JPH11173286A - 流体圧縮機 - Google Patents
流体圧縮機Info
- Publication number
- JPH11173286A JPH11173286A JP33693897A JP33693897A JPH11173286A JP H11173286 A JPH11173286 A JP H11173286A JP 33693897 A JP33693897 A JP 33693897A JP 33693897 A JP33693897 A JP 33693897A JP H11173286 A JPH11173286 A JP H11173286A
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- cylinder
- peripheral surface
- rotating body
- discharge
- inner peripheral
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Pending
Links
Classifications
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
- F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
- F04C18/00—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids
- F04C18/08—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing
- F04C18/10—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of internal-axis type with the outer member having more teeth or tooth equivalents, e.g. rollers, than the inner member
- F04C18/107—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of internal-axis type with the outer member having more teeth or tooth equivalents, e.g. rollers, than the inner member with helical teeth
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Rotary Pumps (AREA)
Abstract
を得る。 【解決手段】シリンダ9の内周面にシリンダ9と相対的
に旋回可能な円筒状の回転体12と、回転体12の外周
に設けられた略等リード長で形成されて並走する複数条
の螺旋状の溝14a〜14dと、この溝に出入り自在に
嵌合されるとともにシリンダ9の内周面に密着する外周
面を有しシリンダ9の内周面と回転体12の外周面との
間を複数の作動室16に区画する螺旋状のブレード15
a〜15dと、作動室16の吐出側9bの開口部17に
弁機構18a〜18dとを設けるとともに、シリンダ9
内に嵌挿された範囲の溝14a〜14dの設けられた回
転体12の長さを溝14a〜14dのリード長の1倍以
上設け、かつ作動室16の吐出側9bを密閉した。
Description
冷媒を圧縮する圧縮機などの流体を圧縮する流体圧縮機
に関するものである。
ロ方式、ロータリ方式等のものが知られており、その他
に螺旋ブレード方式の流体圧縮機が提案されている。図
6〜図11は例えば特開平5−106571号公報に示
された従来の螺旋ブレード方式の圧縮機で、図6は従来
の流体圧縮機を示す断面図、図7は従来の回転ロッドを
示す斜視図、図8は従来の流体圧縮機の作動室内の圧力
変化説明図である。図9は従来の凝縮圧力により決まる
密閉容器内の圧力が作動室内の圧力とほぼ等しい場合の
圧力変化説明図である。図10は従来の凝縮圧力が低く
密閉容器内の圧力が作動室内の圧力より低い場合の圧力
変化説明図である。図11は従来の凝縮圧力が高く密閉
容器内の圧力が作動室内の圧力より高い場合の圧力変化
説明図である。
と称す。)で、密閉容器2内に配置されたステータ6及
びロータ7からなる駆動手段である電動要素5によって
回転するシリンダ9と、シリンダ9内にe寸法だけ偏心
して配置されオルダムリング13を介してシリンダ9に
対し相対的に旋回可能な回転ロッド12とを備え、回転
ロッド12の外周面には回転ロッド12の概全長に亘っ
て1条の螺旋状の溝14が形成され、この溝14に螺旋
状のブレード15が出入り自在に嵌合されている。ブレ
ード15の外周面はシリンダ9の内周面と密着しあい、
ブレード15は回転ロッド12と一体的に旋回する。ま
た、シリンダ9に対する回転ロッド12は偏心して旋回
するため、回転ロッド12外周面とこれに対向するシリ
ンダ9内周面との間には相対速度が生じ、さらにこの相
対速度は一回転を一周期として変化する。
が螺旋状の溝14に対して出入りすることで回転ロッド
12とシリンダ9との間の空間に複数の作動室16が軸
長方向に沿って形成されることになる。作動室16の容
積は、図7に示すようにブレード15が嵌合される螺旋
状の溝14のピッチPによって決定され、溝14のピッ
チPは、回転ロッド12の一端であるシリンダ9の吸入
側9aから他端である吐出側9bに向かって徐々に小さ
くなっている。従って、前記ブレード15によって形成
される作動室16の容積は、吸入パイプ3側となる回転
ロッド12の吸入側9aから吐出パイプ4側となる吐出
側9b側へ向かって徐々に小さくなるため、冷媒は吐出
側9bへ向かって順次移送される間に圧縮されて密閉容
器2内に吐出される構造となっている。
従来の圧縮機1の作動室16の回転角θに対する圧力変
化を示したものである。前記作動室16は、回転ロッド
12の回転角度θが進むにつれてその体積を減少させ、
吸い込んだ低圧冷媒ガスを圧縮し高圧化させる。このと
き、作動室16は一条の螺旋状の溝14に嵌合された1
本のブレード15により形成されているため、一回転に
一回吐出を行うことになる。また溝14のピッチPは、
回転ロッド12の一端から他端に向かって徐々に小さく
なっているため、作動室16内で上昇できる圧力は、前
記螺旋状の溝14のピッチ変化度合いにより決まる設定
圧縮比により一義的に決定される。
な徐々に小さくなるピッチの螺旋状の溝14による機構
(以下機構と称す)の設定圧縮比によって決まる吐出圧
力と密閉容器2内圧力がほぼ等しい場合においては、圧
縮はスムーズに行われ、吐出の最終段階で異常な圧力上
昇を起こすことはないが、図10に示されるように、機
構の設定圧縮比によって決まる吐出圧力の方が密閉容器
2内圧力より高い場合は、作動室16内で無効圧縮仕事
を行うことになり、圧縮機1の効率を著しく低下させる
ことになる。また、図11に示されるように、機構の設
定圧縮比によって決まる吐出圧力の方が密閉容器2内の
圧力より低い場合は、吐出の最終段階で、密閉容器2内
より作動室16へ冷媒の逆流が起こり急激な圧力変化が
発生するとともに、この逆流した冷媒ガスを再度圧縮す
ることによる無効仕事を行うことになり、同じく圧縮機
1の効率を著しく低下させることになる。
のピッチの変化度合いにより一義的な設定圧縮比によっ
て決まる作動室16内の圧力と密閉容器2内の圧力に差
がある場合、吐出の最終段階で急激な圧力変化が発生す
ることがあるが、この吐出段階で発生する圧力変化は一
回転に一回の圧縮機1の外円筒表面接線方向のトルク変
動として圧縮機1の振動の発生源ともなっている。
吸入側9aと吐出側9bとを有するため、回転ロッド1
2には、吐出圧力と吸入圧力の差圧により、吸入側9a
への軸長方向の押しつけ力が発生することになるが、吐
出の最終段階で急激な圧力変化が発生した場合、前記軸
長方向の押しつけ力が1回転に1回変化し振動の加振力
となる。
上のように構成されているため、回転ロッド12の外周
に形成された螺旋状の溝14のピッチPは、回転ロッド
12の一端から他端に向かって徐々に小さくなっている
ため、作動室16から密閉容器2内に吐出する圧力が一
義的に決まり、運転時の負荷状況などにより圧力が高す
ぎたり低すぎる場合が発生し、幅広い運転条件下で常に
高い圧縮効率を維持することが機構上困難であるという
課題があった。
螺旋状の溝14が1条であるため、圧縮機1の外円筒表
面接線方向の圧縮トルク変化は1回転に1回の頻度で発
生する。このため、特に圧縮機1が運転時の負荷状況な
どにより低速回転域で運転される場合、回転周波数の1
次の周波数が基本加振力となるために、圧縮機1を含み
その接続配管(図示せず)及び圧縮機1を収納する筐体
(図示せず)などの振動系の構成部分の振動振幅の大き
な低周波数の振動共振点と近接することになり、結果と
して、騒音や配管接続部分などに悪い影響を及ぼす可能
性のある応力の発生源となるなどの圧縮機1を含む振動
系の振動振幅が大きくなるという課題があった。
吸入側9aと吐出側9bとを有するため、回転ロッド1
2には、吐出圧力と吸入圧力の差圧により、吸入側9a
への軸長方向の押しつけ力が発生することになるが、吐
出の最終段階で急激な圧力変化が発生した場合、前記軸
長方向の振動が発生する恐れがあるという課題があっ
た。
ためになされたもので、幅広い運転範囲で圧縮効率の高
い流体圧縮機を得ることを目的とする。
体圧縮機を得ることを目的とする。
係わる流体圧縮機は、密閉容器内に設けられた吸入側と
吐出側とを有するシリンダと、このシリンダの軸長方向
に沿って偏心して配置され、前記シリンダの内周面に一
部が接触あるいは微少な隙間を介して近接した状態で前
記シリンダと相対的に旋回可能な円筒状の回転体と、こ
の回転体の外周に設けられた略等リード長で形成されて
並走する複数条の螺旋状の溝と、この溝に出入り自在に
嵌合されるとともに前記シリンダの内周面に密着する外
周面を有し前記シリンダの内周面と前記回転体の外周面
との間を複数の作動室に区画する螺旋状のブレードと、
前記回転体と前記シリンダとを相対的に旋回させる駆動
手段と、前記複数の作動室の前記吐出側の開口部に被圧
縮流体の逆流を防止する弁機構とを設けるとともに、前
記シリンダ内に嵌挿された範囲における前記螺旋状の溝
の設けられた回転体の長さを前記螺旋状の溝のリード長
の1倍以上設け、かつ前記作動室の前記吐出側を密閉し
たものである。
圧縮機は、前記並走する螺旋状の溝のピッチを略等ピッ
チとしたものである。
圧縮機は、前記シリンダの前記吸入側と前記吐出側を前
記シリンダの軸長方向の両端に設けたものである。
圧縮機は、密閉容器内に設けられた吸入側と吐出側とを
有するシリンダと、このシリンダの軸長方向に沿って偏
心して配置され、前記シリンダの内周面に一部が接触あ
るいは微少な隙間を介して近接した状態で前記シリンダ
と相対的に旋回可能な円筒状の回転体と、この回転体の
外周に設けた前記回転体の概中央で逆ネジとなり、かつ
この逆ネジ部分までの両側が略等リード長で形成されて
並走する複数条の螺旋状の溝と、この溝に出入り自在に
嵌合されるとともに前記シリンダの内周面に密着する外
周面を有し前記シリンダの内周面と前記回転体の外周面
との間を複数の作動室に区画する螺旋状のブレードと、
前記回転体と前記シリンダとを相対的に旋回させる駆動
手段と、前記複数の作動室の前記吐出側の開口部に被圧
縮流体の逆流を防止する弁機構とを設け、かつ前記シリ
ンダ内に嵌挿された範囲における前記螺旋状の溝の設け
られた回転体の長さを前記逆ネジ部分までの両側でそれ
ぞれ前記螺旋状の溝のリード長の1倍以上設けるととも
に、前記シリンダの前記吸入側を前記シリンダの軸長方
向の両側にそれぞれ設け、かつ前記吐出側を前記溝の前
記逆ネジ部分に設けるか、または前記溝の前記逆ネジ部
分に前記シリンダの前記吸入側を設け、かつ前記吐出側
を軸長方向のそれぞれ両側に設けるとともに前記作動室
の前記吐出側をそれぞれ密閉したものである。
発明の実施の形態1である流体圧縮機を示す図で、図1
は流体圧縮機の断面図、図2は図1の流体圧縮機の回転
ロッドの斜視図、図3は図1のIII−III線拡大断
面図、図4は図1の流体圧縮機の作動室内の圧力変化説
明図である。
圧縮する流体圧縮機(以下圧縮機と称する)で、密閉容
器2の一方には冷凍サイクルの吸入パイプ3が、他方に
は吐出パイプ4がそれぞれ設けられている。5は駆動手
段である電動要素で、密閉容器2の内面に固定されたス
テータ6と、その内側に設けられた回転可能なロータ7
とを備えている。8は圧縮手段としての圧縮要素で、両
端が開放されたシリンダ9を有しており、このシリンダ
9の吸入パイプ3側は冷媒の流入側9aで、また吐出パ
イプ4側が冷媒の吐出側9bである。
に固定された左右の軸受10,11により回転自在に両
端支持されており、この軸受10,11にはシリンダ9
の端部が回転自在に嵌合したボス部10a,11aとこ
れらボス部10a,11aよりも大径で密閉容器2の内
面に固定された基部10b,11bとからなり、シリン
ダ9の両端は気密的に閉塞される。
状の回転体である回転ロッドで、シリンダ9の内部にシ
リンダ9の軸長方向に沿って配設されており、この回転
ロッド12はその中心軸線がシリンダ9の中心軸線に対
して距離eだけ偏心して配設され、シリンダ9の内周面
に一部が接触あいは微少な隙間なを介して近接した状態
でシリンダ9と相対的に回転できるように設けている。
ロッド12はシリンダ9に対して偏心した位置で無理な
く結合状態が確保されるとともに、シリンダ9の回転力
はこのオルダムリング13を介して回転ロッド12に伝
達される。
9がロータ7と一体的に回転することで、シリンダ9に
対して回転ロッド12はオルダムリング13を介して偏
心して回転運動する。すなわち、回転ロッド12はシリ
ンダ9内で内転し、シリンダ9に対して相対的に旋回運
動する。14a,14b,14c,14dはシリンダ9
の吸入側9aから吐出側9bの範囲である回転ロッド1
2の概全長に渡って外周面に形成した4条の螺旋状の溝
で、並走するように4本の溝14a〜14dを並んで旋
回させており、また、4本の溝14a〜14dのそれぞ
れが螺旋に沿って回転ロッド12を1周するときに軸長
方向に進む距離であるリード長(図2のL)をほぼ等し
く設けており、さらに、隣り合う溝14a〜14dどう
しの軸長方向の距離であるピッチ(図2のP)をすべて
等しく設けて螺旋状の溝14a〜14dが、それそれ概
90゜位相ずれして回転ロッド12の外周部を取り巻く
ように形成している。
走する溝14a〜14dにそれぞれ出入自在に嵌合する
4つの螺旋状のブレードで、弾性材料等で形成され、そ
の弾性力により出入り自在となっている。また、このブ
レード15a〜15dはシリンダ9の内周面に密着する
外周面を有し、シリンダ9の内周面と回転ロッド12の
外周面との間を独立した4つの圧縮行程をたどる作動室
16に区画している。また、作動室16の吐出側9bで
は溝14a〜14dが回転ロッド12の端まで形成さ
れ、ブレード15a〜15dが嵌合されて回転ロッド1
2の端部とともに軸受11に接して仕切られるようにし
ているので、吐出側9bから隣接する作動室16間で被
圧縮流体が相互に洩れることがない。
〜15dが嵌合される螺旋状の溝14a〜14dを前記
リード長の1倍である1リード長L分回転ロッド12の
外表面に形成している。ここでリード長Lは、ピッチを
等くしてあるため条数とピッチPの積である。従って、
前記ブレード15a〜15dによって形成される4つの
作動室16は、前記回転ロッド12が前記シリンダ9の
内周面に一部が接触あるいは微少な隙間を介して近接し
た位置で、吐出側の高圧側と吸入側の低圧側に分けられ
る。そして圧縮機1の回転角が進むにつれ、それぞれの
作動室16はさらにその容積を縮小させて高圧になって
いくことになり、つまり冷媒は吐出側9bへ向かって順
次移送される間に作動室16の容積が小さくなるに従い
圧縮されて密閉容器2内に吐出される構造となってい
る。また、図3に示すように上記4つの作動室16の吐
出側9bの開口部17には被圧縮流体である冷媒の逆流
を防止する弁機構18a,18b,18c,18dをそ
れぞれ設けている。19は吸入パイプ3と吸入側9aを
連絡する吸入通路である。
である電動要素5に通電するとロータ7とともにシリン
ダ9が回転し、シリンダ9が回転すればオルダムリング
13を介して回転ロッド12も回転する。シリンダ9に
対する回転ロッド12は偏心して旋回するため回転ロッ
ド12の外周面とそれに対向するシリンダ9の内周面と
の間には相対速度が生じ、さらにその相対速度は一回転
を周期として変化しながらシリンダ9内で内転し、シリ
ンダ9に対して回転ロッド12は旋回運動する。この結
果、吸入パイプ3から吸入通路19を通り吸入側9aか
らそれぞれの作動室16内に吸い込まれた冷媒は作動室
16内で吐出側9b側へ向けて送られながら圧縮され、
吐出側9bの開口部17から弁機構18a〜18dを押
し上げて密閉容器2内に吐出され、吐出パイプ4から冷
媒回路へと送り出される。
の回転角θに対する圧力変化を示したものであるが、前
記4つの作動室16は、回転ロッド12の回転角度θが
進むにつれてその体積を減少させ、吸い込んだ低圧冷媒
ガスを圧縮し高圧化させる。このとき4つの作動室16
は、互いに概90゜位相ずれして形成されている4条の
螺旋状の溝14a〜14dに嵌合されたブレード15a
〜15dにより形成されているため、位相角でそれぞれ
概90゜ずれて圧縮行程を行うことになる。なお、4つ
の作動室16は、等ピッチの螺旋状の溝14a〜14d
に嵌合されたブレード15a〜15dで形成されている
ため、圧縮工程は1作動室16毎に1回転に1回の頻度
で繰り返すことになる。これは、従来の様な徐々に小さ
くなるピッチの螺旋状の溝を何周か回ってきて吐出され
るように機構によって決まる設定圧縮比があるものに対
し、それぞれの作動室16で圧縮していき、その作動室
16の圧力が密閉容器2内の圧力より高くなったら吐出
することになり、設定圧縮比が存在しないことを意味す
る。
の開口部17には被圧縮流体の逆流を防止する弁機構1
8a〜18dが設けられているため、いかなる条件下に
おいても作動室16内の圧力が密閉容器2内の圧力より
高くなった段階でスムーズに吐出が行われる。
゜位相ずれして4条設けられているため、隣接した作動
室16間の圧力差は少ないため、溝14a〜14dとブ
レード15a〜15dとシリンダ9の接触面からとなり
の作動室16への被圧縮流体の漏れ量が抑えられ、高い
効率を得ることができる。
の吐出が行われることとなり、トルク変動が平準化さ
れ、振動が抑制される。つまり、一回転に4回の圧縮機
1の外円筒表面接線方向のトルク変動として圧縮機1の
振動の発生源となるが、圧縮機1の基本加振力が回転周
波数の4倍となるため、従来の溝が1条のみの圧縮機に
比べ圧縮機1を含みその接続配管(図示せず)及び圧縮
機1を収納する筐体(図示せず)などの振動系の構成部
分の振動振幅の大きな低周波数の振動共振点と加振周期
が離れ、結果として圧縮機1を含む振動系の振動振幅が
抑制され、圧縮機1の外円筒表面接線方向の振動を抑制
することができる効果がある。そして、騒音を引き起こ
す可能性があり、また接続配管(図示せず)などの接続
部に悪い影響を及ぼす応力を与える可能性などのある振
幅の大きい振動が抑制されることになる。
られ、上記シリンダ9内に嵌挿された範囲で螺旋状溝の
設けられた回転ロッド12の長さは、リード長の1倍以
上に設定(この実施の形態1では丁度1倍)されている
ため、作動室16を介して吸入側9aと吐出側9bが連
通することがなく、弁機構18a〜18dからの高圧冷
媒の漏れによる流入によって吸入側9aからの吸入ガス
冷媒の吸い込みが阻害される恐れもない。また、溝14
a〜14dを設けた部分の回転ロッド12の長さはリー
ド長の1倍以上設ければよいわけであるが、1.1倍や
1.2倍程度が製品を作る際に、圧縮機1を大きくする
ことなく作れて現実的であり、これより大きくしても差
し支えないが、圧縮機の外観が大きくなるだけで圧縮効
率は変わらないことになる。
の溝14a〜14dの場合を示したが、さらに多数条と
することで、さらに隣り合う作動室16の圧力差が少な
くなることにより被圧縮流体の作動室16間の漏れ量の
抑制による高効率化が図れ、また回転ロッド12の1回
転に発生する吐出の回数が増えることでトルク平準化に
よる振動の抑制ができる。また、溝を2条とすること
で、基本特性を大幅に低下させることなく1回の冷媒の
吸い込み量を増加させることもできる。
a〜14dのピッチを等ピッチとし、円周方向の位相を
概90゜ずらすようにして溝どうしの円周方向の位相を
略等間隔としているので、各作動室16からの冷媒の吐
出量が均一であり、また加振トルクの発生が等間隔で発
生するため、等間隔でない場合より加振されるバランス
がよくなり、結果的にさらに振動を抑制できる効果があ
り、また、実施の形態1では溝14a〜14dが4条の
場合を示したが、3条の場合は概120゜、5条の場合
は72゜のように多数状にした溝のピッチを等しくして
円周方向の位相を略等間隔にすれば同様の効果を奏す
る。また、実際に製品を作る場合の溝の条数も3条ない
し5条程度が良く作り易くて現実的であり、これ以上条
数を多くすると圧縮率の関係上圧縮機1を大きくする必
要もでてくる。
a〜14dのピッチが等ピッチでリード長も当然等しく
なるものを示したが、等リード長でピッチがずれている
もの、すなわち円周方向の位相ずれが等間隔でないもの
であってもよく、被圧縮流体の冷媒の吐出されるバラン
スは若干悪くなるが、従来の圧縮機に比べれば高効率で
かつ振動も少ないものが得られる効果があり、また、溝
のそれぞれのリード長が少し異なったとしても同様の効
果を奏する。
9の吸入側9aと吐出側9bをそれぞれシリンダ9の軸
長方向の両端に設けているので、軸長方向のスペースを
有効に使用できるため、コンパクトな圧縮機が得られる
効果がある。
態2である流体圧縮機の断面図を示すもので、この圧縮
機1ではシリンダ9の両端に設けた吸入側9aから前記
シリンダ9の吐出側9bである回転ロッド12の概中央
で逆ネジ20となり、かつこの逆ネジ20部分までの両
側が略等リード長で形成されて並走する4条の螺旋状の
溝14a〜14dが等ピッチで90゜位相ずれして回転
ロッド12の外周部を取り巻くように形成されている。
また、前記シリンダ9内に嵌挿された範囲の螺旋条の前
記溝14a〜14dの設けられた回転ロッド12の長さ
は、前記逆ネジ20部分までの両側でそれぞれリード長
の1倍以上設けている。
態1と同様にシリンダ9内に偏心配置されており、上記
溝14a〜14dには、螺旋状のブレード15a〜15
dが出し入れ自在にそれぞれはめ込まれており、上記シ
リンダ9内に上記ブレード15a〜15dによって仕切
られ、左右にそれぞれ独立した4つの圧縮行程をたどる
作動室16が形成されている。また、前記ブレード15
a〜15dによって形成される作動室16は、密閉容器
2の両端にある2本の吸入パイプ3とシリンダ9の概中
央部に設けられた4つの弁機構18a〜18dと接続さ
れている。
は概中央で逆ネジ20となって接続しているので、両端
の吸入側9aから各作動室16に入った被圧縮流体の冷
媒が中央部の吐出側9bへ送られるわけであり、また、
この実施の形態2の図5ではシリンダ9内の冷媒の送れ
る方向に対して前記実施の形態1の図2と溝14a〜1
4dの螺旋方向が逆巻きとなっているが、回転ロッド1
2の回転する方向を逆回転させればよいわけである。な
お、前記実施の形態1と同一または相当する部分は、同
一符号を付して詳細な説明を省略する。
ッド12の概中央で逆ネジ20となる等ピッチ、等リー
ド長で形成された4条の螺旋状の溝14a〜14dが回
転ロッド12の外周部を取り巻くように形成され、両端
の吸入側9aから各作動室16に入った冷媒が中央部の
吐出側9bへ送られ開口部17から吐出するため、回転
ロッド12には、吐出側圧力と吸入側圧力が相反する方
向で打ち消し合うために差圧はかからず、軸長方向の押
しつけ力は発生しない。このため吐出の最終段階で急激
な圧力変化が発生した場合でも、前記軸長方向の振動が
発生することはない。また4条の螺旋状の溝14a〜1
4dは、概90゜位相ずれして回転ロッド12の外周部
を取り巻くように形成されているため、実施の形態1と
同じく、圧縮機1の外円筒接線方向の振動を抑制するこ
とができる効果もある。
は、シリンダ9の両端の吸入側9aから前記シリンダ9
の概中央部の吐出側9bへ向かって冷媒が送られるもの
を示したが、回転ロッド12を逆回転させ、前記溝14
a〜14dの前記逆ネジ20部分に前記シリンダ9の前
記吸入側9aを設け、かつ前記吐出側9bをシリンダ9
の軸長方向のそれぞれ両側に設けて弁機構18a〜18
dをシリンダ9のそれぞれ両側に設け、中央の吸入側9
aから吸い込まれた冷媒が両端の吐出側9bから吐出さ
れるように設けても良く、同じく軸方向の振動を抑える
ことができる効果がある。また、吸入側9aへの冷媒の
供給方法としては、例えば圧縮機1の外側から回転ロッ
ド12の軸内に導き、その軸内を通り逆ネジ20部分で
開くような通路を作ればよい。また、前記実施の形態2
では吐出側9bが逆ネジ20で繋がっているため、仕切
られることから前記実施の形態1のように作動室16の
吐出側9bを密閉するような構成が不要で、作成が容易
という効果もある。なお、前記実施の形態3では前記実
施の形態1と同様に両側の作動室16の吐出側9bの側
を密閉する必要がある。
のものの溝14a〜14dの条数やリード長及びピッチ
を前記実施の形態1の場合の変形例と同様に変えてもよ
く、同様の効果を奏する。
流体圧縮機は、密閉容器内に設けられた吸入側と吐出側
とを有するシリンダと、このシリンダの軸長方向に沿っ
て偏心して配置され、前記シリンダの内周面に一部が接
触あるいは微少な隙間を介して近接した状態で前記シリ
ンダと相対的に旋回可能な円筒状の回転体と、この回転
体の外周に設けられた略等リード長で形成されて並走す
る複数条の螺旋状の溝と、この溝に出入り自在に嵌合さ
れるとともに前記シリンダの内周面に密着する外周面を
有し前記シリンダの内周面と前記回転体の外周面との間
を複数の作動室に区画する螺旋状のブレードと、前記回
転体と前記シリンダとを相対的に旋回させる駆動手段
と、前記複数の作動室の前記吐出側の開口部に被圧縮流
体の逆流を防止する弁機構とを設けるとともに、前記シ
リンダ内に嵌挿された範囲における前記螺旋状の溝の設
けられた回転体の長さを前記螺旋状の溝のリード長の1
倍以上設け、かつ前記作動室の前記吐出側を密閉したの
で、作動室からの密閉容器内への被圧縮流体の吐出がス
ムーズに行われるので、幅広い運転範囲で圧縮効率の高
い流体圧縮機が得られる効果があり、また、吐出の最終
段階で急激な圧力変化が発生した場合でも、圧縮機を含
む振動系構成部分の大きい振動振幅が抑制され、圧縮機
の外円筒表面接線方向の振動を抑制することができる効
果がある。
前記並走する螺旋状の溝のピッチを略等ピッチとしたの
で、さらに各作動室からの被圧縮流体の吐出量が均一で
あり、また加振トルクの発生が等間隔で発生するため、
加振されるバランスがよくなり、結果的にさらに振動を
抑制できる効果がる。
前記シリンダの前記吸入側と前記吐出側を前記シリンダ
の軸長方向の両端に設けたので、軸長方向のスペースを
有効に使用できるため、コンパクトな流体圧縮機が得ら
れる効果がある。
密閉容器内に設けられた吸入側と吐出側とを有するシリ
ンダと、このシリンダの軸長方向に沿って偏心して配置
され、前記シリンダの内周面に一部が接触あるいは微少
な隙間を介して近接した状態で前記シリンダと相対的に
旋回可能な円筒状の回転体と、この回転体の外周に設け
た前記回転体の概中央で逆ネジとなり、かつこの逆ネジ
部分までの両側が略等リード長で形成されて並走する複
数条の螺旋状の溝と、この溝に出入り自在に嵌合される
とともに前記シリンダの内周面に密着する外周面を有し
前記シリンダの内周面と前記回転体の外周面との間を複
数の作動室に区画する螺旋状のブレードと、前記回転体
と前記シリンダとを相対的に旋回させる駆動手段と、前
記複数の作動室の前記吐出側の開口部に被圧縮流体の逆
流を防止する弁機構とを設け、かつ前記シリンダ内に嵌
挿された範囲における前記螺旋状の溝の設けられた回転
体の長さを前記逆ネジ部分までの両側でそれぞれ前記螺
旋状の溝のリード長の1倍以上設けるとともに、前記シ
リンダの前記吸入側を前記シリンダの軸長方向の両側に
それぞれ設け、かつ前記吐出側を前記溝の前記逆ネジ部
分に設けるか、または前記溝の前記逆ネジ部分に前記シ
リンダの前記吸入側を設け、かつ前記吐出側を軸長方向
のそれぞれ両側に設けるとともに前記作動室の前記吐出
側をそれぞれ密閉したので、作動室からの密閉容器内へ
の被圧縮流体の吐出がスムーズに行われるので、幅広い
運転範囲で圧縮効率の高い流体圧縮機が得られる効果が
あり、また、吐出の最終段階で急激な圧力変化が発生し
た場合でも、圧縮機を含む振動系構成部分の大きい振動
振幅が抑制され、圧縮機の外円筒表面接線方向の振動を
抑制することができる効果があり、さらにまた、シリン
ダの軸長方向の吐出側圧力と吸入側圧力が打ち消し合う
ために軸長方向に回転体を移動させようとする力が均衡
し、このため吐出の最終段階で急激な圧力変化が発生し
た場合でも、シリンダの軸長方向の振動をおさえること
ができる効果がある。
断面図である。
る。
る。
図である。
断面図である。
図である。
力が作動室内の圧力とほぼ等しい場合の圧力変化説明図
である。
作動室内の圧力より低い場合の圧力変化説明図である。
作動室内の圧力より高い場合の圧力変化説明図である。
素)、9 シリンダ、9a 吸入部、9b 吐出部、1
2 回転体(回転ロッド)、14a,14b,14c,
14d溝、15a,15b,15c,15d ブレー
ド、16作動室、17 開口部、18a,18b,18
c,18d 弁機構、20 逆ネジ。
Claims (4)
- 【請求項1】 密閉容器内に設けられた吸入側と吐出側
とを有するシリンダと、このシリンダの軸長方向に沿っ
て偏心して配置され、前記シリンダの内周面に一部が接
触あるいは微少な隙間を介して近接した状態で前記シリ
ンダと相対的に旋回可能な円筒状の回転体と、この回転
体の外周に設けられた略等リード長で形成されて並走す
る複数条の螺旋状の溝と、この溝に出入り自在に嵌合さ
れるとともに前記シリンダの内周面に密着する外周面を
有し前記シリンダの内周面と前記回転体の外周面との間
を複数の作動室に区画する螺旋状のブレードと、前記回
転体と前記シリンダとを相対的に旋回させる駆動手段
と、前記複数の作動室の前記吐出側の開口部に被圧縮流
体の逆流を防止する弁機構とを設けるとともに、前記シ
リンダ内に嵌挿された範囲における前記螺旋状の溝の設
けられた回転体の長さを前記螺旋状の溝のリード長の1
倍以上設け、かつ前記作動室の前記吐出側を密閉したこ
とを特徴とする流体圧縮機。 - 【請求項2】 前記並走する螺旋状の溝のピッチを略等
ピッチとしたことを特徴とする請求項1記載の流体圧縮
機。 - 【請求項3】 前記シリンダの前記吸入側と前記吐出側
を前記シリンダの軸長方向の両端に設けたことを特徴と
する請求項1または請求項2記載の流体圧縮機。 - 【請求項4】 密閉容器内に設けられた吸入側と吐出側
とを有するシリンダと、このシリンダの軸長方向に沿っ
て偏心して配置され、前記シリンダの内周面に一部が接
触あるいは微少な隙間を介して近接した状態で前記シリ
ンダと相対的に旋回可能な円筒状の回転体と、この回転
体の外周に設けた前記回転体の概中央で逆ネジとなり、
かつこの逆ネジ部分までの両側が略等リード長で形成さ
れて並走する複数条の螺旋状の溝と、この溝に出入り自
在に嵌合されるとともに前記シリンダの内周面に密着す
る外周面を有し前記シリンダの内周面と前記回転体の外
周面との間を複数の作動室に区画する螺旋状のブレード
と、前記回転体と前記シリンダとを相対的に旋回させる
駆動手段と、前記複数の作動室の前記吐出側の開口部に
被圧縮流体の逆流を防止する弁機構とを設け、かつ前記
シリンダ内に嵌挿された範囲における前記螺旋状の溝の
設けられた回転体の長さを前記逆ネジ部分までの両側で
それぞれ前記螺旋状の溝のリード長の1倍以上設けると
ともに、前記シリンダの前記吸入側を前記シリンダの軸
長方向の両側にそれぞれ設け、かつ前記吐出側を前記溝
の前記逆ネジ部分に設けるか、または前記溝の前記逆ネ
ジ部分に前記シリンダの前記吸入側を設け、かつ前記吐
出側を軸長方向のそれぞれ両側に設けるとともに前記作
動室の前記吐出側をそれぞれ密閉したことを特徴とする
流体圧縮機。
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP33693897A JPH11173286A (ja) | 1997-12-08 | 1997-12-08 | 流体圧縮機 |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP33693897A JPH11173286A (ja) | 1997-12-08 | 1997-12-08 | 流体圧縮機 |
Publications (1)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPH11173286A true JPH11173286A (ja) | 1999-06-29 |
Family
ID=18304025
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP33693897A Pending JPH11173286A (ja) | 1997-12-08 | 1997-12-08 | 流体圧縮機 |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
JP (1) | JPH11173286A (ja) |
Cited By (1)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP2005520988A (ja) * | 2002-03-22 | 2005-07-14 | ライボルト ヴァークウム ゲゼルシャフト ミット ベシュレンクテル ハフツング | 偏心型ポンプおよび該ポンプを運転するための方法 |
-
1997
- 1997-12-08 JP JP33693897A patent/JPH11173286A/ja active Pending
Cited By (1)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP2005520988A (ja) * | 2002-03-22 | 2005-07-14 | ライボルト ヴァークウム ゲゼルシャフト ミット ベシュレンクテル ハフツング | 偏心型ポンプおよび該ポンプを運転するための方法 |
Similar Documents
Publication | Publication Date | Title |
---|---|---|
JP2008286095A (ja) | スクロール圧縮機 | |
JP2007170253A (ja) | スクロール圧縮機 | |
JP4823455B2 (ja) | ギヤとこのギヤによる一対の係合ギヤを備えた流体機械 | |
JPH0458086A (ja) | 流体圧縮機 | |
JP2009046983A (ja) | スクリュー圧縮機 | |
JP2010196582A (ja) | シングルスクリュー圧縮機 | |
US4865531A (en) | Scroll compressor with super-charging tube | |
JP2001304161A (ja) | 改良真空ポンプ | |
JP2004239099A (ja) | 回転式圧縮機 | |
JPH11173286A (ja) | 流体圧縮機 | |
EP0381061B1 (en) | Fluid compressor | |
JPH02176187A (ja) | 流体圧縮機 | |
JPH11173285A (ja) | 流体圧縮機 | |
JP2000110749A (ja) | スクロール圧縮機 | |
JPH0219685A (ja) | 流体圧縮機 | |
JPH0219684A (ja) | 流体圧縮機 | |
JPH0463978A (ja) | 流体圧縮機 | |
JPH11280679A (ja) | スクロール圧縮機 | |
KR100351148B1 (ko) | 압축기 | |
JP2804060B2 (ja) | 流体圧縮機 | |
JP3078269B2 (ja) | 流体圧縮機 | |
JP2839563B2 (ja) | コンプレッサー | |
KR100188999B1 (ko) | 유체기계 | |
JPH09296786A (ja) | スクロール圧縮機 | |
JPH07107391B2 (ja) | 流体圧縮機 |
Legal Events
Date | Code | Title | Description |
---|---|---|---|
A621 | Written request for application examination |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621 Effective date: 20040617 |
|
RD01 | Notification of change of attorney |
Effective date: 20040720 Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A7421 |
|
A977 | Report on retrieval |
Effective date: 20060728 Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971007 |
|
A131 | Notification of reasons for refusal |
Effective date: 20060816 Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131 |
|
A02 | Decision of refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A02 Effective date: 20061219 |