧調整弁3gの中間圧露出面積とによってほぼ決定される所定の圧力αによって、
Pm1=Ps+α(Psは吸入雰囲気圧力すなわち低圧)
で制御されている。
Pm2=Ps×β(Psは吸入雰囲気圧力すなわち低圧)
で制御される。
この状態にて、高圧空間と低圧空間が均圧しようとすると、圧縮室と高圧空間を隔てている箇所、すなわち、圧縮機構の隙間や吐出弁機構の隙間、あるいは、主軸6に設けられた密閉容器10から圧縮機構内に給油のため通じている給油経路を通って、高圧冷媒ガスが流入しようとする。しかしながら、圧縮機構の隙間や吐出弁機構の隙間、特に吐出弁機構では吐出弁20にて密閉容器10内の高圧冷媒ガスが吐出口1dを経て圧縮室側に逆流することを妨げているので、高圧冷媒ガスが流入できず、別経路にて高圧冷媒ガスの流入を促す。すなわち、主軸6の給油機構を通って高圧冷媒ガスが流入し均圧することになる。
さらに、均圧される高圧空間と低圧空間が大きいので、均圧しようとする冷媒ガスの勢いは強く、多量に冷凍機油11が密閉容器10内から失われる。
よって、この現象を抑制するためには、主軸6側の給油経路にて均圧する前に、別経路にて素早く均圧する方法が必要である。
圧縮機が停止し、固定スクロール1の板状渦巻歯1bと揺動スクロール2の板状渦巻歯2bとが離れ複数形成されていた圧縮室同士が連通し、主軸6の高圧油給油穴6eから冷凍機油11が上昇、吸入口1eに到達するまでに、吐出弁20に小径の連通穴22を設け連通穴22から圧縮室へ高圧冷媒ガスを流入させるようにする(図4中カ)。圧縮室に流入した高圧冷媒ガスは、固定スクロール1の板状渦巻歯1bの歯先の隙間あるいは揺動スクロール2の板状渦巻歯2bの歯先の隙間を通り(図4中キ)、吸入口1eに到達する(図4中ク)。吐出弁機構側から高圧冷媒ガスを流入させた場合、揺動スクロール2を高圧冷媒ガスが押すため逆転する恐れがあるが、圧縮機100が停止した場合は、ボス部外側空間2nの中間圧やフレーム下部空間4bの中間圧が維持できないので、揺動スクロール2、コンプライアントフレーム3がガイドフレーム4側に下がっており、複数の圧縮室が一つになっているので、逆転する恐れはない。しかしながら、主軸6の高圧油給油穴6eから冷凍機油11が上昇し吸入口1eに到達するまでの時間が短く、ある程度大きな口径の連通穴22が必要となる。一方、吐出弁20に連通穴22を設けると通常運転時に圧縮室から吐出した高圧冷媒ガスが連通穴22から再び圧縮室に戻って再圧縮を起こす損失を発生するので、損失を最小限度とする連通穴22の口径を選択する必要がある。
図6のグラフAは、吐出弁機構に設けた開口部の面積に対する圧縮機停止時に主軸6の高圧油給油穴6eを通って吸入口1eに到達する冷凍機油11の量を示したもので、吐出弁20に連通穴22を設けない状態すなわち開口面積が0のときの吸入口1eから流出される冷凍機油11の量を100%とし、吐出弁20の連通穴22の口径すなわち開口面積に対する相対的な量を示している。
また、図6のグラフBは、圧縮機の運転条件において、高圧と低圧との差圧が3.5MPa程度の負荷が重い条件での吐出弁機構に設けた開口部の面積に対する圧縮機性能の相対的な低下を示したもので、吐出弁20に連通穴22を設けない状態すなわち開口面積が0のときの性能を100%とし、吐出弁20の連通穴22の口径すなわち開口面積に対する相対的な性能低下量を示している。
これに対して、排出量の80%程度までなら流出されたとしても次回の起動で給油機構が給油口6d吸い上げられる程度の残量が残っている。また、圧縮機構には前回の運転時の冷凍機油11が残っていることから、起動とともに密閉容器底部から一気に吸い上げられるものではないので、流出された冷凍機油11が冷媒回路を循環して戻ってくるまで十分給油できる貯油量でもある。
よって、これらの点に対応できる連通穴22を設ける必要がある。
また、0.1は冷媒ガス、冷凍機油の2つの流体の比重や粘性の違い、経路の違いによる流速・流量などを演算、シミュレートして得られる2つの流体の相関関係上の固有値・係数である。すなわち、冷媒ガスと冷凍機油および吐出口側と給油口側との違いで吸入口まで到達する時間や量の違いは10%程度の違いであることを表している。
なお、A0の断面積を実現する連通穴22の口径をφ0とする。
なお、A2の断面積を実現する連通穴22の口径をφ2とする。
また、冷凍機油の封入量は冷媒回路の規模が大きくなると増加させることもあるが、それは、通常運転時に冷媒に混合して冷媒回路を循環し再び圧縮機に戻ってくることに時間がかかるため増量しているので、冷凍機油の封入量の増量により冷媒回路に流出したとしても、密閉容器内に貯油されている冷凍機油量は流出を見込んだ量であり余裕があるので、冷凍機油不足に至ることは無い。よって、冷凍機油の封入量についても、開口面積条件の著しい違いとはならない。
よって、開口面積はこれらの条件に左右されず、圧縮機の吐出口あるいは給油経路の圧縮機の設計条件に従って、開口面積も相対的な変更にて十分な効果が発揮できる。
これによって、通常運転時の冷凍サイクルの効率を低下させること無く、圧縮機の停止とともに生じる均圧作用により、主軸6の高圧油給油穴6eから冷凍機油11が上昇し吸入口1eから流出し冷凍機油不足となることを回避できる。
また、図5(b)のように、吐出弁20の周囲の一部を欠いた空隙23としても、同じ開口面積が確保されていれば構わない。これにより、吐出弁20は穴を開ける加工より、吐出弁20の強度を心配しない簡単な加工となる。また、プレスなどの一環工程にて吐出弁20が製作されるとすると、一環工程内で同時に穴を打抜く加工もできるので、更に製作が容易となる。
図7は実施の形態2を示す図であり、実施の形態1の開口部を吐出弁機構にバイパスするバイパス穴にて実現したものである。図7において、吐出弁20、吐出弁オサエ21、吐出口1dは、図3と同じである。これに対して、固定スクロール1に吐出口1dと連通するバイパス穴26を設けている。バイパス穴26が吐出弁20の連通穴22や吐出口1dの連通溝25同様、冷媒ガスの流通を行う。
よって、開口面積は、バイパス穴26の長さl(mm)に対して、2×l(%)程度大きくすると実施の形態1と同等の効果となる。すなわち、揺動軸側面ボス部空間2rの断面積の10%以上吐出口の開口面積の4%以下の開口面積に対してバイパス穴の開口面積は2×l(%)大きくすることによって、主軸6の高圧油給油穴6eから冷凍機油11が上昇し吸入口1eから排出される前に、バイパス穴26にて十分均圧することができる。
具体的に説明すると、穴の開口面積が穴の開口面積が0.196mm2以上3.142mm2以下必要な条件に対してバイパス穴26の長さが10mmとすると、20%大きな0.235mm2以上3.770mm2以下の開口面積とすれば同等の効果が得られる。
また、吐出弁20の連通穴22や吐出口1dの連通溝25では、通常運転時に圧縮室から吐出された高圧冷媒ガスを連通穴22や連通溝25から、直接、吸い込む可能性があるが、バイパス穴26では吐出口1dから離れた場所に開口部を設けることができるので、吐出後の高圧冷媒ガスを直接吸い込むことは無い。よって、吐出ガスの逆流による再圧縮の損失が抑えることができる。
実施の形態3は、図8に示す通り固定スクロール1の背面へ中間室29となるチャンバー28を設け、チャンバー28の上面へ吐出弁20を設けたものである。これに対して、連通穴27は密閉容器10内とチャンバー28内の中間室29との間を連通するように設ける。実施の形態1同様の開口面積を確保できていれば、性能を低下させずに、主軸6の高圧油給油穴6eから冷凍機油11が上昇し吸入口1eから排出される前に、連通穴27にて均圧する
さらに、実施の形態2のバイパス穴のように圧損を生じることはないので、開口面積の再設計は必要がない上に、設ける位置を自由に設定できるので、実施の形態2より性能低下を起こさない自由な設計が可能である。
また、固定スクロール1に穴を開ける難しい加工や、性能低下させないために穴の径を調整する加工は難しい。これに対して、チャンバー28の肉厚はそれほど厚くなくても良いので、加工が容易である。また、プレスなどの一環工程で製作されれば、後から穴を開ける必要も無いので、さらに加工が簡単となる。
1a 固定スクロール台板部
1b 固定スクロール板状渦巻歯
1c オルダム案内溝
1d 吐出口
1e 吸入口
2 揺動スクロール
2a 揺動スクロール台板部
2b 揺動スクロール板状渦巻歯
2c オルダム案内溝
2d ボス部
2e 揺動軸受
2f スラスト面
2g 抽気孔
2h 抽気孔の下開口部
2k 台板外周部空間
2n ボス部外径空間
2p 揺動軸上面ボス部空間
2r 揺動軸側面ボス部空間
3 コンプライアントフレーム
3a スラスト軸受
3b 往復摺動面
3c 主軸受
3d 補助主軸受
3e 連通穴
3f 連通穴
3g 中間圧調整弁
3h 中間圧調整弁オサエ
3k 中間圧調整スプリング
3n 中間圧調整弁空間
3p 上嵌合面
3s 下嵌合円筒面
3t スラスト軸受開口部
3u 主軸部主軸受空間
4 ガイドフレーム
4a フレーム上部空間
4b フレーム下部空間
4c 上嵌合円筒面
4d 下嵌合円筒面
5 電動機
5a 電動機回転子
6 主軸
6a 揺動軸部
6b 主軸部
6c 副軸部
6d 給油口
6e 高圧油給油穴
7a 上部リング状シール材
7b 下部リング状シール材
8 サブフレーム
8a 副軸受
9 オルダム機構
9a オルダム機構の固定側キー
9b オルダム機構の揺動側キー
9c オルダム機構環状部
10 密閉容器
10a 密閉容器空間
11 冷凍機油
12 吐出管
13 吸入管
20 吐出弁
21 吐出弁オサエ
22 連通穴
23 空隙
24 空隙
25 連通溝
25a 連通溝
25b 連通溝
26 バイパス穴
27 連通穴
28 チャンバー
100 圧縮機
101 凝縮器
102 膨張弁
103 蒸発器
Claims (13)
- 内部が高圧空間で底部に冷凍機油が貯油される油だめを有する密閉容器と、
前記密閉容器内に設けられ板状渦巻歯が形成された固定スクロールと、
前記密閉容器内に設けられ板状渦巻歯と揺動軸受を有するボス部とが形成された揺動スクロールと、
前記固定スクロールの板状渦巻歯と前記揺動スクロールの板状渦巻歯とを組合せて形成される圧縮室と、
揺動軸部が設けられ前記揺動軸部と前記揺動軸受とを介して前記揺動スクロールを回転自在に支持し前記油だめから前記揺動軸受に給油する主軸給油路を有した主軸と、
前記密閉容器内に固定され前記主軸を支持するフレームと、
前記固定スクロールの外周部に設けられ冷媒を前記密閉容器外の低圧空間から前記圧縮室に吸入する吸入口と、
前記固定スクロールに設けられ前記圧縮室にて圧縮された前記冷媒を前記高圧空間に吐出する吐出口と、
前記吐出口に設けられ前記吐出口を開閉する吐出弁と、
前記吐出弁あるいは前記吐出口に設けられ前記吐出弁が前記吐出口を閉鎖したとき前記高圧空間と前記吐出口とを連通する開口部と、
前記高圧空間から前記油だめを介して前記主軸給油路に入り前記揺動軸部と前記揺動軸受との軸受隙間を経て前記揺動スクロールのボス部と前記フレームとで形成されるボス部外径空間に通じ前記ボス部外径空間から前記揺動スクロールの外周部を通り前記吸入口に連通する第1の連通路と、
前記高圧空間から前記開口部を通り前記圧縮室に入り前記圧縮室から前記固定スクロールの板状渦巻歯の歯先の隙間あるいは前記揺動スクロールの板状渦巻歯の歯先の隙間を経て前記吸入口に連通する第2の連通路と、
を備え、
前記第2の連通路の前記開口部の開口面積を前記第1の連通路を形成する前記軸受隙間の前記主軸の軸方向に直角な方向の断面積より大きく前記第2の連通路の前記吐出口の開口面積より小さくしたことを特徴とするスクロール圧縮機。 - 内部が高圧空間で底部に冷凍機油が貯油される油だめを有する密閉容器と、
前記密閉容器内に設けられ板状渦巻歯が形成された固定スクロールと、
前記密閉容器内に設けられ板状渦巻歯と揺動軸受を有するボス部とが形成された揺動スクロールと、
前記固定スクロールの板状渦巻歯と前記揺動スクロールの板状渦巻歯とを組合せて形成される圧縮室と、
揺動軸部が設けられ前記揺動軸部と前記揺動軸受とを介して前記揺動スクロールを回転自在に支持し前記油だめから前記揺動軸受に給油する主軸給油路を有した主軸と、
前記密閉容器内に固定され前記主軸を支持するフレームと、
前記固定スクロールの外周部に設けられ冷媒を前記密閉容器外の低圧空間から前記圧縮室に吸入する吸入口と、
前記固定スクロールに設けられ前記圧縮室にて圧縮された前記冷媒を前記高圧空間に吐出する吐出口と、
前記吐出口に設けられ前記吐出口を開閉する吐出弁と、
前記吐出弁あるいは前記吐出口に設けられ前記吐出弁が前記吐出口を閉鎖したとき前記高圧空間と前記吐出口とを連通する開口部と、
前記高圧空間から前記油だめを介して前記主軸給油路に入り前記揺動軸部と前記揺動軸受との軸受隙間を経て前記揺動スクロールのボス部と前記フレームとで形成されるボス部外径空間に通じ前記ボス部外径空間から前記揺動スクロールの外周部を通り前記吸入口に連通する第1の連通路と、
前記高圧空間から前記開口部を通り前記圧縮室に入り前記圧縮室から前記固定スクロールの板状渦巻歯の歯先の隙間あるいは前記揺動スクロールの板状渦巻歯の歯先の隙間を経て前記吸入口に連通する第2の連通路と、
を備え、
前記第2の連通路の前記開口部の開口面積を前記第1の連通路の中で最も小さい連通路の断面積より大きくしたことを特徴とするスクロール圧縮機。 - 前記吐出口の開口面積は前記第2の連通路の中で最も大きいことを特徴とする請求項1または2に記載のスクロール圧縮機。
- 前記圧縮室は、前記フレームと前記揺動スクロールとの間に形成されるフレーム空間に冷媒を流入させ前記揺動スクロールを前記固定スクロール側に押し付け形成したことを特徴とする請求項1乃至3に記載のスクロール圧縮機。
- 前記吐出弁と前記吐出口との間に中間室を形成するチャンバーを設けたことを特徴とする請求項1または3または4に記載のスクロール圧縮機。
- 前記開口部は、前記吐出弁に設けられた連通穴であることを特徴とする請求項3乃至5のいずれかに記載のスクロール圧縮機。
- 前記開口部は、前記吐出口に設けられた前記吐出口と前記高圧空間とを連通する連通溝であることを特徴とする請求項3または4に記載のスクロール圧縮機。
- 前記開口部は、前記固定スクロールに設けられた前記吐出口と前記高圧空間とを連通するバイパス穴であることを特徴とする請求項3乃至5のいずれかに記載のスクロール圧縮機。
- 前記開口部は、前記チャンバーに設けられ前記前記チャンバー内と前記高圧空間とを連通する連通穴であることを特徴とする請求項5に記載のスクロール圧縮機。
- 前記開口部は、前記揺動軸と前記揺動軸受との隙間断面積の10%以上吐出口の開口面積の4%以下となる開口面積であることを特徴とする請求項6または7または9に記載のスクロール圧縮機。
- 前記連通穴は、口径が1mm以上2mm以下の穴であることを特徴とする請求項6に記載のスクロール圧縮機。
- 前記吸入口に前記圧縮室から前記吸入口を介しての前記密閉容器外の前記低圧空間に前記冷媒が逆流することを防止する吸入逆止弁を備えたことを特徴とする請求項1乃至11のいずれかに記載のスクロール圧縮機。
- 請求項1乃至12のいずれかに記載のスクロール圧縮機と、前記スクロール圧縮機にて圧縮された冷媒を凝縮させる凝縮器と、前記凝縮器にて凝縮された前記冷媒を減圧する減圧器と、前記減圧器にて減圧した前記冷媒を蒸発させる蒸発器と、を配管で接続し前記冷媒を循環させる冷媒回路を備えたことを特徴とする冷凍空調装置。
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