JPS5963389A - 容積形スクロ−ル式流体機械 - Google Patents
容積形スクロ−ル式流体機械Info
- Publication number
- JPS5963389A JPS5963389A JP17392082A JP17392082A JPS5963389A JP S5963389 A JPS5963389 A JP S5963389A JP 17392082 A JP17392082 A JP 17392082A JP 17392082 A JP17392082 A JP 17392082A JP S5963389 A JPS5963389 A JP S5963389A
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- scroll
- tooth
- wrap
- ratio
- orbiting
- Prior art date
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- Pending
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Classifications
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
- F01C—ROTARY-PISTON OR OSCILLATING-PISTON MACHINES OR ENGINES
- F01C1/00—Rotary-piston machines or engines
- F01C1/02—Rotary-piston machines or engines of arcuate-engagement type, i.e. with circular translatory movement of co-operating members, each member having the same number of teeth or tooth-equivalents
- F01C1/0207—Rotary-piston machines or engines of arcuate-engagement type, i.e. with circular translatory movement of co-operating members, each member having the same number of teeth or tooth-equivalents both members having co-operating elements in spiral form
- F01C1/0246—Details concerning the involute wraps or their base, e.g. geometry
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- Physics & Mathematics (AREA)
- Geometry (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Rotary Pumps (AREA)
Abstract
(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。
め要約のデータは記録されません。
Description
【発明の詳細な説明】
〔発明の利用分野〕
本発明は、インボリュート曲線等のラップを有する固定
スクロール部Iと旋回スクロール9月とにより密閉空間
を構成し、旋回スクロール9判を、自転を阻止しながら
旋回運動をさせる形式の容積形スクロール式流体機械に
関する。
スクロール部Iと旋回スクロール9月とにより密閉空間
を構成し、旋回スクロール9判を、自転を阻止しながら
旋回運動をさせる形式の容積形スクロール式流体機械に
関する。
この種スクロール式流体機械の公知例としては、米国特
許第2841089号や第3874827号などがある
。
許第2841089号や第3874827号などがある
。
これらの公°知例を基本とした従来技術について、第1
図および第2図に示すスクロール式圧縮機にしたがって
説明する。
図および第2図に示すスクロール式圧縮機にしたがって
説明する。
これらの図に示すスクロール式圧縮機は、固定スクロー
ル部111旋回スクロール部材2、自転防止機構5、フ
レーム7、クランクピン9、駆動軸10および駆動源(
図示せず)を備えている。
ル部111旋回スクロール部材2、自転防止機構5、フ
レーム7、クランクピン9、駆動軸10および駆動源(
図示せず)を備えている。
前記固定スクロール部材lは、端板1aとこれに直立す
るラップ1bとを有し、前記hjP回スタスクロール、
端板2aとこれに直立するラップ2bとを有している。
るラップ1bとを有し、前記hjP回スタスクロール、
端板2aとこれに直立するラップ2bとを有している。
固定、旋回スクロール部材1,2のラップ1b。
2bは、インボリュート曲線あるいはこれに近似する曲
悴で形成されており、一様な高さと一様なノqさを有し
ている。ただし、厚さについては、巻き初め部分など加
工や取り扱い上の制約などから、逐次変化するように形
成されている場合もある。
悴で形成されており、一様な高さと一様なノqさを有し
ている。ただし、厚さについては、巻き初め部分など加
工や取り扱い上の制約などから、逐次変化するように形
成されている場合もある。
固定スクロール部材1の端板laには、その外周部に吸
入ボート3が設けられており、中央付近には吐出ボート
4が設けられている〇 旋回スフミール部月2の端板2aには、ラッグ2bの反
対側に旋回スクロール部材、!II<動用のクランクビ
ン9が設けられている。
入ボート3が設けられており、中央付近には吐出ボート
4が設けられている〇 旋回スフミール部月2の端板2aには、ラッグ2bの反
対側に旋回スクロール部材、!II<動用のクランクビ
ン9が設けられている。
固定、旋回動スクロール部杓1,2は、第1図に示すよ
うに、ラップlb 、 2bを互いにかみ合わせて組み
立てられ、固定スクロール部11と旋回スクロール9月
2とで第2図に示すように、2つの密閉空間Vl 、
V2を有する圧縮要素部を構成している。固定、旋15
1両スクロール部材1.2のラップlb 、 2bの巻
き終わり端部1b’ 、 2b’は、一致しないように
位相をずらして配置されている。
うに、ラップlb 、 2bを互いにかみ合わせて組み
立てられ、固定スクロール部11と旋回スクロール9月
2とで第2図に示すように、2つの密閉空間Vl 、
V2を有する圧縮要素部を構成している。固定、旋15
1両スクロール部材1.2のラップlb 、 2bの巻
き終わり端部1b’ 、 2b’は、一致しないように
位相をずらして配置されている。
前記固定スクロール9判1は、フレーム7に結合部材(
図示せず)にて固定されている。また、前記旋回スクロ
ール9月2は、固定スクロール9月1とフレーム7の間
にはさまれて支持されており、かつフレーム7との間で
自転防止機構5と摺動可能に連結されている。
図示せず)にて固定されている。また、前記旋回スクロ
ール9月2は、固定スクロール9月1とフレーム7の間
にはさまれて支持されており、かつフレーム7との間で
自転防止機構5と摺動可能に連結されている。
前記駆動軸10は、フレーム7に軸受8a 、 8b
、 8cにより支承されており、一部に旋回スクロール
部材2の不釣合用を除去させるためのバウンスウェイト
6が設けられている。そして、旋回スクロール9拐1駆
動用のクランクピン9の中心と駆動tll+ t。
、 8cにより支承されており、一部に旋回スクロール
部材2の不釣合用を除去させるためのバウンスウェイト
6が設けられている。そして、旋回スクロール9拐1駆
動用のクランクピン9の中心と駆動tll+ t。
の中心とは、旋回半径εを有して配置されている。
また、駆動軸lOの他端部には圧縮ガス等の漏れを防止
するためシール11が設けられている。
するためシール11が設けられている。
前記構成のスクロール式圧縮機では、駆動源により駆動
軸10が回転されるに伴い、旋回スクロール部材2が自
転防止機槽5により自転を阻止されつつ駆動軸10とク
ランクビン9との中心開用にIFを旋回半径εとして公
転運動、すなわち旋回運動を行う。
軸10が回転されるに伴い、旋回スクロール部材2が自
転防止機槽5により自転を阻止されつつ駆動軸10とク
ランクビン9との中心開用にIFを旋回半径εとして公
転運動、すなわち旋回運動を行う。
これにより、固定、旋回両スクロール部材l。
2間に構成された2つの密閉を間V1.V2が次第に縮
少され、容積が減少せしめられる。その開、吸入ボート
3から密閉空間v1.v2内にガスが取り入れられ、そ
のガスが圧縮され、所足の圧力に昇圧されたガスは吐出
ボート4から取り出される。
少され、容積が減少せしめられる。その開、吸入ボート
3から密閉空間v1.v2内にガスが取り入れられ、そ
のガスが圧縮され、所足の圧力に昇圧されたガスは吐出
ボート4から取り出される。
このように構成されたスクロール式圧縮機において、圧
縮機の出力は一般にガスの取り込み容積とその圧力、お
よび昇圧後の圧力、並びに取り扱いガスの物性(特に断
熱指数)により決定される。
縮機の出力は一般にガスの取り込み容積とその圧力、お
よび昇圧後の圧力、並びに取り扱いガスの物性(特に断
熱指数)により決定される。
また、容積形スクロール式圧縮機の場合、特にガスの取
り込み容積の大きさでその出力が変わってくることは周
知のとおりである。
り込み容積の大きさでその出力が変わってくることは周
知のとおりである。
ところで、スクロール式圧縮機の場合、ガスの取り込み
容積、つまり最大密閉空間容積vthは、Vth −2
ε2h(2(1+t/ε)(λ2−π)+π)で表わさ
れ、また旋回半径εは、 ε = aπ −t で表わされる。
容積、つまり最大密閉空間容積vthは、Vth −2
ε2h(2(1+t/ε)(λ2−π)+π)で表わさ
れ、また旋回半径εは、 ε = aπ −t で表わされる。
ここで、hニラツブの歯高
t:ランプの歯厚
λ2:■jl’lff:m成するときのラップの9す巻
き角度 π:円周率 a:インボリュート曲線の基円半径 である。
き角度 π:円周率 a:インボリュート曲線の基円半径 である。
一方、外圧の圧力の目安となる圧縮後の容積vEは、
VE=2ε2 h [2(1+t/ε)(λ1−π)→
−π)で表わされる。
−π)で表わされる。
ここで、λ1:VEを構成するときのラップのうす巻き
角度 である。
角度 である。
これらの式から分かるように、スクロール式圧縮機ては
、その出力を一定とした場合において、必要な最大密閉
空間容積vthや圧縮後の容積MEを決定するに当たシ
、爾h h%歯厚t1基円手径8、うす巻き角度λ2.
λlの5つの変数がそれぞれ独立に存在し、それぞれの
数値の決定指針が皆無であった。
、その出力を一定とした場合において、必要な最大密閉
空間容積vthや圧縮後の容積MEを決定するに当たシ
、爾h h%歯厚t1基円手径8、うす巻き角度λ2.
λlの5つの変数がそれぞれ独立に存在し、それぞれの
数値の決定指針が皆無であった。
ただ、従来一応の目安としては、ラップの歯高りと歯溝
中りの比(h/D )が1程度が最適と考えられていた
。
中りの比(h/D )が1程度が最適と考えられていた
。
かかる従来の一応の目安とされていた数値に対して、本
発明者らは、次のような調査を行った。
発明者らは、次のような調査を行った。
すなわち、固定、旋回円スクロール部材1.2のラップ
lb 、 2bで構成される密閉空間vl l V2に
対して、ラップlb 、 2b間のすきまと漏れ月、の
関係調査、ラップlb 、 2bの歯高りと歯厚tに関
しての訓れの形状係数の関係調査、同じくシールライン
長さの比、同じく作用力の比、同じく摺動損失などの関
係調査、そして切削加工′ff:I@すときの加工精度
と圧力による変形の関係調査、さらには取り扱いガスの
特性の差に着目して最大密閉空間容積vthとシールラ
イン面積との関係調査を行った。
lb 、 2bで構成される密閉空間vl l V2に
対して、ラップlb 、 2b間のすきまと漏れ月、の
関係調査、ラップlb 、 2bの歯高りと歯厚tに関
しての訓れの形状係数の関係調査、同じくシールライン
長さの比、同じく作用力の比、同じく摺動損失などの関
係調査、そして切削加工′ff:I@すときの加工精度
と圧力による変形の関係調査、さらには取り扱いガスの
特性の差に着目して最大密閉空間容積vthとシールラ
イン面積との関係調査を行った。
その結果、前記従来の目安はスクロール式圧縮機の高効
率化、小形、軽量化を図るための構造股言1指針として
は不十分であることが判明した。
率化、小形、軽量化を図るための構造股言1指針として
は不十分であることが判明した。
また、これらの事項はスクロール式圧縮機に限らず、ス
クロール式膨張機、スクロール式ポンプ等についても同
様である。
クロール式膨張機、スクロール式ポンプ等についても同
様である。
本発明の目的は、インボリュート曲線等で形成されたラ
ップを有する固定スクロール部材と旋回スクロール部側
とで構成される密閉空間におけるガス漏れおよび摺動損
失を少なくシ、高効率化を図ること、小形、軽)75化
を図2)こと、そして前記機能を発揮し得る機械の設計
1訃よび加工上の指針を与えることを、それぞれ?1;
り足させ得る容積形スクロール式流体機械を促供するに
ある。
ップを有する固定スクロール部材と旋回スクロール部側
とで構成される密閉空間におけるガス漏れおよび摺動損
失を少なくシ、高効率化を図ること、小形、軽)75化
を図2)こと、そして前記機能を発揮し得る機械の設計
1訃よび加工上の指針を与えることを、それぞれ?1;
り足させ得る容積形スクロール式流体機械を促供するに
ある。
本発明の1番目の発明は、スクロールラップの歯高りと
歯J’?、 tと南i/りrIJDとを同じ長さの単位
で表わすとき、スクロールラップの厚さがうす巻き角度
に対して一定な部位、すなわちスクロールラップの巻き
初めイτJ近と巻き終わり付近を除いた部位の、前記ス
クロールラップの歯高りと歯厚tとの比h/lを5以上
とし、かつ歯【%hと歯溝中りとの比h/Dを4以下と
したところに/I?laを有するもので、この構成によ
り前記目的を総て達成することができたものである。
歯J’?、 tと南i/りrIJDとを同じ長さの単位
で表わすとき、スクロールラップの厚さがうす巻き角度
に対して一定な部位、すなわちスクロールラップの巻き
初めイτJ近と巻き終わり付近を除いた部位の、前記ス
クロールラップの歯高りと歯厚tとの比h/lを5以上
とし、かつ歯【%hと歯溝中りとの比h/Dを4以下と
したところに/I?laを有するもので、この構成によ
り前記目的を総て達成することができたものである。
また、本発明の2番目の発明は、スクロールラップの歯
旨りと歯厚tと歯溝IJ Dとを同じ門等の単位で表わ
し、前記固足、旋回両スクロール部材により構成される
最大密閉空間容積vthをeo等の単位で表わすとき、
スクロールラップの厚さがうす巻き角度に対して一定な
部位の、前記スクロールラップの歯高りと歯厚tとの比
h/lを5以上とし、かつ歯高りと歯溝中りとの比h/
Dを4以下とし、さらにVth/(h X t )の値
を0.2〜1.2としたところに特徴を有するもので、
この構成によって、より一層高効率化を図り得たもので
ある。
旨りと歯厚tと歯溝IJ Dとを同じ門等の単位で表わ
し、前記固足、旋回両スクロール部材により構成される
最大密閉空間容積vthをeo等の単位で表わすとき、
スクロールラップの厚さがうす巻き角度に対して一定な
部位の、前記スクロールラップの歯高りと歯厚tとの比
h/lを5以上とし、かつ歯高りと歯溝中りとの比h/
Dを4以下とし、さらにVth/(h X t )の値
を0.2〜1.2としたところに特徴を有するもので、
この構成によって、より一層高効率化を図り得たもので
ある。
以下、本発明を図面に示す実施例に基づいて説明する。
第3図〜第13図は、スクロール式圧縮機に適用した本
発明の一実施例を示す。
発明の一実施例を示す。
そのスクロール式圧縮機は、第3図および第4図に示す
ように、固定スクロール9杓lと旋回スクロール部材2
とを備えている。
ように、固定スクロール9杓lと旋回スクロール部材2
とを備えている。
前記固定スクロール9拐1は、端板1aとラッグ1bと
を有し、端板IA[は圧縮すべきガスの吸入ボート3と
圧縮されたガスの吐出ボート4とが設けられている。
を有し、端板IA[は圧縮すべきガスの吸入ボート3と
圧縮されたガスの吐出ボート4とが設けられている。
前記旋回スクロール部材2は、端板2aとラップ2bと
を有している。
を有している。
そして、前記ラップlb 、 2bはインボリュート曲
線、あるいはインボリュートと円弧とを組み合わせた曲
線で形成されておシ、これらのラップlb。
線、あるいはインボリュートと円弧とを組み合わせた曲
線で形成されておシ、これらのラップlb。
2bを有する固定、旋回両スクロール部材1.2との組
み合わせにより、密閉空間が構成されている。
み合わせにより、密閉空間が構成されている。
かかるスクロール式圧縮機では、一方のスクロール9相
のラップの外側の運動軌跡が他方のスクロール部Iのラ
ップの内側の線に一致するように構成しないと、ガスを
順次圧縮することができないため、固定、旋回スクロー
ル部材1.2のラッグlb 、 2bの歯高h1歯埋t
および歯溝中りを、とも、に等しくする必要がある。
のラップの外側の運動軌跡が他方のスクロール部Iのラ
ップの内側の線に一致するように構成しないと、ガスを
順次圧縮することができないため、固定、旋回スクロー
ル部材1.2のラッグlb 、 2bの歯高h1歯埋t
および歯溝中りを、とも、に等しくする必要がある。
また、旋回スクロール9拐2は、固定スクロール部材1
に対して旋回運動が可能となるように組み合わされるた
めと、その旋回半径εとが一定になっていることや、ラ
ップ表面にはある程度の表面粗さを有しているため、微
小すきまが生じている。すなわち、固定スクロール部材
1の端板1aと、旋回スクロール部材2のラップ2bの
歯先との間には、軸方向すきまδaが存在し、第4図に
示すよっに、固定、旋回筒スクロール部材1,2のラッ
プIb 、 2b同士の接点における半径方向すきまδ
rが存在する。ガスのjt’rfすれが生じるとき、周
方向に漏れる鳴合は、前記半径方向すきまδrがら漏れ
、そのときのシールライン長さはラップの歯、Hhとな
る。
に対して旋回運動が可能となるように組み合わされるた
めと、その旋回半径εとが一定になっていることや、ラ
ップ表面にはある程度の表面粗さを有しているため、微
小すきまが生じている。すなわち、固定スクロール部材
1の端板1aと、旋回スクロール部材2のラップ2bの
歯先との間には、軸方向すきまδaが存在し、第4図に
示すよっに、固定、旋回筒スクロール部材1,2のラッ
プIb 、 2b同士の接点における半径方向すきまδ
rが存在する。ガスのjt’rfすれが生じるとき、周
方向に漏れる鳴合は、前記半径方向すきまδrがら漏れ
、そのときのシールライン長さはラップの歯、Hhとな
る。
また、径方向に漏れる場合は、前記軸方向すきまδaか
ら漏れ、そのときのシールライン長さは、ラップlb
、 2bの接点から接点までのラップに沿った長さ、例
えばM4図のtC表わされる。
ら漏れ、そのときのシールライン長さは、ラップlb
、 2bの接点から接点までのラップに沿った長さ、例
えばM4図のtC表わされる。
第4図は、固定、旋回スクロール部材1,2のラップl
b 、 2bのかみ合い状態で、最大密閉空間容積vt
hを構成している形態を示すもので、vth =Vo+
VO’、vO=vo’、すなわちVth = 2 vo
となっている。圧縮機の鳴合、いわゆる体積効率に関与
する圧縮室は、VoおよびVO2で、そのときの漏れ面
積は片方の圧縮室Voについてみれば周方向にδr×h
1径方向にδaXAとなっている。
b 、 2bのかみ合い状態で、最大密閉空間容積vt
hを構成している形態を示すもので、vth =Vo+
VO’、vO=vo’、すなわちVth = 2 vo
となっている。圧縮機の鳴合、いわゆる体積効率に関与
する圧縮室は、VoおよびVO2で、そのときの漏れ面
積は片方の圧縮室Voについてみれば周方向にδr×h
1径方向にδaXAとなっている。
なお、第3図に示す形状は、ラップlb 、 2bの歯
厚tがうず巻き長さに対して一定の部分を示すもので、
以下に説明する歯厚tなどラップ形状につい℃け、ラッ
プlb 、 2bなどの巻き初め付近と巻き終わD (
i近の歯〕9が変化する部分は除くものとする。
厚tがうず巻き長さに対して一定の部分を示すもので、
以下に説明する歯厚tなどラップ形状につい℃け、ラッ
プlb 、 2bなどの巻き初め付近と巻き終わD (
i近の歯〕9が変化する部分は除くものとする。
前述の漏れ面47更における漏れ量について、インボリ
ュート曲線で形成されたラップを対象にして静的漏れ試
験を実施し、その定邦、評価を行った。
ュート曲線で形成されたラップを対象にして静的漏れ試
験を実施し、その定邦、評価を行った。
その試験結果を第5図に示す。この試験では、スクロー
ル部側のラップを従来の圧縮機と同様に第1図に示すと
とく措成し、吐出ボート4から高圧ガスを導入し、吸入
ボート3への流出量を調べたもので、軸方向漏れ面積と
径方向f浦れ面積とを等しくした場合のr、ffすれ量
の比を表わしたものである。
ル部側のラップを従来の圧縮機と同様に第1図に示すと
とく措成し、吐出ボート4から高圧ガスを導入し、吸入
ボート3への流出量を調べたもので、軸方向漏れ面積と
径方向f浦れ面積とを等しくした場合のr、ffすれ量
の比を表わしたものである。
この結果により、同−漏れ面積でも、軸方向すきまδa
からの漏れ量が半径方向すきまδrからの漏れ量に対し
てほぼ4倍程度になっていることが実証された。
からの漏れ量が半径方向すきまδrからの漏れ量に対し
てほぼ4倍程度になっていることが実証された。
第6図は、スクロール部材のラップのすきまが圧縮機性
能に及ばず影響を実際の機械で調べた結果を示す。横軸
にはスクロール9拐のラップの平均すきま(半径方向す
きまδr1軸方向すきまδa)を示し、縦軸にはラップ
のすきまがないときの体積効率を基準として、その低下
率を示している。
能に及ばず影響を実際の機械で調べた結果を示す。横軸
にはスクロール9拐のラップの平均すきま(半径方向す
きまδr1軸方向すきまδa)を示し、縦軸にはラップ
のすきまがないときの体積効率を基準として、その低下
率を示している。
これら第5図、第6図から、静的なガス漏れ量と、実機
の場合でみるように動的な場合も、いずれも用1方向す
きまからの漏れ量が多くなっていることが分かる。この
ことから、圧縮俊の高効率化を図るためには、まず流体
性能を向上させるため、スクロール部材のラップの軸方
向すきまを通しての漏れ量を小さくすることが必要であ
る。換言すれば、軸方向すきまの漏れ面積を小さくすれ
ばよい。漏れ面積とは、先に述べたように、軸方向の場
合、スクロール部材のラップの歯厚tとシールライン長
さtの撰であるから、この漏れ面積を低減させるにはシ
ールライン長さtを短くすることが、より有効な方策で
ある。
の場合でみるように動的な場合も、いずれも用1方向す
きまからの漏れ量が多くなっていることが分かる。この
ことから、圧縮俊の高効率化を図るためには、まず流体
性能を向上させるため、スクロール部材のラップの軸方
向すきまを通しての漏れ量を小さくすることが必要であ
る。換言すれば、軸方向すきまの漏れ面積を小さくすれ
ばよい。漏れ面積とは、先に述べたように、軸方向の場
合、スクロール部材のラップの歯厚tとシールライン長
さtの撰であるから、この漏れ面積を低減させるにはシ
ールライン長さtを短くすることが、より有効な方策で
ある。
一方、このシールライン長さtを短くして同じ圧縮機番
量を維持するためには、先の設計式から、歯高りを大き
くする必普がある。この観点から、歯厚tと歯高りとの
かね合いから漏れ童がどのように変化するかの検討を行
った。
量を維持するためには、先の設計式から、歯高りを大き
くする必普がある。この観点から、歯厚tと歯高りとの
かね合いから漏れ童がどのように変化するかの検討を行
った。
圧縮機が最大効率を得るためには、大別すると一つには
圧縮機中の漏れを減らして体積効率を高く維持すること
、もう一つは摺動面のM擦偵失を減らして機械効率を高
く維持することにある。
圧縮機中の漏れを減らして体積効率を高く維持すること
、もう一つは摺動面のM擦偵失を減らして機械効率を高
く維持することにある。
本発明者らは、前者の体積効率を問題として、スクロー
ル部材のラップ間での漏れがラップ部のすきまによって
どのように影響されるかを検討したものである。体積効
率は、高圧ガスの吸入室への漏れが最も影響度が旨く、
そして効率の低下を招く。吸入室への漏れは、スクロー
ル部材のラップが最大密閉空間容積vthを形成してか
ら、クラ1ンクピン9が360度回転するまでの圧縮過
程中にその密閉空間から吸入室へ漏れるものと考え、一
般的なノズルにおける漏れ量を表わす式で示すと次式の
ごとくになる。すなわち、漏れ角、ΔGは、で表わされ
る。
ル部材のラップ間での漏れがラップ部のすきまによって
どのように影響されるかを検討したものである。体積効
率は、高圧ガスの吸入室への漏れが最も影響度が旨く、
そして効率の低下を招く。吸入室への漏れは、スクロー
ル部材のラップが最大密閉空間容積vthを形成してか
ら、クラ1ンクピン9が360度回転するまでの圧縮過
程中にその密閉空間から吸入室へ漏れるものと考え、一
般的なノズルにおける漏れ量を表わす式で示すと次式の
ごとくになる。すなわち、漏れ角、ΔGは、で表わされ
る。
ここで、Pl:下流圧力(Ps吸入圧力)P2二上流圧
力 C:流量係数 n:ガスの断熱指数 A:漏れ面積 R:ガス定数 である。
力 C:流量係数 n:ガスの断熱指数 A:漏れ面積 R:ガス定数 である。
(1)式で、漏れ量ΔGはガスの物性による値と、形状
係数2とで書き表わせる。
係数2とで書き表わせる。
(2)式で、2(λ)は、
・・・・・・(3)
ここで、λ:圧縮室を形成しているラップ接点の9す巻
き角度 π:円周率 となり、圧力比P1/P2は圧縮過程を断熱変化と仮定
すれば、容積変化に置き換えることができる。
き角度 π:円周率 となり、圧力比P1/P2は圧縮過程を断熱変化と仮定
すれば、容積変化に置き換えることができる。
すなわち、
となり、よって(3)式の2(λ)はスクロールの幾何
学的形状で決まる因子となり、接点の巻き角(λ)の関
数である。これらの結果、吸入室への1回転当たりのガ
スの漏れは、 である。
学的形状で決まる因子となり、接点の巻き角(λ)の関
数である。これらの結果、吸入室への1回転当たりのガ
スの漏れは、 である。
一方、漏れ面積A(λ)は半径方向すきまδrと、軸方
向すきまδ^の和で示すことができ、A(λ)−2(h
φδr+L・δa) ・・・・・・・・・・・・
・・・・・・(6)となる。
向すきまδ^の和で示すことができ、A(λ)−2(h
φδr+L・δa) ・・・・・・・・・・・・
・・・・・・(6)となる。
(6)式で、圧縮過程中、歯高りは変化しないがラップ
lb 、 2bの接点から接点までのラップに沿う長さ
tは接点の巻き角λの減少とともに減少する。
lb 、 2bの接点から接点までのラップに沿う長さ
tは接点の巻き角λの減少とともに減少する。
(5)式において、積分記号の部分を最大密閉空間容積
vthで除して正規化して示すと、漏れの形状係数2は
、 となる。これを、ラップの歯高りと歯厚tとの比h/l
の関係で表わすと、第7図のごとくなる。これは、δa
−δrとしたときのプロットを示したものである。なお
、前記ラップの歯高りと歯厚tとを同じ長さの即位、す
なわち門等の単位で表わすものとする。
vthで除して正規化して示すと、漏れの形状係数2は
、 となる。これを、ラップの歯高りと歯厚tとの比h/l
の関係で表わすと、第7図のごとくなる。これは、δa
−δrとしたときのプロットを示したものである。なお
、前記ラップの歯高りと歯厚tとを同じ長さの即位、す
なわち門等の単位で表わすものとする。
第8図は、軸方向すきまδaと半径方向すきまδrに関
わるシールラインの長さ比の関係を示したものである。
わるシールラインの長さ比の関係を示したものである。
以上の結果、ラップの歯+r hと歯厚tとの比で表わ
される固有の形状変数でみると、シールライン長さ比t
/■■、および体積効率の低下率を示す漏れの形状係数
2とも、h/l≧5でその変化率を小さく抑えることが
できる。すなわち、h/l≧5に採れば、同一ガス、四
−〜・差圧に対して漏れ喰を小さく抑えることができる
ので、商い体積効率を維持することができる。
される固有の形状変数でみると、シールライン長さ比t
/■■、および体積効率の低下率を示す漏れの形状係数
2とも、h/l≧5でその変化率を小さく抑えることが
できる。すなわち、h/l≧5に採れば、同一ガス、四
−〜・差圧に対して漏れ喰を小さく抑えることができる
ので、商い体積効率を維持することができる。
そして、第5191および第6図から分かるように、軸
方向すきまδaからの漏れが太きいため、この量を低減
させるためには、シールライン長さtを短くする必要が
あり、この観点からも、h/l≧5に採ることが高効率
を維持する上での必要条件となる。
方向すきまδaからの漏れが太きいため、この量を低減
させるためには、シールライン長さtを短くする必要が
あり、この観点からも、h/l≧5に採ることが高効率
を維持する上での必要条件となる。
それから、軸方向すきまδAおよび半径方向すきまδr
に及はす実際上の影響因子は、密閉空間内における圧力
差による変形と、加工時の切削抵抗による変形とがある
。前者の圧力差による変形で問題となるのは、径方向の
たわみである。固足、旋回両スクロール部材1.2のラ
ップlb 、 2bは、インボリュート曲線等の曲線で
形成されていて、空間内の圧力も逐次変化しているので
、時々刻々のたわみ−M、の厳′!′B解を求めること
はあまり意味がない0 そこで、第9図に示すよりに、円弧ラップで、圧力差を
1回転中の平均値とした変形のモデル化を行い、ラップ
先端のたわみ量の近似的平均値を求めることとする。こ
のよりに、歯厚t1半径rm。
に及はす実際上の影響因子は、密閉空間内における圧力
差による変形と、加工時の切削抵抗による変形とがある
。前者の圧力差による変形で問題となるのは、径方向の
たわみである。固足、旋回両スクロール部材1.2のラ
ップlb 、 2bは、インボリュート曲線等の曲線で
形成されていて、空間内の圧力も逐次変化しているので
、時々刻々のたわみ−M、の厳′!′B解を求めること
はあまり意味がない0 そこで、第9図に示すよりに、円弧ラップで、圧力差を
1回転中の平均値とした変形のモデル化を行い、ラップ
先端のたわみ量の近似的平均値を求めることとする。こ
のよりに、歯厚t1半径rm。
歯高h1圧力差ΔP(p+ −PI−1)で表わした場
合、たわみ量Δyは最大値で、 となる。
合、たわみ量Δyは最大値で、 となる。
ここで、E:拐科の縦断性係数である。
ところで、このようなモデル化によシラツブの半径rm
は(2ε十t)に比例するので、たわみ量Δymaxは
、 となp1実際の機械において歯厚tや旋回半径εは一足
であるから、これらからなる定数項で整理し直すと、た
わみ等価係数Δy’maxは、となり、この結果を図示
すると、第10図のごとくなる。
は(2ε十t)に比例するので、たわみ量Δymaxは
、 となp1実際の機械において歯厚tや旋回半径εは一足
であるから、これらからなる定数項で整理し直すと、た
わみ等価係数Δy’maxは、となり、この結果を図示
すると、第10図のごとくなる。
この第10図から分かるように、Δy’maxの変化率
が横軸の4を境に大きく変化している。すなわち、ラッ
プの歯高りはたわみ員に対し4乗で効くため、このたわ
み量を十分少なめに抑えるためには、圧縮機の理論吸入
容積とし7ての最大密閉空間容積h vthを一定にした股引においては、(2,+t )
−。
が横軸の4を境に大きく変化している。すなわち、ラッ
プの歯高りはたわみ員に対し4乗で効くため、このたわ
み量を十分少なめに抑えるためには、圧縮機の理論吸入
容積とし7ての最大密閉空間容積h vthを一定にした股引においては、(2,+t )
−。
≦4に設定する必要がある。
ここで、D:歯溝rpである。
一方、ラップの加工時の変形は、第11図に示すような
モデルを考えると、カッタ13を片持梁りとして取り扱
い、切削抵抗を荷重Wに見積ったときのたわみ量ΔXは
、 となる。曲げ剛性EIは、ラップとカッタの形状が異な
るため、等しくない。しかし、第11図に示すごとく、
ラップの内91[1線を同時に加工する方がカッタの曲
げ剛性が大きくとれ、しかも加工能率が最もよい。この
ように、同時加工を採用すると、カッタの直径D′は、
ラップの運動の必要性からD′=2ε+tの関係となり
、スクロールラップの形状変数で表わすことができる。
モデルを考えると、カッタ13を片持梁りとして取り扱
い、切削抵抗を荷重Wに見積ったときのたわみ量ΔXは
、 となる。曲げ剛性EIは、ラップとカッタの形状が異な
るため、等しくない。しかし、第11図に示すごとく、
ラップの内91[1線を同時に加工する方がカッタの曲
げ剛性が大きくとれ、しかも加工能率が最もよい。この
ように、同時加工を採用すると、カッタの直径D′は、
ラップの運動の必要性からD′=2ε+tの関係となり
、スクロールラップの形状変数で表わすことができる。
ところで、空調用や空気用として製作し、多くの実験機
で調べると、ラップの歯高りとカッタの直径D′との比
h7otが4程度になると、差圧による変形量とカッタ
のだおれとがほぼ等しくなり、4以上になると、差圧に
よる変形量の方が大きくなる。加工時の変形は、種々な
手法によりM決できるが、差圧によるλ形を抑えること
は、実際上大きな障害である。よって、変形によりもた
らされる漏れ通路の拡大を抑え、常に圧縮機を高効率に
維持するためには、It/N)−=II/(2ε+t)
≦4とする必要がある。
で調べると、ラップの歯高りとカッタの直径D′との比
h7otが4程度になると、差圧による変形量とカッタ
のだおれとがほぼ等しくなり、4以上になると、差圧に
よる変形量の方が大きくなる。加工時の変形は、種々な
手法によりM決できるが、差圧によるλ形を抑えること
は、実際上大きな障害である。よって、変形によりもた
らされる漏れ通路の拡大を抑え、常に圧縮機を高効率に
維持するためには、It/N)−=II/(2ε+t)
≦4とする必要がある。
かかるラップの歯高りとカッタの直径D′との比h/D
・の最適値と、前述のラップの歯高りと歯溝rpDとの
比h/Dの最適値とは同じ値となる。
・の最適値と、前述のラップの歯高りと歯溝rpDとの
比h/Dの最適値とは同じ値となる。
さらに、先の漏れの理論式の展開から、ガスの物性を考
慮し、最大密閉空間容積vthで正規化して表わすと、
冷媒ガスR−22等を取り扱う冷凍用。
慮し、最大密閉空間容積vthで正規化して表わすと、
冷媒ガスR−22等を取り扱う冷凍用。
空調用スクロール式圧縮機においては、最大密閉空間容
積vthをccの単位で表わし、歯高りと歯厚tとを間
の単位で表わしたとき、 Vth/(h X t ) = 0.2〜0.7の範囲
にすると、圧縮機効率の最高効率を維持することができ
る。また、空気を取り扱うスクロール式圧縮機では、 Vth/(h X t ) = 0.6〜1.2の範囲
にすると、圧縮機効率の最高効率を維持することができ
る。なお、前記二つの場合とも、小さい方の値は、ラッ
プの変形等の制約で決足した値である。
積vthをccの単位で表わし、歯高りと歯厚tとを間
の単位で表わしたとき、 Vth/(h X t ) = 0.2〜0.7の範囲
にすると、圧縮機効率の最高効率を維持することができ
る。また、空気を取り扱うスクロール式圧縮機では、 Vth/(h X t ) = 0.6〜1.2の範囲
にすると、圧縮機効率の最高効率を維持することができ
る。なお、前記二つの場合とも、小さい方の値は、ラッ
プの変形等の制約で決足した値である。
前記実施例によれは、スクロールラップにおける高圧側
からのガス漏れ量が最小になるようにスクロール部材の
ラップの形状変数の決定指釧が−匂えられるので、圧縮
機を高効率に維持できる。また、ラップの歯高りと歯厚
tとの比をh/l≧5の範囲で、歯高りのみを変更した
最大密閉空間容積vthの異なる圧縮機シリーズも、容
易に高効率を維持し得るようにすることができる0さら
に、ラップの歯高りと歯厚tとの比h/lを大きくする
ことは、圧縮機の外径を小さく段重でき、したがって小
形、軽量化を図ることができる。
からのガス漏れ量が最小になるようにスクロール部材の
ラップの形状変数の決定指釧が−匂えられるので、圧縮
機を高効率に維持できる。また、ラップの歯高りと歯厚
tとの比をh/l≧5の範囲で、歯高りのみを変更した
最大密閉空間容積vthの異なる圧縮機シリーズも、容
易に高効率を維持し得るようにすることができる0さら
に、ラップの歯高りと歯厚tとの比h/lを大きくする
ことは、圧縮機の外径を小さく段重でき、したがって小
形、軽量化を図ることができる。
いま、最大密閉空間容積vthを20”e/reVにと
って実際に股引した例を第12図に示す。この図に示す
ように、圧縮室最外径Dsiはラップの歯高りと歯厚t
の比がh/l < 5になると極端に大きくなり、5以
上にすると非常に小さくすることができる。
って実際に股引した例を第12図に示す。この図に示す
ように、圧縮室最外径Dsiはラップの歯高りと歯厚t
の比がh/l < 5になると極端に大きくなり、5以
上にすると非常に小さくすることができる。
圧縮室最外径Dsiを小さくできれば、旋回スクロール
部イ第2の小形化がnJ能で、これにより偏心質縫が小
さくなるため、クランクビン9に働く遠心力を低減でき
、したがって軸受荷重も小さくなり、駆動系の部品の信
頼性が向上する。さらに、圧縮室内のガスによる軸方向
力も、圧縮室最外径Dslが小さくなるため、ラップの
歯高りと歯厚tの比h/lが大きくなるにしたがい小さ
くなる。
部イ第2の小形化がnJ能で、これにより偏心質縫が小
さくなるため、クランクビン9に働く遠心力を低減でき
、したがって軸受荷重も小さくなり、駆動系の部品の信
頼性が向上する。さらに、圧縮室内のガスによる軸方向
力も、圧縮室最外径Dslが小さくなるため、ラップの
歯高りと歯厚tの比h/lが大きくなるにしたがい小さ
くなる。
これらの関係をまとめて第13図に示す。この図におい
て、スクロール部側に作用する軸方向力が小さくなると
、端板やラップ先端部でのスラスト荷重が小さく、摩擦
係数を一定とすると、摺動に伴う摩擦仕事側が低減する
。その結果、圧縮機の全効率を高くすることができると
いう重大な効果をもたらす。
て、スクロール部側に作用する軸方向力が小さくなると
、端板やラップ先端部でのスラスト荷重が小さく、摩擦
係数を一定とすると、摺動に伴う摩擦仕事側が低減する
。その結果、圧縮機の全効率を高くすることができると
いう重大な効果をもたらす。
なお、前記実施例において、駆81υ系等、他の部分の
構成1作用については、前記第1図、第2図に示すもの
と同様である。
構成1作用については、前記第1図、第2図に示すもの
と同様である。
また、以上は圧縮機を例にとって説明したが、スクロー
ル式膨張機、スクロール式ポンプにも適用できること勿
論である。
ル式膨張機、スクロール式ポンプにも適用できること勿
論である。
以上説明した本発明の1番目の発明によizは、スクロ
ールラップの歯高りと歯J早tと歯溝rlJDとを同じ
長さの単位で表わすとき、スクロールラップの厚さがう
す巻き角度に対して一定な音H7:、すなわちスクロー
ルラップの巻き初めイ寸近と巻き不斉わり付近を除いた
部位の、前記スクロールラップ。
ールラップの歯高りと歯J早tと歯溝rlJDとを同じ
長さの単位で表わすとき、スクロールラップの厚さがう
す巻き角度に対して一定な音H7:、すなわちスクロー
ルラップの巻き初めイ寸近と巻き不斉わり付近を除いた
部位の、前記スクロールラップ。
の歯高りと歯厚tとの比h/lを5以上とし、751つ
歯高りと歯溝rlJ、 Dとの比h/Dを4以下として
いるので、ガス漏れおよび摺動損失を少なくでき、高効
率化を図り得る効果があり、小形、軽邦、イヒを図り得
る効果を有する外、これらの機有ヒを発憚しイ停る機械
の設計上および加工上の4旨#t f−* Ql、 L
?得る効果もある。
歯高りと歯溝rlJ、 Dとの比h/Dを4以下として
いるので、ガス漏れおよび摺動損失を少なくでき、高効
率化を図り得る効果があり、小形、軽邦、イヒを図り得
る効果を有する外、これらの機有ヒを発憚しイ停る機械
の設計上および加工上の4旨#t f−* Ql、 L
?得る効果もある。
また、本発明の2番目の発明によitば、スクロールラ
ップの歯高りと歯J1#tと歯ffi +1) Dとを
同じ門等の単位で表わし、(8)定、旋1回両スクロー
ル音す材により構成される最大密閉空間容オ責vthf
:cc等の単位で表わすとき、スクロールラップのjす
さ75;うず巻き角度に対して一定な部位の、mli己
スクロ−ルラツプの歯高りと山J?、 tとの比h/l
を5以上とし、かつ歯高りと歯M +lJDとの比h/
Dを4以下とし、さらにVth/(h 十t )の値を
0.2〜1.2としているので、より一層の高効率化を
図9得る格別な効果がある。
ップの歯高りと歯J1#tと歯ffi +1) Dとを
同じ門等の単位で表わし、(8)定、旋1回両スクロー
ル音す材により構成される最大密閉空間容オ責vthf
:cc等の単位で表わすとき、スクロールラップのjす
さ75;うず巻き角度に対して一定な部位の、mli己
スクロ−ルラツプの歯高りと山J?、 tとの比h/l
を5以上とし、かつ歯高りと歯M +lJDとの比h/
Dを4以下とし、さらにVth/(h 十t )の値を
0.2〜1.2としているので、より一層の高効率化を
図9得る格別な効果がある。
第1図およびWR21¥Iは従来技術としてのスクロー
ル式圧縮機を示すもので、その第1図は縦断正面図、第
2図は横断平面図である。 第3図〜第13図はスクロール式圧縮機に適用した本発
明の一実施例を示すもので、その第3図はスクロール部
材のラップのかみ合い状態を示す一部の拡大縦断面図、
第4図は同じく横断平L111図、第5図は圧縮機の軸
方向の漏れ量と径方向の漏れ鼠とについての実験結果を
比較して示すグラフ、第6図はラップのすきまと体積効
率との関係についての冥験結果を示すグラフ、第7図は
理論的な漏れ量を示す形状係数と、ラップの歯高り、!
:歯厚tの比h/lとの関係を示すグラフ、第8図はラ
ップの軸方向と径方向のシールライン長さの比と、ラッ
プの歯高りと歯厚りの比h/lとの関係を示すグラフ、
第9図(A)および(T3)はスフミール部材のラップ
をモデル化した平面図および縦断面図、第10図は圧力
差によるたわみ等価係数を示すグラフ、第11図はラッ
プを加工するときのラップとカッタとの位置を示す説明
図、第12図はノ向大密閉空間容積vthを一定とした
ときの圧縮室最外径と、ラップの歯高りと歯厚tの比h
/lとの関係を示すグラフ、第13図はスクロール部材
に働く作用力の比と、ラップの歯A hと歯厚tの比h
/lとの関係を示すグラフである。 1.2・・・固定、旋回スクロール部材、l’ l 2
’・・・端板。、lb、2b・・・ラップ、h・・・ラ
ップの歯高、t・・・同#I埋、D・・・歯溝[f]
XVl 、■2・・・密閉空間(圧縮室)、Vo 、
yo/・・・圧縮室の容積、vth・・・最大密閉空間
容積、VB・・・圧縮後の容積、δa・・・スクロール
部材の軸方向すきま、δr・・・同半径方向すきま、t
・・・ラップ同士の接点から接点までのラップに沿う長
さ、ε・・・旋回スクロール部材の旋回半径、D′・・
・ラップの加工用のカッタ直径。 第 2 ドり1 第 3 ト°(1 1o 4 第41°Ai b 第5181 第61宮1 スフ0一ノ吋闇りのう、l)0の−p?t(A)n、)
第71〜(1 う、7)輻凍+h/プlブの鉛へ1t 第 ノI 1之1 po (2a) 第10は1 01234567B 2と11 プ、フ0バフ〆−7
ル式圧縮機を示すもので、その第1図は縦断正面図、第
2図は横断平面図である。 第3図〜第13図はスクロール式圧縮機に適用した本発
明の一実施例を示すもので、その第3図はスクロール部
材のラップのかみ合い状態を示す一部の拡大縦断面図、
第4図は同じく横断平L111図、第5図は圧縮機の軸
方向の漏れ量と径方向の漏れ鼠とについての実験結果を
比較して示すグラフ、第6図はラップのすきまと体積効
率との関係についての冥験結果を示すグラフ、第7図は
理論的な漏れ量を示す形状係数と、ラップの歯高り、!
:歯厚tの比h/lとの関係を示すグラフ、第8図はラ
ップの軸方向と径方向のシールライン長さの比と、ラッ
プの歯高りと歯厚りの比h/lとの関係を示すグラフ、
第9図(A)および(T3)はスフミール部材のラップ
をモデル化した平面図および縦断面図、第10図は圧力
差によるたわみ等価係数を示すグラフ、第11図はラッ
プを加工するときのラップとカッタとの位置を示す説明
図、第12図はノ向大密閉空間容積vthを一定とした
ときの圧縮室最外径と、ラップの歯高りと歯厚tの比h
/lとの関係を示すグラフ、第13図はスクロール部材
に働く作用力の比と、ラップの歯A hと歯厚tの比h
/lとの関係を示すグラフである。 1.2・・・固定、旋回スクロール部材、l’ l 2
’・・・端板。、lb、2b・・・ラップ、h・・・ラ
ップの歯高、t・・・同#I埋、D・・・歯溝[f]
XVl 、■2・・・密閉空間(圧縮室)、Vo 、
yo/・・・圧縮室の容積、vth・・・最大密閉空間
容積、VB・・・圧縮後の容積、δa・・・スクロール
部材の軸方向すきま、δr・・・同半径方向すきま、t
・・・ラップ同士の接点から接点までのラップに沿う長
さ、ε・・・旋回スクロール部材の旋回半径、D′・・
・ラップの加工用のカッタ直径。 第 2 ドり1 第 3 ト°(1 1o 4 第41°Ai b 第5181 第61宮1 スフ0一ノ吋闇りのう、l)0の−p?t(A)n、)
第71〜(1 う、7)輻凍+h/プlブの鉛へ1t 第 ノI 1之1 po (2a) 第10は1 01234567B 2と11 プ、フ0バフ〆−7
Claims (1)
- 【特許請求の範囲】 1、 インボリュ−1・曲Hzで形成されたラップを有
する固定スクロール9判と旋回スクロール部材とによp
密閉空間を措成し、旋回スクロール部材を、自転を阻止
しながら旋回運動させ、前記固定、旋回円スクロール部
拐によυ構成された空間容積を連続的に変化させる容積
形スクロール式流体機械において、スクロールラップの
歯高(h)と歯厚(1)と歯溝1 (D)とを同じ長さ
の単位で表わストキ、スクロールラップの厚さがうす巻
き角度に対して一定な部位、すなわちスクロールラップ
の巻き初め付近と巻き終わり付近を除いた部位の、前記
スクロールラップの歯高(h)と歯IV、(t)との比
(h/l )を5以上とし、かつ歯高(h)と歯溝中(
D)との比(h/D)を4以下としたことを特徴とする
容積形スクロール式流体機械。 2、 インボリュート曲線等で形成されたラップを有す
る固定スクロール9月と旋回スクロール部材とにより密
閉空間を構成し、旋回スクロール部材を、自転を阻IF
シながら旋回運動させ、前記固定、旋回スクロール9利
により構成された空間容積を連続的に変化させる容積形
スクロール式流体機械において、スクロールラップの#
l高(h)と歯jf、(t)と歯溝中(D)とを同じ門
等の単位で表わし、前記固定、旋回筒スクロール部材に
より構成される最大密閉空間容積(Vth)をcc等の
中−位で表わすとき、スクロールラップの厚さプ(うす
巻き角度に対して一定な部位の、前記スクロールラップ
の歯高(!I)と@埋(1)との比(h/l)を5以上
とし、かつ歯高(h)と歯溝中(D)との比(h/I)
)を4以下とし、さらに(Vth/(h X t )
lの値を0.2−1.2としたことを特徴とする容積形
スクロール式流体機械。 3、前記(Vth/(h x を月の価を、取り扱い流
体が冷凍用、空調用の冷媒ガスの場合には0.2〜0.
7としたことを特徴とする特許Rイ求の範囲第2項記載
の容積形スクロール式流体機械。 4 前記(vth/(h x t ) )の値を、取り
扱い流体が空気の場合には0.6〜1.2としたことを
特徴とする特許請求の範囲第2項記載の容積形スクロー
ル式流体機械。
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP17392082A JPS5963389A (ja) | 1982-10-05 | 1982-10-05 | 容積形スクロ−ル式流体機械 |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP17392082A JPS5963389A (ja) | 1982-10-05 | 1982-10-05 | 容積形スクロ−ル式流体機械 |
Publications (1)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPS5963389A true JPS5963389A (ja) | 1984-04-11 |
Family
ID=15969522
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP17392082A Pending JPS5963389A (ja) | 1982-10-05 | 1982-10-05 | 容積形スクロ−ル式流体機械 |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
JP (1) | JPS5963389A (ja) |
Cited By (4)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
EP0508426A2 (en) * | 1991-04-12 | 1992-10-14 | Hitachi, Ltd. | Highly ductile sintered aluminum alloy, method for production thereof and use thereof |
JP2002213371A (ja) * | 2001-01-18 | 2002-07-31 | Mitsubishi Heavy Ind Ltd | スクロール圧縮機 |
US6478556B2 (en) * | 1999-12-24 | 2002-11-12 | Lg Electronics Inc. | Asymmetric scroll compressor |
US20160146206A1 (en) * | 2014-11-21 | 2016-05-26 | Lg Electronics Inc. | Scroll compressor |
Citations (1)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JPS5032512A (ja) * | 1973-06-11 | 1975-03-29 |
-
1982
- 1982-10-05 JP JP17392082A patent/JPS5963389A/ja active Pending
Patent Citations (1)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JPS5032512A (ja) * | 1973-06-11 | 1975-03-29 |
Cited By (8)
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