WO2013145576A1 - ポンプ装置 - Google Patents

ポンプ装置 Download PDF

Info

Publication number
WO2013145576A1
WO2013145576A1 PCT/JP2013/001436 JP2013001436W WO2013145576A1 WO 2013145576 A1 WO2013145576 A1 WO 2013145576A1 JP 2013001436 W JP2013001436 W JP 2013001436W WO 2013145576 A1 WO2013145576 A1 WO 2013145576A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
pump
piston
pressure
drive shaft
stage
Prior art date
Application number
PCT/JP2013/001436
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
泰介 大坂
優作 田辺
元泰 長野
竜二 糸山
Original Assignee
アルバック機工株式会社
Priority date (The priority date 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 date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by アルバック機工株式会社 filed Critical アルバック機工株式会社
Priority to US14/386,641 priority Critical patent/US20150086402A1/en
Priority to EP13768264.7A priority patent/EP2832998B1/en
Priority to JP2014507375A priority patent/JP5878625B2/ja
Priority to KR1020147026361A priority patent/KR101602089B1/ko
Priority to CN201380017010.XA priority patent/CN104204522B/zh
Publication of WO2013145576A1 publication Critical patent/WO2013145576A1/ja

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B27/00—Multi-cylinder pumps specially adapted for elastic fluids and characterised by number or arrangement of cylinders
    • F04B27/005—Multi-cylinder pumps specially adapted for elastic fluids and characterised by number or arrangement of cylinders with two cylinders
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B1/00—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders
    • F04B1/02—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders having two cylinders
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B35/00—Piston pumps specially adapted for elastic fluids and characterised by the driving means to their working members, or by combination with, or adaptation to, specific driving engines or motors, not otherwise provided for
    • F04B35/04—Piston pumps specially adapted for elastic fluids and characterised by the driving means to their working members, or by combination with, or adaptation to, specific driving engines or motors, not otherwise provided for the means being electric
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B39/00—Component parts, details, or accessories, of pumps or pumping systems specially adapted for elastic fluids, not otherwise provided for in, or of interest apart from, groups F04B25/00 - F04B37/00
    • F04B39/0094—Component parts, details, or accessories, of pumps or pumping systems specially adapted for elastic fluids, not otherwise provided for in, or of interest apart from, groups F04B25/00 - F04B37/00 crankshaft
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B41/00—Pumping installations or systems specially adapted for elastic fluids
    • F04B41/06—Combinations of two or more pumps
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B2201/00—Pump parameters
    • F04B2201/02—Piston parameters
    • F04B2201/0201—Position of the piston
    • F04B2201/02011—Angular position of a piston rotating around its own axis
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B2201/00—Pump parameters
    • F04B2201/08—Cylinder or housing parameters
    • F04B2201/0802—Vibration
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B2203/00—Motor parameters
    • F04B2203/02—Motor parameters of rotating electric motors
    • F04B2203/0201—Current

Definitions

  • the present invention relates to a pump device including a vacuum pump and a pressure pump.
  • An oscillating piston pump which is a kind of vacuum pump, is known as a reciprocating pump that alternately performs intake and exhaust of air in a pump chamber by reciprocating a piston in a cylinder. Widely used as a pump.
  • a composite pump device having two pistons for evacuation and pressurization driven simultaneously by a common motor is also known.
  • a driving method of this type of pump device there are known a method of reciprocating the two pistons in mutually opposite phases and a method of reciprocating them in the same phase (for example, Patent Document 1 below). reference).
  • the former method that is, a driving method in which the rotational phases of both pistons are reciprocated by 180 ° has the advantage that the dynamic balance of each pump can be maintained well and the vibration of the entire pump device can be reduced.
  • the latter method that is, a driving method in which both pistons are moved to the top dead center or the bottom dead center at the same time, can reduce the load fluctuation of the driving source and realize a stable operation of the pump device.
  • an object of the present invention is to provide a pump device that can realize further reduction in power consumption.
  • a pump device includes a drive motor, a first pump unit for evacuation, and a second pump unit for pressurization.
  • the drive motor has a first drive shaft and a second drive shaft.
  • the drive motor is configured to be able to rotate the first drive shaft and the second drive shaft in synchronization with the first shaft.
  • the first pump unit responds to the reciprocation of the first piston that reciprocates in the second axial direction perpendicular to the first axis by the rotation of the first drive shaft, and the reciprocation of the first piston.
  • a first pump chamber whose internal pressure changes.
  • the second pump section includes a second piston that reciprocates in the second axial direction by rotation of the second drive shaft, and a second piston whose internal pressure changes according to the reciprocating movement of the second piston. And a pump chamber.
  • the second piston advances with a rotational phase difference of more than 0 ° and less than 80 ° with respect to the first piston.
  • FIG. 1 It is the perspective view seen from the front side of the pump apparatus which concerns on one Embodiment of this invention. It is the perspective view seen from the back side of the said pump apparatus. It is a right view of the said pump apparatus. It is a left view of the said pump apparatus. It is a longitudinal cross-sectional view which shows the structure of a part of vacuum pump part and drive part of the said pump apparatus. It is a schematic diagram explaining the relationship between the eccentric shaft by the side of the vacuum pump part of the said pump apparatus, and the eccentric shaft by the side of a pressurization pump part, (A) is a front view, (B) is from the vacuum pump part side.
  • (B) shows the time change of the pump chamber pressure and the piston position in the pressurizing stage
  • (C) shows the pressure waveform of the pump chamber in the vacuum stage and the pressure waveform of the pump chamber in the pressurizing stage.
  • the composite waveform is shown. It is an experimental result which shows the relationship between the rotation phase difference of the piston of a pressurization stage with respect to the piston of a vacuum stage, and the consumption current of a motor.
  • the internal pressure of the pump chamber in the oscillating piston pump changes periodically as the piston reciprocates. For example, when the piston moves from bottom dead center to top dead center, the volume of the pump chamber decreases, so the internal pressure changes in an increasing direction. When the piston moves from top dead center to bottom dead center, the volume of the pump chamber increases. Therefore, the internal pressure changes in the decreasing direction. At this time, in the case of a vacuum pump, the internal pressure of the pump chamber changes in a pressure range below the atmospheric pressure (negative pressure), and in the case of a pressure pump, the internal pressure of the pump chamber in a pressure range above the atmospheric pressure (positive pressure). Changes.
  • the pump device in order to realize further reduction of power consumption of the pump device, the pump device is configured as follows.
  • a pump device includes a drive motor, a first pump unit for evacuation, and a second pump unit for pressurization.
  • the drive motor has a first drive shaft and a second drive shaft.
  • the drive motor is configured to be able to rotate the first drive shaft and the second drive shaft in synchronization with the first shaft.
  • the first pump unit responds to the reciprocation of the first piston that reciprocates in the second axial direction perpendicular to the first axis by the rotation of the first drive shaft, and the reciprocation of the first piston. And a first pump chamber whose internal pressure changes.
  • the second pump section includes a second piston that reciprocates in the second axial direction by rotation of the second drive shaft, and a second piston whose internal pressure changes according to the reciprocating movement of the second piston. And a pump chamber.
  • the second piston advances with a rotational phase difference of more than 0 ° and less than 80 ° with respect to the first piston.
  • the piston top dead center and the pressure peak position of the pump chamber almost coincide with each other in the first pump unit for evacuation, but the piston in the second pump unit for pressurization.
  • the top dead center and the pressure peak position in the pump chamber did not match.
  • the pump chamber reached a pressure peak before the piston reached top dead center.
  • the rotational phase difference can be set as appropriate within a range of more than 0 ° and less than 80 °. For example, a stable power consumption reduction effect can be obtained at 40 ° ⁇ 30 °, and further consumption within a range of 40 ° ⁇ 15 °. A power reduction effect can be obtained. Thus, by optimizing the rotational phase difference, the pump device can be stably operated with low power consumption.
  • FIG. 1 to 4 are external views showing a pump device according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 1 is a perspective view seen from the front side
  • FIG. 2 is a perspective view seen from the back side
  • FIG. FIG. 4 is a left side view.
  • the pump device 1 of the present embodiment includes a vacuum pump unit 11 (first pump unit) as a vacuum stage, a pressurizing pump unit 12 (second pump unit) as a pressurizing stage, a vacuum pump unit 11, And a drive unit 13 that drives the pressure pump unit 12 in common.
  • the pump device 1 is used as, for example, a gas pressure booster used in a fuel cell system, a vacuum and a pressure pump used in a medical analyzer.
  • the vacuum pump unit 11 and the pressurizing pump unit 12 typically have a common configuration, and are configured as a swing piston pump in this embodiment.
  • the pump device 1 includes a first casing 101 that constitutes a part of the vacuum pump unit 11, a second casing 102 that constitutes a part of the pressure pump unit 12, and a second part that constitutes a part of the drive unit 13. And a pump case 100 including three casings 103.
  • FIG. 5 is a longitudinal sectional view showing a part of the configuration of the vacuum pump unit 11 and the drive unit 13.
  • an X axis, a Y axis, and a Z axis indicate three axial directions that are orthogonal to each other.
  • the pressurization pump part 12 has the structure similar to the vacuum pump part 11, the vacuum pump part 11 is mainly demonstrated here.
  • the vacuum pump unit 11 has a first casing 101, a piston 21, a connecting rod 22 (rod member), and an eccentric member 23.
  • the first casing 101 includes a case main body 110, a cylinder 111, a pump head 112, and a pump head cover 113.
  • the case body 110, the cylinder 111, the pump head 112, and the pump head cover 113 are integrated with each other so as to be stacked in the Z-axis direction.
  • the case body 110 is connected to the third casing 103 that houses the motor M, and has a through hole 110h through which the connecting rod 22 passes.
  • the case main body 110 includes a fixed portion 110 a that fixes the bearing 32 that rotatably supports the drive shaft 131 of the motor M, and a cylindrical portion 110 b that houses the coil 132 of the motor M.
  • the drive shaft 131 is disposed parallel to the Y-axis direction (first axial direction), and rotates around the Y-axis by driving the motor M.
  • the bearing 32 is disposed between the main body of the motor M and the eccentric member 23.
  • the cylinder 111 is disposed between the case main body 110 and the pump head 112, and accommodates the piston 21 slidably in the Z-axis direction.
  • the pump head 112 is disposed between the cylinder 111 and the pump head cover 113, and includes an intake valve 112a and an exhaust valve 112b.
  • the pump head cover 113 is disposed on the pump head 112 and has an intake chamber 113a that communicates with the intake port 114a and an exhaust chamber 113b that communicates with the exhaust port 114b. As shown in FIGS. 1 and 2, the intake port 114a and the exhaust port 114b are provided on the side surfaces of the pump portions 11 and 12 facing each other.
  • the piston 21 has a disk shape, and is fixed to the first end 221 of the connecting rod 22 via a screw member 25.
  • the piston 21 forms a pump chamber 26 between the piston 21 and the pump head 112.
  • the piston 21 changes the internal pressure of the pump chamber 26 by reciprocating in the direction parallel to the Z-axis direction (second axial direction) inside the cylinder 111.
  • the piston 21 performs a predetermined pump action by alternately sucking and exhausting the pump chamber 26 via the intake valve 112a and the exhaust valve 112b.
  • the connecting rod 22 connects the piston 21 and the eccentric member 23 to each other.
  • the connecting rod 22 has a first end 221 connected to the piston 21 and a second end 222 connected to the eccentric member 23.
  • the first end 221 is formed in a circular shape having substantially the same diameter as the piston 21.
  • a disc-shaped seal member 24 is attached between the piston 21 and the first end 221. The peripheral portion of the seal member 24 is bent toward the pump chamber 26 so as to be slidable on the inner peripheral surface of the cylinder 111.
  • the peripheral edge of the seal member is bent toward the pump chamber, contrary to the above example.
  • a fitting hole 222a for fitting with the eccentric shaft 232 of the eccentric member 23 is formed in the second end portion 222 of the connecting rod 22, a fitting hole 222a for fitting with the eccentric shaft 232 of the eccentric member 23 is formed.
  • a bearing 31 that rotatably supports the eccentric shaft 232 is mounted in the fitting hole 222a.
  • the eccentric member 23 connects the drive shaft 131 of the motor M accommodated in the third casing 103 and the connecting rod 22 to each other.
  • the eccentric member 23 has a substantially cylindrical base block 230.
  • a drive shaft 131 is connected to the surface of the base block 230 on the motor M side, and an eccentric shaft 232 is formed on the surface of the connecting rod 22 side.
  • the shaft axis of the eccentric shaft 232 is eccentric with respect to the drive shaft 131 so as to be deflected as the drive shaft 131 rotates.
  • the drive shaft 131 is connected to the base block 230 by screws 41 fastened to the side peripheral surface of the base block 230.
  • a counterweight 51 is attached to the eccentric member 23.
  • the counterweight 51 is fixed to the side peripheral portion of the eccentric member 23 by a fixing screw 42 fastened to the side peripheral surface of the base block 230.
  • the counterweight 51 rotates together with the piston 21 and has a function of canceling vibration generated when the connecting rod 22 rotates around the eccentric shaft 232 as the drive shaft 131 rotates.
  • the counterweight 51 is disposed at a position deviated in the direction opposite to the eccentric direction of the eccentric shaft 232 with respect to the drive shaft 131.
  • the eccentric member 23 rotates around the drive shaft 131 by driving the motor M, so that the eccentric shaft 232 is offset from the drive shaft 131. Revolves around the drive shaft 131 along a circumference having a radius corresponding to.
  • the connecting rod 22 connected to the eccentric shaft 232 converts the rotation of the drive shaft 131 into the reciprocating movement of the piston 21 inside the cylinder 111. That is, the piston 21 reciprocates in the Z-axis direction while swinging in the X-axis direction in FIG. As a result, intake and exhaust of the pump chamber 26 are alternately performed, and a predetermined vacuum exhaust action by the vacuum pump unit 11 is obtained.
  • the pressurizing pump unit 12 is configured in the same manner as the vacuum pump unit 11, and the drive shaft 131 protrudes also to the pressurizing pump unit 12 side and is connected to an eccentric shaft (not shown) of the pressurizing pump unit 12. The Thus, the pressurizing pump unit 12 is driven by the common motor M simultaneously with the vacuum pump unit 11 and performs a predetermined pressurizing (pressurizing) action.
  • the vacuum pump unit 11 and the pressurizing pump unit 12 are driven in mutually different phases. That is, in the present embodiment, the piston 21 (second piston) of the pressurizing pump unit 12 advances with a rotational phase difference of more than 0 ° and less than 80 ° with respect to the piston 21 (first piston) of the vacuum pump unit 11. Configured to do.
  • the positions of the eccentric shafts 232 of the pumps 11 and 12 are made different so that the pistons have the rotational phase differences as described above. According to the present embodiment, since the eccentric member 23 is fixed to the drive shaft 131 only by fastening the screw 41, the relative positions of the eccentric shafts 232 in the two pumps 11 and 12 can be easily adjusted.
  • the counterweight 52 of the pressurizing pump unit 12 is rotated in the rotational direction of the drive shaft 131 (centered on the Y axis in FIG. It is fixed at a position advanced in the clockwise direction (counterclockwise around the Y axis in FIG. 4) by the predetermined rotational phase difference (over 0 ° and less than 80 °).
  • FIG. 6A and 6B are schematic views for explaining the relationship between the eccentric shaft 232v on the vacuum pump unit 11 side and the eccentric shaft 232c on the pressure pump unit 12 side
  • FIG. FIG. 4B is a side view seen from the vacuum pump unit 11 side.
  • the eccentric shaft 232c on the pressure pump side is provided at a position advanced by a predetermined rotational phase difference ⁇ from the eccentric shaft 232v on the vacuum pump unit 11 side.
  • the piston 21v on the vacuum pump unit 11 side and the piston 21c on the pressure pump unit 12 side are driven with a phase difference ⁇ shifted from each other, and the piston 21c is driven by a time corresponding to the phase difference ⁇ relative to the piston 21v. Reach top dead center early.
  • FIG. 7 (A) is an experimental result showing the time change between the pump chamber pressure and the piston position in the vacuum pump
  • FIG. 7 (B) shows the time change between the pump chamber pressure and the piston position in the pressurizing pump. It is one experimental result shown.
  • the solid line represents the experimental results during 50 Hz operation
  • the broken line represents the experimental results during 60 Hz operation.
  • the head of the pump apparatus used for the experiment was 40 [kPa (absolute pressure)] in the vacuum stage (vacuum pump) and 220 [kPaG (gauge pressure)] in the pressurization stage (pressurization pump).
  • the internal pressure of the pump chamber was measured through a tube inserted in the pump chamber in an airtight manner.
  • the piston position used the output of the accelerometer attached to the lower part of the connecting rod.
  • the cylinder diameter of each stage of the pump was 37 mm, the eccentric amount of the eccentric shaft was 3.3 mm, and the rotational speed of the motor was about 1400 rpm / 1700 rpm (50 Hz / 60 Hz).
  • the conditions of the experimental results shown in FIGS. 8 and 9 are the same.
  • the pump chamber pressure changes in the same phase in synchronization with the piston position (FIG. 7A), whereas in the pressurization stage, the pump chamber pressure does not synchronize with the piston position. A phase difference is generated between them (FIG. 7B). More specifically, a pressure peak appears in the pump chamber before the pressurizing stage piston reaches top dead center.
  • the time variation of the internal pressure is in reverse phase typically means that the pressure waveforms in the two pump chambers have a phase of 180 °, but the present invention is not limited to this. It is only necessary to have a phase relationship that can be interpreted as a relationship of.
  • the reverse phase in a substantial sense can be defined as a phase relationship in which power consumption is smaller than when both pistons are driven in the same phase.
  • FIGS. 7C shows a combined waveform of the pressure waveform of the pump chamber in the vacuum stage and the pressure waveform of the pump chamber in the pressurization stage.
  • a predetermined phase difference is provided between the pressure-stage piston and the vacuum-stage piston so that the pressure waveform of the vacuum-stage pump chamber pressure and the pressure waveform of the pressure-stage pump chamber pressure are in opposite phases.
  • the pressure stage piston is set to a rotational phase difference advanced by more than 0 ° and less than 80 ° with respect to the vacuum stage piston.
  • the experimental results when the rotational phase difference is 40 ° are shown in FIGS.
  • FIG. 8A shows the time change between the pump chamber pressure and the piston position in the vacuum stage
  • FIG. 8B shows the time change between the pump chamber pressure and the piston position in the pressurization stage.
  • FIG. 8C shows a combined waveform of the pressure waveform of the pump chamber in the vacuum stage and the pressure waveform of the pump chamber in the pressurization stage.
  • FIG. 9 is an experimental result showing the relationship between the rotational phase difference of the pressurizing stage piston with respect to the vacuum stage piston and the current consumption of the motor.
  • the rotational phase difference on the horizontal axis represents the phase advance angle of the pressurizing stage piston with respect to the vacuum stage piston (the phase angle in which the pressurizing side piston advances from the vacuum side piston in the rotational direction of the drive shaft).
  • the rotational phase difference ⁇ with the lowest current value is 40 °
  • the pressure waveforms in the pump chambers of the respective stages at this time are in an opposite phase relationship as shown in FIGS. is there.
  • the combined waveform of the internal pressures of the pump chambers of each stage is as shown in FIG. 8C, and the pump chamber pressures of the respective stages cancel each other.
  • the current consumption of the motor is minimized. Conceivable.
  • the power consumption can be further effectively reduced, and the current value can be reduced by about 4.1% at 50 Hz and about 2.2% at 60 Hz. It was.
  • phase difference ⁇ 40 ° ⁇ 15 °
  • vibrations generated when the pump device 1 is driven can be reduced.
  • ⁇ 40 °
  • the vacuum pump unit 11 and the pressurizing pump unit 12 constituting the pump device are each constituted by an oscillating piston pump.
  • the present invention is not limited to this, and other reciprocating type such as a diaphragm pump, for example.
  • Each pump may be composed of a piston pump.
  • the pump apparatus which has a single drive motor and two pump parts as an example, a plurality of pump units comprised by the said drive motor and two pump parts (
  • the present invention can be applied to a pump device provided with two sets.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Compressors, Vaccum Pumps And Other Relevant Systems (AREA)
  • Details Of Reciprocating Pumps (AREA)

Abstract

【課題】消費電力の更なる低減を実現することができるポンプ装置を提供する。 【解決手段】本発明の一実施形態に係るポンプ装置１は、駆動モータＭと、第１のポンプ室と第１のピストン２１ｖとを有する真空排気用の第１のポンプ部１１と、第２のポンプ室と第２のピストン２１ｃとを有する加圧用の第２のポンプ部１２と、を具備する。第２のピストン２１ｃは、第１のピストン２１ｖに対して０°超８０°未満の回転位相差φをもって進相する。

Description

ポンプ装置
　本発明は、真空ポンプと加圧ポンプとを備えたポンプ装置に関する。
　真空ポンプの一種である揺動ピストン型ポンプは、シリンダ内でピストンが往復運動することによりポンプ室内の吸気及び排気を交互に行う往復移動式のポンプとして知られており、例えば真空ポンプや加圧ポンプとして広く使用されている。
　一方、共通のモータで同時に駆動される真空排気用および加圧用の２つのピストンを備えた複合型のポンプ装置も知られている。この種のポンプ装置の駆動方法としては、当該２つのピストンを相互に逆位相で往復移動させる方法と、これらを相互に同位相で往復移動させる方法とが知られている（例えば下記特許文献１参照）。
　前者の方法、すなわち両ピストンの回転位相を１８０°異ならせて往復移動させる駆動方法は、各ポンプの動的バランスを良好に維持してポンプ装置全体の振動を低減できるという利点がある。一方、後者の方法、すなわち両ピストンを同時に上死点または下死点へ移動させる駆動方法は、駆動源の負荷変動を小さくしてポンプ装置の安定した運転を実現できるとしている。
特開平７－３１０６５１号公報
　近年、ポンプ装置の消費電力の低減が要求されており、上述した複合型のポンプ装置においても更なる消費電力の低減が望まれている。
　以上のような事情に鑑み、本発明の目的は、消費電力の更なる低減を実現することができるポンプ装置を提供することにある。
　上記目的を達成するため、本発明の一形態に係るポンプ装置は、駆動モータと、真空排気用の第１のポンプ部と、加圧用の第２のポンプ部と、を具備する。
　上記駆動モータは、第１の駆動軸と、第２の駆動軸とを有する。上記駆動モータは、上記第１の駆動軸および上記第２の駆動軸を第１の軸まわりに同期して回転させることが可能に構成される。
　上記第１のポンプ部は、上記第１の駆動軸の回転によって上記第１の軸と直交する第２の軸方向に往復移動する第１のピストンと、上記第１のピストンの往復移動に応じて内圧が変化する第１のポンプ室と、を有する。
　上記第２のポンプ部は、上記第２の駆動軸の回転によって上記第２の軸方向に往復移動する第２のピストンと、上記第２のピストンの往復移動に応じて内圧が変化する第２のポンプ室と、を有する。上記第２のピストンは、上記第１のピストンに対して０°超８０°未満の回転位相差をもって進相する。
本発明の一実施形態に係るポンプ装置の正面側から見た斜視図である。 上記ポンプ装置の背面側から見た斜視図である。 上記ポンプ装置の右側面図である。 上記ポンプ装置の左側面図である。 上記ポンプ装置の真空ポンプ部および駆動部の一部の構成を示す縦断面図である。 上記ポンプ装置の真空ポンプ部側の偏芯軸と、加圧ポンプ部側の偏芯軸との関係を説明する模式図であり、（Ａ）は正面図、（Ｂ）は真空ポンプ部側から見た側面図である。 真空段におけるポンプ室内圧と加圧段におけるポンプ室内圧とが同位相となるようにポンプ装置を駆動したときの一実験結果であり、（Ａ）は真空段におけるポンプ室内圧とピストン位置との時間変化を示し、（Ｂ）は加圧段におけるポンプ室内圧とピストン位置との時間変化を示し、（Ｃ）は真空段におけるポンプ室の圧力波形と加圧段におけるポンプ室の圧力波形との合成波形を示す。 真空段におけるポンプ室内圧と加圧段におけるポンプ室内圧とが逆位相となるようにポンプ装置を駆動したときの一実験結果であり、（Ａ）は真空段におけるポンプ室内圧とピストン位置との時間変化を示し、（Ｂ）は加圧段におけるポンプ室内圧とピストン位置との時間変化を示し、（Ｃ）は真空段におけるポンプ室の圧力波形と加圧段におけるポンプ室の圧力波形との合成波形を示す。 真空段のピストンに対する加圧段のピストンの回転位相差とモータの消費電流との関係を示す実験結果である。
　揺動型ピストンポンプにおけるポンプ室の内圧は、ピストンの往復移動により周期的に変化する。例えば、ピストンが下死点から上死点へ向かうときはポンプ室の容積が減少するため内圧は増加方向へ遷移し、ピストンが上死点から下死点へ向かうときはポンプ室の容積が増加するため内圧は減少方向へ遷移する。この際、真空ポンプの場合は、大気圧以下の圧力範囲（負圧）でポンプ室の内圧が変化し、加圧ポンプの場合は、大気圧以上の圧力範囲（正圧）でポンプ室の内圧が変化する。
　しかしながら、本発明者らの実験によれば、上述のように真空ポンプ用のピストンと加圧ポンプ用のピストンとを同位相で往復移動させても、両ポンプ室の内圧は同期して変化せず、両ポンプ室間において圧力変化に位相差を生じることが確認された。また、真空ポンプと加圧ポンプとで両ポンプ室の内圧変化が同位相となるように両ピストの回転位相を制御したとしても、モータの負荷が最小値にならないことが確認された。
　そこで本発明は、ポンプ装置の更なる消費電力の削減を実現するため、以下のようにポンプ装置を構成した。
　すなわち本発明の一実施形態に係るポンプ装置は、駆動モータと、真空排気用の第１のポンプ部と、加圧用の第２のポンプ部と、を具備する。
　上記駆動モータは、第１の駆動軸と、第２の駆動軸とを有する。上記駆動モータは、上記第１の駆動軸および上記第２の駆動軸を第１の軸まわりに同期して回転させることが可能に構成される。
　上記第１のポンプ部は、上記第１の駆動軸の回転によって上記第１の軸と直交する第２の軸方向に往復移動する第１のピストンと、上記第１のピストンの往復移動に応じて内圧が変化する第１のポンプ室と、を有する。
　上記第２のポンプ部は、上記第２の駆動軸の回転によって上記第２の軸方向に往復移動する第２のピストンと、上記第２のピストンの往復移動に応じて内圧が変化する第２のポンプ室と、を有する。上記第２のピストンは、上記第１のピストンに対して０°超８０°未満の回転位相差をもって進相する。
　本発明者らの実験によれば、真空排気用の第１のポンプ部においてはピストンの上死点とポンプ室の圧力ピーク位置はほぼ一致するものの、加圧用の第２のポンプ部においてはピストンの上死点とポンプ室の圧力ピーク位置は一致しなかった。特に、第２のポンプ部においては、ピストンが上死点に達する前に、ポンプ室が圧力ピークを迎えることが確認された。
　上記回転位相差は、０°超８０°未満の範囲で適宜設定可能であり、例えば、４０°±３０°で安定した消費電力の削減効果が得られ、４０°±１５°の範囲でさらなる消費電力の削減効果が得られる。このように回転位相差を最適化することにより、ポンプ装置を低消費電力で安定に運転することができる。
　以下、図面を参照しながら、本発明の実施形態を説明する。
　図１～図４は、本発明の一実施形態に係るポンプ装置を示す外観図であり、図１は正面側から見た斜視図、図２は背面側から見た斜視図、図３は右側面図、図４は左側面図である。
　本実施形態のポンプ装置１は、真空段としての真空ポンプ部１１（第１のポンプ部）と、加圧段としての加圧ポンプ部１２（第２のポンプ部）と、真空ポンプ部１１および加圧ポンプ部１２を共通に駆動する駆動部１３とを有する。ポンプ装置１は、例えば、燃料電池システムにおいて使用されるガスの昇圧ブロワ、医療分析器に用いられる真空及び加圧ポンプとして使用される。
　真空ポンプ部１１および加圧ポンプ部１２は典型的には共通の構成を有しており、本実施形態では揺動ピストンポンプとして構成される。
　ポンプ装置１は、真空ポンプ部１１の一部を構成する第１のケーシング１０１と、加圧ポンプ部１２の一部を構成する第２のケーシング１０２と、駆動部１３の一部を構成する第３のケーシング１０３とを含むポンプケース１００を有する。
　図５は、真空ポンプ部１１および駆動部１３の一部の構成を示す縦断面図である。図５においてＸ軸、Ｙ軸及びＺ軸は、相互に直交する３軸方向をそれぞれ示している。なお、加圧ポンプ部１２は、真空ポンプ部１１と同様の構成を有するため、ここでは真空ポンプ部１１を主に説明する。
　真空ポンプ部１１は、第１のケーシング１０１と、ピストン２１と、コネクティングロッド２２（ロッド部材）と、偏芯部材２３とを有する。
　第１のケーシング１０１は、ケース本体１１０と、シリンダ１１１と、ポンプヘッド１１２と、ポンプヘッドカバー１１３とを有する。ケース本体１１０、シリンダ１１１、ポンプヘッド１１２及びポンプヘッドカバー１１３は、Ｚ軸方向に積み重ねられるように相互に一体化されている。
　ケース本体１１０は、モータＭを収容する第３のケーシング１０３と接続され、コネクティングロッド２２が貫通する貫通孔１１０ｈを有する。ケース本体１１０は、モータＭの駆動軸１３１を回転可能に支持するベアリング３２を固定する固定部１１０ａと、モータＭのコイル１３２を収容する筒部１１０ｂとを有する。駆動軸１３１は、Ｙ軸方向（第１の軸方向）に平行に配置され、モータＭの駆動によりＹ軸まわりに回転する。ベアリング３２は、モータＭの本体と偏芯部材２３との間に配置される。
　シリンダ１１１は、ケース本体１１０とポンプヘッド１１２との間に配置され、内部にピストン２１をＺ軸方向に摺動自在に収容する。ポンプヘッド１１２は、シリンダ１１１とポンプヘッドカバー１１３との間に配置され、吸気弁１１２ａ及び排気弁１１２ｂをそれぞれ有する。ポンプヘッドカバー１１３はポンプヘッド１１２の上に配置されており、吸気ポート１１４ａに連通する吸気室１１３ａと、排気ポート１１４ｂに連通する排気室１１３ｂとを内部に有する。吸気ポート１１４ａ及び排気ポート１１４ｂは、図１および図２に示すように各ポンプ部１１，１２の相互に対向する側面にそれぞれ設けられている。
　ピストン２１は円板形状を有し、コネクティングロッド２２の第１の端部２２１にネジ部材２５を介して固定されている。ピストン２１は、当該ピストン２１とポンプヘッド１１２との間にポンプ室２６を形成する。ピストン２１は、シリンダ１１１の内部におけるＺ軸方向（第２の軸方向）に平行な方向への往復移動によりポンプ室２６の内圧を変化させる。そしてピストン２１は、吸気弁１１２ａ及び排気弁１１２ｂを介してポンプ室２６を交互に吸気し及び排気することで、所定のポンプ作用を行う。
　コネクティングロッド２２は、ピストン２１と偏芯部材２３との間を相互に連結する。コネクティングロッド２２は、ピストン２１と接続される第１の端部２２１と、偏芯部材２３と接続される第２の端部２２２とを有する。第１の端部２２１は、ピストン２１とほぼ同径の円形に形成される。これらピストン２１と第１の端部２２１との間には円板形状のシール部材２４が取り付けられている。シール部材２４の周縁部は、シリンダ１１１の内周面に摺接可能にポンプ室２６側に折り曲げられている。
　なお加圧ポンプ部１２においては、上記シール部材の周縁部は、上述の例とは逆に、ポンプ室側に折り曲げられる。
　コネクティングロッド２２の第２の端部２２２には、偏芯部材２３の偏芯軸２３２と嵌合する嵌合孔２２２ａが形成されている。嵌合孔２２２ａには偏芯軸２３２を回転自在に支持するベアリング３１が装着されている。
　偏芯部材２３は、第３のケーシング１０３に収容されたモータＭの駆動軸１３１とコネクティングロッド２２との間を相互に連結する。偏芯部材２３は、略円柱形状のベースブロック２３０を有する。ベースブロック２３０のモータＭ側の面には駆動軸１３１が連結され、コネクティングロッド２２側の面には偏芯軸２３２が形成されている。偏芯軸２３２の軸芯は駆動軸１３１の回転に伴って偏倚するように、駆動軸１３１に対して偏芯している。駆動軸１３１は、ベースブロック２３０の側周面に締結されたネジ４１によってベースブロック２３０と連結される。
　偏芯部材２３には、カウンタウェイト５１が取り付けられている。カウンタウェイト５１は、ベースブロック２３０の側周面に締結された固定ネジ４２によって偏芯部材２３の側周部に固定される。カウンタウェイト５１は、ピストン２１と共に回転し、駆動軸１３１の回転に伴うコネクティングロッド２２の偏芯軸２３２まわりの回転の際に生じる振動を打ち消す作用を有する。カウンタウェイト５１は、駆動軸１３１に対して偏芯軸２３２の偏芯方向とは逆方向に偏倚した位置に配置される。
　上述のようにして構成される真空ポンプ部１１においては、モータＭの駆動により偏芯部材２３が駆動軸１３１のまわりに回転することで、偏芯軸２３２は、駆動軸１３１からの偏芯量に対応する半径を有する円周に沿って駆動軸１３１のまわりを公転する。偏芯軸２３２に連結されたコネクティングロッド２２は、駆動軸１３１の回転をシリンダ１１１の内部におけるピストン２１の往復移動に変換する。すなわちピストン２１は、シリンダ１１１の内部において図５においてＸ軸方向に揺動しながらＺ軸方向に往復移動する。これによりポンプ室２６の吸気及び排気が交互に行われ、真空ポンプ部１１による所定の真空排気作用が得られる。
　一方、加圧ポンプ部１２は、真空ポンプ部１１と同様に構成され、駆動軸１３１は、加圧ポンプ部１２側にも突出し、加圧ポンプ部１２の偏芯軸（図示略）に連結される。これにより加圧ポンプ部１２は、真空ポンプ部１１と同時に共通のモータＭによって駆動され、所定の加圧（昇圧）作用を行う。
　ここで、真空ポンプ部１１と加圧ポンプ部１２とは、相互に異なる位相で駆動される。すなわち本実施形態では、加圧ポンプ部１２のピストン２１（第２のピストン）が真空ポンプ部１１のピストン２１（第１のピストン）に対して０°超８０°未満の回転位相差をもって進相するように構成される。
　上記各ピストンに上述のような回転位相差をもたせるため、本実施形態では、各ポンプ１１，１２の偏芯軸２３２の位置を異ならせている。本実施形態によれば、ネジ４１の締結のみで偏芯部材２３を駆動軸１３１へ固定しているので、両ポンプ１１，１２における偏芯軸２３２各々の相対位置の調整が容易である。
　また、偏芯部材２３に固定されるカウンタウェイトの位置が偏芯軸２３２の偏芯方向と相関しているため、ポンプ装置１の外部からにおいても両ピストン２１の回転位相差を容易に確認することができる。すなわち図１～図４に示すように、真空ポンプ部１１のカウンタウェイト５１に対して、加圧ポンプ部１２のカウンタウェイト５２は、駆動軸１３１の回転方向（図３においてＹ軸を中心とする時計方向、図４においてＹ軸を中心とする反時計方向）に上記所定の回転位相差（０°超８０°未満）だけ進相した位置に固定される。
　図６（Ａ），（Ｂ）は、真空ポンプ部１１側の偏芯軸２３２ｖと、加圧ポンプ部１２側の偏芯軸２３２ｃとの関係を説明する模式図であり、（Ａ）は正面図、（Ｂ）は真空ポンプ部１１側から見た側面図である。図６（Ｂ）に示すように、加圧ポンプ側の偏芯軸２３２ｃは、真空ポンプ部１１側の偏芯軸２３２ｖよりも所定の回転位相差φをもって進相した位置に設けられている。このため、真空ポンプ部１１側のピストン２１ｖと加圧ポンプ部１２側のピストン２１ｃとは相互に位相差φだけシフトして駆動され、ピストン２１ｃがピストン２１ｖよりも位相差φに相当する時間だけ早く上死点に到達する。
　回転位相差φは、０°超８０°未満の適宜の範囲に設定される。これにより、両ピストン２１ｖ，２１ｃが同位相（φ＝０）で駆動される場合と比較して、モータＭの消費電力を小さくすることができる。また、φ＝４０°±１５°に設定することで、上述したモータＭの低消費電力運転を安定に維持することができる。
　図７（Ａ）は、真空ポンプにおけるポンプ室内圧とピストン位置との時間変化を示す一実験結果であり、図７（Ｂ）は、加圧ポンプにおけるポンプ室内圧とピストン位置との時間変化を示す一実験結果である。図中、実線は５０Ｈｚ運転時、破線は６０Ｈｚ運転時の実験結果である。
　なお、実験に用いたポンプ装置の揚程は、真空段（真空ポンプ）で４０［ｋＰａ（絶対圧）］、加圧段（加圧ポンプ）で２２０［ｋＰａＧ（ゲージ圧）］とした。ポンプ室の内圧は、ポンプ室に気密に挿入したチューブを介して測定した。ピストン位置は、コネクティングロッドの下部に取り付けた加速度計の出力を用いた。各段のポンプのシリンダ径はφ３７ｍｍ、偏芯軸の偏芯量は３．３ｍｍ、モータの回転数は約１４００ｒｐｍ／１７００ｒｐｍ台（５０Ｈｚ／６０Ｈｚ）とした。図８，図９に示した実験結果の条件も同様である。
　真空段においては、ポンプ室内圧はピストン位置に同期して同位相で変化するのに対し（図７（Ａ））、加圧段においては、ポンプ室内圧はピストン位置に同期せず、これらの間に位相差が生じる（図７（Ｂ））。より具体的には、加圧段のピストンが上死点に達する前にポンプ室内に圧力ピークが現れる。
　以上の実験結果から、真空段および加圧段各々のピストンを互いに同位相で駆動したとしても、真空段および加圧段各々のポンプ室内圧は同位相で変化せず、加圧段のポンプ室が真空段のポンプ室よりも早く圧力最大値に達することが確認された。
　また、第１のポンプ部と第２のポンプ部とで両ポンプ室の内圧変化が逆位相となるようにポンプ装置を構成することで、各ポンプ部のピストンを相互に同位相で駆動する場合と比較して、駆動モータの消費電力を小さくすることが可能となることが実験により確認された。
　ここで、内圧の時間変化が逆位相であるとは、典型的には、両ポンプ室内の圧力波形が１８０°の位相を有することをいうが、これに限られず、実質的な意味で逆位相の関係にあると解釈できる位相関係を有していればよい。ここで、実質的な意味での逆位相とは、例えば、両ピストンが同位相で駆動される場合よりも消費電力が小さくなる位相関係であると定義することができる。
　真空段のポンプ室内圧の圧力波形と加圧段のポンプ室内圧の圧力波形が同位相となるように、加圧段のピストンと真空段のピストンとの間に所定の位相差をもたせてポンプ装置を構成する場合には、加圧段のピストンは、真空段のピストンに対して１８０°超２６０°未満だけ進んだ回転位相差に設定される。当該回転位相差が２２０°のときの実験結果を図７（Ａ）～（Ｃ）に示す。図７（Ｃ）は、真空段におけるポンプ室の圧力波形と加圧段におけるポンプ室の圧力波形との合成波形を示している。
　一方、真空段のポンプ室内圧の圧力波形と加圧段のポンプ室内圧の圧力波形が逆位相となるように、加圧段のピストンと真空段のピストンとの間に所定の位相差をもたせてポンプ装置を構成する場合には、加圧段のピストンは、真空段のピストンに対して０°超８０°未満だけ進んだ回転位相差に設定される。当該回転位相差が４０°のときの実験結果を図８（Ａ）～（Ｃ）に示す。図８（Ａ）は、真空段におけるポンプ室内圧とピストン位置との時間変化を示し、図８（Ｂ）は、加圧段におけるポンプ室内圧とピストン位置との時間変化を示す。また図８（Ｃ）は、真空段におけるポンプ室の圧力波形と加圧段におけるポンプ室の圧力波形との合成波形を示している。
　続いて図９は、真空段のピストンに対する加圧段のピストンの回転位相差とモータの消費電流との関係を示す実験結果である。横軸の回転位相差は、真空段のピストンに対する加圧段のピストンの進相角度（駆動軸の回転方向に加圧側ピストンが真空側ピストンよりも進んだ位相角度）を表している。
　図９に示すように、真空段のピストンに対する加圧段のピストンの回転位相差φに応じてモータの電流値が変化することがわかる。これは、各段におけるポンプ室間の圧力変化の均衡性が関係していると考えられる。
　本実験例において電流値が最も低い回転位相差φは４０°であり、このときの各段のポンプ室における圧力波形は図８（Ａ），（Ｂ）に示すように互いに逆位相の関係にある。この場合、各段のポンプ室の内圧の合成波形は図８（Ｃ）のようになり、各段のポンプ室内圧は相互に打ち消し合うことになる結果、モータの消費電流が最小になるものと考えられる。
　これに対して各段のポンプ室の内圧が相互に同位相となる駆動条件（真空段のピストンに対する加圧段のピストンの回転位相差が＋２２０°）では、図７（Ｃ）に示すように各段のポンプ室の内圧が重畳し合うことでモータに周期的な負荷変動をもたらし、これが原因で消費電流値が大きくなるものと考えられる。
　また図９に示すように、回転位相差φが０°超８０°未満の範囲では、電源周波数が５０Ｈｚまたは６０Ｈｚにおいて、回転位相差φ＝０°（３６０°）のときと比較してモータの駆動電流を小さくできることが確認された。特に、回転位相差φ＝４０°±３０°の範囲内では、電源周波数の違いによらずにφ＝０°のときよりも常に電流値を小さくできた。さらに、φ＝４０°±１５の範囲内では、さらに消費電力を効果的に低減でき、５０Ｈｚのときで約４．１％、６０Ｈｚのときで約２．２％電流値を削減することができた。
　さらに上記位相差φを４０°±１５°に設定することにより、電流消費量の低減だけでなくポンプ装置１の駆動時に発生する振動をも低減することができる。本発明者らの実験によれば、例えばφ＝４０°のとき、真空段および加圧段の各ピストンが同位相（φ＝０°）のときと比較して、Ｘ，ＹおよびＺの各軸方向（図１参照）における振動加速度をいずれも低減できることが確認された。この振動低減効果は、５０Ｈｚおよび６０Ｈｚのいずれの電源周波数においても確認された。
　以上、本発明の実施形態について説明したが、本発明は上述の実施形態にのみ限定されるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲内において種々変更を加え得ることは勿論である。
　例えば以上の実施形態では、ポンプ装置を構成する真空ポンプ部１１および加圧ポンプ部１２がそれぞれ揺動型ピストンポンプで構成されたが、これに限られず、例えばダイアフラムポンプ等の他の往復移動型ピストンポンプで各ポンプが構成されてもよい。
　また以上の実施形態では、単一の駆動モータと２つのポンプ部とを有するポンプ装置を例に挙げて説明したが、上記駆動モータと２つのポンプ部とで構成されるポンプユニットを複数組（例えば２組）備えたポンプ装置にも、本発明は適用可能である。
　１…ポンプ装置
　１１…真空ポンプ
　１２…加圧ポンプ
　２１，２１ｖ，２１ｃ…ピストン
　２６…ポンプ室
　５１，５２…カウンタウェイト
　１３１…駆動軸
　２３２，２３２ｖ，２３２ｃ…偏芯軸
　Ｍ…モータ

Claims (3)

  1. 　第１の駆動軸と、第２の駆動軸と、を有し、前記第１の駆動軸および前記第２の駆動軸を第１の軸まわりに同期して回転させることが可能な駆動モータと、
    　前記第１の駆動軸の回転によって前記第１の軸と直交する第２の軸方向に往復移動する第１のピストンと、前記第１のピストンの往復移動に応じて内圧が変化する第１のポンプ室と、を有する真空排気用の第１のポンプ部と、
    　前記第２の駆動軸の回転によって前記第２の軸方向に往復移動する第２のピストンと、前記第２のピストンの往復移動に応じて内圧が変化する第２のポンプ室と、を有し、前記第２のピストンが前記第１のピストンに対して０°超８０°未満の回転位相差をもって進相する加圧用の第２のポンプ部と、
    　を具備するポンプ装置。
  2. 　請求項１に記載のポンプ装置であって、
    　前記回転位相差は、４０°±１５°である
    　ポンプ装置。
  3. 　請求項１に記載のポンプ装置であって、
    　前記第１のポンプ部は、前記第１のピストンと共に前記第１の駆動軸のまわりを回転する第１のカウンタウェイトをさらに有し、
    　前記第２のポンプ部は、前記第１のカウンタウェイトに対して前記回転位相差をもって前記第２のピストンと共に前記第２の駆動軸のまわりを回転する第２のカウンタウェイトをさらに有する
    　ポンプ装置。
PCT/JP2013/001436 2012-03-30 2013-03-07 ポンプ装置 WO2013145576A1 (ja)

Priority Applications (5)

Application Number Priority Date Filing Date Title
US14/386,641 US20150086402A1 (en) 2012-03-30 2013-03-07 Pump device
EP13768264.7A EP2832998B1 (en) 2012-03-30 2013-03-07 Pump device
JP2014507375A JP5878625B2 (ja) 2012-03-30 2013-03-07 ポンプ装置
KR1020147026361A KR101602089B1 (ko) 2012-03-30 2013-03-07 펌프 장치
CN201380017010.XA CN104204522B (zh) 2012-03-30 2013-03-07 泵装置

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2012082015 2012-03-30
JP2012-082015 2012-03-30

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2013145576A1 true WO2013145576A1 (ja) 2013-10-03

Family

ID=49258896

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2013/001436 WO2013145576A1 (ja) 2012-03-30 2013-03-07 ポンプ装置

Country Status (7)

Country Link
US (1) US20150086402A1 (ja)
EP (1) EP2832998B1 (ja)
JP (1) JP5878625B2 (ja)
KR (1) KR101602089B1 (ja)
CN (1) CN104204522B (ja)
TW (1) TWI619883B (ja)
WO (1) WO2013145576A1 (ja)

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US20150147202A1 (en) * 2013-11-27 2015-05-28 Gardner Denver Thomas, Inc. Pump having interchangeable heads
WO2016037655A1 (de) * 2014-09-11 2016-03-17 Gaydoul Jürgen Verdrängereinrichtung

Families Citing this family (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN104612937B (zh) * 2015-03-06 2017-08-04 宁波捷美进出口有限公司 车用充气泵
CN111255666B (zh) 2018-12-03 2023-11-28 广东美的白色家电技术创新中心有限公司 增压泵和净水设备
CN112032022B (zh) * 2020-09-10 2024-04-26 北京通嘉宏瑞科技有限公司 一种无死角吹扫气体的干式真空泵及其使用方法

Citations (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH07310651A (ja) 1994-05-17 1995-11-28 Toshiba Seiki Kk 往復動ポンプユニット
JP2008190517A (ja) * 2007-02-05 2008-08-21 Kazumori Otogao 可搬型空気圧縮装置

Family Cites Families (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3190233A (en) * 1963-03-05 1965-06-22 Welch Harold George Pumps
US5564908A (en) * 1994-02-14 1996-10-15 Phillips Engineering Company Fluid pump having magnetic drive
US5584675A (en) * 1995-09-15 1996-12-17 Devilbiss Air Power Company Cylinder sleeve for an air compressor
GB2314593B (en) * 1996-06-28 1999-11-10 Thomas Industries Inc Two-cylinder air compressor
US6126410A (en) * 1998-02-12 2000-10-03 Gast Manufacturing Corporation Head cover assembly for reciprocating compressor
JP2006063874A (ja) * 2004-08-26 2006-03-09 Ulvac Kiko Inc ダイアフラム型真空ポンプ
GB2463822B (en) * 2005-05-17 2010-06-09 Thomas Industries Inc Pump improvements
US8128382B2 (en) * 2007-07-11 2012-03-06 Gast Manufacturing, Inc. Compact dual rocking piston pump with reduced number of parts

Patent Citations (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH07310651A (ja) 1994-05-17 1995-11-28 Toshiba Seiki Kk 往復動ポンプユニット
JP2008190517A (ja) * 2007-02-05 2008-08-21 Kazumori Otogao 可搬型空気圧縮装置

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
See also references of EP2832998A4 *

Cited By (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US20150147202A1 (en) * 2013-11-27 2015-05-28 Gardner Denver Thomas, Inc. Pump having interchangeable heads
WO2016037655A1 (de) * 2014-09-11 2016-03-17 Gaydoul Jürgen Verdrängereinrichtung
EP3181902A1 (de) 2014-09-11 2017-06-21 Hermetik Hydraulik Ab Verdrängereinrichtung
CN107076125A (zh) * 2014-09-11 2017-08-18 赫梅蒂克水力公司 位移装置

Also Published As

Publication number Publication date
KR101602089B1 (ko) 2016-03-09
EP2832998B1 (en) 2017-01-18
TWI619883B (zh) 2018-04-01
EP2832998A4 (en) 2016-01-20
CN104204522A (zh) 2014-12-10
CN104204522B (zh) 2016-08-24
JP5878625B2 (ja) 2016-03-08
JPWO2013145576A1 (ja) 2015-12-10
EP2832998A1 (en) 2015-02-04
KR20140126757A (ko) 2014-10-31
US20150086402A1 (en) 2015-03-26
TW201400702A (zh) 2014-01-01

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP5878625B2 (ja) ポンプ装置
JP6573605B2 (ja) 遊星回転機構を有するスピン・ポンプ
JP2011117432A (ja) ロータリ式シリンダ装置
EP2613053B1 (en) Rotary compressor with dual eccentric portion
JP2009197795A (ja) 回転式流体機械
JP2015078683A (ja) 可変容量オイルポンプを備えたバランスシャフトモジュール
JP2006125364A (ja) 往復動式圧縮機
JP6037563B2 (ja) 多気筒回転式圧縮機及び冷凍サイクル装置
JP2008121541A (ja) ロータリ２段圧縮機
JP6066708B2 (ja) スクロール型圧縮機
JP2008190517A (ja) 可搬型空気圧縮装置
JP2009275566A (ja) 密閉型圧縮機
JP2014129755A (ja) ロータリ式圧縮機
JP5458439B2 (ja) ロータリ式シリンダ装置
TW201402946A (zh) 幫浦裝置
JP6019669B2 (ja) 回転式圧縮機
JP2016118152A (ja) 往復動型流体機械
CN105201832A (zh) 压缩机
CN103591023A (zh) 一种滚动活塞类流体机械的偏心块式径向柔性补偿机构
JP2008163835A (ja) 回転式流体機械
KR20120076164A (ko) 밀폐형 압축기
WO2019058733A1 (ja) スクロール圧縮機
JP2008002365A (ja) 多気筒圧縮機
JP2010077861A (ja) 密閉型圧縮機
JP2002039065A (ja) 往復動圧縮機

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 13768264

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

ENP Entry into the national phase

Ref document number: 2014507375

Country of ref document: JP

Kind code of ref document: A

REEP Request for entry into the european phase

Ref document number: 2013768264

Country of ref document: EP

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 2013768264

Country of ref document: EP

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 14386641

Country of ref document: US

ENP Entry into the national phase

Ref document number: 20147026361

Country of ref document: KR

Kind code of ref document: A

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE