WO1993022561A1 - Rotary compressor in which blade and roller are integrated - Google Patents

Rotary compressor in which blade and roller are integrated Download PDF

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WO1993022561A1
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blade
roller
chamber
support
compression
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PCT/JP1993/000122
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French (fr)
Inventor
Toshiyuki Toyama
Yasushi Yamamoto
Takahiro Uematsu
Masanori Masuda
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Daikin Industries, Ltd.
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    • 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
    • F04C18/30—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids having the characteristics covered by two or more of groups F04C18/02, F04C18/08, F04C18/22, F04C18/24, F04C18/48, or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members
    • F04C18/32—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids having the characteristics covered by two or more of groups F04C18/02, F04C18/08, F04C18/22, F04C18/24, F04C18/48, or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members having both the movement defined in group F04C18/02 and relative reciprocation between the co-operating members
    • F04C18/322—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids having the characteristics covered by two or more of groups F04C18/02, F04C18/08, F04C18/22, F04C18/24, F04C18/48, or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members having both the movement defined in group F04C18/02 and relative reciprocation between the co-operating members with vanes hinged to the outer member and reciprocating with respect to the outer member
    • 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
    • F01C21/00—Component parts, details or accessories not provided for in groups F01C1/00 - F01C20/00
    • F01C21/08—Rotary pistons
    • F01C21/0809—Construction of vanes or vane holders
    • 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
    • F01C21/00—Component parts, details or accessories not provided for in groups F01C1/00 - F01C20/00
    • F01C21/10—Outer members for co-operation with rotary pistons; Casings
    • F01C21/102—Adjustment of the interstices between moving and fixed parts of the machine by means other than fluid pressure

Definitions

  • the low-pressure gas is sucked into the suction chamber Y defined by the blade H in the
  • a back pressure is applied to the blade H so that the tip of the blade H is positioned outside the roller.
  • the internal pressure of the compression chamber X is higher than the back pressure.
  • the present invention has been accomplished in view of the above problems.
  • the present invention provides a cylinder having a cylinder chamber, a roller provided in the cylinder chamber and revolving in the cylinder chamber, and a blade for partitioning the cylinder chamber into a compression chamber and a suction chamber.
  • the lubricating oil is supplied to the rollers in a rotary compressor configured to compress gas sucked from a suction port opened to the suction chamber and discharge the gas from a discharge port opened to the compression chamber.
  • An eccentric shaft portion of the drive shaft is relatively rotatably fitted, and the blade is integrated with the roller so as to protrude radially outward of the roller.
  • a substantially circular support having a receiving portion for freely moving forward and backward is provided rotatably.
  • the rotatable circular support is divided into two semi-circular members, and a blade is slidably disposed on a plane portion of the two semi-circular members. It is preferable to be located radially outward of the roller from the center of rotation of the support.
  • the support is composed of two semi-circular members, and of these semi-circular members, the semi-circular member on the side of the pressure chamber is the outer wall in the radial direction of the roller among the wall surfaces of the cylindrical hole that accommodates it. Is pressed from the side facing the compression chamber under pressure. As a result, the semicircular member on the side of the pressure chamber is pressed toward the blade by the cam action of the wall surface of the cylindrical hole like a wedge, and the sealing between the flat part of the semicircular member and the blade is performed. The performance is improved.
  • the blades are pressed against each other by the end of the seashore of the blade and the entrance edge of the receiving part on the compression chamber side, and are sealed by both edges. Therefore, the space between the compression chamber and the suction chamber can be sealed well.
  • the hole prevents the tip of the blade from contacting with the receiving part from exceeding the center of rotation of the support, so that it is not necessary to increase the radius of the support. Can be downsized.
  • FIG. 8 is a plan sectional view showing a case where the revolution angle of the roller is 270 degrees.
  • S110 is a longitudinal sectional view showing the entire structure of the rotary compressor.
  • a mounting groove 71 is formed on the roller 7 side to allow a part of the base end of the blade 8 to be inserted.
  • a part of the base end of the blade 8 is inserted into the mounting groove 71 and integrated by brazing or the like.
  • the thickness of the roller 7 in the axial direction is 7
  • the upper and lower end faces are clockwise with the blade protrusion as the base point. The highest temperature is obtained. 2
  • the area near 70 degrees is very thin, and the area where the temperature is low is 90 degrees. By forming them with 1,702, the high-temperature side wall portion 7a contacting the compression chamber X side is thin and the low Ml wall portion 7b contacting the suction chamber Y side is set thick.
  • the height of the roller 7 is in contact with the compression chamber X side, and is uniform over the high-temperature side wall portion 7a composed of a semi-cylindrical portion having an angle of 180 to 360 degrees.
  • the low-temperature side wall portion 7b which is thin and is in contact with the suction chamber Y side and is composed of a semi-cylindrical portion with an angle of 0 ° to 180 °, is uniformly thickened, and its upper and lower end surfaces are also provided with steps 73 and 74 In this case, some unevenness may occur on the end surface at the step, but processing can be simplified compared to that shown in Fig.
  • the end surfaces of the high-temperature side wall 7a and the low-temperature side wall during operation can be cut and aligned, and leakage through the end surface can be reduced.
  • the blade 8 that defines the cylinder chamber 41 of the cylinder 4 into the compression chamber X and the suction chamber Y 7, the support member 11 having a receiving groove 1 la for receiving the protruding end of the blade 8 in the cylinder 4 is turned around. Movably provided, and relatively rotated between the roller 7 and an eccentric shaft portion of a drive shaft to which the roller 7 is fitted and to which lubricating oil is supplied. Since the relative movement between the roller and the roller is eliminated, the friction loss and the power loss can be reduced as compared with the conventional example in which the blade and the roller move relative to each other.
  • volume efficiency and the pointing efficiency can be improved, and the blade 8 is provided integrally with the roller 7, gas leakage from the compression chamber X to the suction chamber Y can be prevented, and the back surface can be prevented. Combined with no gas leakage from the room, volumetric efficiency can be further improved.
  • the circular shape of the roller 7 during operation is improved.
  • the difference in tension caused by the temperature difference along the circumference can be positively used, and the thickness of the high-temperature side wall 7a and the low-side wall 7b can be made uniform, so that the roller height can be reduced. Leakage due to imbalance can be reduced, and the heating of the intake gas can be reduced more favorably, and the storage efficiency can be further improved.
  • the blade 106 Even if the compression stroke is progressing and the roller 103 and the blade 106 are displaced in the direction indicated by the right arrow, the blade 106 The pre-cultured portion does not exceed the rotation center 0 of the support body 108, and the blade 106 and the receiving groove 1 07 are in contact with each other via the blade right end portion e and the groove left side portion g, By maintaining the edge contact state via these two ends e and g, the pressure chamber 105 can be sealed well to the suction chamber 104.
  • the center of the support 108 communicates with the receiving groove 107 in the axial direction of the support 108, and the tip of the blade 106 receives the receiving groove.
  • the connecting end f between the tip side of the blade 106 and the receiving groove 107 does not exceed the rotation center 0 of the support 108.
  • a cut hole 170 consisting of a circular hole 17 1 having a size or a cut hole 170 consisting of a semicircular hole 17 2 as shown in FIG. 19 may be provided. In this case as well, as shown in FIG. 18 or FIG. 19, the contact end f between the tip of the blade 106 and the receiving groove 100 mm exceeds the rotation center 0 of the support 108.
  • the length of the blade 106 and the radius of the support body 108 are adjusted such that the tip of the blade 106 enters the deepest portion of the receiving groove 107.
  • the tip of the blade 106 was set so as not to exceed the rotation center of the support 108, so that a minute gap was left between the blade 106 and the receiving groove 107, and the pressure was increased.
  • the high-pressure gas can be prevented from flowing into the bottom of the receiving groove 107 from the chamber 105, and gas leakage to the suction chamber 104 through the receiving groove 107 can be reduced. Residual gas remaining at the bottom of this receiving groove 107 Blade can be prevented from re-stretching, and the blade: L06 protrudes from the outer periphery of the roller 103 to form an oscillating blade. You can.

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Description

明 細 書 " ブレードとローラとを一体化したロータリ一圧縮機
技術分野
本発明は、主に冷凍装 Bに使用され、 ブレードとローラとの相対移動を なくして庫擦攮失等を少なくしたロー リ一圧 機に関する。
背景技術
従来、 ロータリー圧箱機としては、 例えば実開昭 6 1— 1 1 4 0 8 2号 公報に記載されたものがある。 この従来の圧縮機は 02 4及び 2 5で示 したように、密閉ケーシング内にモータで駆動される圧縮部 Aを配设して おり、 この圧箱部 Aは、 シリンダ室 Bをもったシリンダじと、 前記モータ から延びる駆勐釉 Dの偏心軸部に禅嵌され、该 IS動軸 Dの回転により前記 シリンダ室 B内を公 するローラ Eと、 前記シリンダ Cに設けた吸入口 F と吐出 CI Gとの中間部位に逸退動可能に EM:されたブレード Hとを備えて おり、 このブレード Hは、 その背面側に、 前記吐出口 Gから吐出された高 圧ガスの一部を背圧として作用させ、 この背圧により前 Eブレード Hの先 «部を前記ローラ Eの外扇面の一部に常時接胜させることにより、 前記シ リンダ室 Bを圧箱室 Xと吸入室 Yとに区画するようにしている。 また、 前 記吐出口 Gには、 その出口周りに形成される弁座面に当接あるいは雜間し て前記吐出 を開閉する扳状の吐出弁 Iを投けている。
そして、前記駆勳軸 Dの回転により前記ローラ Eをシリンダ室 B内で公 転させながら、 前記ブレード Hで画成されるシリンダ室 B内の圧箱室 で [ ガスを圧縮し、 この圧總行程を終了して吐出行程に移行したとき、 圧縮さ れた高圧ガスを前記吐出弁 Iの開動作で前記吐出口 Gからケーシング内へ と吐出させ、 また、 吐出行程を終了して吸入行程に移行するとき、 前記吐 出弁 Iを閉動作させて前記吐出口 Gを 鎖し、 前記吸入口 Fから前記シリ
ンダ室 B内の前記ブレード Hで画成される吸入室 Yへと低圧ガスを吸入し
て、前記圧縮行程と吐出行程とを操り返すのである。
-ところが、以上のように、 ブレード Hをシリンダ Cに進退動可能に支持
条 すると共に背圧を作用させて、該ブレード Hの先端をローラ Eの外周面に
接触させ、 このブレード Hとローラ Eとを相対移動させるようにした場合、
前記ブレード Hには背圧を作用させて該ブレード Hの先端をローラ外局面
に押圧して、接 teさせる必要があり、 しかも、 ブレード Hのローラ外周面
との接触は油が介在されずに金属接触になるから、ブレード Hとローラ外
周面との摺動による摩擦損失が大きいし、動力損失も大きい問題があった。
その上、前記ブレード Hの背面に、吐出口 Gから吐出された高圧ガスによ
る背圧をかけて、該ブレード Hの先端部を前記ローラ Eの外周面に接触さ
せているため、前記ブレード Hの背面室の高圧ガスが、 図 2 4の矢印 aで
示したように、 ブレード Hの側面とブレード摺動溝との閩を轾て前記吸入
室 Yに漏れ、容積効率が低下する問題があった。 また、前記圧縮室 Xは、
低圧から高圧まで変動するのであるから、前記圧縮室 Xの内圧が背圧より
低い場合には、前記背面室に作用する高圧ガスが前記ブレード Hの側面と
ブレード摺勖溝との間を経て圧縮室 Xに漏れることになり、指示効率が低
下する問題もあった。更に、前記ブレード Hの先端部とローラ Eとの接触
部位から図 2 4の矢印 bで示すように、前記圧縮章 Xで圧縮された高圧ガ
スが前記吸入室 Yに漏れることもあり、前記したブレード H側面からの漏
れと相俟って容 効率が更に低下する問題があった。
本発明は以上の問題点に達み発明したもので、 目的は、 ブレードとロー
ラとの相対移動をなくして、摩擦損失及び動力損失を小さくでき、 しかも、 ブレードの背面室や圧縮室から吸入室へのガス漏れを少なくして容積効率 及び指示効率を高めることができるよ こする点にある。
上記目的を達成するため、 本発明は、 シリンダ室を持つシリンダと、 前 記シリンダ室に内装され、 該シリンダ室内を公転するローラと、 前記シリ ンダ室を圧縮室と吸入室とに区画するブレードとを備え、 上記吸入室に開 口する吸入口から吸入したガスを圧縮して圧縮室に開口する吐出口から吐 出するようにしたロータリー圧縮機において、 上記ローラに、 潤滑油が供 辁される駆動軸の偏心軸部を相対回転可能に嵌合し、 前記ブレードを前記 ローラに、 該ローラの径方向外方に突出するように一体化すると共に、 前 記シリンダに、 前記ブレードの先端部を進退自由に受け入れる受入部をもつ た略円形の支持体を回動可能に設けたことを特徴としている。
上記構成のロータリー圧箱機では、 前記ローラに対して、 潤滑油が供給 されている駆動軸の偏心軸部を相対回転させ、 従来例のようにブレードと ローラとの相対移動をなくしたのであるから、 ブレードとローラとが相対 移動するようにした従来例に比較して摩擦損失及び動力損失を少なくでき るのである。 即ち、 前記ローラを嵌合する駆動軸の偏心軸部には、 駆動軸 の辁油路から常時潤滑油が供耠されていて、 流体接触しているからローラ と偏心軸部との相対回転においてはその摩擦抵抗を小さくできるのであり、 また、 上記ブレードに背圧を作用させて、 ブレードとローラとを相対移動 させる場合に比較して摩擦損失を小さくできるのであって、 動力損失を小 さくできるのである。 その上、 ブレードとローラとを一体化して、 ブレー ドに背圧をかける必要がないようにしているから、 ブレードの背面室から 吸入室及び圧縮室へのガス漏れをなくすることができて、 容積効率及び指 示効率を高めることができ、 更に、 ブレードとローラとを一体化している から、 従来例のように、 ブレードとローラとの間を通って圧縮室 Xから吸 入室 Yへガスが漏れなくなり、 前記背面室からのガス漏れがないことと相 俟つて容積効率をより一層高めることができる。
また、前記回動可能な円形の支持体を 2つの半円形部材に 2分割し、 こ の両半円形部材の平面部に、ブレードを接動自在に配 Sすると共に、前記 ブレードの先端部が支持体の回動中心より上記ローラの半径方向外側に位 置するのが好ましい。
この場合、支持体は二つの半円形部材からなり、 この半円形部材の内、 圧箱室側の半円形部材は、 それを収容する円筒形の孔の壁面のうち、 ロー ラの半径方向外側の部分に向けて、圧雜室側に面する側から圧力を受けて 押し付けられる。 その結果、圧箱室側の半円形部材はブレードに向けて、 円筒形の孔の壁面のカム作用によって、 くさびのように押し付けられ、 そ の半円形部材の平面部とブレードとの間の密封性が向上する。 また、吸入 室側の半円形部材も、それを収容する孔の円筒形の壁面に向けて、圧縮室 側の半円形部材のくさび作用によって、 ブレードを介して押し付けられ、 吸入室側の半円径部材とブレードおよびシリンダの壁面との間の密封性も 向上する。 したがって、圧縮ガスの漏れが防止され、容積効率が向上する。 さらに、上記ブレードの先端部が常に支持体の回耘中心よりも上記ローラ の半径方向外側に位置するから、 ブレードと半円径部材の平面部との接鱸 面積が大きくなり、つまりシール長さが長くなり、 シール性が向上する。 したがって、 これによつても、圧縮ガスの漏れが防止され、容積効率が向 上する。
また、上記支持体は完全に分離した二つの半円径部材からなるから、 ブ レードを支持体の中央の受入部に掸入する作業が簡単になり、組み付け性 がよくなる。
また、前記ローラに前記ブレードの基端一部を掙入可能とした取付溝を 形成し、 この取付溝内に前記ブレードの基端一部を嵌合させてロウ付けに より一体結合させるのが好ましい。 - .
この場合、 ブレードをローラの取付溝に嵌合し、 さらに、 それらをロウ 付けにより一体結合しているから、 ローラとブレードの結合が強固になり、 かつ、 その結合を簡単に行うことができる。
また、 前記ローラの半径方向外周に、 軸方向中央部を深溝部とし、 軸方 向の両端側を浅溝部とした段付溝と、 この段付溝深溝部両端面から軸方向 外方に: S通する嵌合孔とを設けると共に、 前記ブレードの基端に、 前記段 付溝の深溝部に嵌合する嵌合突起をもつた嵌合部を設けて、 前記嵌合突起 に嵌合孔を設け、 前記ブレードの嵌合部を前記段付溝に嵌合して、 前記各 嵌合孔に 1本のピンを揷嵌することにより、 前記ブレードとローラとを一 体化するのが望ましい。
この場合、 ブレードとローラとを強固にかつ簡単に一体結合することが できる。
また、 前記ローラの外周一部に突部を設けると共に、 前記ブレードに前 記突部が突入可能な溝部を設けて、 該溝部に前記突部を嵌合し、 前記突部 とブレードとにビンを貫通させて、 ブレードとローラとを一体化するのが 望ましい。
この場合、 ブレードとローラとを強固にかつ簡単に一体結合することが できる。
また、 前記ローラの外周部で吐出口に対向する部位に、 前記吐出口に向 かって突出し、 該吐出口に突入可能とした突起を設けているのが望ましい。 この場合、 ローラの外周部で吐出口に対向する部位に、 前記吐出口に向 かって突出し、該吐出口に突入可能とした突起を設けているから、 圧縮行 程から吐出行程へと移行するとき、 前記ローラに設けた突起を、 吐出口に 対し離れた位置から前記吐出口に徐々に突入させることができ、 またこの 突入時、吐出口内の圧縮ガスを外部に掙し出すように突入させることがで きる。 したがって、 トップクリアランスを少なくでき、前記吐出行程の終 了後に吸入行程へと移行して前記吸入室内に低圧ガスを吸入するとき、前 記吐出口内に残留した高圧ガスの前記吸入室側への逆流量を少なくできる のである。 この結果、圧縮損失や前記吸入室内での吸入ガスの過熱及び脈 動が防止できる。 また、吐出行程の開始時、つまり、吐出量が多くなる吐 出行程初期には、前記突起が吐出口に突入していないから、 ガスの吐出通 路を十分に確保できて、 ガス吐出抵抗を小さくでき、 ガスの過圧縮を防止 でき、 この過圧縮による動力損失をなくすることができるのである。
また、前記ローラの厚さを.、圧縮室側に接する高温側壁部で薄く、 吸入 室側に接する低 側壁部で厚く設定しているのが望ましい。
こうした場合、 ローラの軸方向の厚さを、圧縮室側に接する高温側壁部 で薄く、吸入室側に接する低温側壁部で厚ぐ設定しているから、 ローラが 非自耘式であ て、運転時、該ローラの円周上に沿って生じる温度差に起 因して、 ローラの厚さ方向に熱澎張量の差が現れることによる不利益が解 消できる。
即ち、図 2 4に示した従来のブレード往復動式のものでは、 ローラが駆 動軸の回耘に引きずられて自転するから、その外面が低温の吸入室と高温 の圧缩室とに交亙に接胜し、 ローラはその円周上に沿ってほぼ均等な温度 となり得るが、 ローラが 自転式の場合、低温の吸入室と高温の圧縮室と に接 するローラの部分が円周上で固定的に決まるから、 ブレードの突出 部を上側にあるとし、基点 0度として時計方向に回転角度をとつた場合、 ローラの壁部温度は髙温のピークが 2 7 0度付近に、 低温のピークが 9 0 度付近にできてしまうことになる。 このため、 2 7 0度付近を山として圧 縮室側に接する髙温側壁部では熱蟛張が大きく、 9 0度付近を谷として吸 入室側に接する低 側壁部では熱膨張力む J、さく、 これらの熱膨張の差によ り、 ローラの厚さは、 数十ミクロンオーダーの差が生じる場合もある。一 方、 シリンダは、 高圧の吐出ガスが充満されるケーシング内に置かれてい るため、 その熱蟛張はシリンダ室の円周上に沿ってほぼ均一とみることが でき、 また、 シリンダの厚さは、 最大熱膨張 を見込んで設定しているか ら、 結局、 吸入室側に接し、 その熱膨張量の小さい低温側壁部の端面に対 して大きな隙間ができ、 ガス漏れと、 それによる吸入ガスの加熱とにより、 容積効率が低下するという不利益が生じるのである。 そこで、 ローラの厚 さを、 圧縮室側に接する高温側壁部で薄く、 吸入室側に接する低温側壁部 で厚く設定することにより、 運転時には、 その熱蟛張の差を積極的に利用 して、 これら高温側壁部と低温側壁部との厚さを揃えて、 ローラの厚さの アンバランスによる漏れを解消したのである。
また、 ロータリー圧縮機において、 前記ブレードを前記ローラに、 該ロ 一ラの径方向外方に突出するように一体化すると共に、 前記ブレードの長 さ及び支持体の半径を、 前記ブレードの先端部が前記受入溝部の最深部に 侵入したとき、 前記ブレードの先端部が前記支持体の回転中心を越えない 関係に設定していることが望ましい。
この場合、 ローラ及びブレードが圧縮室側に変位しているとき、 ブレー ドと受入部とはブレードの先端かつ吸入室側のエツジと受入部の圧縮室側 の入り口エッジとによって互いに押し合い、 両エッジによってシールする から、 圧縮室と吸入室との間は良好にシールすることができる。 さらに、 圧縮工程が進行して、 ローラおよびブレードが吸入室側に変位する際にも、 ブレードの先端は支持体の回耘中心を越えることがないから、 ブレードと 受入部とはブレードの先端かつ吸入室側のエツジと受入部の圧縮室側の入 り口エツジとによって互いに押し合い、 両エツジによってシールするから、 圧箱室と吸入室との間は良好にシールすることができる。
また、 ロータリー圧雜搂において、前記を前記ローラに、該ローラの径 方向外方に突出するよう'に一体化すると共に、前記支持体の中心部に、該 支持体に前記受入部に連通し、前記ブレードの先端部が前記受入部の最深 部に侵入したとき、前記ブレードの先端側と前記受入部との間の接触端部 が前記支持体の回転中心を越えないようにする大きさの穴を設けているこ とが望ましい。
この場合、穴を設けたことにより、 ブレードの先端部と受入部とが接触 する接胜端部が摇動体の回転中心を越えることがない。 したがって、 ロー ラ及びブレードが圧縮室側に変位しているとき、 ブレードと受入部とはブ レードの先饑部の接触端部との受入部の圧縮室側の入り口のエツジとによつ て互いに押し合い、両エッジによってシールするから、圧縮室と吸入室と の間は良好にシールすることができる。 さらに、圧縮工程が進行して、 口 ーラおよびブレードが吸入室側に変位する際にも、 ブレードの接胜端部が «は支持体の回転中心を越えることがないから、 ブレードと受入部とは ブレードの接鱸端部と受入部の圧縮室側の入り口エツジとによって互いに 押し合い、両エッジによってシールするから、圧縮室と吸入室との間は良 好にシールすることができる。 また、穴によりブレードの先端部と受入部 との接蝕端部が支持体の回転中心を越えることがないようにしているため、 支持体の半径を大きくする必要がなく、従って、支持体まわりの構成を小 形化することもできる。
図面の簡単な説明
図 1は、本発明のロータリ一圧縮機のシリンダの要部を示す断面図であ 図 2は、 ブレードの取付構造例を示す断面図である。 JP93 00122 図 3は、 図 2の中央縱断面図である。 - - 図 4は、 同ブレードの他の取付構造例を示す断面図である。
図 5は、 ローラの公転角度が 0度の場合を示す平断面図である。
図 6は、 同ローラの公転角度が 9 0度の場合を示す平断面図である。
図 7は、 同ローラの公耘角度が 1 8 0度の場合を示す平断面図である。
図 8は、 同ローラの公転角度が 2 7 0度の場合を示す平断面図である。
図 9は、 同ローラの公転角度が 3 1 5度の場合を示す平断面図である。
S11 0は、 ロータリー圧縮機の全体構造を示す縱断面図である。
図 1 1は、変形例を説明するシリンダの要部を示す平断面図である。
図 1 2は、変形例を説明するローラの角度に対する壁部温度を示す図で める 0
図 1 3は、変形例を説明するシリンダの要部を示す縱断面図である。
図 1 4は、変形例におけるローラの具体的形状の一例を示す断面図であ る。
図 1 5は、同じくローラの具体的形状の変形例を示す断面図である。
図 1 6は、本発明ロータリー圧縮接の第 2実施例'にかかる圧縮行程途中 の断面図である。
図 1 7は、 同第 2実施例にかかる圧縮行程終了間際の断面図である。
図 1 8は、同第 2実施例の変形例の圧縮行程終了間際の部分断面図であ る。
図 1 9は、 同第 2実施例に変形例の圧縮行程終了間際の部分断面図であ る。
図 2 0は、第 1実施例のロータリ一圧縮機にかかる圧縮行程途中を説明 する部分断面図である。
図 2 1は、上記第 1実施例の圧縮行程終了間際を説明する部分断面図で ある o
図 2 2は、第 3実施例の口一タリ一圧縮接の圧縮部の圧縮行程途中の状 態の断面図である。
図 2 3は、第 3実施例のロータリ一圧縮機の圧縮部の圧箱行程終了間際 の状態の断面図である。
図 2 4は、従来のロータリー圧箱機の圧缩部を示す平断面図である。 図 2 5は、同従来のロータリー圧縮接の部分断面図である。
発明を実施するための最良の形態
以卞、本発明を図示の実施例により詳細に説明する。
(第 1実施例）
図 1 0に示したロータリー圧箱機は、密閉ケーシング 1の内方上部にモ ータ 2を配設すると共に、該モータ 2の下部側に圧縮部 3を S設して、前 記モータ 2から延びる駆動軸 2 1により前記圧縮部 3を IS動している。 こ の圧箱部 3は、 内部にシリンダ室 4 1をもつシリンダ 4と、該シリンダ 4 の上下開放部に対設されたフロントへッド 5及びリャへッド 6と、前記シ リンダ室 4 1内に公耘可能に内装されたローラ 7とを備え、前記各へッド 5, 6·に設けた軸受部に前記駆動軸 2 1の下部側を軸受支持すると共に、 この駆動軸 2 1の偏心軸部 2 2に前記ローラ 7を回転自在に揷嵌させて、 前記 ®動軸 2 1の回転に伴いその偏心軸部 2 2に対し前記ローラ 7を摺接 させながら回転させるようにしている。 また、前 Ε駆動軸 2 1の中心部に、 前記ケーシング 1における底部油溜め lbに開口する耠油路 23を設け、 この耠油路 2 3の入口にボンプ部 2 4を取付け、 また、前記辁油路 2 3の 中間出口を、前記ローラ 7と偏心軸部 2 2との摺接面に開口させて、前記 ポンプ部 2 4で前記油溜め laから 上げた潤滑油を、前記耠油路 2 3か ら前記摺接面に供辁するようにしている。 尚、 laは前記ケーシング 1の 上部側に接続した外部吐出管である。
また、 前記圧箱部 3には、 図 1に示すように、 前記シリンダ 4に前記シ リン.ダ室 4 1に開口する吸入ガスの吸入口 3aを、 また、 該吸入口 3 aの近 くで前記シリンダ 4に前記シリンダ室 4 1に開口する圧縮ガスの吐出口 3 bをそれぞれ形成して、 これら吸入口 3 aと吐出口 3 bとの中間部位に、 前 記シリンダ室 4 1内を圧縮室 Xと吸入室 Yとに画成するブレード 8をロー ラ 7に一体化すると共に、 前記吐出口 3 bには、 その出口周りに形成され る弁座面に当接あるいは離間して前記吐出口 3 bを開閉する板状の吐出弁 9を配設する。 尚、 1 0は前記吐出弁 9の受扳である。
しかして、 以上のロータリー圧縮接において、 図 1で明らかにしたよう に、 前記ブレード 8を前記ローラ 7の外周一部に、 該ローラ 7の径方向外 方に向けて突出するように一体的に設けると共に、 前記シリンダ 4におけ る前記吸入口 3aと吐出口 3 bとの中間に円筒形の保持孔 4 2を設けて、 こ の保持孔 4 2に、 一端が前記シリンダ室 4 1側に開口された受入溝 1 l a を持つた円柱形の支持体 1 1を回動可能に保持して、 該支持体 1 1の受入 溝 1 l a内に前記ブレード 8の突出側先端部を摺動可能に挿入させる。 な お、 保持孔 4 2および支持体 1 1は、球面、 球体であってもよい。
前記ローラ 7の外周一部に前記ブレード 8を設けるに際しては、 例えば 図 1で示したように、 前記ローラ 7側に前記ブレード 8の基端一部を挿入 可能とした取付溝 7 1を形成し、 この取付溝 7 1内に前記ブレード 8の基 端一部を挿入させてロウ付け等により一体化させるのである。 又は、 図 2、 図 3で示すように、 前記ローラ 7の半径方向外周に、 軸方向中央部を深溝 7 2aとし、 両端側を浅溝 7 2bとした段付溝 7 2と、 この段付溝 7 2の深 溝部両端面から軸方向外方に貫通する嵌合孔 7 3とを設けると共に、 前記 ブレード 8の基端に、 前記段付溝 7 2の深溝部に嵌合する嵌合突起 8 l a をもつた嵌合部 8 1を設けて、前記嵌合突起 8 1 aに嵌合孔 δ 2を設け、 前記ブレード 8の嵌合部 8 1を前記段付溝 7 2に嵌合して、前記各嵌合孔 7 3 , 82に 1本のピン 8 3を挿嵌す.ることにより、前記ブレード 8を口 ーラ 7に固定するのである。 この場合、前記嵌合部 8 1の段付溝 7 2への 嵌合部分には捕助的に接着剤を付着させるのが好ましい。 また、図 4で示 すように、前記ローラ 7の外周一部に突部 7 4を設けると共に、前記ブレ ード 8側に前記突部 7 4に突入可能な溝部 8 4を設けて、該溝部 8 4に前 記突部 7 を介入させた状態で前記突部 7 4とブレード 8とにピン 8 5を 貫通させると共に、 ブレード 8とローラ 7との対向面間に接着剤を装填す ることにより、 このブレード 8を前記ローラ 7に固定してもよい。
そして、前記 IE動軸 2 1の駆動に伴い前記ローラ 7に設けたブレード 8 を、 その先端部を前記支持体 1 1の受入溝 1 1 a内で出入させ、 かつ、該 支持体 1 1の回動に伴い、摇勖しながら径方向へと進退動させることによ り、前記シリンダ室 4 1の内部を圧縮室 Xと吸入室 Yとに画成するのであ る。 こうすることにより、前記ローラ 7を、偏心軸部 2 2に対し相対回転 させ、従来のように前記ブレード 8の先端部が前記ローラ 7の外周面に接 触して、ブレード 8とローラ 7とが相対移動することがないため、前記ブ レード 8とローラ 7との摩擦による摩耗及び前記摩擦による動力損失をな くすことができるのである。即ち、 ブレード 8とローラ 7とが相対移動し ない代わりに、 ローラ 7と镉心轴部 2 2とが相対回転することになるので あるが、前記ローラ 7を嵌合する駆動轴 2 1の偏心軸部 2 2には、駆動軸 2 1の辁油路 2 3から常時溷滑油が供給されていて、流体接触しているか ら摩擦抵抗を小さくできるのであって、ブレード 8に背圧を作用させ、 ブ レード 8をローラ 7に接胜させて相対移動させる従来のものに比较して摩 擦損失を小さくできるのであり、動力損失も小さくできるのである。 更に、 前記ブレード 8は、 前記ローラ 7に一体的に設けているため、 従 来のように背圧を作用させる必要がなく、 従って、 従来例のようにブレー ドの背面室から前記吸入室 Yや圧縮室 Xへのガス漏れがなくなり、 容積効 率及び指示効率を高くできるのである。 また、 前記圧縮室 Xから前記吸入 室 Yへのガス漏れも少なくなって容積効率をより一層高くできるのである。 即ち、 前記ブレード 8の両側壁面と、 該ブレード 8が挿入される前記支持 体 1 1の受入溝 1 l aとの間から、 前記圧縮室 X内のガス流体が前記吸入 室 Y側に漏れることがあるが、 前記圧縮室 X内のガスは、 低圧から高圧ま で変動するのであるから、 この圧縮室 X内のガス痺体圧力が吸入室 Yのガ ス流体圧力との圧力差が所定圧以上になつたときのみガス漏れを招き、 そ 以外にはガス漏れが発生しないために、 従来のものに較べて圧縮室 Xか ら吸入室 Yへのガス漏れ量を大幅に少なくできるのである。
また、 前記ローラ 7の外周部で前記吐出口 3bとの対向部位には、 この 吐出口 3bよりも径小とした略円柱状の突起 7 5を設けて、 吐出量が多く なる吐出行程開始時、 前記突起 7 5が吐出口 3bに突入しない位置にあり、 吐出行程が進行して吐出量が減少するのに伴い前記突起 7 5が徐々に前記 吐出口 3bに突入するようにし、 かつ、 この突入により前記吐出口 3b内の 圧縮ガスを外部に押し出すようになすのである。
次に、 以上の構成としたロータリー圧縮機の作用について説明する。 先 ず。 図 5で示したように、 前記ローラ 7の公転角度が 0度の場合で吸入及 び圧縮行程を開始しょうとするときには、 前記ブレード 8が前記支持体 1 1における受入溝 1 l aの奥内部にまで挿入された状態にあり、 このとき には、 前記ローラ 7に設けた突起 7 5が前記吐出口 3 b内に突入された状 態にある。 そして、 以上の状態から前記ローラ 7が 9 0度公転されると、 図 6で示したように、 前記突起 7 5が前記吐出口 3bから離間され、 かつ、 前記ブレード 8は前 IB支持体 1 1も回動させながら摇勳し.、その受入潸 1 l aから外方側へと摺動されて、前記ローラ 7の公転に伴い前記ブレード 8で画成される前記シリンダ室 4 1内の圧縮室 Xでガス流体の圧縮が行わ れ、 また、 前記吸入室 Y側では前記吸入口 3aからのガス流体の吸入が行 われる。
また、図 7で示したように、前記ローラ 7の公転角度が 1 8 0度となつ ときには、前記圧箱室 Xでのガスの圧箱と前記吸入室 Yでのガスの吸入と が继繞され、 このとき、前記ブレード 8は前記支持体 1 1の受入溝 1 1 a から最大量引き出された状態にある。更に、図 8で示したように、前記口 ーラ Ίの公転角度が 2 7 0度となつて吐出行程に至つたときには、前記口 ーラ 7の公転に伴い、該ローラ 7に設けたブレード 8が徐々に内方側へと 摺動されながら、前記圧箱室 Xで圧縮されたガスが前記吐出口 3bから外 部に吐出され、 また、 このときには、前記突起 7 5が前記吐出口 3b内へ の突入を開始する。 そして、図 9で示したように、前記ローラ 7が 3 1 5 度から 3 6 0度 にかけて公転されるときに、 前記圧縮室 Xで圧縮さ れたガスが前記吐出口 3bから吐出して吐出を終了する。 このとき、前記 突起 7 5が前記吐出口 3b内に突入され、該吐出口 3bのトツプクリアラン スが小さくなるので、前記吐出口 3b内の残留ガス量を少なくでき、 この 残留ガスが図 5の吸入室へ逆流することによる容積効率の低下を少なくで きる。
以上のように、前記吐出行程へと移行するとき、前記ローラ 7に設けた 突起 7 5は、 吐出口 3bに対し離れた位置にあり、前記ローラ 7の摇動角 度に対応して前記吐出口 3b内に前記突起 7 5が徐々に突入すると共に、 この突入時、吐出口 3b内の圧縮ガスを外部に押し出すように突入するの である。従って、 トツプクリアランスを少なくでき、前記吐出行程の終了 後に吸入行程へと移行して前記吸入室 Y内に低圧ガスを吸入するとき、 前 記吐出口 3 b内に残留した高圧ガスの前記吸入室 Y側への逆流量を少なく できるのである。 この結果、 圧縮損失や前記吸入室 Y内での吸入ガスの過 熱及び脈動が防止できるし、 また、 以上の吐出行程の開始時、 つまり、 吐 出量が多くなる吐出行程初期には、 前記突起 7 5が吐出口 3 bに突入して いないから、 ガスの吐出通路を十分に確保できるので、 ガス吐出抵抗を小 さくでき、 ガスの過圧縮を防止でき、 この過圧箱による動力損失をなくす ることもできるのである。
ところで、 ローラ 7が非自転式の場合、 低温の吸入室 Yと髙温の圧縮室 Xとに接触するローラ 7の壁部分が円周上で固定的に決まるから、 図 1 1 に示すように、 ブレード 8の突出部を基点 0度として、 時計方向に回転角 度をとつた場合、 ローラ 7の壁部温度は図 1 2に示すように変化し、 高温 のピークが 2 7 0度付近に、 低温のピークが 9 0度付近にできてしまうこ とになる。 このため、 2 7 0度付近を山として圧縮室 X側に接する高温側 壁部 7 aでは熱膨張が大きく、 9 0度付近を谷として吸入室 Y側に接する 低温側壁部 7bでは熱膨張が小さく、 これらの熱膨張の差により、 ローラ 7の厚さは、 図 1 3に想像線で誇張して示すように、 数十ミクロンオーダ 一の差が生じることになる。 一方、 シリンダ 4は、 高圧の吐出ガスが充満 されるケーシング内に置かれているため、 その熱膨張はシリンダ室 4 1の 円周上に沿ってほぼ均一とみることができ、 また、 シリンダ 4の厚さは、 最大熱 張量を見込んで設定しているから、 結局、 吸入室 Y側に接し、 そ の熱蟛張釐の小さい低 側壁部 7bの端面に対して大きな隙間ができ、 図 1 3中に矢印 eで示す漏れが生じ、 吸入ガスを加熱して容積効率を低下さ せる不利益が生じるのである。
そこで、 ローラ 7の軸方向の厚さは、 図 1 4に示すように、 そのローラ 7の上下端面を、 ブレード突出部を基点として時計方向にとつた角度で最 ' 高温になる 2 7 0度付近が «も薄く、 ft低温となる 9 0度付近が最も高く なる镙斜面 7 0 1 , 7 0 2で形成することにより、圧縮室 X側に接する高 温側壁部 7 a 薄く、吸入室 Y側に接する低 Ml壁部 7 bで厚く設定するの である。
この場合には、運耘時、元々厚さの薄い髙温側壁部 7 aが、元々厚さの 厚い低温側壁部 7bよりも大きく熱眩張し、図中想像線で示すように、 こ れら高温側壁部 7aと低翻壁部 7bとの厚さが均一に揃えられ、 ローラ 7 の円周上に沿って、その上下端面部の隙間を均等な小隙間に保つことがで き、該ローラ 7の上下端面部を介した漏れを低嫁できて、吸入ガスの加熱 を一層良好に低減でき、容稜効率を更に向上することがてきるのである。 尚、 ローラ 7は、 モリブデン，ニッケル ·クロム合金等を用いており、高 溫側壁部 7aと低温側壁部 7bとの厚さの差は、十数ミクロン程度に設定し ている。
また、 ローラ 7の高さは、図 1 5に示すように、圧縮室 X側に接し、角 度 1 8 0度〜 3 6 0度までの半円筒部分から成る高温側壁部 7 aを一律に 薄く、 吸入室 Y側に接し、角度 0度〜 1 8 0度までの半円筒部分から成る 低温側壁部 7bを一律に厚くし、'その上下端面を、段差 7 0 3 , 7 0 4をも つ形状にしてもよく、 この場合には、段差の部分で多少端面に不均一が生 じるが、図 1 4に示したものに比べて加工を簡易にできるし、単一高さの 円筒で形成するものに比べて運転時における高温側壁部 7 aと低温側壁部 との端面を截ね揃えることができ、その端面部を介した漏れを低減するこ とができるのである。
以上説明したように、上記実施例の口ータリ一圧縮接では、 シリンダ 4 のシリンダ室 4 1を圧縮室 Xと吸入室 Yとに画成するブレード 8をローラ 7に、 該ローラ 7の径方向外方に突出す.るように一体化すると共に、 前記 シリンダ 4に前記ブレード 8の突出側先端部を受入れる受入溝 1 l aをも つ支持体 1 1を回動可能に設けて、 前記ローラ 7と、 該ローラ 7が嵌合さ れ、 かつ、 潤滑油が供給されている駆動軸の偏心軸部との間で相対回転さ せ、 従来例のようにブレードと.ローラとの相対移動をなくしたのであるか ら、 ブレードとローラとが相対移動するようにした従来例に比較して摩擦 損失及び動力損失を少なくできるのである。 即ち、 前記ローラ 7を嵌合す る駆動軸の偏心轴部には、 駆動轴の耠油路から常時潤滑油が供耠されてい て、 流体接触しているのであるから、 ブレードとローラとの接触に比較し て摩擦抵抗を小さくできるのであって、 ブレード 8に背圧を作用させてブ レードとローラとを相対移動させる従来のものに比較して摩擦損失を小ざ くできるのであり、 動力損失も小さくできるのである。 その上、 ブレード &をローラ 7に一体的に設けて、 ブレード 8に背圧をかける必要がないよ うにしているから、 ブレードの背面室から吸入室 Y及び圧縮室 Xへのガス 漏れをなくすることができて、 容積効率及び指示効率を高めることができ、 更に、 ブレード 8をローラ 7に一体的に設けているから、 圧縮室 Xから吸 入室 Yへのガス漏れも防止でき、 前記背面室からのガス漏れがないことと 相俟って容積効率をより一眉高めることがてきるのである。
また、 ローラ 7の外周部で吐出口 3bに対向する部位に、 前記吐出口 3 b に向かって突出し、 該吐出口 3 bに突入可能とした突起 7 5を設けること により圧縮行程から吐出行程へと移行するとき、 前記ローラ 7に設けた突 起 7 5を、 吐出口 3 bに対し離れた位置から前記吐出口 3 bに徐々に突入さ せることができ、 また、 この突入時、 吐出口 3 b内の圧縮ガスを外部に押 し出すように突入させることができるから、 トップクリアランスを少なく でき、 前記吐出行程の終了後に吸入行程へと移行して前記吸入室 Y内に低 圧ガスを吸入するとき、前記吐出口 3 b内に残留した髙圧ガスの前記吸入 室 Y側への逆流量を少なくできるのである。 この結果、以上の吐出行程の 開始時、つまり、吐出量が多くなる吐出行程初期には、 前記突起 7 5が吐 出口 3 bに突入していないから、 ガスの吐出通路を十分に確保できるので あるから、 ガス吐出抵抗を小さくでき、ガスの過圧縮を防止でき、 ごの過 圧縮による動力損失をなくすこともできるのである。
更に、 ローラ 7の高さを、圧縮室 X側に接する高温側壁部 7 aで薄く、吸 入室 Y側に接する低温側壁部 7 bで厚く設定することにより、運転時、 口 ーラ 7の円周上に沿って生じる温度差に起因した 澎張の差を積極的に利 用でき、高温側壁部 7 aと低 側壁部 7 bとの厚さを揃えることができるた め、 ローラ高さのアンバランスによる漏れを低嫁でき、 吸入ガスの加熱を 一層良好に低减できて、容稹効率を更に向上することができるのである。
(第 2実施例）
ところで、第 1実施例では、図 2 0及び図 2 1に示すように、 ローラ R の外周部にブレード Bを.一体に設けると共に、 シリンダ Cにおけるシリン ダ室 Qの径方向外方部位に支持体 Sを回転自在に支持して、該支持体 に、 その回転中心 0を越える比較的長いスパンにわたってブレード Bの突出し た先端側を受入れる受入 Mを形成し、偏心部つまりクランクピン Pの偏 心回転によるローラ Rの公転に伴い、 ブレード Bを受入溝 Mに進退させる と共に、支持体 Sを揺動させ、吸入室 Lに取り込む低圧ガスを圧箱室 Hで 圧縮するようにしている。 こうして、 ブレード Bとローラ Rとを一体化し、 両者の当接を廃止したことにより、漏れを低減して容積効率を改善できる ようにしている。
しかし、第 1実施例のものでは、 図 2 0に示すように、圧縮行程途中で、 ローラ R及びブレード Bが左矢印で示す向きに変位しているときには、 ブ レード Bと受入溝 Mとはブレード右先端部 eと溝左端部 gとを介して互いに 突っ張り合い、 これら端部 e, gでのエッジ接触により、 圧縮室 Hは吸入室 Lに対して良好にシールできるが、 図 2 1に示すように、 圧縮行程終了間 際で、 ローラ R及びブレード Bが右矢印で示す向きにその変位を変えた場 合であって、 かつ、 ブレード Bの先端部が支持体 Sの回転中心 0を越えた ときには、 溝左端部 gとブレード Bとが離れて前記端部 e, gを介した突っ張 り合いが無くなり、 ブレード Bの右側面が受入溝 Mに当接して、 ブレード Bの左側面と受入溝 Mとの間に微小隙間が空き、 この隙間を介して、 圧縮 室 Hから受入溝 Mの底部に高圧ガスが流入して、 吸入室 Lへの.漏れが起こ り易くなると共に、 圧縮室行程終了時に受入溝 Mの底部に溜まる残留ガス が再蟛張し、 容稜効率をやはり低下させる問題がある。
この第 2実施例の目的は、 揺動式ブレ一ド構造によるローラ外周部を介 したガス漏れの低減を図りながら、 ブレードと受入溝との隙間を介したガ ス漏れ並びにこの漏れガスの再 張を低減し、 一層良好に容接効率を向上 することができるロータリ一圧縮機を提供する点にある。
図 1 6及び図 1 7に示すものは、 冷媒圧縮用のロータリ一圧縮機であつ て、 円形のシリンダ室 1 0 1をもつシリンダ 1 0 2と、 シリンダ室 1 0 1 の内部に公転するローラ 1 0 3と、該ローラ 1 0 3の外周部に一体に突設 し、 シリンダ室 1 0 1の内部を吸入室 1 0 4と圧縮室 1 0 5とに区画する 板状のブレード 1 0 6と、 該ブレード 1 0 6の突出先端側を進退自由に受 入れる受入溝 1 0 7をもち、 かつ、 シリンダ室 1 0 1の径方向外方部位に 設ける保持穴 1 1 0の内部に回動自由に支持する円柱形の支持体 1 0 8と を備え、 モータに連動する 動軸 1 0 9のクランクピン 1 9 0の偏心回転 により、 ローラ 1 0 3をシリンダ室 1 0 1の内部で時計方向に公転させ、 吸入穴 1 1 0から取り込む低圧ガスを圧縮して、 高圧ガスを吐出穴 1 1 2 から吐出弁 1 1 3を介して密閉ケーシング内に吐出するようにしている。 尚、 1 1 4は弁押え、 1 9 1は濁消油を運ぶ給油穴であり、.また、 シリン ダ室 1 0 1の軸方向上下は図示していないが、 フロン.ト及びリアへッドに より封鎖している。
以上の構成で、 ブレード 1ひ 6の長さ及び支持体 1 0 8の半径を、 ロー ラ 1 0 3が図 1 6から図 1 7に示すように、圧縮行程の進行に伴い順次時 計方向に公転していって遂にローラ 1 0 3が上死点に迪り着いて圧縮行程 が終了し、ブレード 1 0 6の先端部が受入溝 1 0 7の最もローラ 1 0 3の 半径方向外方に突入するときであっても、ブレード 1 0 6の先端部が支持 体 1 0 8の回転中心 0を越えない関係に設定する。
これにより、図 1 6に示すように、 口"ラ 1 0 3及びブレード 1 0 6が 左矢印で示す向きに変位しているとき、 ブレード 1 0 6と受入溝 1 0 7と は、ブレード右先端部 eとの 左端部 gとを介して互いに突っ張り合い、 こ れら端部 e, gでのェッジ接胜により圧縮室 1 0 5は吸入室 1 0 4に対して 良好にシールすることができるのは勿論のこと、図 1 7に示すように、圧 縮行程が進行していってローラ 1 0 3及びブレード 1 0 6が右矢印で示す 向きに変位しても、 ブレード 1 0 6の先培部は支持体 1 0 8の回転中心 0 を越えることがなく、 ブレード 1 0 6と受入溝 1 0 7とはブレード右先端 部 eと溝左嬸部 gとを介して互いに突っ張り合い、 これら二つの端部 e, gを 介したェッジ接触状態が保たれて、圧箱室 1 0 5は吸入室 1 0 4に対して 良好にシールすることができる。
従って、 ブレード 1 0 6の左側面と受入溝 1 0 7との間に微小隙間が空 いて圧縮室 1 0 5から受入溝 1 0 7の底部に高圧ガスが流入するのを抑制 でき、受入溝 1 0 7を介した吸入室 1 0 4側への潘れを低減できると共に、 圧縮行程終了時にこの受入溝 1 0 7の底部に溜まる残留ガスが再蟛張する のを防止できるのであり、 ブレード 1 0 6をローラ 1 0 3の外周部に突設 して揺動式としたことと相俟つて容積効率を良好に向上できるのである。 また、 図 1 8に示すように、支持体 1 0 8の中央部に、該支持体 1 0 8 の軸方向においた受入溝 1 0 7と連通し、 ブレード 1 0 6の先端部が受入 溝 1 0 7の最深部に突入したとき、 ブレード 1 0 6の先端側と前記受入溝 1 0 7との間の接胜端部 fが支持体 1 0 8の回転中心 0を越えないように する大きさの円形穴 1 7 1から成るカツト穴 1 7 0や、 あるいは、 図 1 9 に示すように、半円形穴 1 7 2から成るカツト穴 1 7 0を設けてもよい。 この場合にも、図 1 8又は図 1 9に示すように、 ブレード 1 0 6の先端 卿と受入溝 1 0 Ίとの接触端部 fが支持体 1 0 8の回転中心 0を越えるこ とがなく、 ブレード 1 0 6と受入溝 1 0 7とは前記接触端部 fと溝左端部 g とを介して互いに突っ張り合い、 これら二つの端部 f，gを介したエッジ接 触状態が保たれて、圧箱室 1 0 5は吸入室 1 0 4に対して良好にシールす ることができる。 また、 この場合には、 円形穴 1 7 1あるいは半円形穴 1 7 2から成るカツト穴 1 7 0により、 ブレード 1 0 6の先端側と受入溝 1 0 7との接胜翊部 fが支持体 1 0 8の回転中心 0を越えることがないよう にしているため、図 1 6及び図 1 7に示した実施例に比べて、 支持体 1 0 8の小さくでき、該支持体 1 0 8囲りの構成を小形化することもできる。
以上のように、 この第 2実施例によれば、 ブレード 1 0 6の長さ及び支 持体 1 0 8の半径を、 ブレード 1 0 6の先端部が受入溝 1 0 7の最深部に 突入したとき、ブレード 1 0 6の先端部が支持体 1 0 8の回転中心を越え ない関係に設定したから、 ブレード 1 0 6と受入溝 1 0 7との間に微小隙 間が空いて圧辖室 1 0 5から受入溝 1 0 7の底部に高圧ガスが流入するの を抑制でき、受入溝 1 0 7を介した吸入室 1 0 4側へのガス漏れを低減で きると共に、庄縮行程終了時にこの受入溝 1 0 7の底部に溜まる残留ガス が再 K張するのを防止でき、 ブレード: L0 6をローラ 1 0 3の外周部に突 設して揺動式としたことと相俟って、容稜効率を良好に向上することがで きるのである。
上記変形例によれば、上記同様に容稜効率を良好に向上できると共に、 カツト穴 1 7 0によりブレード 1 0 6の先端側と受入溝 1 0 7との接触端 部が支持体 1 0 8の回転中心を越えることがないようにしているため、支 持体 1 0 8まわりの構成を小形化することもできるのである
(第 3実施例）
図 2 2, 2 3は第 3実施例を示す断面図であり、 4はシリンダー、 7は ローラ、 2 2は駆動轴である。上記ローラ 7にば半径方向外方に突出する ブレード 2 0 8を一体に設けている。上記ブレード 2 0 8は、 シリンダー " 4の円柱形保持孔 42内に摇動自在に取り付けた円柱形の支持体 2 1 1の 中央の受入部に出し入れ自在に設けている。上 IB円柱形の支持体 2 1 1は 完全に分 した 2つの半円形部材 2 1 1a, 2 1 lbからなり、上記ブレー ド 2 0 8の側面は上記半円形部材 2 1 1a. 2 1 lbの平面茚に摺接してい る。上記半円形部材 2 1 la, 2 1 lbの円筒面は、保持孔 4 2の円筒面に 摺接している。
図 2 2に示すように、上記ローラ 7が上記支持体 2 1 1から最も離れた 位置にあるとき、駆動軸 2 2の中心とブレード 2 0 8の先端との距離 L 1 は、上記 IS動軸 22の中心と支持体 2 1 1の中心 0との臣雜 L 2よりも長 くしている。つまり、 ブレード 2 0 8が支持体 2 1 1の受入部からローラ 7の最も半径方向内側に突出している状態でも.、 ブレード 2 0 8の一部は 支持体 2 1 1の中心 0の箇所に存することになる。 なお、図 2 3は、 ロー ラ 7が支持体 2 1 1に最も接近した圧縮工程が終わった状態を示す。
上記接成において、支持体 2 1 1は二つの半円形部材 2 1 1 a, 2 1 1b からなり、 この半円形部材 2 1 l a, 2 1 l bの内、 圧縮室 X側の半円形部 材 2 1 l aは、圧縮室 Xに面する側から圧力を受けて矢印 Zに示す方向に 押し付けられる。 その結果、圧縮室 X側の半円形部材 2 1 l aは、保持孔 4 2の円筒形の壁面及びブレード 2 0 8によって、 くさびのように挟まれ、 その半円形部材 2 1 l aの平面部とブレード 2 0 8との間の密封性が向上 する。 また、 吸入室 Y側の半円形部材 2 l ibも、 それを収容する保持孔 4 2の円筒形の壁面に向けて、圧縮室 X側の半円形部材 2 1 l aのくさび 作用によって、 ブレード 2 0 8を介して押し付けられ、 吸入室 Y側の半円 径部材 2 1 l bとブレード 2 0 8および保持孔 4 2の円筒形の壁面との間 の密封性も向上する。 したがって、容積効率が向上する。 さらに、上記ブ レード 2 0 8の先端が支持体 2 1 1の回転中心 0よりも常に上記ローラ 7 の半径方向外側に位置するから、 ブレード 2 0 8と半円径部材 2 1 l a, 2 1 1 bの平面部との接触面穰が大きくなり、つまりシール長さが長くなり、 シール性が向上する。 したがって、 これによつても、 容積効率が向上する。 また、上記支持体 2 1 1は別体の二つの半円径部材 2 1 la, 2 1 l bから なるため、 ブレード 2 0 8を支持体 2 1 1の中央の受入部に挿入する組み 付け性作業が簡単になる。
産業上の利用可能性
このロータリー圧縮機は主に冷凍装置に用いられる。 ローラとブレード との摩擦がなくて、動力損失がないため、高効率が要求され、 かつ耐久性 が要求される冷凍装置に特に適している。

Claims

»求の範囲
1. シリンダ室 (41, 101)を持つシリンダ（4, 102)と、前記シ リンダ室（4.1, 101)に内装され、該シリンダ室（41, 101)内を公転 する π—ラ（7, 103)と、前記シリンダ室（41, 101)を圧縮室 (X)と 吸入室 (Y)とに.区画するブレード（8, 106, 208)とを備え、上記吸入 室 (Y)に開口する吸入口（3a)から吸入したガスを圧箱して圧縮室 (X)に 開口する吐出口（3b)から吐出するようにしたロータリー圧縮機において、 上記ローラ（7， 103)に、瀵滑油が供給される駆動軸（22.191)の 偏心軸部を相対回転可能に嵌合し、前記ブレード（8, 106,208)を前 記ローラ（7, 103)に、該ローラ（7, 103)の径方向外方に突出するよ うに一律化すると共に、前記シリンダ (4， 102)に、前記ブレード（8. 106,208)の先 部を進退自由に受け入れる受入部（1 la, 107)を もった略円形の支持体（11.108.211)を回動可能に設けていること を特 とするロータリー圧箱接。
2. · 前記回動可能な円形の支持体 (211)を 2つの半円形部材 (21 la, 21 lb)に 2分割し、 この両半円形部材 (211a, 21 lb)の平面部 に、前記ブレード (208)を摺動自在に配置すると共に、前記ブレード（2 08 )の先端部が支持体（211 )の回動中心より上記 π—ラ（ 7 )の半径方 向外側に位置することを特徵とする猜求項 1に記載のロータリ一圧箱接。
3. 前記ローラ（7)に前記ブレード（8)の基端一部を挿入可能とした 取付溝 (71)を形成し、 この取付溝（71)内に前記ブレード（8)の基端一 部を嵌合させてロウ付けにより一体結合させた請求項 1に記載のロータリ 一圧縮 feo
4. 前記ローラ（71)の半径方向外周に、軸方向中^部を深溝部（7 2a)とし、 軸方向の両端側を浅溝部（72b)とした段付溝（72)と、 この 段付溝（72)の深溝部（72 a)の両 ¾面から軸方向外方に貫通する嵌合孔（7 3)とを設けると共に、 前記ブレード（8)の基端に、 前記段付溝（72)の 深溝部に嵌合する嵌合突起（8 la)をもった嵌合部（81)を設けて、 前記 嵌合突起（8 la)に嵌合孔（82)を設け、 前記ブレード (.8)の嵌合部（81) を前記段付溝（ 72 )に嵌合して、 前記各嵌合孔（ 73, 82)に 1本のピン（8
3)を挿嵌することにより、 前記ブレード（8)をローラ（7 ：一体結合し た翁求項 1に記載のロータリ一圧箱接。
5. 前記 σ-ラ（7)の外周一部に突部（74)を設けると共に、 前記ブ レード（8)に前記突部（74)が突入可能な溝部（84)を設けて、 該溝部（8
4)に前記突部（74)を嵌合し、 前 IS突部（74)とブレード（8)とにピン（8
5 )を簠通させて、 ブレード（8)をローラ（7)に一体結合した請求項 1に 記載のロータリー圧缩機。
6. 前記ローラ（7)の外周部で吐出口（3b)に対向する部位に、 前記 吐出口（3b)に向かって突出し、 該吐出口（3b)に突入可能な突起（75)を 設けている猜求項 1に記載のロータリ一圧箱機。
7. 前記ローラ（7)の厚さを、 圧箱室 (X)側の高温側壁部（7 a)で薄 く、 吸入室 (Y)側の低温側壁部（7b)で厚く設定している請求項 1に記載 のロータリー圧縮接。
8. 前記ブレード（106)を前記ローラ（103)に、 該ローラ（10 3)の径方向外方に突出するように一体化すると共に、 前記ブレード（10
6)の長さ及び支持体（108)の半径を、前記ブレード（106)の先端部 が前記受入部（107)の最も ¾く侵入したとき、 前記ブレード（106)の 先端部が前記支持体（108)の回転中心を越えない関係に設定しているこ とを特徴とする睛求項 1に記載のロータリ一圧縮機
9. 前記ブレード（1 0 6 )を前記ローラ（1 0 3 )に、該ローラ（1 0 3)の径方向外方に突出するように一体化すると共に、 前記支持体（1 0 8) ' の中心部に、前記受入部（1 0 7)に連通し、前記ブレード（1 0 6)の先端 部が前記受入部 (1 0 7)の最も深く侵入したとき、前記ブレード（1 0 6 ) の先 側の前記受入部（7)と接触する接触端部が前記支持体（1 0 8)の回 転中心を越えないようにする大きさの穴（1 7 0)を設けていることを特徵 とする讅求項 1に記載のロータリ一圧縮機。
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Families Citing this family (23)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP3473066B2 (ja) * 1993-12-06 2003-12-02 ダイキン工業株式会社 揺動型ロータリー圧縮機
JP3802940B2 (ja) * 1994-10-31 2006-08-02 ダイキン工業株式会社 ロータリー圧縮機及び冷凍装置
JP3596110B2 (ja) * 1995-09-28 2004-12-02 ダイキン工業株式会社 スイング圧縮機
KR970021759A (ko) * 1995-10-09 1997-05-28 구자홍 로타리압축기
US5597293A (en) * 1995-12-11 1997-01-28 Carrier Corporation Counterweight drag eliminator
BR9904147A (pt) 1998-08-06 2000-09-05 Mitsubishi Electric Corp Compressor giratório, ciclo de refrigeração que utiliza o compressor, e refrigerador que utiliza o compressor
JP4385565B2 (ja) * 2002-03-18 2009-12-16 ダイキン工業株式会社 回転式圧縮機
CN100390420C (zh) * 2003-09-12 2008-05-28 三洋电机株式会社 旋转式压缩机
JP3731127B2 (ja) * 2004-01-22 2006-01-05 ダイキン工業株式会社 スイング圧縮機
JP3724495B1 (ja) * 2004-07-09 2005-12-07 ダイキン工業株式会社 回転式流体機械
US8113805B2 (en) 2007-09-26 2012-02-14 Torad Engineering, Llc Rotary fluid-displacement assembly
JP2009215985A (ja) * 2008-03-11 2009-09-24 Daikin Ind Ltd 膨張機
US20110058970A1 (en) * 2009-09-10 2011-03-10 Jason James Hugenroth Rotary compressor and method
WO2011127314A2 (en) * 2010-04-07 2011-10-13 Chart Sequal Technologies Inc. Portable oxygen delivery device
CA2809945C (en) 2010-08-30 2018-10-16 Oscomp Systems Inc. Compressor with liquid injection cooling
US9267504B2 (en) 2010-08-30 2016-02-23 Hicor Technologies, Inc. Compressor with liquid injection cooling
CN105156153B (zh) * 2014-07-09 2018-10-16 摩尔动力(北京)技术股份有限公司 偏杆隔离体流体机构及包括其的装置
KR102249115B1 (ko) * 2014-09-19 2021-05-07 엘지전자 주식회사 압축기
WO2017048571A1 (en) 2015-09-14 2017-03-23 Torad Engineering Llc Multi-vane impeller device
CN105179234B (zh) * 2015-09-29 2018-03-13 中国石油天然气股份有限公司 气液混输装置
CN107083996A (zh) * 2016-02-14 2017-08-22 熵零技术逻辑工程院集团股份有限公司 一种动力产生方法
EP3757393B1 (en) * 2019-06-26 2024-01-17 BSH Hausgeräte GmbH Compressor and household appliance
DE102022132001B3 (de) 2022-12-02 2024-04-25 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Schwingkolbenverdichter

Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS48113011U (ja) * 1972-03-28 1973-12-25
JPS63167095A (ja) * 1986-12-27 1988-07-11 Daikin Ind Ltd ロ−タリピストン圧縮機
US4836759A (en) * 1985-11-08 1989-06-06 Nautical Services Pty. Ltd. Rotary pump with orbiting rotor of harder material than stator

Family Cites Families (13)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US993530A (en) * 1910-08-17 1911-05-30 Justus R Kinney Rotary pump.
DE457676C (de) * 1924-02-14 1928-03-21 Justus Braun Dipl Ing Kugellagerung fuer Drehkolbenmaschinen (Pumpen oder Kraftmaschinen) mit im Gehaeuse gefuehrtem Widerlager und exzenterfoermig bewegtem Kolben
DE471873C (de) * 1926-07-29 1929-02-26 Ludwig Geb Drehkolbenpumpe zur Herstellung von Kunstfaeden fuer Spinnereizwecke
US1923291A (en) * 1930-09-11 1933-08-22 Kingston Products Corp Rotary pump
US2635553A (en) * 1947-07-18 1953-04-21 Economy Faucet Company Liquid pump
US3025801A (en) * 1958-08-14 1962-03-20 Paikert Hans Peter Pump
US3070078A (en) * 1961-11-08 1962-12-25 Dillenberg Horst Rotary piston engine
DE1428140A1 (de) * 1964-03-11 1969-11-20 Inpaco Trust Reg Kompressor mit exzentrisch bewegtem Kreiskolben
US3521981A (en) * 1968-08-30 1970-07-28 Edward Krzyszczuk Pump or compressor
AU477460B2 (en) * 1972-03-10 1973-09-13 Guang Motor Company Pty. Limited Energy conversion device
US3839995A (en) * 1973-03-22 1974-10-08 R Williams Planetating piston rotary internal combustion engine
JPS61114082A (ja) * 1984-11-07 1986-05-31 川崎製鉄株式会社 焼結機ク−ラ−排熱回収設備
JP2576235B2 (ja) * 1989-08-10 1997-01-29 ダイキン工業株式会社 ロータリ式圧縮機

Patent Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS48113011U (ja) * 1972-03-28 1973-12-25
US4836759A (en) * 1985-11-08 1989-06-06 Nautical Services Pty. Ltd. Rotary pump with orbiting rotor of harder material than stator
JPS63167095A (ja) * 1986-12-27 1988-07-11 Daikin Ind Ltd ロ−タリピストン圧縮機

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Publication number Publication date
MY109211A (en) 1996-12-31
ES2120494T3 (es) 1998-11-01
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US5383774A (en) 1995-01-24
DE69320289T2 (de) 1999-01-28
EP0591539A1 (en) 1994-04-13
EP0591539B1 (en) 1998-08-12
SG45220A1 (en) 1998-01-16
KR100240049B1 (ko) 2000-01-15
CN1040787C (zh) 1998-11-18
EP0591539A4 (en) 1995-07-12
DE69320289D1 (de) 1998-09-17
CN1078022A (zh) 1993-11-03

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