KR930006374B1 - 회전압축기 - Google Patents

Abstract

내용 없음.

Description

회전압축기

제1도는 본 발명의 한예에 따른 회전 압축기의 종단면도이다.

제2 및 4도는 제1도의 선 A-A에 따라 화살표의 방향에서 본 부분 단면도이다.

제3도 및 5도는 제1도의 선 B-B에 따라 화설표의 방향에서 본 부분 단면도이다.

제6도는 본 발명의 회전 압축장치를 부분적으로 나타내는 제1도와 다른 각도에서 본 종단면도이다.

제7도는 전기모터 근처에 있는 저어널 베어링을 나타내는 부분 절개 사시도이다.

제8도는 전기 모타로 부터 떨어져 있는 저어널 베어링을 나타내는 부분 절개 사시도이다.

제9도는 저어널 베어링에 작용하는 부하를 설명하고 그리고 본 발명에 따라 윤활유 안내홈의 양호한 설정위치를 설명하는 선도이다.

제10도 내지 12도는 윤활유 안내홈의 바람직한 위치를 유도하는 실험결과를 나타내는 그라프이다.

제13도는 본 발명의 회전압축장치의 상대적인 크기를 나타내는 개략도이다.

제14 및 15도는 본 발명에 따라 위상범위를 유도하는 실험 결과를 나타내는 그라프이다.

제16도는 본 발명의 두번째 예에 따른 회전 압축장치의 좌표계를 정하는 개략도이다.

제17 및 18도는 본 발명에 따른 회전 샤프트의 균형을 이루는 상태를 나타내는 개략도이다.

제19도는 본 발명의 세번째 예에 따른 제1도의 선 A-A를 따라 화살표 방향에서 본 부분 단면도이다.

제20도는 본 발명의 세번째 예에 따른 제1도의 선 B-B를 따라 화살표의 방향에서 본 부분 단면도이다.

* 도면의 주요부분에 대한 부호의 설명

1 : 하우징 2 : 전기모타

3 : 로우터 4 : 회전샤프트

5,6 : 회전압축장치 7 : 윤활유

11,31 : 실린더 12,32 : 편심부

13 : 피스톤 14,34,56,60 : 안내홈

16,36 : 블레이드 18,38 : 저어널베어링

51 : 베인(vane) 52,53 : 주유구멍

66 : 흡입실 67 : 압축실

본 발명은 회전압축기에 관한 것으로서, 특히 저어널 베어링에 의해 지지되는 회전샤프트에 의해서 공통으로 구동되는 두개의 회전 압축장치를 가진 회전 압축기에 관한것이다.

공지된 것과 같이 냉장고나 공기 조화기와 같은 그러한 것에 사용되는 압축기로는 일반적으로 회전압축기가 사용되고 있다.

이러한 이유는 회전압축기를 쉽고 간결하게 만들 수 있기 때문이다.

회전압축기에서 전기모타와 그 전기 모타에 의해 구동되는 압축장치는 단일의 하우징내에 결합된 구조로 되어있고, 압축장치는 실린더와 그 실린더내에 편심으로 배치된 환형의 피스톤을 가지고 있으며, 블레이드는 피스톤의 외부 원주와 항상 슬라이드 접촉되게 실린더에 부착되어있다.

상기 블레이드는 실린더의 내부를 흡입실과 압축실로 나눈다.

흡입실에는 가스 흡입구가 있고, 압축실에는 가스 배출구가 있다.

하우징은 회전압축장치에 의해 압축된 가스를 저장하는 탱크의 역할도한다.

두개 실린더형 회전 압축기에는 단일의 회전 샤프트에 의해 공통을 구동되는 두개의 회전 압축장치가 있다.

두개 실린더형 회전 압축기에는 위상이 일치하는 블레이드를 가지고 있고 그리고 동일축으로 배치된 2개의 회전압축장치가 있다.

두개의 회전압축장치가 각 피스톤은 회전샤프트의 외부 원주에 180도의 위상차로 단단하게 고착되어있다.

그러므로 두개 실린더형 회전 압축기는 회전 샤프트가 1회전하는 동안 압축된 가스를 두번 배출시킨다.

두개 실린더형 압축기는 한개 실린더형 회전 압축기에서 보다 회전샤프트의 토르크 진동이 작다는 잇점을 가지고있다.

결과적으로 두개 실린더형 회전 압축기로 진동과 잡음이 작아지게할 수 있다.

최근에 냉장고나 공기 조화기 분야에서, 작동효율과 제어성능을 향상시키기 위해 가변속도 제어로 압축기를 제어하는 기술이 사용되고있다.

이러한 응용장치에 사용되는 두개 실린더형 회전 압축기에서는 높은 회전 성능을 성취시키는 것이 요구되고있다.

두개 실린더형 회전 압축기의 회전 성능을 향상시키기 위해서는 진동을 감소시켜야 하고 그리고 베어링 부분의 신뢰도를 향상 시켜야한다.

진동을 감소시키기 위해서는 회전의 동적인 불균형을 보상시키기 위해 회전 샤프트의 적당한 위치에다 배런서를 항상 부착시킨다.

그러나, 회전의 동적인 불균형을 완전히 제거시키기란 매우 어렵고, 그리고 회전샤프트에는 옆부하 진동이 작용하게 되므로 회전샤프트의 진동회전은 상대적으로크다.

이러한 현상은 두개 실린더형 회전 압축기에서도 동일하다.

내구성이 좋은 저어널 베어링이 회전 압축기용 베어링으로 항상 사용된다.

공지된 것과같이 저어널 베어링에 의해 회전 샤프트와 저어널 베어링의 내부표면 사이에는 윤활유 막이 형성되게된다.

회전 샤프트는 상기 윤활유막의 압력에 맞대어서 지지되므로 베어링의 기능을 만족스럽게 수행시키기 위해서 회전 샤프트와 저어널 베어링 사이의 틈속에 윤활유를 변함없이 주입시켜야 할 필요가있다.

이러한 이유때문에 회전 샤프트의 외부 원주표면상에 또는 저어널 베어링의 내부 표면상에 윤활유 안내홈의 축방향으로 형성되어있다.

결과적으로 윤활유는 윤활유 안내홈을 통해 회전 샤프트와 저어널 베어링 사이의 틈속을 주입되게된다.

그러나 회전 샤프트가 상기한 진동회전을 하면 회전샤프트와 저어널 베어링 사이의 틈에서 압력변화가 생기게된다.

그러므로 베어링의 틈속에 윤활유를 변함없이 주입시키는 것이 어렵게된다.

이러한 것에 의해 회전 압축기의 작동효율이 저하되게 되고, 그리고 또 윤활유가 불충분하게 공급되면 베어링과 회전샤프트가 직접 접촉하게 되어 베어링과 회전샤프트가 자주 손상되게된다.

부가적으로 가변속도 제어기술을 채택하면 회전샤프트가 고속으로 회전하게된다.

공지된 것과같이 편심회전에 의해 야기되는 원심력은 회전수의 제곱에 비례한다.

그러므로 회전샤프트의 편향에 의해 야기되는 베어링의 부하는 상당히 증가하게된다.

그결과, 윤활유를 적당하게 주입시키고 그리고 윤활유 안내홈을 만족스럽게 하는 것이 중요하다.

한편, 두개 실린더형 회전 압축기로부터 생기는 잡음은 한개 실린더형 회전 압축기의 것에 비해 현저하게 작다.

이와같이 잡음을 감소시키는 것은 진동을 감소시키는 것보다 더 어렵다.

두개 실린더형 회전 압축기로부터 나오는 잡음은 소위 비트이다.

상기 비트는 압축된 가스가 회전샤프트가 1회전할때 마다 180도의 간격으로 두번 피스톤에 의해 배출된다는 사실로 부터 야기된다.

특히 두개 실린더형 회전 압축기의 경우에 회전 샤프트의 회전주파스를 f_sHz로 하면 상기한 가스 배출 작동에 의해 2f_sHz의 가수 배출 진동과 부하 진동이 생기게 된다. 그러므로 f_sHz의 잡음진동이 생기게된다.

그리고 또 모타의 전원 주파수를 2f_oHz라고 하면 회전 샤프트를 구동시키는 모타는 자기 불균형에 기인하여 2f_oHz의 자기 진동을 발생시킨다.

두개 실린더형 회전 압축기의 경우에 한개 실린더형 회전 압축기와 달리 상기한 2f_sHz의 잡음 주파수는 상당히크다.

그러므로 2f_oHz와 2f_sHz사이의 주파수 차이는 상당히 작으므로 2(f_o-f_s)의 낮은 주파수의 비트가 생기게 된다.

본 발명의 목적은 베어링 부분의 내구력이 좋고 그리고 작동효율이 양호한 두개 실린더형 회전 압축기를 제공하는 것이다.

본 발명의 다른 목적은 두개 실린더형 회전 압축기에서의 진동과 잡음을 현저하게 감소시키는 것이다.

본 발명의 한예에 따라 회전샤프트에 의해 공통으로 구동되는 두개의 회전압축장치를 포함하는 두개 실린더형 회전 압축기를 제공할 수 있다.

두개 실린더형 회전 압축기는 두개 압축장치의 상단과 하단에서 부터 돌출된 부분에서 회전샤프트를 지지하는 한쌍의 저어널 베어링을 포함하고있다.

쌍을 이루는 저어널 베어링 각각의 내부표면에서는 회전 샤프트와 저어널 베어링 내부표면 사이의 전체 부분 속에 윤활유를 주입시키기 위한 윤활유 안내홈이있다.

하나의 윤활유 안내홈은 블레이드의 위치를 0도로 할때 220 내지 325범위내에서 모타 근처에 있는 저어널 베어링의 내부 표면에 형성되어있고, 다른 윤활유 안내홈은 블레이드의 위치를 0도로 할때 190 내지 310도의 범위내에서 모타로 부터 떨어져 있는 저어널 베어링의 내부표면에 형성되어있다.

이하 본 발명을 첨부도면에 의거하여 상세히 설명하기로한다.

본 발명의 한예에 따른 회전 압축기의 종단면도가 도시되어 있는 제1도에서, 부호 "1"은 원통형 공간이 있는 하우징을 나타낸다.

하우징(1)의 축선은 중력방향에 평행하게 배치되어 있다. 유도전동기와 같은 그러한 전기모타(2)는 하우징(1)의 상단에 배치되어 있고, 두개의 회전 압축장치(5)(6)는 하우징(1)의 하단에 동일축으로 배치되어있다.

회전압축장치(5)(6)는 모타(2)의 로우터(3)에 직접 결합되어있는 회전샤프트(4)에 의해 공토으로 구동되어진다.

하우징(1)의 저부에는 소량의 윤활유(7)가 저장 되어있다.

회전압축장치(5)(6)는 수직으로 인접하여 배치되어있고 그리고 그들 사이에는 분배판(9)이 설치되어있다.

분배판(9)의 중앙부에는 구멍(8)이 있고, 회전샤프트(4)는 구멍(8)을 통해 배치되어있다.

회전압축장치(5)는 다음과 같이 구성되어있다.

실린더(11)는 분배판(9)과 접촉하여 배치되어있고 그리고 직경이 구멍(8)보다 더 큰 원통형 공간(10)을 가지고있다.

회전 샤프트(4)는 원통형 공간(10)을 통해 지나가고, 실린더(11)의 외부원주 표면은 하우징(1)의 내부원주 표면에 고착되어있다.

편심부(12)는 원통형 공간(10)내에 위치되어있는 회전샤프트(4)의 한 부분의 외부원주 표면에 고착되어있다. 링형으로된 피스톤(13)은 편심부(12)의 외부 원주표면에 장착되어있고, 방사형으로 뻗어있는 안태홈(14)은 실린더(11)에 배치되어있다.

안내홈(14)의 한쪽끝은 원통형 공간(10)에 통하게 되어 있고, 블레이드(16)는 안내홈(14) 내부에 장착되어있다. 블레이드는 항상 스프링(15)에 의해 회전 샤프트(14)의 방향으로 힘을 받는다.

실린더(11)의 상단에는 또 플란지부(17)가 설비되어있고, 상기 플란지부(17)는 원통형 공간(10)의 상단 개구부에 인접하였다.

회전 샤프트(4)를 회전 가능하게 지지하는 저어널 베어링(18)은 실린더(11)의 상단 표면에 설치되어있다.

제2도에서, 흡입구(19)는 블레이드(16) 근처에 설치되어있고, 흡입구(19)의 한쪽끝은 원통형 공간(10)에 통하게 되어있으며, 그 흡입구(19)는 실린더(11)에 형성되어있는 가이드(20)와 하우징(1)의 하단벽에 있는 구멍을 경유하여, 가스 흡입파이프(21)에 연결되어있다.

배출구(22)는 블레이드(16)근처에 설비되어있다.

제2도에 볼 수 있는 것과같이 블레이드(16)의 양쪽 흡입구(19)와 배출구(22)가 설비되어있다.

배출구(22)는 배출밸브(23)를 경유하여 하우징(1)의 내부 공간과 통하게 되어있다.

회전압축장치(6)는 유사하게 다음과 같이 구성되어있다.

제1도에서, 실린더(31)는 분배판(9)의 하단표면에 접촉하여 배치되어있고, 그것의 중앙부(제3도 참조)에는 원통형 공간(30)이있다.

회전샤프트(4)는 원통형 공간(30)을 통해 지나가고, 실린더(31)의 외부 원주 표면은 하우징(1)의 내부 원주표면에 고착되어있다.

편심부(32)는 원통형 공간(30)내에 위치된 부분에서 회전샤프트(4)의 외부원주 표면에 고착되어있다.

편심부(32)와 편심부(12)는 각각 서로로 부터 180도의 위상으로 되어있다.

링형으로된 피스톤은 편심부(32)의 외부 원주표면에 장착되어있다.

안내홈(34)은 안내홈(14)과 동위상으로 설비되어져 있고, 안내홈(34)의 한쪽끝은 원통형 공간(30)에 통하게 되어있다.

블레이드(36)는 안내홈(34)에 장착되어있고, 그리고 회전샤프트(4)의 방향으로 항상 스프링(35)에 의해 힘을 받게되어있다.

실린더(31)의 하단 표면에 설비되어 있는 플란지부(37)는 원통형 공간(30)의 하단 개구부에 접해있고, 회전 샤프트(4)를 회전 가능하게 지지하는 저어널 베어링(38)은 실린더(31)의 하단표면에 설치되어있다.

한편, 제3도에 도시되어있는 것과같이 흡입구(39)는 블레이드(36)근처에 배치되어있고, 그것이 한쪽끝은 원통형 공간(30)에 통하게 되어있으며, 또 흡입구(39)는 실린더(31)내에 형성되어있는 가이드(40)와 하우징(1)의 하단벽에 있는 구멍을 경유 하여 가스 흡입파이프(21)에 연결되어있다.

또, 배출구(42)는 블레이드(36)근처에 설비되어있다.

블레이드(36)의 양쪽에는 흡입구(39)와 배출구(42)가 있고, 배출구(42)는 배출밸브(43)(제6도 참조)를 경유 하여 하우징(1)의 내부 공간과 통하게 되어있다.

제1도에서, 회전샤프트(4)의 방사형 하중은 저어널 베어링(18)(38)에 의해 지지되고, 스라스트 하중은 저어널 베어링(38)이 하단에 있는 스라스트 베어링(44)에 의해 지지된다.

회전샤프트(4)는 속이빈 코아로 형성되어있고, 회전샤프트(4)에 형성되어있는 공동은 로우터(3)의 아래쪽부분에서 더큰 직경을 가진다.

공동으로 직경이 큰부분에는 스크류펌프 작동으로 윤활유(7)를 빨아 올리는 다수개의 베인(51)이 설비되어있다.

상기 베인(51)은 회전샤프트(4)의 회전방향으로 꼬여진 벨트형상의 판물질로 만들어져있다.

회전 샤프트(4)의 주변벽중 저어널 베어링(18)과 실린더(11)의 경계에 있는 부분에 주유 구멍(52)이 있고 그리고 회전 샤프트(4)의 주변벽중 저어널 베어링(38)과 실린더(31)의 경계에 있는 부분에는 주유 구멍(53)이있다.

주유구멍(52)(53)은 베인(51)에 의해 끌어올려진 윤활유를 저어널 베어링(18)(38)쪽으로 안내한다.

제7도에 도시된 것과같이 저어널 베어링(18)은 그것의 내부표면(54)상의 실린더(11)측면에 위치하는 가장자리 부분에서 환형의 단계부분(55)를 가지고, 상기 단계부분(55)은 원주방향으로 뻗어있다.

저어널 베어링(18)의 내부표면(54)에는 윤활유 안내홈(56)이 있고,상기 윤활유 안내홈(56)은 축의 방향으로 그리고 회전 샤프트(4)의 회전방향으로 뻗어있다.

이예에서, 회전니샤프트(4)의 회전 방향이 제7도에 도시된 화살표(57)로 표시된 방향이라고 가정할때 윤활유 안내홈(56)은 다음과 같이 형성된다.

윤활유 안내홈(56)은 회전 샤프트(4)의 회전 방향에서 240 내지 290도의 범위내로 형성되고, 그리고 여기서 블레이드(16)의 위치가 0도인것으로 간주된다.

한편, 저어널 베어링(38)은 제8도에 도시되어있는 것과같이 그것의 내부표면(58)상의 실린더(31)의 옆에 위치된 가장자리부분에서 환형의 단계부분(59)을 가지고, 상기 단계부분(59)은 원주방향으로 뻗어있다.

저어널 베어링(38)은 또 그것의 내부 표면(58)에서 윤활유 안내홈(60)을 가진다.

윤활유 안내홈(60)은 축방향에서 선형으로 뻗어있다.

이예에서, 회전샤프트(4)의 회전방향이 제8도에 도시된 화살표(61)에 의해 표시된 방향인 것으로 가정하면 윤활유 안내홈(60)은 다음과 같이 형성된다.

윤활유 안내홈(60)은 회전샤프트(4)의 회전방향에서 300도의 위치에서 형성되고, 그리고 여기서 블레이드(36)의 위치가 0도인것으로 간주된다.

제1도에서, 회전압축장치(5)(6) 사이의 상단 공간과 하단 공간은 통로(62)를 경유하여 서로 통하게 되어있다.

가스배출파이프(63)는 고압의 가스를 배출시키고, 전원 공급장치(64)는 전기 모타(2)에 전원을 공급시키는 역할을한다.

다음으로, 상기한 회전압축기의 작동에 대해 기술하기로한다.

전기 모타(2)가 에너지를 받을때 로우터(3)는 회전하고 그리고 그때 회전샤프트(4)도 회전하기 시작한다.

그러므로 각 회전압축장치(5)(6)의 피스톤 (13)(33)은 편심으로 회전하게된다.

제2,3도에 도시된 것과같이 블레이드(16)(36)의 끝단부분은 피스톤(13(33)의 각 외부 원주표면과 항상 슬라이딩 접촉을 하게된다.

원통형 공간(10)(30)은 흡입구(19)(39) 및 배출구(22)(42)와 통하게 되어있고, 그들 사이에는 블레이드(16)(36)가 끼워져있다.

피스톤(13)(33)이 제2,3도에 도시된 것과 같이 화살표(65)방향으로 회전할때 흡입실(66)과 압축실(67)은 각 원통형 공간(10)(30)내에 형성된다.

이러한것은 블레이드(16)(36)가 항상 공간 (10)(30)을 분할시키기 때문이다.

압축실(67)에서 압축된 가스는 배출구(22)(42)를 경유하여 하우징(1)내의 공간속으로 배출되어진다.

이 경우에 피스톤(13)(33)은 180도의 위상차를 갖고서 편심으로 배치되어있고, 블레이드(16)(36)는 동위상으로 배치되어있다.

이에 의해 피스톤(13)이 압축작동을 시작할때 피스톤(33)은 압축작동이 반을 이미 완료하게된다.

그러므로 회전샤프트(4)가 1회전할 동안 압축된 가스는 하우징(1)내의 공간 속으로 두번 방출되게된다.

그후에 하우징(1)내에 있는 고압의 가스는 가스 배기파이프(63)를 경유하여 필요한 장치속으로 들어가게 된다.

상기한 압축프로세서에서, 회전샤프트(4)와 저어널 베어링(18)(38)사이의 윤활유는 다음과 같이된다.

하우징(1)의 저부에 있는 윤활유(7)는 베인(51)의 스크류 펌프작동에 의해 회전 샤프트(4)에의 상당부속으로 끌어올려지게된다.

이와같이 끌어올려진 윤활유(7)는 주유구멍(53)(52)을 경유하여 저어널 베어링(38)(18)의 내부표면(58)(54)의 가장자리부분에 형성되어있는 환형의 단계부분(59)(55)속으로 흐르게된다.

윤활유 안내홈(60)은 제8도에 도시된 것과같이 회전샤프트(4)의 축방향에 선형으로 저어널 베어링(38)의 내부표면(58)에 형성되어있다.

그러므로 환형의 단계부분(59)속으로 흐르는 윤활유(7)는 윤활유 안내홈(60)속으로 흘러내리게되고, 그리고 윤활유 안내홈(60)내부로 흐르는 윤활유(7)는 회전 샤프트(4)의 회전에 기인하여 저어널 베어링(38)의 내부표면(58)전체에 흐트러지게된다.

결과적으로, 회전샤프트(4)와 저어널 베어링(38)의 내부표면(58)사이에 환형의 윤활유 막이 형성되게 된다. 한편, 윤활유 안내홈(56)은 회전샤프트(4)가 회전하는 방향으로 저어널 베어링(18)의 내부표면(54)에 형성되어있다.

그러므로 환형의 단계부분(55)속으로 흐르는 윤활유(7)는 회전샤프트(4)와 저어널 베어링(18)의 상대적인 이동에 의해 윤활유 안내홈(56)쪽을 향해 위쪽으로 이동하게된다.

결과적으로 윤활유 (7)은 저어널 베어링(18)의 내부표면(54)전체에 흐트러지게되나.

이에 의해 윤활유 막이 회전샤프트(4)와 저어널 베어링(18)의 내부표면(54)사이에 형성되게된다.

두개의 실린더형의 경우에는 피스톤(13)(33)은 180도의 위상차를 갖고서 회전샤프트(4)에 고착되어진다.

이와같이 두개의 피스톤(13)(33)에 존재하는 것에 기인하여 회전 샤프트(4)에 작용하는 회전불균형은 상당히 작은 값으로 감소하게된다.

그러나 압축된 가스와 흡입가스 사이의 압력차이에 의해 제9도의 C에서 도시된 것과같이 회전샤프트(4)에 상당한 힘이 가해지게된다.

압력차이가 회전샤프트(4)에 작용하는 방향으로 전개될지라도 저어널 베어링(18)(38)의 윤활유 안내홈(56)(60)이 상기한 것과가은 각도로 배치되어있을 경우 필요한 윤활유를 확실하게 공급할 수 있으므로 베어링의 마찰되는 부분이 손상되는 것을 방지시킬 수 있다.

이하 상기의 이유에 대해 기술하기로 한다.

다음과 같은 실험을 통해 본 발명의 이유를 설명하기로 한다.

상기한 압력차이가 회전샤프트(4)에 작용될때 저어널 베어링(18)(38)내의 윤활유 막 압력의 원주 방향에서의 변화를 시험하였다.

12개의 압력센서를 30도의 각도 간격으로 모타(2)근처 측면상의 저어널 베어링(18)의 외부원주 표면에 부착시켰다.

유사하게 12개의 압력센서를 30도의 각도 간격으로 실린더(11)근처에 측면상의 저어널 베어링(18)의 외부 원주 표면에 부착시켰다.

또 12개의 압력센서를 30도의 각도 간격으로 실린더(31) 근처에 측면상의 저어널 베어링(38)의 외부 원주 표면에 부착시켰다.

상기 36개의 압력센서는 실험용으로 특별히 만들어진 작은 구멍을 통해 저어널 베어링(18)(38)의 내부표면과 각각 통하게 되어있다.

그후에 저어널 베어링(18)(38)의 내부표면상에 있는 윤활유 막의 원주방향으로 향한 압력분포를 실제적으로 측정하였다.

결과적으로, 제10 내지 12도에 도시된 특성을 얻었다. 제10도는 저어널 베어링(18)의 모타(2) 근처 부분에서 얻은 특성을 나타내고, 제11도는 저어널 베어링(18)의 실린더(11) 근처부분에서 얻은 특성을 나타내며, 제12도는 저어널 베어링(38)의 실린더(31)근처부분에서 얻은 특성을 나타낸다.

제10 내지 12도에서, 횡좌표는 블레이드(16)(36)의 위치가 0도인것으로 가정할때 저어널 베어링의 원주위치를 나타내고, 종좌표는 원주방향으로의 압력분포를 나타낸다.

여기서 피스톤(13)이 가장 내부폭의 블레이드(16)를 미는 위치는 Φ=0도의 회전각도 인것으로 가정된다. 즉 이러한 그라프는 회전샤프트(4)가 1회전하는 동안 매 30도 간격에서 원주 방향에서의 압력분포 특성을 나타낸다.

압력분포의 직선 부분은 베어링의 내부 부분이 베어링의 외부 부분에 대해 부 압력이라는 것을 나타낸다.

이러한 그라프로 볼 수 있는 것과 같이 저어널 베어링(18)에서(제10,11도 참조), 215 내지 330도 범위내에서 압력상승이 발생하지 않는다.

즉 상기 범위내에서 부압력영역에 얻어진다.

유사하게, 저어널 베어링(38)에서 (제12도 참조), 185 내지 315도 범위내에서 부압력영역에 얻어진다. 이러한 차이는 한쪽에 로우터(3)를 가진 회전 샤프트(4)가 진동하면서 회전하는 특성의 차이에 의해 야기되어 진다.

윤활유(7)는 부압력영역에 있는 저어널 베어링의 내부 표면 속으로 쉽게 흐르게된다.

제1 내지 8도에 대해 언급한 예에서, 윤활유 안내홈(56)은 저어널 베어링(18)의 경우에 240 내지 290도 범위내에 위치에 형성되어 있고, 윤활유 안내홈(60)은 저어널 베어링(38)의 경우에 300도의 위치에 형성되어 있다. 그러므로 윤활유(7)는 저어널(18)(38)의 내부표면(54)(58)과 회전샤프트(4) 사이의 틈속으로 확실하게 들어갈 수 있다.

결과적으로 회전샤프트(4)와 저어널 베어링(18)(38)의 내부표면(54)(58)이 직접 접촉되는 현상을 확실하게 방지시킬 수 있다.

그리고 또 윤활유 안내홈(56)(60)의 근처에 있는 윤활유막의 압력은 회전샤프트(4)가 회전하는 동안 항상 부압력으로 유지되게된다.

그러므로 윤활유(7)는 저어널 베어링(18)(38)의 전체 내부표면으로 적극적으로 도입되게 된다.

이예에서, 환형의 단계부분(55)(59)은 저어널 베어링(18)(38)의 내부표면(54)(58) 상의 주유구멍(52)(53)에 반대인 위치에 형성되어있다.

그러므로 주유작업을 상당히 효율적으로 수행할 수 있다.

부가적으로 저어널 베어링(18)(38)에 있는 윤활유 안내홈(56)(60)의 위치는 240 내지 290도와 300도에만 한정되는 것은 아니다.

두개의 저어널 베어링(18)(38)을 조립시킬때 생기는 불일치를 고려하여 상기의 윤활유 안내홈을 220 내지 325도의 범위내에 그리고 190 내지 310도의 범위내에서 설치할 수도 있다.

다음으로 회전압축기의 잡음과 진동이 상당히 감소되는 본 발명의 두번째 예에 대해서 기술하기로한다.

특히 여기서는 두개의 압축 장치의 가수 압축프로세서 사이의 위상차는 π(π=180도, 제1예에서의 위상차)로 부터 변경되어져 있다.

부하 토르크 동요와 가스 방출진동이 정기적으로 발생하지 않기 때문에 진동성분 2f_sHz가 감소하게 된다.

제13도는 본 발명의 두번째예에 따른 두개의 실린더형 회전 압축기를 나타내는 개요도이다.

두개의 피스톤(13)(33)의 축선간의 간격은 "a"로 표시되어 있고, 로우터(3)의 상단끝과 로우터(3) 근처의 피스톤(13)의 축선간의 간격은 "c"로 표시되어 있으며, 축선간의 간격(a)(c)은 각각 다음과 같다.

a=21mm

c=140mm

여기서 두개의 회전 압축장치(5)(6)는 후술하는 위상차로 배치되어 있다.

회전압축장치(5)(6)의 블레이드(16)(36)는 동위상으로 배치되어있고, 피스톤(13)의 편심방향은 제4도에 도시된 것과같이 "기준"으로 되어있다.

피스톤(13)(33)은 피스톤(33)의 편심 방향이 제5도에 도시된 것과 같이 회전 샤프트(4)의 회전방향에 대해 역회전 방향으로 165도의 위상차를 가지도록 회전 샤프트(4)에 고착되어 있다.

결과적으로 두개의 편심부분(12)(32)은 상기한 것과 같은 위상차를 가진다. 그러므로 회전압축장치(5)(6)는 다음과 같은 압축 프로세서의 위상을 가지게 된다. 특히 회전 샤프트(4)가 회전압축장치(5)의 압축 시작점에서 부터 165도의 각도까지 회전할때 회전압축장치(6)는 압축 프로세스를 개시한다. 다음에 상기한 회전압축기의 작동에 대해 제4,5도를 참조하여 기술하기로 한다.

모타(2)가 에너지를 받을때 로우터(3)는 회전하고 그리고 회전 샤프트(4)는 회전하기 시작한다. 결과적으로 회전압축장치(5)(6)의 피스톤(13)(33)은 편심으로 회전한다. 블레이드(16)(36)의 끝단부분은 항상 피스톤(13)(33)의 외부 원주표면과 슬라이드 접촉하고, 원통형 공간(10)(30)은 블레이드(16)(36)를 가로질러 접하는 배출구(22)(42) 및 흡입구(19)(39)와 통하게 되어 있다. 그러므로 피스톤(13)(33)이 화살표(60)로 표시된 방향으로 회전할때 공간(10)(30)은 블레이드(16)(36)에 의해 분할되어진다.

제3b도에 도시된 것과 같이 흡입실(66)은 상단에 형성되어 있고, 압축실(67)은 하단에 형성되어 있다. 압축실(67)에서 압축된 가스는 배출구(22)(42)와 배출밸브(23)(43)를 경유하여 하우징(1)내의 공간으로 배출되어진다. 이 경우에 피스톤(13)(33)은 상기한 것과같은 위상차를 갖고서 편심으로 배치되어 있고, 블레이드(16)(36)는 동위상으로 배치되어 있다. 그러므로 피스톤(13)이 압축 프로세스를 개시할때 피스톤(33)은 압축 프로세스의 반이상을 이미 완료하게 된다. 이에 의해 압축된 가스는 회전 샤프트(4)가 1회전하는 동안 하우징(1)내의 공간속으로 두번 배출되게 된다. 압축된 고압 가스는 가스 회전 샤프트(4)가 1회전하는 동안 하우징(1)내의 공간속으로 두번 배출되게 된다. 압축된 고압 가스는 가스 배기파이프(63)를 경유하여 필요한 장치속으로 주입되어진다. 잡음과 같은 그러한 문제점을 가진 압축 프로세스 동안 생기는 비트는 현저하지 않게 되고, 그리고 진동을 야기시키는 로우터(3)의 진동회전은 많이 감소하게 된다.

그리고 또 베어링(18)(38)의 부하도 역시 감소되므로 두개의 실린더형 압축기로 진동과 잡음을 감소시키는 것을 실현시킬 수가 있다. 이러한 이유에 대해 기술하기로 한다.

회전 압축기에서, 편심 부하를 포함하는 여러가지 부하는 회전 샤프트(4)에 방사형으로 그리고 적극적으로 작용한다. 상기한 부하들은 주로 다음과 같은 힘으로 되어 있다.

(1). 편심으로 배치된 피스톤(13)(33)에 의해 야기되는 원심력.

(2). 피스톤(13)(33)에 의해 야기되는 언배런스 힘의 균형을 잡기 위해 로우터(3)의 상단과 하단에 배치된 배런서에 의해 야기되는 언배런스 힘.

(3). 회전압축장치(5)(6) 내에 있는 압축된 가스의 압력차에 의해 야기되는 힘.

회전 샤프트(4)는 상기한 부하들에 의해 야기되는 벤딩작용에 영향을 받게 된다. 특히 로우터(3)는 저어널 베어링(18)에 의해 단지 그것의 한쪽만이 지지되므로 로우터(3)는 현저하게 진동하면서 회전하게 된다. 두개 실린더형 회전압축기의 회전 균형은 한개 실린더형 회전압축기의 것보다 더 양호하고, 그리고 두개 실린더형 회전압축기의 부하 균형용으로 배치된 배런스의 크기도 한개 실린더형 회전압축기의 것보다 더 작으므로 두개 실린더형 회전압축기의 불균형 성분과 진동 정도가 한개 실린더형 회전 압축기의 것들 보다 더 작다.

그러나 두개 실린더형 회전 압축기는 두개의 압축장치내에 있는 압축된 가스의 압력차에 쉽게 영향을 받으므로 로우터와 회전 샤프트의 진동회전이 복잡하게 된다. 그러므로 본 발명자는 실험하고 분석하여 하기의 시험을 하였다.

특히, 각 회전압축장치(5)(6)의 압축 프로세스 사이의 위상차가 변화할때 로우터(3)와 회전 샤프트(4)의 진동회전과 베어링 부하 특성에서의 변화를 검토하였다. 회전압축장치(5)(6)의 블레이드(16)(36)의 위상은 서로 일치하게 되어 있다. 피스톤(13)(33)의 편심부(12)(32)의 위상차를 여러가지 각도로 변화시켰다. 이러한 조건에서, 두개 실린더형 회전 압축기를 작동시키고, 그리고 로우터(3)의 상단의 진동회전의 양 즉 로우터(3)의 중심축이 회전 중심축에서 부터 얼마만큼 떨어져 있는가의 정도를 변위계기를 사용하여 측정하였다.

그리고 또 저어널 베어링(18)(38)의 베어링 부하를 로우터 모델의 분석에 따라 분석시험 하였다. 이러한 결과는 제 14,15도에 도시되어 있다. 각 횡 좌표는 회전 샤프트(4)의 회전방향에 반대인 방향에서의 피스톤(33)의 위상변화를 나타낸다(여기서 모타(2) 근처의 피스톤(13)의 위상이 "기준"으로 되어 있다).

제14도에서, 종 좌표는 로우터(3)의 상단끝의 진동회전 양을 나타낸다. 위상차가 180도 보다 더 크게 될때 진동회전의 양은 증가하고, 위상차가 더 작아질때 진동회전의 양은 감소된다. 최소값은 115도 정도에서 나타난다.

제15도에서, 종 좌표는 저어널 베어링(18)(38)의 베어링 부하의 양을 나타낸다. 저어널 베어링(38)과 저어널 베어링(18)의 상단부의 경우에서의 최소값은 155도 정도에서 나타난다. 저어널 베어링(18)의 하단부의 경우에 최소값은 약 180도에서 나타난다.

본 발명자는 두개 실린더형 회전 압축기에서 피스톤(13)(33) 사이의 위상차가 변화될때 동적인 특성에서의 상기한 변화가 발생한다는 것을 발견했다. 즉 모타(2) 근처의 피스톤(13)의 위상이 기준이 되고, 그리고 회전 샤프트(4)의 회전방향에 반대인 방향에서 피스톤(33)의 위상차는 180도 이하가 되게 된다. 결과적으로 로우터(3)와 회전 샤프트(4)의 진동회전 특성은 만족스럽게 되어진다. 부가적으로 저어널 베어링(18)(38)의 베어링 부하는 감소된다.

그러나, 피스톤(13)에 관한 피스톤(33)의 위상차의 감소는 불가피하게 제한되어진다. 이러한 것은 위상차가 작아지면 전체 회전 압축기의 회전방향에서의 진동이 커지는 것에 기인한다. 회전방향의 진동은 압축된 가스의 압력차에 의해 야기되는 토르크 동요의 정도에 의해 정해진다. 토르크 동요의 정도는 피스톤(13)(33)사이의 위상차가 약 180도일때 최소로 되게 된다. 그러므로 회전방향에서의 진동은 피스톤(13)(33) 사이의 위상차가 약 180도일때 최소로 되게 된다.

한편, 방사방향에서의 진동은 진동샤프트(4)와 로우터(3)의 진동회전의 상기한 정도에 의해 야기된다. 그러므로 피스톤(13)(33) 사이의 적당한 위상차는 회전방향에서의 진동과 방사방향에서의 진동의 만족스러운 균형에 의존하여 정해진다.

제14도에서, 진동회전의 최소양은 115도 정도에서 나타난다. 그러나, 피스톤(13)(33) 사이의 위상차가 상기한 결과 때문에 단지 115도 정도인 것으로 정해지면 회전방향의 진동은 현저하게 커지게 되므로 만족스러운 결과를 얻을 수가 없다. 이러한 견지에서 피스톤(13)(33) 사이의 위상차의 최적값은 150도 정도인 것이다. 이것은 저어널 베어링(18)의 상단부와 저어널 베어링(38)의 베어링 부하의 최소값으로 제15도에 도시된 값이다. 특히 피스톤(13)(33) 사이의 위상차의 적당한 범위는 150 내지 180도이다.

그러므로, 이 예에서, 그들 사이의 위상차는 약 165도가 된다. 150 내지 180도의 범위내에서, 회전방향의 진동의 증가는 현저하게 작다. 부가적으로 방사방향의 진동은 피스톤(13)(33) 사이의 위상차가 약 180도일때의 경우에서 보다 더 작아지게 된다. 그리고 또 그것의 베어링 부하를 감소시킬 수가 있다. 두개의 피스톤 사이의 위상차의 상기한 최적 범위는 두개 실린더형 회전 압축기의 크기에 따라 변화한다. 이러한 사실은 본 발명자에 의해 확인되었다.

일반적으로, 로우터(3)의 상단과 하단에 배치된 두개의 배런서는 최적의 무게와편심율을 가진다. 이러한 값은 등가로 된 힘과 모멘트 사이의 관계에 근거하여 정해진다. 이러한 배런서 최적의 무게와 편심율은 피스톤(13)(33)의 불균일한 부하를 보상하기 위해 필요하다. 상기 무게와 편심율은 피스톤(13)(33) 사이의 위상차가 변화할때 최적의 값으로 변화된다. 배런서의 최적의 편심방향을 독립적으로 변경시킬 수도 있다.

이하 배런서의 무게와 부착되는 위치의 위상을 일정한 계산에 근거하여 얻기로 한다.

제16도는 이 예에서 회전 압축기 시스템의 좌표 시스템을 정하는 개략적인 선도이다. 제16도에서, x축의 +방향은 회전중심에 대한 블레이드(16)(36)의 방향을 나타내고, y축의 +방향은 회전중심에 대한 회전 샤프트(4)의 회전각 -90도의 방향을 나타내며, z축은 회전 샤프트(4)의 축방향을 나타낸다.

제14도에 도시된 것과 같이 피스톤(13)(33) 사이의 위상차가 θ일때 회전 샤프트(4)의 균형은 제17a, b도에 도시된 것과 같이 되어진다.

힘의 균형과 모멘트의 균형으로 부터 하기 방정식을 얻을 수가 있다.

F=W_Fㆍδ_F

라고 가정한다.

F : 편심부와 피스톤의 언배런스 힘.

W_F: 편심부와 피스톤의 편심무게

δ_F: 편심부와 피스톤의 양

i) x-z 평면에 대해서, 힘의 평형방정식

모멘트의 평형방정식

ii) x-y 평면에 대해서, 힘의 평형방정식

모멘트의 평형방정식

상기식에서,

B : 로우터의 하단에 부착된 배런서의 편심부하

C : 로우터의 상단에 부착된 배런서의 편심부하

a : 두 피스톤 사이의 간격

b : 모타(즉 하단)로 부터 분리된 피스톤과 로우터의 하단에 부착된 배런서 사이의 간격.

c : 모타(즉 하단)로 부터 분리된 피스톤과 로우터의 상단에 부착된 배런서 사이의 간격.

하기식은 상기 식(1) 내지 식(4)으로 부터 얻어진다.

그러므로 하기식이 또 얻어진다.

상기식에서,

W_C: 로우터의 상단에 부착된 배런서의 무게

W_B: 로우터의 하단에 부착된 배런서의 무게

θ_c: 무게 W_c인 배런서의 부착위치의 위상

θ_B: 무게 W_B인 배런서의 부착위치의 위상

δ_C: 로우터의 상단에 부착된 배런서의 편심율의 양

δ_B: 로우터의 하단에 부착된 배런서의 편심율의 양

제 14,15에서, 각각의 최소값은 하기의 요소에 의해 정해지는 것으로 간주된다.

ㆍ 피스톤(13)(33)에 작용하는 방사형 부하

ㆍ 로우터(3)의 상단과 하단에 부착된 배런서에 의해 야기되는 언배런스 힘

ㆍ 로우터(3)의 회전(진동회전) 관성의 크기나 모멘트

그러므로 제14,15도에 있는 각 곡선의 끝단은 회전 압축기의 각 크기에 의해 변화된다고 간주할 수 있다.

여기서, 로우터(3)의 상단과 하단에 부착된 배런서는 제15도에서 최소값을 위해 피스톤(13)(33) 사이에서 최적의 위상차를 얻기위해 고려된다. 피스톤(13)(33) 사이의 위상각(θ)(위상차)은 90 내지 270도의 범위내로 간주된다.

이때, 제17a도에 도시된 x-z 평면상에서 균형을 이루는 상태는 제18a, b 및 18c도에 도시된 것과 같은 그러한 3가지의 다른 상태로 분류될 수 있다. 그러나, y-z 평면상에서 균형을 이루는 상태는 제17b도에 도시된 단지 하나의 상태뿐이다.

제18a도는 종래형의 두개 실린더형 회전 압축기의 균형을 이루는 상태를 나타낸다. 제18b도는 위상각(위상차)이 너무 커서 균형을 이루는 상태가 단지 한개 실린더형 회전 압축기의 것과 실질적으로 같게 되는 두개 실린더형 회전 압축기의 균형을 이루는 상태를 나타낸다. 제18c도는 제18a와 b도의 위상각 사이의 중간값으로 된 위상각을 가지는 두개 실린더형 회전 압축기의 균형을 이루는 상태를 나타낸다.

여기서, 제16도에 도시된 π-θ는 α로 대치시킨다. π-θ=α로 표시되는 α의 값은 회전 압축기의 크기를 감안하여 얻는다.

제16a도의 균형을 이루는 상태에서, θ=π±α이면 B_X=0가 얻어진다. 다음에 B_X=0을 식(1)(2)에다 대입시켜 π-θ=α의 관계식을 재정리한다. 결과적으로 하기식이 얻어진다.

이 예에서, 상기한 것과 같이 a=21mm이고 c=140mm이다. 그러므로 α

30도가 얻어진다.

제15도에서, 각 곡선의 끝단은 θ=π-α=150도에 대응한다는 것이 확인될 수 있다. 제14,15도에 도시된 특성은 상기한 α에 연관된다는 것이 분명하다. 그리고 또 식(13)에 표시된 관계는 이 예에서 기술된 크기로 된 두개 실린더형 회전 압축기를 포함하는 두개 실린더형 회전 압축기의 어느것에도 적용된다.

특히 회전압축장치(5)(6)는 동위상 관계로 배치된 블레이드(16)(36)를 가지고, 모타(2) 근처의 피스톤(13)의 편심방향은 기준으로 된다. 그리고 이때 피스톤(13)은 회전 샤프트(4)의 회전방향에 반대인 방향에서 θ의 위상차를 가진다. 이 경우에 θ의 범위는 다음과 같다.

π-α＜θ＜π

θ의 범위는 방사방향에서의 진동과 회전방향에서의 진동이 만족스럽게 균형을 이루는 것에 따라 정해진다.

이 예에서, 블레이드(16)(36)의 위상은 서로 일치되게 정해진다. 회전압축장치(5)(6)의 압축 프로세스 사이의 위상차는 피스톤(13)(33) 사이의 위상차가 180도 보다 더 크게 정해지도록 정해진다.

그러나 본 발명은 이러한 것에만 한정되는 것은 아니고 압축장치(5)(6) 사이의 위상차는 어떤 다른 기술에 의해서도 정해질 수 있다.

다음에, 본 발명에 따른 세번째 예에 대해서 제19,20도를 참조하여 기술하기로 한다.

제19,20도에 도시된 것과 같이 피스톤(13)(33) 사이의 위상차는 약 180도로 정해진다. 그러나 블레이드(16))(36) 사이의 위상차는 하기와 같이 적당한 범위내에서 변경된다. 특히 세번째 예에서, 모타(2) 근처의 블레이드(16)의 위상이 기준으로 정해진다. 블레이드(16)에 대한 블레이드(36)의 위상차는 회전 샤프트(4)의 회전방향에 반대인 방향에서 0 내지 θ-(π-α)의 범위내에서 정해진다.

결과적으로, 두개의 압축장치(5)(6)의 압축 프로세스 사이의 위상차는 다음과 같이 정해진다.

특히 모타(2)로 부터 분리된 압축장치(6)의 압축 프로세스의 개시점은 모타 근처에 있는 압축장치(5)의 압축 프로세스의 개시점보다 θ의 각도만큼 늦어지게 된다. 이러한 것은 두번째 예에서의 것과같은 기능을 수행시킬 수 있다. 그러므로 두개 실린더형 회전 압축기로 부터 나오는 비트는 중요하지 않게 되고, 진동의 원인이 되는 로우터(3)의 진동회전은 현저하게 감소되어진다. 그리고 또, 저어널 베어링(18)(38)의 베어링 부하도 감소되어진다. 따라서 두개 실린더형 회전 압축기로 진동과 잡음을 감소시킬 수가 있다.

본 발명에 따른 상기한 여러 예에서, 첫번째와 두번째 예가 결합되어 이용될 때 본 발명자는 윤활유 안내홈의 최적위치는 피스톤이나 블레이드 위상의 변화에 영향을 받지 않는다는 것을 알았다.

그리고 또 블레이드 위상이 변경될때 윤활유 안내홈(56)(첫번째 윤활유 안내홈)의 위치를 블레이드(16)(모타 근처에 있음)를 기준으로 하여 정할 수 있다. 윤활유 안내홈(60)(두번째 윤활유 안내홈)의 위치를 블레이드(36)(모타로 부터 떨어져 있음)를 기준으로 하여 정할 수 있다.

본 발명의 취지내에서 본 발명을 여러 가지로 변형시킬 수 있다.

Claims (9)

1. 내부에 공동의 공간을 형성하고 있는 한쌍의 실린더와, 샤프트를 회전시키는 모타와, 각각의 실린더에 대응하여 있고 한 공간내의 샤프트와 함께 편심으로 회전할 수 있게 샤프트를 둘러싸고 있으며 한 공간내의 가스를 압축시키는 피스톤과, 상기 각각의 공간을 흡입실과 압축실로 분할시키기 위한 개개의 평평한 블레이드를 포함하고 있고 각 피스톤과 연속적으로 슬라이드 접촉을 하는 블레이드 장치와, 상기 흡입실로 통한 가스흡입구와 상기 압축실로 통한 가스 토출구를 갖춘 회전 압축기구를 동축에 2개 배치하고, 상기 각 회전 압축기구의 상기 각 피스톤을 공통으로 지지함과 동시에 모타에 의해 회전 구동되는 샤프트와, 샤프트를 회전 가능하게 지지하고 각 베어링상에 내부 베어링 표면을 포함함과 동시에 모타 근처에 배치되어 있는 제1저어널 베어링 및 모타로 부터 떨어져 있는 위치에 배치되어 있는 제2저어널 베어링, 및 샤프트가 회전할때 윤활유 탱크에서 부터 샤프트와 베어링 표면 사이의 전체 베어링 표면 위로 윤활유를 분배시키고 또 제 저어널 베어링의 베어링 표면내에서 블레이드의 위치에서 부터 회전방향으로 220 내지 325도 사이의 각도 범위내에 설치되어 있는 제1윤활유 안내홈과 제2저어널 베어링의 베어링 표면내에서 블레이드의 위치에서 부터 회전방향으로 190 내지 310도 사이의 각도 범위내에 설치되어 있는 제2윤활유 안내홈을 포함하고 있는 윤활유 안내홈 장치로 구성되어 있는 것을 특징으로 하는 회전 압축기.
2. 제1항에 있어서, 회전 샤프트는 내부에 공동부를 가지고 있고, 상기 공동부는 윤활유를 끌어올리는 장치를 포함함과 동시에 두개의 주유구멍을 가지고 있으며, 윤활유 안내홈은 흡입구를 포함하고 있고, 상기 주유구멍이 제1 및 제2윤활유 안내홈의 흡입구에다 끌어올려진 윤활유의 일부분을 공급시키는 것으로 되어 있는 것을 특징으로 하는 압축기.
3. 제1항에 있어서, 상기 쌍으로 된 저어널 베어링은 각각 환형의 단계부분을 포함하고 있고, 상기 환형의 단계부분은 제1 및 제2윤활유 안내홈의 흡입구와 통하게 되어 있는 것을 특징으로 하는 압축기.
4. 제1항에 있어서, 상기 각 피스톤은 모타로 부터 떨어져 있는 피스톤의 압축위상의 개시점이 모타 근처에 있는 다른 피스톤의 압축위상의 개시점에서 부터 θ각도만큼 지연되게 정해지는 압축위상을 가지게 되어 있고, 그리고 상기 각도 θ는 π-α＜θ＜π로 정의되게 되어 있는 것을 특징으로 하는 압축기.

   상기에서,

   

   a : 두 피스톤 중심 사이의 회전 샤프트를 따른 축간격.

   c : 모타의 다른쪽 끝단과 모타에 가장 인접한 피스톤 중심 사이의 회전 샤프트를 따른 축간격.
5. 제4항에 있어서, 압축 프로세스 위상은 블레이드들이 동위상에 배치되고, 모타 근처에 있는 피스톤의 편심방향이 기준으로 정의되며, 또 모타로 부터 떨어져 있는 피스톤의 편심방향이 회전 샤프트의 회전방향에 반대인 방향에서 θ각도의 위상차로 배치되게 정해지도록 되어 있는 것을 특징으로 하는 압축기.
6. 제4항에 있어서, 압축 프로세스 위상은 피스톤이 π의 위상차를 가지게 배치되고, 모타 근처에 있는 블레이드가 기준으로 정의되며, 모타가 기준으로 정의되고, 그리고 모타로 부터 떨어져 있는 다른 블레이드가 회전 샤프트의 회전방향에 반대인 방향에서 기준 블레이드에 대해 θ-(π-α)의 위상차를 가지고 배치되게 정해지도록 되어 있는 것을 특징으로 하는 압축기.
7. 전기모타에 의해 구동되는 회전 샤프트와 회전 샤프트에 의해 공통으로 구동되는 두개의 압축장치를 가지고 있는 회전 압축기에 있어서, 실린더와, 실린더내에서 편심으로 회전 샤프트에 의해 지지 및 회전되는 피스톤과, 실린더를 흡입실과 압축실로 분할시킬 수 있게 피스톤의 외부 원주표면과 항상 미끄럼 접촉되게 실린더에 부착된 블레이드와, 흡입실과 통하게 된 가스 흡입구와, 압축실과 통하게 된 가스 배출구와, 블레이드의 위상이 서로 일치되게 동일축으로 배치되어 있는 두개의 압축장치와, 두개의 압축장치의 상단과 하단에서 부터 돌출된 부분에서 회전 샤프트를 지지하는 한쌍의 저어널 베어링, 및 모타로 부터 떨어져 있는 한 회전압축장치의 압축위상의 개시점이 모타 근처에 있는 다른 회전압축장치의 압축위상의 개시점에서 부터 각도 θ만큼 지연되게 정해지는 압축위상을 가지게 된 두개의 회전압축장치로 구성되어 있고, 상기 각도 θ가 π-α＜θ＜π로 정의되게 되어 있는 것을 특징으로 하는 회전압축기.

   상기에서,

   

   a : 두 피스톤 중심사이의 회전 샤프트를 따른 축간격.

   c : 모타의 다른쪽 끝단과 모타에 가장 인접한 피스톤 중심 사이의 회전 샤프트를 따른 축간격.
8. 제7항에 있어서, 압축위상은 블레이드들이 동위상에 배치되고, 모타 근처에 있는 피스톤의 편심방향이 기준으로 정의되며, 또 모타로 부터 떨어져 있는 피스톤의 편심방향이 회전 샤프트의 회전방향에 반대인 방향에서 θ각도의 위상차로 배치되게 정해지도록 되어 있는 것을 특징으로 하는 압축기.
9. 제7항에 있어서, 압축 프로세스 위상은 피스톤이 π의 위상차를 가지게 배치되고, 모타 근처에 있는 블레이드가 기준으로 정의되며 그리고 모타로 부터 떨어져 있는 다른 블레이드가 회전 샤프트의 회전방향에 반대인 방향에서 기준 블레이드에 대해 θ-(π-α)의 위상차를 가지고 배치되게 정해지도록 되어 있는 것을 특징으로 하는 압축기.

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