JP5647239B2 - ドライスクリュードライバー - Google Patents

Description

本発明は、（有酸素反応を開始するまたは促進するために、大量の空気を輸送しなければならない、例えば粒体もしくは粉体の輸送にまたは水処理になど）圧力を与えることに及び（例えばガス、煙または排気システムになど）真空を与えることに使用するための、ガス、特に空気のためのドライスクリューコンプレッサーに関する。特に、本ドライスクリューコンプレッサーは、１バールから３バールの間に含まれる低差圧力での及び１５０ミリバールの限界絶対圧力まで真空下での用途に使用される。

すでに公知なように、（１バールよりも低い）低差圧力を与えることは、ローブコンプレッサーを使用する。これらは、平行軸を有する２つのローブローター（通常、２つまたは３つのローブ）がともに噛合し且つ反対方向に同時に回転するコンプレッサーである。

しかしながら、これらのローブコンプレッサーは、構造的に簡素であり、安価であり且つ良好な流量を保証することを可能にするが、熱力学的効率が十分でない。

したがって、高流量且つ内部圧縮機の熱力学的効率特性を有し、低圧力下で稼動するが、その構造特性がローブコンプレッサーとできるだけ類似したスクリューコンプレッサーが計画されてきた。

公知なように、高圧力下にある標準のスクリューコンプレッサーは、それぞれの軸回りで回転中にともに噛合し、ケーシング体に収容される少なくとも１つの雄型ローター及び少なくとも１つの雌型ローターを備える。２つのローターの各々は、他方のローターの対応するスクリュー状溝と噛合するスクリュー状リブを有する。横断面において、雄型及び雌型ローター双方は、それらのリブに対応する所定数の歯と、それらの溝に対応する所定数の谷部と、を示す。ケーシング体は、取り込まれるガスのための入口と、圧縮されたガスのための（同様に“送出出口”と呼ばれる）出口と、を有する。給入ガスは、２つの運動するローターの間で圧縮され、要望の圧力下で出口に達する。

さらに、オイル注入コンプレッサーとは対照的に一般的に“オイルフリー”と表示されるドライスクリューコンプレッサーは、大概、混入物質レベルが（通常、極めて低い）所定割合の閾値以下に保たれなければならない用途で使用されることが公知である。

近年、いくつかの製造業者は、３バールから１０バールの間に含まれる差圧力のためのドライスクリューコンプレッサーを提案し、それゆえに、（１０バールよりも高い）高圧力下での用途のためにオイル注入スクリューコンプレッサーの技術を見直す。

しかしながら、上記ドライスクリューコンプレッサーの製造は、さらされるローターに対する並外れた機械的及び熱的応力を考慮しなければならないので、非常に複雑であり且つ高価である。特に、負荷を受けて過度に曲がることを回避するために、雄型ローターの長さ及び外径の間の比率は、通常、１．５から１．８の間に含まれ、この必要条件は、コンプレッサーの容量を強く制限し、且つコンプレッサー構造体内にギア増速器(gear multiplier)の組み入れを必要とし、通常、１５０ｍ／ｓよりも大きい非常に高い周速でローターを始動させる。

送出出口を変更することによって、前述のコンプレッサーは、１バールから３バールの間に含まれる差圧力下で同様に使用される。しかしながら、これらの低圧力コンプレッサーの欠点は、それらが高圧力コンプレッサーと同じ構造的複雑さを有することによって表される。

国際公開２０１０／１３３９８１号パンフレット

したがって、本発明の技術的課題の目的は、低圧力下で稼動することができ、この種類の機械に特有である高流量及び熱力学的効率を有するドライスクリューコンプレッサーを提案することである。

特に、本発明の主目標は、（１バールから３バールの間に含まれる）低差圧力に基づき且つ高流量を有するドライスクリューコンプレッサーを提供することであり、このコンプレッサーは、構造的に簡素であり、安価であり且つ保守することが容易である。

その上、本発明のさらなる目標は、最大１５０ミリバールの絶対圧力閾値の真空を与えた下で適しているドライスクリューコンプレッサーを提案することである。

規定される技術的課題及び明記される目的は、独立請求項１に、前記請求項１に従属するさらなる請求項に主張される技術的特徴を含むドライスクリューコンプレッサーを用いて十分に達せられる。

本発明のさらなる特徴及び利点は、添付した図面に図示されるように、ドライスクリューコンプレッサーの以下のおおよその、ゆえに非制限的である説明からより明らかになる。

本発明によるドライスクリューコンプレッサーの横断面を示す。 図１のドライスクリューコンプレッサーに同様に属するドライスクリューコンプレッサーに属する一部の細部における長手方向断面の立体図を示す。 図１及び図２によるコンプレッサーに使用されるローターの（同じ縮尺ではない）横断面を示す。 本発明によるドライスクリューコンプレッサーに使用される雄型ローターの（同じ縮尺ではない）立体図を示す。

主張にかかる図面を参照して、符号１は、本発明によるガス、特に空気のためのドライスクリューコンプレッサーを示す。

コンプレッサー１は、加圧下で且つ真空下での双方で使用される。

コンプレッサー１は、ともに噛合する少なくとも１つの雄型ローター２と少なくとも１つの雌型ローター３とを含む（図１、図２及び図３）。

本明細書で説明され且つ図示される実施形態は、単一のケーシング体４内に収容される単一の雄型ローター２と単一の雌型ローター３とを設ける。

特に、このケーシング体４は、２つの伝達シリンダー（図示せず）を連結することによって得られ、それらは、ローター２，３を収容する単一のキャビティ５を画成する。

別の実施形態（図示せず）は、複数の接合された対の雄型ローター２及び雌型ローター３を設ける。

図１に示すように、雌型ローター３は、（回転軸（Ｏ１）を有する）シャフト１７にキー止めされるのに対し、雄型ローター２は、（回転軸（Ｏ２）を有する）シャフト１８にキー止めされる。特に、第１回転軸（Ｏ１）は、第２回転軸（Ｏ２）から（一般的に、“軸間距離”として公知である）一定距離（Ｉ）に配置される。第１回転軸（Ｏ１）及び第２回転軸（Ｏ２）は、互いに平行である。

それぞれの前記ローター２，３は、他方のローター２，３の対応するスクリュー状リブの間に形成されるスクリュー状溝と噛合するスクリュー状リブを有する。このようにして、横断面（図３）では、雄型ローター２は、雌型ローター３の対応する谷部８及びローブ９（または歯）と噛合するローブ６（または歯）及び谷部７を示す。

その上、図３は、ローター２，３の断面を特徴づけるいくつかの主要寸法パラメーターを示す。特に、雌型ローター３の外周（Ｃｅｆ）と雄型ローター２の外周（Ｃｅｍ）とが見られる。

その上、図１に示すように、雄型ローター２の長さ（Ｌｍ）は、雌型ローター３の長さ（Ｌｆ）に一致する。

本願図３に示されるものと等しい複合的な断面は、同じ出願人の特許文献１で説明され且つ主張されており、この内容は、以下で説明される幾何学的な要素と組み合わせて、コンプレッサーの容量を最大化することと、ローター間の及びローターとそれらのケーシングとの間の連結範囲で通常生じるガス漏れを最小化させることと、を可能にするので、この詳細な説明における不可欠な部分として考慮されなければならない。

実際には、本範囲において、特に図４を参照すると、“巻き角”（φ）は、線分ＯＡの間である（一般的な歯の先端によって描かれる）一般的ならせん４０の角度によって形成され、この線分ＯＡは、ローター２の第１端面（π１）で雄型ローター２の軸（Ｏ２）をらせん４０につなげ、線分Ｏ’Ｂ’は、第１端面（π１）の反対側にあるローター２の第２端面（π２）で軸（Ｏ２）をらせん４０につなげる。

図４に同様に示すように、ローター２は、関連する歯の先端部で描かれ、互いに平行である３つのらせん３０，４０，５０を含む。

さらに、雄型ローター２の用語“長さ（Ｌｍ）”は、２つの端面（π１），（π２）間の距離を規定し、２つのらせん３０，４０間の用語“ピッチ（Ｐｚ）”は、点Ｂ及び点Ｂ１間の距離を規定し、用語“らせんの角度”（ψ）は、任意の点（Ｐ）でのらせん４０への接線（ｒ）及び雄型ローター２の軸（Ｏ２）の間である角度を規定する。

発明に関する方法において、（同様に図４に示す）雄型ローター２における長さ（Ｌｍ）及び外径（Ｄｍ）の間の比率は、２以上でなければならず、コンプレッサーの容量を、したがってローターのローブの接合断面とともに最大化し、高ガス流量を保証することがわかる。好ましくは、前記比率（Ｌｍ）／（Ｄｍ）は、２から３の間に含まれる。これに関連して、外径（Ｄｍ）は、雄型ローター２の外周（Ｃｅｍ）の直径を意味する（図３）。

その上、コンプレッサーの容量を最大化させるために、別の幾何学的な寸法が等しい場合、巻き角（φ）の最大値は、３００°でなければならないことがわかっており、実際には、等しい長さ（Ｌｍ）、等しい直径（Ｄｍ）及び雄型ローター２の歯の等しい断面積に伴って巻き角（φ）の値を増大させることによって、それゆえに２つのローター２，３の歯の間の重なりは、コンプレッサー１の総容量の付随する減少とともに増大する。

その上、値（Ｌｍ），（Ｐｚ）及び角度（φ），（ψ）は、幾何学的に互いに関連している。

したがって、パラメーター（Ｌｍ），（Ｄｍ），（Ｐｚ），（ψ）の最適値を計画的に決定することが可能であり、雄型ローター２の減少した周速で且つ減圧下で最大ガス流量をもたらす“巻き角”（φ）の最適値を規定する。

好ましくは、雄型ローター２のローブ６の数は、雌型ローター３のローブ９の数と異なる。特に、雄型ローター２のローブ６の数は、少なくとも１個体だけ雌型ローター３のローブ９の数よりも少ない。例えば、本明細書で説明され且つ図示される実施形態において、雄型ローター２のローブ６の数は、３つに一致するのに対し、雌型ローター３のローブ９の数は、５つに一致する。他の実施形態（図示せず）において、雄型ローター２のローブ６の数は、４つに一致するのに対し、雌型ローター３のローブ９の数は、６つに一致する。

２つのローター２，３は、公知な種類の２つの歯付車輪２０ａ及び２０ｂ（図１）によって形成される同期ギアを用いて反転位置に保たれる。

当然ながら、コンプレッサー１の正確な稼動を可能とするために、同期ギア２０ａ，２０ｂ間の伝達率は、２つのローター２，３の歯の数の間に存在する比率と等しくなければならない。

有利に、駆動シャフトは、雌型ローター３がキー止めされるシャフト１７であり、雌型ローター３がより多くの歯を有するローターであるので、このシャフト１７の各回転は、より多くの複数の間隙の充填、要するに、コンプレッサー１によって輸送されるより多くの容積に対応する。

図２においてより詳細に示すように、ケーシング体４は、矢印（Ｆ１）にしたがって流れ、取り込まれるガス状流体のための入口１０と、矢印（Ｆ２）にしたがって流れる圧縮流体のための少なくとも１つの出口１１（または送出出口）と、を有する。前記出口１１は、ケーシング体４に形成される開口部１２を規定する。

コンプレッサー１は、公知の種類のベアリングを使用する。特に、径方向の負荷は、入口１０に近接して配置される第１グループの径方向ボールベアリング１９ａによって、及び出口１１に近接して配置される第２グループの円筒状ボールベアリング１９ｂによって支持される。他方で、軸方向の負荷は、第２グループのベアリング１９ｂの傍に配置される第３グループの傾斜接触ボールベアリング１９ｃによって支持される。

図１に示す特別な実施形態において、コンプレッサー１には、電気モーター１６が設けられ、この電気モーターのローターは、第１回転軸（０１）回りのその回転を始動するために、雌型ローター３のシャフト１７に有利にキー止めされる。好ましくは、モーター１６は、永久磁石モーターからなる。好ましくは、永久磁石モーター１６は、水の循環によって冷却される種類からなる。代替手段として、空冷式の種類の永久磁石モーターが使用されてもよい。

上述したように、モーター１６は、好ましくは、雌型ローター３のシャフト１７にキー止めされる、すなわちモーターは、前記シャフト１７に一直線に並べられている。

ローター２，３に速度変化がないことが必要とされる場合、コンプレッサー１は、“ベルト及びプーリー”駆動機構（図示せず）を用いて電気モーター（図示せず）に連結されてもよい。

本発明によるドライスクリューコンプレッサーの操作は、以下で説明される。

ガス（例えば空気）は、コンプレッサー１によって取り込まれ、入口１０を通ってケーシング体４内に入る（図１，図２）。回転中に、雌型ローター３のスクリュー状リブは、雄型ローター２のスクリュー状溝と噛合し、逆もまた同様である。ローター２，３の間で接触がない実施形態において、ローター２，３の間の正確な伝達／増速率は、同期ギア２０ａ，２０ｂを用いて作動される。

ケーシング体４を長手方向に横断することによって、ガスは、２つの回転ローター２，３の“コイル”の間で圧縮され、それゆえに、出口１１に達する。

開口部１２がケーシング体４の側面に配置される第１実施形態は、例えば１から４の間に含まれる“中間”圧縮比Ｒのために使用されるのに対し、第２実施形態において、開口部１２がケーシング体４の端部（図１を見て面（π１））に対応して配置され、この最後の解決法は、例えば４から１０の間に含まれる“高”圧縮比（Ｒ）のために選択される。双方の実施形態には、所望の圧縮比（Ｒ）に対応する開口部１２の実際の寸法を規定する付形手段（図示せず）が設けられる。

前述の説明は、本発明によるドライスクリューコンプレッサーの特徴及びその利点をはっきりと示す。

特に、雄型ローターの長さ及び外径の間の（２以上である）比率は、（１バールから３バールの間に含まれる）低差圧力によって、または真空を与えた下で１５０ミリバールの限界絶対圧力によって可能にされる。

その上、断面形状の選択及び雌型ローターのシャフトを用いるコンプレッサーの操作は、同じ長さのローターを有するコンプレッサーの容量を最大化させることを可能にし、それゆえに、８０ｍ／ｓよりも低い雄型ローター２の周速で所望の高流量に達することを可能にする。

さらに、２つの連結されたローターの断面幾何形状は、より良好な封止でローター間のより短い接触線を得ることを可能にし、それゆえに吹き抜けを減少させる。

その上、コンプレッサーは、８０ｍ／ｓよりも低い雄型ローターの周速で稼動し、雌型ローターの周速は、さらにより低く、したがって、電気モーターのローターを雌型ローターのシャフトに直接キー止めしてもよい（すなわち、増速ギアが介在しない）ことの結果、それゆえに、構造的に簡素、小型であり且つ高エネルギー効率を有するコンプレッサーが同様に得られる。これは、雌型ローターのローブの数と雄型ローターのローブの数との間の比率に対応する（説明された実施形態において、５／３＝１．６６６６７に一致する）ローターの同期ギアの増速比率を使用する。これは、コンプレッサーに一体化された歯車増速器の利用を回避し、結果として構造的な簡素性、妨害、コスト及び騒音における利点をもたらす。

さらに、コンプレッサーのエネルギー効率は、広範囲の速度にわたって低消耗であることを特徴とする永久磁石モーターの使用によって同様にもたらされる。特に、この種類の永久磁石モーターは、特に減少した速度で、公知な技術に使用される３相の非同期電気モーターよりも高効率を有する。とりわけ、水冷式永久磁石モーターの使用は、モーターのサイズ及び重量の減少を可能にし、それゆえに、コンプレッサーの径方向ベアリングを利用して、モーターの雌型ローターのシャフトへ直接配置することを可能にする。

最後に、エネルギー効率の最適化は、サイズが所望の圧縮比により変化する送出出口の使用の結果、同様に得られ、それゆえに、極めて多用途の且つモジュール式のコンプレッサーを作り出す。

１ コンプレッサー、２ 雄型ローター、３ 雌型ローター、４ ケーシング体、１０ 入口、１１ 出口、１２ 開口部、１６ 電気モーター、１７ シャフト、Ｌｍ 長さ、Ｏ１ 第１回転軸、Ｒ 所定圧縮比、φ 巻き角

Claims (6)

1. 周速が８０ｍ／ｓよりも低い雄型ローター（２）を有するドライスクリューコンプレッサー（１）であって、該コンプレッサー（１）は、
   − 取り込まれるガス状流体のための入口（１０）及び圧縮流体のための少なくとも１つの出口（１１）を有するケーシング体（４）と、
   − ともに噛合される少なくとも１つの雄型ローター（２）及び少なくとも１つの雌型ローター（３）であって、前記ローター（２，３）が前記ケーシング体（４）の内部に配置される、少なくとも１つの雄型ローター（２）及び少なくとも１つの雌型ローター（３）と、
   を含み、
   前記雄型ローター（２）の長さ（Ｌｍ）及び外径の間の比率は、２以上であり、
   前記雄型ローター（２）の巻き角（φ）は、３００°以下であり、
   １バールから３バールの間の低差圧力及び／または真空を与えた下で最大１５０ミリバールの絶対圧力によって規定される低操作圧力を有することを特徴とするコンプレッサー。
2. 駆動シャフトは、前記雌型ローター（３）がキー止めされるシャフト（１７）であることを特徴とする請求項１に記載のコンプレッサー。
3. 第１回転軸（Ｏ１）回りの前記雌型ローター（３）の回転を始動させるために、前記雌型ローター（３）の前記シャフト（１７）に操作的に作用する電気モーター（１６）をさらに含むことを特徴とする請求項２に記載のコンプレッサー。
4. 前記電気モーター（１６）のローターは、前記雌型ローター（３）の前記シャフト（１７）にキー止めされることを特徴とする請求項３に記載のコンプレッサー。
5. 前記電気モーター（１６）は、永久磁石モーターであることを特徴とする請求項３または４に記載のコンプレッサー。
6. 前記出口（１１）は、前記ケーシング体（４）に形成される開口部（１２）を規定し、前記開口部（１２）の実際のサイズは、所定圧縮比（Ｒ）を得るために、付形手段を用いて可変であることを特徴とする請求項１から５のいずれか一項に記載のコンプレッサー。

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