JPS6042359B2 - スクリユ−ロ−タ - Google Patents
スクリユ−ロ−タInfo
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- JPS6042359B2 JPS6042359B2 JP54117259A JP11725979A JPS6042359B2 JP S6042359 B2 JPS6042359 B2 JP S6042359B2 JP 54117259 A JP54117259 A JP 54117259A JP 11725979 A JP11725979 A JP 11725979A JP S6042359 B2 JPS6042359 B2 JP S6042359B2
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- flank
- rotor
- blank
- radius
- backward
- 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.)
- Expired
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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
- F01C1/08—Rotary-piston machines or engines of intermeshing engagement type, i.e. with engagement of co- operating members similar to that of toothed gearing
- F01C1/082—Details specially related to intermeshing engagement type machines or engines
- F01C1/084—Toothed wheels
-
- Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
- Y10—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC
- Y10T—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER US CLASSIFICATION
- Y10T74/00—Machine element or mechanism
- Y10T74/19—Gearing
- Y10T74/19949—Teeth
- Y10T74/19963—Spur
- Y10T74/19972—Spur form
- Y10T74/19986—Twisted
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Applications Or Details Of Rotary Compressors (AREA)
- Rotary-Type Compressors (AREA)
- Earth Drilling (AREA)
Description
【発明の詳細な説明】
〔発明の利用分野〕
本発明は、油冷式の例えはスクリュー圧縮機等に使用さ
れるスクリューロータに関するものである。
れるスクリューロータに関するものである。
一般にスクリュー圧縮機等に用いられる非対称歯形のス
クリューロータは、一対の主要部分をロータのピッチ円
の内側に有する雌ロータと、主要部分をロータのピッチ
円の外側に有する雄ロータとから成つている。
クリューロータは、一対の主要部分をロータのピッチ円
の内側に有する雌ロータと、主要部分をロータのピッチ
円の外側に有する雄ロータとから成つている。
第１図は例えば米国特許第３４２３０１７号に示される
ようにこの種の代表的なスクリューロータを示すもので
、１は雌ロータ、２は雌ロータ１と互いに噛合う雄ロー
タで、これらのロータ１，２は、中心点３，４を回転中
心としてケーシング（図示せず）内で矢印方向に回転す
ることにより圧縮機の機能を満すようになつている。
ようにこの種の代表的なスクリューロータを示すもので
、１は雌ロータ、２は雌ロータ１と互いに噛合う雄ロー
タで、これらのロータ１，２は、中心点３，４を回転中
心としてケーシング（図示せず）内で矢印方向に回転す
ることにより圧縮機の機能を満すようになつている。
前記雌ロータ１は複数個の溝２およ突起部６を有してお
り、溝５は前進面ブランク７と、後進面第１ブランク８
および後進面第２ブランク９と、この両ブランク７，８
を接続する歯底ブランク１０とから形成される主要部分
がピッチ円１１の内側に配されている。また、前記雌ロ
ータ２は、複数個の突起部分１２および溝１３を有して
おり、突起部分１２には前進面ブランク１４と、前進面
第１ブランク１５および後進面第２ブランク１６と、こ
の両ブランク１４，１５を接続する歯先ブランク１７と
か−ら形成される主要部分がピッチ円１８の外側に配さ
れている。前記雌ロータ１の前進面ブランク７の点１９
一２０の形状は点２２を中心とする円弧で形成される。
り、溝５は前進面ブランク７と、後進面第１ブランク８
および後進面第２ブランク９と、この両ブランク７，８
を接続する歯底ブランク１０とから形成される主要部分
がピッチ円１１の内側に配されている。また、前記雌ロ
ータ２は、複数個の突起部分１２および溝１３を有して
おり、突起部分１２には前進面ブランク１４と、前進面
第１ブランク１５および後進面第２ブランク１６と、こ
の両ブランク１４，１５を接続する歯先ブランク１７と
か−ら形成される主要部分がピッチ円１８の外側に配さ
れている。前記雌ロータ１の前進面ブランク７の点１９
一２０の形状は点２２を中心とする円弧で形成される。
この中心点２２は点２０とピッチ円１１，１８の交点、
すなわちピッチ点２１を結ぶ直線の延長線上にあり、且
つ点１９と点２２を結ぶ線が点１９における半径線の垂
線となる位置にある。後進面第１ブランク８の点２３−
２４の形状は、前記雄ロータ２の後進面第１ブランク１
５と歯先フーランク１７の接続部の点２５によつて創成
される曲線で形成される。後進面第２ブランク９の点２
４−２６の形状は、回転軸中心点３と点２４を結ぶ直線
の延長線で形成される。また、前記雄ロータ２の前進面
ブランク１４の１点２７−２８の形状は、前記雌ロータ
１の前進面ブランクの点１９−２０で創成される曲線、
後進面第１ブランク１５の点２５−２９の形状は、雌ロ
ータ１の点２４によつて創成される曲線、後進面第２ブ
ランク１６の点２９−３０の形状は、雌ロータ１の点２
４−２６によつて創成される曲線、歯先ブランク１７の
点２８−２５の形状は、ピッチ点２１を中心とする円弧
で形成されている。
すなわちピッチ点２１を結ぶ直線の延長線上にあり、且
つ点１９と点２２を結ぶ線が点１９における半径線の垂
線となる位置にある。後進面第１ブランク８の点２３−
２４の形状は、前記雄ロータ２の後進面第１ブランク１
５と歯先フーランク１７の接続部の点２５によつて創成
される曲線で形成される。後進面第２ブランク９の点２
４−２６の形状は、回転軸中心点３と点２４を結ぶ直線
の延長線で形成される。また、前記雄ロータ２の前進面
ブランク１４の１点２７−２８の形状は、前記雌ロータ
１の前進面ブランクの点１９−２０で創成される曲線、
後進面第１ブランク１５の点２５−２９の形状は、雌ロ
ータ１の点２４によつて創成される曲線、後進面第２ブ
ランク１６の点２９−３０の形状は、雌ロータ１の点２
４−２６によつて創成される曲線、歯先ブランク１７の
点２８−２５の形状は、ピッチ点２１を中心とする円弧
で形成されている。
前記雌ロータ１の突起部６のピッチ円１１の外側には従
部分（以下アデンダム部と称する）の点１９−３１，２
６−３２がそれぞれ配されており、この３１，３２の各
々は突起部６の頂上に位置している。
部分（以下アデンダム部と称する）の点１９−３１，２
６−３２がそれぞれ配されており、この３１，３２の各
々は突起部６の頂上に位置している。
前記雄ロータ２の溝１３のピッチ円１８の内側には前記
雌ロータ１のアデンダム部に対応する従部分（以下アデ
シダム部と称する）の点２７−３３，３０−３４がそれ
ぞれ配されており、この３３，３４の各々は溝１３の底
部分に位置している。
雌ロータ１のアデンダム部に対応する従部分（以下アデ
シダム部と称する）の点２７−３３，３０−３４がそれ
ぞれ配されており、この３３，３４の各々は溝１３の底
部分に位置している。
上記のように構成されるスクリューロータは、ボブ切り
加工に不向きな形状である。
加工に不向きな形状である。
すなわち、雌ロータ１のピッチ円１１上に位置゛する点
１９，２６および雄ロータ２のピッチ１８上に位置する
点２７，３０はそれぞれ圧力角（歯形上の任意のに立て
た法線と、この法線がピッチ円と交わる点におけるピッ
チ円の接線とのなす角）が零になつている。
１９，２６および雄ロータ２のピッチ１８上に位置する
点２７，３０はそれぞれ圧力角（歯形上の任意のに立て
た法線と、この法線がピッチ円と交わる点におけるピッ
チ円の接線とのなす角）が零になつている。
そして、通常この歯形を歯切りするためのホブを設計す
る場合には、ロータのピッチ円の外側に歯切りピッチ円
を設定する。この歯切りピッチ円をピッチ円より大幅に
大きくすると、ホブ切刃上の最小圧力角が大きくなるた
め工具寿命の点では有利になるが、逆に多角形誤差が大
きくなるためロータの形状精度の低下が避けられない。
そこで工具寿命とロータの形状精度の兼ね合いら歯切り
ピッチ円の設定は、制約を受ける。また、このロータを
切削する際、最も多くの切削量を分担する雄ロータ用ホ
ブの刃先部分形状の曲率半径を大きくできないため、こ
の部分の工具摩耗が著しく多くなる。さらに、このロー
タのホブの切刃形状は、歯丈けが高い割合に最小圧力角
が小さいため、切刃形状を高精度に仕上げることが難し
く、したがつてホブが高価になるという問題点を有して
いる。また、前記スクリューロータは性能面においても
下記のような問題点を有している。
る場合には、ロータのピッチ円の外側に歯切りピッチ円
を設定する。この歯切りピッチ円をピッチ円より大幅に
大きくすると、ホブ切刃上の最小圧力角が大きくなるた
め工具寿命の点では有利になるが、逆に多角形誤差が大
きくなるためロータの形状精度の低下が避けられない。
そこで工具寿命とロータの形状精度の兼ね合いら歯切り
ピッチ円の設定は、制約を受ける。また、このロータを
切削する際、最も多くの切削量を分担する雄ロータ用ホ
ブの刃先部分形状の曲率半径を大きくできないため、こ
の部分の工具摩耗が著しく多くなる。さらに、このロー
タのホブの切刃形状は、歯丈けが高い割合に最小圧力角
が小さいため、切刃形状を高精度に仕上げることが難し
く、したがつてホブが高価になるという問題点を有して
いる。また、前記スクリューロータは性能面においても
下記のような問題点を有している。
一般にスクリューロータを用いるスクリュー圧縮機の性
能に影響する要因のうち、ロータ形状に起因するものと
して、シールラインの長さとブローホールの面積がある
。
能に影響する要因のうち、ロータ形状に起因するものと
して、シールラインの長さとブローホールの面積がある
。
ここで、シールラインの長さは、いわゆるロータ歯形間
の接触長さで、この接触長さにロータ間のギャップ量を
かけたものがロータ間の漏洩面積となる。
の接触長さで、この接触長さにロータ間のギャップ量を
かけたものがロータ間の漏洩面積となる。
第２図は第１図に示すスクリューロータの接触点の軌跡
を軸直角断面に投影して示したものである。第６図にお
いて、雌ロータ１の前進面側のアデンダム部と雄ロータ
２の前進面側のデデンダム部間の接触点軌跡をａ−ｂ−
ｃ、雌ロータ１の後進面側のアデンダム部と雄ロータ２
の後進面側のデデンダム部間の接触点軌跡をａ−ｂ−ｃ
１雄ロータ１と雄ロータ２の主要部分の前進面ブランク
間の接触点軌跡をａ−ｅ１雌ロータ１の歯底ブランクと
雄ロータ２の歯先ブランク間の接触点軌跡をｅ−ｆ１雌
ロータ１と雄ロータ２の後進面第１ブランク間の接触点
軌跡をｆ−Ｇ．．ｇ−ｈ１雌ロータ１と雄ロータ２の後
進面第２ブランク間の接触点軌跡をｈ−ａとすると、こ
のスクリューロータは接触点軌跡ａ−ｂ−Ｃ．．ａ−ｄ
−ｃおよびａ−ｅ間のシールラインが非常に長くなる。
を軸直角断面に投影して示したものである。第６図にお
いて、雌ロータ１の前進面側のアデンダム部と雄ロータ
２の前進面側のデデンダム部間の接触点軌跡をａ−ｂ−
ｃ、雌ロータ１の後進面側のアデンダム部と雄ロータ２
の後進面側のデデンダム部間の接触点軌跡をａ−ｂ−ｃ
１雄ロータ１と雄ロータ２の主要部分の前進面ブランク
間の接触点軌跡をａ−ｅ１雌ロータ１の歯底ブランクと
雄ロータ２の歯先ブランク間の接触点軌跡をｅ−ｆ１雌
ロータ１と雄ロータ２の後進面第１ブランク間の接触点
軌跡をｆ−Ｇ．．ｇ−ｈ１雌ロータ１と雄ロータ２の後
進面第２ブランク間の接触点軌跡をｈ−ａとすると、こ
のスクリューロータは接触点軌跡ａ−ｂ−Ｃ．．ａ−ｄ
−ｃおよびａ−ｅ間のシールラインが非常に長くなる。
この結果、ロータ間のシールライン長さが長いほど漏洩
面積が増加するため圧縮機の性能が低下する。また、第
６図において、高圧側のケーシングのエッジ点１と前記
接触点軌跡上の点ｇ間にブローホールが形成される。こ
のブローホールは、雌ロータ１の後進面第２ブランク９
の点２４−２６が直線で形成されており、且つアデンダ
ム部の２６−３２が存在するため点１−ｇ間の距離が長
くなつてブ七−ホール面積が大きくなる。この結果、流
体は高圧室側から低圧室へもれる量が増大して圧縮機の
性能を低下させる。〔発明の目的〕 本発明は歯切用の工具寿命を向上させると共にもれを少
なくして性能向上を図るようにしたスクリューロータを
提供することを目的とする。
面積が増加するため圧縮機の性能が低下する。また、第
６図において、高圧側のケーシングのエッジ点１と前記
接触点軌跡上の点ｇ間にブローホールが形成される。こ
のブローホールは、雌ロータ１の後進面第２ブランク９
の点２４−２６が直線で形成されており、且つアデンダ
ム部の２６−３２が存在するため点１−ｇ間の距離が長
くなつてブ七−ホール面積が大きくなる。この結果、流
体は高圧室側から低圧室へもれる量が増大して圧縮機の
性能を低下させる。〔発明の目的〕 本発明は歯切用の工具寿命を向上させると共にもれを少
なくして性能向上を図るようにしたスクリューロータを
提供することを目的とする。
〔発明の概要〕本発明は上記の目的を達成するために、
平行な二軸の回りを噛合つて回転し、アデンダム部のな
い雌ロータとデデンダム部のない雄ロータから成るスク
リューロータにおいて、前記雄ロータは最歯先側に円弧
部分を有し、前記雌ロータはその前進面ブランクの主要
部を、雌ロータのピッチ円１１の外に中心をもつ半径Ｒ
１の円弧により形成される前進面第１ブランクと、円弧
中心がピッチ円１１の内側で前記前進面第１ブランクと
の接合点３６における圧力角が零より大となる位置にあ
る半径Ｒ２の円弧により形成される前進面第２ブランク
とから構成し、その前記雌ロータの後進面ブランクの主
要部を、前記雄ロータの最歯先側の円弧によつて創成さ
れる後進面第１ブランクと、円弧中心がピッチ円１１の
内側で前記後進面第１ブランクとの接合点４４における
圧力角が零より大となる位置にあり、半径が前記半径Ｒ
２より小さい半径Ｒ３の大きさの円弧により形成される
後進面第２ブランクとから構成し、前記雄ロータの歯形
の残りの主要部分を前記雌ロータの前進面ブランクの前
進面第１、第２ブランクおよび後進面ブランクの第２ブ
ランクの創成により形成するようにしたものである。
平行な二軸の回りを噛合つて回転し、アデンダム部のな
い雌ロータとデデンダム部のない雄ロータから成るスク
リューロータにおいて、前記雄ロータは最歯先側に円弧
部分を有し、前記雌ロータはその前進面ブランクの主要
部を、雌ロータのピッチ円１１の外に中心をもつ半径Ｒ
１の円弧により形成される前進面第１ブランクと、円弧
中心がピッチ円１１の内側で前記前進面第１ブランクと
の接合点３６における圧力角が零より大となる位置にあ
る半径Ｒ２の円弧により形成される前進面第２ブランク
とから構成し、その前記雌ロータの後進面ブランクの主
要部を、前記雄ロータの最歯先側の円弧によつて創成さ
れる後進面第１ブランクと、円弧中心がピッチ円１１の
内側で前記後進面第１ブランクとの接合点４４における
圧力角が零より大となる位置にあり、半径が前記半径Ｒ
２より小さい半径Ｒ３の大きさの円弧により形成される
後進面第２ブランクとから構成し、前記雄ロータの歯形
の残りの主要部分を前記雌ロータの前進面ブランクの前
進面第１、第２ブランクおよび後進面ブランクの第２ブ
ランクの創成により形成するようにしたものである。
以下本発明のスクリューロータの実施例を図面により説
明する。
明する。
第１図において、第５図と同一符号のものは同一部分で
ある。
ある。
第１図において、雌ロータ１はピッチ円１１の外側に配
されたアデンダム部が取除かれて、ピッチ円１１の内側
に配された主要部分のみから構成され、一方、雄ロータ
２もピッチ円１８の内側に配されたデデンダム部が取除
かれて、ピッチ円１８の外側に配された主要部分のみか
ら構成されている。
されたアデンダム部が取除かれて、ピッチ円１１の内側
に配された主要部分のみから構成され、一方、雄ロータ
２もピッチ円１８の内側に配されたデデンダム部が取除
かれて、ピッチ円１８の外側に配された主要部分のみか
ら構成されている。
この雌ロータ１、雄ロータ２は５枚、６放”の歯数を有
しており、雌ロータ１は雄ロータ２により駆動される。
先ず雌ロータ１について説明する。
しており、雌ロータ１は雄ロータ２により駆動される。
先ず雌ロータ１について説明する。
３５は前進面第１ブランクで、この前進面第１ブランク
３５は、点３６−３７からなつており、点３６−３７は
点３７とピッチ円１１，１８の交点２１を結ふ延長線上
の点３８に中心を有する半径Ｒ１の円弧によつて形成さ
れる。
３５は、点３６−３７からなつており、点３６−３７は
点３７とピッチ円１１，１８の交点２１を結ふ延長線上
の点３８に中心を有する半径Ｒ１の円弧によつて形成さ
れる。
この半径Ｒ１は後述する前進面歯底ブランクを形成する
半径Ｒ４より１．３倍〜２市倍の範囲で大きくする。こ
の範囲ｌの下限はホブの圧力角と雌ロータの前進面ブラ
ンクのすベリ率から定まり、範囲の上限は後述する雌ロ
ータの前進面第２ブランクおよび後進面第２ブランクの
肉厚の強度上の制約から定まる。このように前進面第１
ブランク３５の円弧を形成する半径Ｒ１を従来のロータ
に比較して大きくすることにより、ホブ切刃の圧力角が
大きくとれるため、ホブ製作が容易になる。この結果、
高精度の切刃形状を有するホブが安価に製作できる。ま
た、雄ロータ２から雌ロータ１への駆動力は、雌ロータ
２の前進面第１ブランク３５を形成する円弧（点３６−
３７）と後述する前進面第２ブランクを形成する円弧の
接合点３６近傍の前進面第１ブランクに伝達される。さ
らに、前進面第１ブランク３５の点３６−３７における
すベリ率が小さくなるため、両ロータ１，２の摩耗が極
端に減少すると共に機械損失が少なくなる。すなわち、
前進面第１ブランク３５のすベリ率は、半径Ｒ１を大き
くしたため第２図の実線で示すように小さくなり、しか
も回転角の移動によつても大きく変化しない。
半径Ｒ４より１．３倍〜２市倍の範囲で大きくする。こ
の範囲ｌの下限はホブの圧力角と雌ロータの前進面ブラ
ンクのすベリ率から定まり、範囲の上限は後述する雌ロ
ータの前進面第２ブランクおよび後進面第２ブランクの
肉厚の強度上の制約から定まる。このように前進面第１
ブランク３５の円弧を形成する半径Ｒ１を従来のロータ
に比較して大きくすることにより、ホブ切刃の圧力角が
大きくとれるため、ホブ製作が容易になる。この結果、
高精度の切刃形状を有するホブが安価に製作できる。ま
た、雄ロータ２から雌ロータ１への駆動力は、雌ロータ
２の前進面第１ブランク３５を形成する円弧（点３６−
３７）と後述する前進面第２ブランクを形成する円弧の
接合点３６近傍の前進面第１ブランクに伝達される。さ
らに、前進面第１ブランク３５の点３６−３７における
すベリ率が小さくなるため、両ロータ１，２の摩耗が極
端に減少すると共に機械損失が少なくなる。すなわち、
前進面第１ブランク３５のすベリ率は、半径Ｒ１を大き
くしたため第２図の実線で示すように小さくなり、しか
も回転角の移動によつても大きく変化しない。
これに対し、従来のスクリューロータにおけるすベリ率
は、一点鎖線で示すように極端に大きく、しかも回転角
の移動によつて変化する。第１図に戻つて３９は、前記
前進面第１ブランク３５と接続する前進面第２ブランク
で、この前進面第２ブランク３９は、最外周がピッチ円
１１上にある点３６−４０からなつており、点３６一４
０は点３８と点３６を結ふ延長線上のピッチ円１１の内
側の点４１を中心を有する半径Ｒ２の円弧によつて形成
される。
は、一点鎖線で示すように極端に大きく、しかも回転角
の移動によつて変化する。第１図に戻つて３９は、前記
前進面第１ブランク３５と接続する前進面第２ブランク
で、この前進面第２ブランク３９は、最外周がピッチ円
１１上にある点３６−４０からなつており、点３６一４
０は点３８と点３６を結ふ延長線上のピッチ円１１の内
側の点４１を中心を有する半径Ｒ２の円弧によつて形成
される。
この半径Ｒ２の円弧中心点４１は、ピッチ円の内側でし
かも前進面第１ブランク３５と前進面第２ブランク３９
との接合点３６における圧力角が充分大きくとれる位置
にある。前述のように前進面第１ブランクと前進面第２
ブランクとの接合点３６における圧力角を充分大きくす
ることによりホブの切刃の圧力角も大きくとれるため、
特に雄ロータ用ホブカツターの切刃の刃先寿命を大幅に
向上させることができる。
かも前進面第１ブランク３５と前進面第２ブランク３９
との接合点３６における圧力角が充分大きくとれる位置
にある。前述のように前進面第１ブランクと前進面第２
ブランクとの接合点３６における圧力角を充分大きくす
ることによりホブの切刃の圧力角も大きくとれるため、
特に雄ロータ用ホブカツターの切刃の刃先寿命を大幅に
向上させることができる。
また、前進面ブランクの接触線軌跡の長さは従来のスク
リューロータに比較して短かくなり、従来の如くアデン
ダム間で形成されるシールラインが無くなるため、流体
の漏れが少なくなる。すなわち、第３図に示すように雌
ロータ１の前、進面第１ブランク３５と後述する雄ロー
タ２の接触線軌跡の長さは点ｊ−ｋとなり、前進面第２
ブランク３９と雄ロータ２の接触線軌跡の長さはｋ一１
となる。４２は雌ロータ１の後進面第１ブランクで、こ
の後進面第１ブランク４２は点４３−４４からなつてお
り、点４３−４４は後述する雄ロータ２の後進面歯先ブ
ランクの円弧によつて創成される。
リューロータに比較して短かくなり、従来の如くアデン
ダム間で形成されるシールラインが無くなるため、流体
の漏れが少なくなる。すなわち、第３図に示すように雌
ロータ１の前、進面第１ブランク３５と後述する雄ロー
タ２の接触線軌跡の長さは点ｊ−ｋとなり、前進面第２
ブランク３９と雄ロータ２の接触線軌跡の長さはｋ一１
となる。４２は雌ロータ１の後進面第１ブランクで、こ
の後進面第１ブランク４２は点４３−４４からなつてお
り、点４３−４４は後述する雄ロータ２の後進面歯先ブ
ランクの円弧によつて創成される。
４５は雌ロータ１の後進面第２ブランクで、この後進面
第２ブランク４５は最外周がピッチ円１１上にある点４
４−４６からなつており、点４４−４６はピッチ円１１
の内側の点４７に中心を有する半径Ｒ３の円弧で形成さ
れる。
第２ブランク４５は最外周がピッチ円１１上にある点４
４−４６からなつており、点４４−４６はピッチ円１１
の内側の点４７に中心を有する半径Ｒ３の円弧で形成さ
れる。
この半径Ｒ３は、ｊ雄ロータ２用のホブ切刃歯先の寿命
が十分に確保できる範囲で前記半径Ｒ２より極端に小さ
くなつている。すなわち、半径Ｒ３の円弧中心点４７は
、前記半径Ｒ２の中心点４１と同様に、後進面第１ブラ
ンク４２と後進面第２ブランク４５との接合点４４にお
ける圧力角が充分大きくとれる位置にある。前記半径Ｒ
２とＲ３の比は、ホブの工具寿命とブローホール面積の
兼ね合いから０．１５くｌ
−Ｒ２≦０．４５の範囲に定める。また、
後進面第１フラン・ク４２を雄ロータの突起先端の円弧
によつて創成することにより、点創成される部分がなく
なり、形状精度がシール効果に及ぼす影響が鈍感になる
と共に、シール効果が向上するため、性能向上が図れる
。その上、後進面第２ブランク４５の円弧を形成する半
径Ｒ３を前記半径Ｒ２に比較して極端に小さくすること
により、雌ロータ１の点４４と後述する雄ロータ２の後
進面歯先ブランクとの噛合いが点ｇで一致したときの隙
間ｇ−１が第３図に示す如く従来に比較して小さくなる
。このためブローホール面積が極端に減少するため性能
が大幅に向上する。さらに、後進面第１ブランク４２と
後進面第２ブランク４５との接合点４４における圧力角
を充分大きくすることにより、ホブの切刃の圧力角が大
きくとれるため、工具寿命を向上させることができる。
が十分に確保できる範囲で前記半径Ｒ２より極端に小さ
くなつている。すなわち、半径Ｒ３の円弧中心点４７は
、前記半径Ｒ２の中心点４１と同様に、後進面第１ブラ
ンク４２と後進面第２ブランク４５との接合点４４にお
ける圧力角が充分大きくとれる位置にある。前記半径Ｒ
２とＲ３の比は、ホブの工具寿命とブローホール面積の
兼ね合いから０．１５くｌ
−Ｒ２≦０．４５の範囲に定める。また、
後進面第１フラン・ク４２を雄ロータの突起先端の円弧
によつて創成することにより、点創成される部分がなく
なり、形状精度がシール効果に及ぼす影響が鈍感になる
と共に、シール効果が向上するため、性能向上が図れる
。その上、後進面第２ブランク４５の円弧を形成する半
径Ｒ３を前記半径Ｒ２に比較して極端に小さくすること
により、雌ロータ１の点４４と後述する雄ロータ２の後
進面歯先ブランクとの噛合いが点ｇで一致したときの隙
間ｇ−１が第３図に示す如く従来に比較して小さくなる
。このためブローホール面積が極端に減少するため性能
が大幅に向上する。さらに、後進面第１ブランク４２と
後進面第２ブランク４５との接合点４４における圧力角
を充分大きくすることにより、ホブの切刃の圧力角が大
きくとれるため、工具寿命を向上させることができる。
前に戻つて、４８は雌ロータ１の前進面第１ブランク３
５と後進面第１ブランク４２とを接続する前進面歯底ブ
ランクで、この前進面歯底ブランク４８の点３７−４３
は前記交点２１又はその近傍に中心を予する半径Ｒ４の
円弧で形成される。
５と後進面第１ブランク４２とを接続する前進面歯底ブ
ランクで、この前進面歯底ブランク４８の点３７−４３
は前記交点２１又はその近傍に中心を予する半径Ｒ４の
円弧で形成される。
前記前進面第２ブランク３９を形成する円弧（点３６−
４０）と後進面第２ブランク４５を形成する円弧（点４
４−４６）とは雌ロータ１の回転の中心点３に中心を有
する半径の円弧によつて滑らかに接続される。このよう
に歯先側の頂点近傍に円弧を形成することにより、工具
の刃先幅が広くなるため、切削時の刃先に発生する温度
上昇が少なくなるので工具寿命が向上する。次に雄ロー
タ２について説明する。
４０）と後進面第２ブランク４５を形成する円弧（点４
４−４６）とは雌ロータ１の回転の中心点３に中心を有
する半径の円弧によつて滑らかに接続される。このよう
に歯先側の頂点近傍に円弧を形成することにより、工具
の刃先幅が広くなるため、切削時の刃先に発生する温度
上昇が少なくなるので工具寿命が向上する。次に雄ロー
タ２について説明する。
４９は前進面第１ブランクで、この前進面第１ブランク
４９は点５０−５１からなつており、点５０−５１は雌
ロータ１の前進面第１ブランク３５の円弧（点３６−３
７）により創成される。
４９は点５０−５１からなつており、点５０−５１は雌
ロータ１の前進面第１ブランク３５の円弧（点３６−３
７）により創成される。
５２は前進面第２ブランクで、この前進面第２ブランク
５２は点５１−５３からなつており、点５１−５３は雌
ロータ１の前進面第２ブランク３９の円弧（点３６−４
０）により創成される。
５２は点５１−５３からなつており、点５１−５３は雌
ロータ１の前進面第２ブランク３９の円弧（点３６−４
０）により創成される。
５４は後進面第１ブランクで、この後進面第１ブランク
５４は点５５−５６からなつており、点５５−５６は雌
ロータ１の後進面第２ブランク４５の円弧（点４４−４
６）で創成される。
５４は点５５−５６からなつており、点５５−５６は雌
ロータ１の後進面第２ブランク４５の円弧（点４４−４
６）で創成される。
５７は前進面歯先ブランクで、この前進面歯先ブランク
５７は点５０−５８からなつており、点５０−５８は前
記雌ロータ１の前進面歯底ブランク４８と同様に交点２
１上又はその近傍に中心を有する半径Ｒ４の円弧で形成
される。
５７は点５０−５８からなつており、点５０−５８は前
記雌ロータ１の前進面歯底ブランク４８と同様に交点２
１上又はその近傍に中心を有する半径Ｒ４の円弧で形成
される。
５９は前記雌ロータ１の後進面第１ブランク４２を創成
する後進面歯先ブランクで、この後進面歯先ブランク５
９は点５５−５８からなつており、点５５−５８は両ロ
ータ１，２の回転軸３，４を結ぶ線上の点６０に中心を
有する半径Ｒ，の円弧で形成される。
する後進面歯先ブランクで、この後進面歯先ブランク５
９は点５５−５８からなつており、点５５−５８は両ロ
ータ１，２の回転軸３，４を結ぶ線上の点６０に中心を
有する半径Ｒ，の円弧で形成される。
第４図は本発明の他の実施態様を示すものである。
第４図において、第１図と異なる点は雌ロータ１の前進
面第２ブランク６１および後進面第２ブランク６２の最
外周がピッチ円１１の内側に配されることにある。
面第２ブランク６１および後進面第２ブランク６２の最
外周がピッチ円１１の内側に配されることにある。
この前進面第２ブランク６１および後進面第２ブランク
６２を形成する円弧の半径中心は、前記と同様に圧力角
が充分大きくとれる位置にある。このように前進面第２
ブランクおよび後進面第２ブランクを配することにより
、歯形係数を任意に選定することができる。尚、本発明
の一実施例では雌ロータを５枚、雄ロータを６枚で説明
したが、それらの歯数差が１枚であれば、雌ロータ、雄
ロータの歯数が４、５、６、７、７、８の場合でも同様
の効果を奏する。
６２を形成する円弧の半径中心は、前記と同様に圧力角
が充分大きくとれる位置にある。このように前進面第２
ブランクおよび後進面第２ブランクを配することにより
、歯形係数を任意に選定することができる。尚、本発明
の一実施例では雌ロータを５枚、雄ロータを６枚で説明
したが、それらの歯数差が１枚であれば、雌ロータ、雄
ロータの歯数が４、５、６、７、７、８の場合でも同様
の効果を奏する。
以上詳述したように本発明のスクリューロータによれば
、アデンダム部のない雌ロータとデデンダム部のない雄
ロータから成るスクリューロータにおいて、前進面第２
ブランクおよび後進面第２ブランクを形成する円弧の半
径Ｒ２およびＲ３の中心をピッチの内側で圧力角が大き
くとれる位置に配し、半径Ｒ３の大きさを半径Ｒ２より
小さくするように構成したので、ホブなど、歯切用工具
の寿命が向上すると共にプロホール面積が小さくなるた
め性能向上が図れる。
、アデンダム部のない雌ロータとデデンダム部のない雄
ロータから成るスクリューロータにおいて、前進面第２
ブランクおよび後進面第２ブランクを形成する円弧の半
径Ｒ２およびＲ３の中心をピッチの内側で圧力角が大き
くとれる位置に配し、半径Ｒ３の大きさを半径Ｒ２より
小さくするように構成したので、ホブなど、歯切用工具
の寿命が向上すると共にプロホール面積が小さくなるた
め性能向上が図れる。
第１図は本発明のスクリューロータの軸直角断面図、第
２図は本発明のスクリューロータにおけるすベリ率と回
転角の関係を示す図、第３図は本発明のスクリューロー
タにおけるブローホールおよび接触点の軌跡を説明する
ための概略図、第４図は本発明のスクリューロータの他
の実施例を示す軸直角断面図、第５図は従来のスクリュ
ーロータを示す軸直角断面図、第６図は従来のスクリュ
ーロータにおけるブローホールおよび接触点の軌・跡を
説明するための概略図である。 １・・・・・・雌ロータ、２・・・・・・雄ロータ、１
１，１８・・・ゼッチ円、３５・・・・・・雌ロータの
前進面第１ブランク、３９・・・・・・雌ロータ前進面
第２ブランク、４２・・・・・・雌ロータの後進面第１
ブランク、４５・・・・・雌ロータの後進面第２ブラン
ク、５９・・・・・・雄ロータの後進面歯先ブランク。
２図は本発明のスクリューロータにおけるすベリ率と回
転角の関係を示す図、第３図は本発明のスクリューロー
タにおけるブローホールおよび接触点の軌跡を説明する
ための概略図、第４図は本発明のスクリューロータの他
の実施例を示す軸直角断面図、第５図は従来のスクリュ
ーロータを示す軸直角断面図、第６図は従来のスクリュ
ーロータにおけるブローホールおよび接触点の軌・跡を
説明するための概略図である。 １・・・・・・雌ロータ、２・・・・・・雄ロータ、１
１，１８・・・ゼッチ円、３５・・・・・・雌ロータの
前進面第１ブランク、３９・・・・・・雌ロータ前進面
第２ブランク、４２・・・・・・雌ロータの後進面第１
ブランク、４５・・・・・雌ロータの後進面第２ブラン
ク、５９・・・・・・雄ロータの後進面歯先ブランク。
Claims (1)
- 【特許請求の範囲】 １ 平行な二軸の回りを噛合つて回転し、アデンダム部
のない雌ロータとデデンダム部のない雄ロータから成る
スクリューロータにおいて、前記雄ロータは最歯先側に
円弧部分を有し、前記雌ロータはその前進面フランクの
主要部を、雌ロータのピッチ円１１の外に中心をもつ半
径Ｒ＿１の円弧により形成される前進面第１フランクと
、円弧中心がピッチ円１１の内側で前記前進面第１フラ
ンクとの接合点３６における圧力角が零より大となる位
置にある半径Ｒ＿２の円弧により形成される前進面第２
フランクとから構成し、その前記雌ロータの後進面フラ
ンクの主要部を、前記雄ロータの最歯先側の円弧によつ
て創成される後進面第１フランクと、円弧中心がピッチ
円１１の内側で前記後進面第１フランクとの接合点４４
における圧力角が零より大となる位置にあり、半径が前
記半径Ｒ＿２より小さい半径Ｒ＿３の大きさの円弧によ
り形成される後進面第２フランクとから構成し、前記雄
ロータの歯形の残りの主要部分を前記雌ロータの前進面
フランクの前進面第１、第２フランクおよび後進面フラ
ンクの第２フランクの創成により形成するようにしたこ
とを特徴とするスクリューロータ。 ２ 前記雌ロータの前進面フランクと後進面フランクと
の間に前進面歯底フランクを設け、この前進面歯底フラ
ンクを前記両ロータのピッチ円１１、１８の交点２１に
中心を有する半径Ｒ＿４の円弧により形成したことを特
徴とする特許請求の範囲第１項記載のスクリューロータ
。 ３ 前記雌ロータの前進面第１フランクを、前記雌ロー
タの前進面フランクと後進面フランクとの間に形成され
る前進面歯底フランクの一方の点３７と両ロータのピッ
チ円１１、１８の交点２１を結ぶ延長線上に中心３８を
有する半径Ｒ＿１の円弧により形成したことを特徴とす
る特許請求の範囲第１項記載のスクリューロータ。 ４ 前記雌ロータの前進面第２フランクを形成する半径
Ｒ＿２と後進面第２フランクを形成する半径Ｒ＿３の比
を、０．１５≦Ｒ＿３／Ｒ＿２≦０．４５の範囲にした
ことを特徴とする特許請求の範囲第１項記載のスクリュ
ーロータ。
Priority Applications (8)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP54117259A JPS6042359B2 (ja) | 1979-09-14 | 1979-09-14 | スクリユ−ロ−タ |
| DE19803034299 DE3034299A1 (de) | 1979-09-14 | 1980-09-11 | Schraubenverdichter bzw. -motor |
| FR8019762A FR2465104B1 (fr) | 1979-09-14 | 1980-09-12 | Rotor a vis |
| CH6870/80A CH652172A5 (de) | 1979-09-14 | 1980-09-12 | Oelgekuehlter schraubenverdichter oder -motor. |
| GB8029575A GB2058928B (en) | 1979-09-14 | 1980-09-12 | Rotary positive-displacement fluidmachines |
| US06/186,646 US4401420A (en) | 1979-09-14 | 1980-09-12 | Male and female screw rotor assembly with specific tooth flanks |
| BE0/202099A BE885226A (fr) | 1979-09-14 | 1980-09-12 | Rotor a vis |
| SE8006399A SE450149B (sv) | 1979-09-14 | 1980-09-12 | Skruvrotor |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP54117259A JPS6042359B2 (ja) | 1979-09-14 | 1979-09-14 | スクリユ−ロ−タ |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS5644491A JPS5644491A (en) | 1981-04-23 |
| JPS6042359B2 true JPS6042359B2 (ja) | 1985-09-21 |
Family
ID=14707325
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP54117259A Expired JPS6042359B2 (ja) | 1979-09-14 | 1979-09-14 | スクリユ−ロ−タ |
Country Status (8)
| Country | Link |
|---|---|
| US (1) | US4401420A (ja) |
| JP (1) | JPS6042359B2 (ja) |
| BE (1) | BE885226A (ja) |
| CH (1) | CH652172A5 (ja) |
| DE (1) | DE3034299A1 (ja) |
| FR (1) | FR2465104B1 (ja) |
| GB (1) | GB2058928B (ja) |
| SE (1) | SE450149B (ja) |
Families Citing this family (16)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS5793602A (en) * | 1980-12-03 | 1982-06-10 | Hitachi Ltd | Screw rotor |
| US4492546A (en) * | 1981-03-27 | 1985-01-08 | Hitachi, Ltd. | Rotor tooth form for a screw rotor machine |
| DE3278039D1 (en) * | 1982-10-25 | 1988-03-03 | Hitachi Ltd | Screw rotor machine |
| JPS60216088A (ja) * | 1984-02-23 | 1985-10-29 | Hokuetsu Kogyo Co Ltd | スクリユ・ロ−タ |
| JPS60212684A (ja) * | 1984-04-07 | 1985-10-24 | Hokuetsu Kogyo Co Ltd | スクリユ・ロ−タ |
| US4673344A (en) * | 1985-12-16 | 1987-06-16 | Ingalls Robert A | Screw rotor machine with specific lobe profiles |
| CN1037466C (zh) * | 1993-07-15 | 1998-02-18 | 华中理工大学 | 极少齿斜齿轮齿廓 |
| US5876295A (en) * | 1996-01-23 | 1999-03-02 | Cloyes Gear And Products, Inc. | Roller chain drive system having improved noise characteristics |
| US5921878A (en) * | 1996-07-03 | 1999-07-13 | Cloyes Gear And Products, Inc. | Roller chain drive system having improved noise characteristics |
| US6090003A (en) * | 1996-07-25 | 2000-07-18 | Cloyes Gear & Products, Inc. | Random engagement roller chain sprocket having improved noise characteristics |
| US5921879A (en) * | 1996-07-25 | 1999-07-13 | Cloyes Gear And Products, Inc. | Random engagement roller chain sprocket with staged meshing and flank relief to provide improved noise characteristics |
| US5976045A (en) * | 1996-07-25 | 1999-11-02 | Cloyes Gear And Products, Inc. | Random engagement roller chain sprocket having improved noise characteristics |
| US6761657B2 (en) | 1996-12-19 | 2004-07-13 | Cloyes Gear And Products, Inc. | Roller chain sprocket with added chordal pitch reduction |
| US7416500B2 (en) * | 1996-12-19 | 2008-08-26 | Cloyes Gear And Products, Inc. | Random engagement roller chain sprocket and timing chain system including same |
| JP3823573B2 (ja) * | 1998-11-19 | 2006-09-20 | 株式会社日立製作所 | スクリュー流体機械 |
| US7163387B2 (en) * | 2002-12-16 | 2007-01-16 | Carrier Corporation | Meshing helical rotors |
Family Cites Families (11)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| NL161228B (nl) * | Svenska Rotor Maskiner Ab | Schroefrotorstelsel. | ||
| US2473234A (en) * | 1943-10-06 | 1949-06-14 | Joseph E Whitfield | Helical asymmetrical thread forms for fluid devices |
| US2486770A (en) * | 1946-08-21 | 1949-11-01 | Joseph E Whitfield | Arc generated thread form for helical rotary members |
| FR1105104A (fr) * | 1953-10-24 | 1955-11-28 | Saurer Ag Adolph | Perfectionnements aux compresseurs rotatifs équipés de rotors à denture hélicoïdale |
| GB1197432A (en) * | 1966-07-29 | 1970-07-01 | Svenska Rotor Maskiner Ab | Improvements in and relating to Rotary Positive Displacement Machines of the Intermeshing Screw Type and Rotors therefor |
| BE792576A (fr) * | 1972-05-24 | 1973-03-30 | Gardner Denver Co | Rotor helicoidal de compresseur a vis |
| US3773444A (en) * | 1972-06-19 | 1973-11-20 | Fuller Co | Screw rotor machine and rotors therefor |
| US4028026A (en) * | 1972-07-14 | 1977-06-07 | Linde Aktiengesellschaft | Screw compressor with involute profiled teeth |
| GB1503488A (en) * | 1974-03-06 | 1978-03-08 | Svenska Rotor Maskiner Ab | Meshing screw rotor fluid maching |
| SE386960B (sv) * | 1974-06-24 | 1976-08-23 | Atlas Copco Ab | Rotorer for skuvrotormaskin |
| DE2829446A1 (de) * | 1978-07-05 | 1980-01-24 | Mahle Gmbh | Parallel- und aussenachsiger rotationskolbenverdichter |
-
1979
- 1979-09-14 JP JP54117259A patent/JPS6042359B2/ja not_active Expired
-
1980
- 1980-09-11 DE DE19803034299 patent/DE3034299A1/de active Granted
- 1980-09-12 CH CH6870/80A patent/CH652172A5/de not_active IP Right Cessation
- 1980-09-12 US US06/186,646 patent/US4401420A/en not_active Expired - Lifetime
- 1980-09-12 FR FR8019762A patent/FR2465104B1/fr not_active Expired
- 1980-09-12 GB GB8029575A patent/GB2058928B/en not_active Expired
- 1980-09-12 BE BE0/202099A patent/BE885226A/fr not_active IP Right Cessation
- 1980-09-12 SE SE8006399A patent/SE450149B/sv not_active IP Right Cessation
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| SE450149B (sv) | 1987-06-09 |
| DE3034299A1 (de) | 1981-04-02 |
| DE3034299C2 (ja) | 1991-05-02 |
| GB2058928B (en) | 1983-09-14 |
| CH652172A5 (de) | 1985-10-31 |
| JPS5644491A (en) | 1981-04-23 |
| BE885226A (fr) | 1980-12-31 |
| SE8006399L (sv) | 1981-03-15 |
| FR2465104B1 (fr) | 1985-11-08 |
| GB2058928A (en) | 1981-04-15 |
| US4401420A (en) | 1983-08-30 |
| FR2465104A1 (fr) | 1981-03-20 |
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