WO2015098924A1 - ピストンリング及びそれを用いた圧縮機 - Google Patents

ピストンリング及びそれを用いた圧縮機 Download PDF

Info

Publication number
WO2015098924A1
WO2015098924A1 PCT/JP2014/084069 JP2014084069W WO2015098924A1 WO 2015098924 A1 WO2015098924 A1 WO 2015098924A1 JP 2014084069 W JP2014084069 W JP 2014084069W WO 2015098924 A1 WO2015098924 A1 WO 2015098924A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
piston ring
groove
compressor
circumferential groove
abutment
Prior art date
Application number
PCT/JP2014/084069
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
博 三橋
真弘 長谷川
末藤　和孝
憲 梅田
伸之 成澤
Original Assignee
株式会社日立産機システム
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 株式会社日立産機システム filed Critical 株式会社日立産機システム
Priority to JP2015554935A priority Critical patent/JP6219971B2/ja
Priority to CN201480067797.5A priority patent/CN105814311B/zh
Priority to SG11201603955UA priority patent/SG11201603955UA/en
Publication of WO2015098924A1 publication Critical patent/WO2015098924A1/ja

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16J—PISTONS; CYLINDERS; SEALINGS
    • F16J9/00—Piston-rings, e.g. non-metallic piston-rings, seats therefor; Ring sealings of similar construction
    • F16J9/12—Details
    • F16J9/14—Joint-closures
    • 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
    • F04B35/06—Mobile combinations
    • 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
    • F04B39/0005—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 adaptations of pistons
    • 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
    • F04B41/02—Pumping installations or systems specially adapted for elastic fluids having reservoirs

Definitions

  • the present invention relates to a piston ring and a compressor using the same, and more particularly, to a compressor with reduced wear without reducing the performance of the piston ring.
  • Patent Document 1 Japanese Utility Model Publication No. 1-7888
  • Patent Document 2 Japanese Utility Model Publication No. 59-21067
  • Patent Document 2 in order to prevent wear of a piston ring for an internal combustion engine, a circumferential groove is provided on the outer peripheral surface of the piston ring, and the circumference from the inner peripheral surface to the outer peripheral surface is provided. A technique for balancing the surface pressure by providing a hole for guiding pressure in the groove is shown.
  • Patent Document 1 does not describe a structure that balances the sliding surface pressure of the piston ring, and the problem is to reduce the wear of the piston ring.
  • FIG. 32 shows a configuration example of a piston ring of a general internal combustion engine.
  • a piston ring for an internal combustion engine is generally made of metal such as cast iron, and the joint shape is a straight joint 72 (FIG. 32a) or an oblique angle cut joint 73 (FIG. 32b).
  • the cylinder and the ring are the same type of metal, the difference in thermal expansion is small, and the abutment gap can be set to several tens of microns.
  • an object of the present invention is to provide a compressor in which wear is reduced without causing performance degradation due to leakage from a piston ring joint.
  • the present invention includes a plurality of means for solving the above-described problems.
  • a cylinder, a piston, and a seal between a pressure side and a non-pressure side in the cylinder are attached to the piston.
  • a compressor including a piston ring and generating a compressed fluid by compressing a fluid in a cylinder with a piston, wherein the piston ring overlaps with a step shape in a piston ring height direction at a joint portion thereof.
  • a second abutment portion that overlaps with the lip shape in the radial direction of the piston ring is provided, and an end portion of the first abutment portion includes a first abutment groove that communicates an inner periphery and an outer periphery of the piston ring.
  • the second abutting portion has a second abutting groove on the non-pressurizing side, and the end portion of the second abutting portion overlaps the lip shape so that the inner periphery and the outer periphery of the piston ring are not in communication with each other.
  • First The circumferential groove does not communicate with the communicating mouth groove said second abutment groove and a compressor provided in the piston ring outer periphery.
  • FIG. 4 is a view showing a cross section AA of FIG. 3. It is the top view and side view of the piston ring which provided the conventional lip shape. It is the piston ring perspective view which looked at FIG. 5 from the inner diameter side. It is a figure which shows a mode that the conventional lip
  • FIG. 8 is a view showing a BB cross section of FIG. 7.
  • FIG. 8 is a view showing a CC cross section of FIG. 7.
  • FIG. 8 is a view showing a DD cross section of FIG. 7.
  • It is a figure explaining the surface pressure balance of the conventional piston ring.
  • It is a figure which shows the structure of the piston ring in Example 1.
  • FIG. It is a figure explaining the surface pressure balance by the circumferential groove in Example 1.
  • FIG. It is a figure which shows the structure of the piston ring in Example 2.
  • FIG. It is a figure which shows the structure of the piston ring in Example 2.
  • FIG. It is a figure which shows the structure of the piston ring in Example 3.
  • FIG. It is a figure which shows the structure of the piston ring in Example 4.
  • FIG. is a figure which shows the structure of the piston ring in Example 5.
  • FIG. It is a figure which shows the structure of the piston ring in Example 6.
  • FIG. It is a figure which shows the structure of the piston ring in Example 7.
  • FIG. It is a figure which shows the structure of the piston ring in Example 8.
  • FIG. It is a figure which shows the structure of the piston ring in Example 9.
  • FIG. It is a figure which shows the structure of the piston ring in Example 10.
  • FIG. It is a figure which shows the structure of the piston ring in Example 10.
  • FIG. It is a figure which shows the structure of the piston ring in Example 11.
  • FIG. It is a figure which shows the state of the piston which assembled
  • FIG. 12 It is a figure which shows the relative positional relationship of the two piston rings assembled
  • FIG. It is a fragmentary sectional view of the piston ring of FIG. It is a figure which shows the structure of the piston ring in Example 12.
  • FIG. It is a figure which shows the structural example of the piston ring of an internal combustion engine. It is a figure which shows the structural example of the piston ring for oil-free reciprocating compressors. It is a figure which shows the structural example which processes the circumferential groove depth of the piston ring in Example 13 accurately.
  • FIG. 1 is a diagram showing a schematic structure of a reciprocating compressor.
  • 1A is an overall configuration diagram
  • FIG. 1B is an enlarged view of a compressor body.
  • a motor 2 and a compressor body 3 are arranged on a tank 1
  • a compressor pulley 5 is rotated by a belt 4 attached to a motor pulley (not shown)
  • rotation of a crankshaft 6 is reciprocated by a connecting rod 7.
  • the piston 8 reciprocates, the air compressed from the suction silencer 11 flows into the tank 1 from the compressor main body discharge port 12 through a pipe (not shown).
  • the piston ring 9 attached to the piston 8 has a function of sealing between the pressure side and the non-pressure side in the cylinder.
  • the piston ring 9 and the rider ring 10 are made of a resin such as tetrafluoroethylene resin.
  • FIG. 2 is a diagram showing a cross-sectional shape of the piston 8 with the piston ring 9 attached thereto.
  • the piston ring 9 is made of ethylene tetrafluoride resin or the like, so that the ring does not have elasticity unlike an oil-provided metal ring. Therefore, a back clearance is provided on the inner diameter side of the piston ring 9, and the pressure in the cylinder Pc is guided to the back surface of the piston ring 9 from the piston ring top clearance, so that the piston ring 9 is pressed against the inner surface of the cylinder 13.
  • the structure prevents leakage between the ring 9 and the cylinder 13 sliding surface.
  • the piston ring 9 has an integrated shape cut at the abutment portion, and can be assembled to the piston because of the abutment portion. Moreover, the structure of the abutment portion has been devised so as not to leak from the abutment portion during compression.
  • the most common abutment shape is the abutment portions 14 and 15 of the step shape (step cut) shown in FIG. In this case, there is no leakage passage directly from above, but the AA cross section in FIG. 3 passes through the lower part of the abutment from the back as shown in FIG. 4 to form a leakage passage, and the leakage indicated by the arrow in the figure occurs. Therefore, performance degradation is a problem.
  • FIGS. 5 and 6 there is a piston ring in which leakage is reduced by providing a lip shape at the joint portion on the lower side of the piston ring (see, for example, Patent Document 1). That is, in FIG. 5, FIG. 5 (A) shows the surface which becomes the lower side (non-pressurization side in the cylinder) when the piston ring is assembled, and also shows the shape of the joint portion on the side surface of the piston ring. FIG. 5B similarly shows a surface on the upper side (pressure side in the cylinder).
  • the upper side and the lower side indicate the pressure side or the non-pressure side in the cylinder when the piston ring is assembled to the piston.
  • FIG. 5 is a perspective view of a lip joint part which is a lower joint part and a step-shaped joint part which is an upper joint part from the lower inner diameter side.
  • the lip abutment portion is composed of a radially inner lip 21 and an outer lip receiving portion 22 of the piston ring.
  • FIG. 7 shows a state in which the lip 21 receives pressure from the inner diameter side and comes into contact with the lip receiving portion 22 for sealing.
  • FIG. 8 shows a state in which the sliding surface with the cylinder on the outer periphery of the piston ring is worn by ⁇ and the abutment portion 25 is expanded to the limit.
  • the piston ring outer periphery wear amount at this time is the limit wear amount ⁇ (that is, the wear amount when the joint is separated).
  • FIGS. 9 to 11 show sections BB to DD in FIG. 7. With respect to the piston ring joint shown in FIG. 4, a leakage passage is generated from the back surface of the piston ring at any joint part of the piston ring. Indicates that it is not. That is, FIG. 9 shows a BB cross section of FIG. FIG. 10 shows a CC cross section of FIG. 7, which is sealed by the lip 21 and the lip receiving portion 22. FIG. 11 shows a DD cross section of FIG. 7, which is also sealed by the lip 21 and the lip receiving portion 22.
  • the lip shape of the piston ring is such that the lip tip 21a is narrower than the lip root 21b as shown in FIG. As a result, when the outer periphery of the piston ring 9 is worn and the joint is widened, the lip tip 21a is easily deformed so that the lip tip 21a comes into contact with the lip receiving portion 22 to obtain a sealing property. .
  • FIG. 12 shows the pressure balance of the piston ring when there is no conventional circumferential groove.
  • a cylinder internal pressure Pc acts on the back surface of the piston ring 9.
  • the piston ring sliding surface has an in-cylinder pressure Pc at its upper end and atmospheric pressure at its lower end, the pressure distribution on the sliding surface is a triangular pressure distribution as shown in the figure.
  • FIG. 13 is a view showing the structure of the piston ring 30 of this embodiment.
  • the piston ring 30 is provided with a circumferential groove 33 on the outer periphery (sliding surface with the cylinder) of the piston ring.
  • the case where the circumferential groove 33 is located at the center of the piston ring height is shown as an example.
  • the piston ring height refers to the direction parallel to the sliding surface of the piston ring with the cylinder, and the radial direction of the piston ring is referred to as the piston ring thickness.
  • the right end of the circumferential groove 33 in the drawing communicates with the upper abutment groove 34 on the upper side of the piston ring (pressure side in the cylinder) so that the piston ring back pressure or the pressure in the cylinder can be easily guided to the circumferential groove. It is configured. In addition, you may comprise so that a back surface pressure may be guide
  • FIG. The structure in which the holes are provided in this manner is the same in the other embodiments described below. Further, the opposite end (left side in the figure) of the circumferential groove 33 is provided up to the vicinity of the lower abutment groove 35 on the lip receiving portion 32 side of the piston ring, but does not communicate with the lower abutment groove 35. .
  • the compressed air in the cylinder is guided from the upper abutment groove 34 to the circumferential groove 33 without processing a separate communication hole from the back surface of the piston ring.
  • the opposite side of the circumferential groove 33 does not communicate with the lower abutment groove 35, it is possible to prevent the air in the circumferential groove from leaking and the performance from deteriorating.
  • FIG. 14 is a diagram for explaining the surface pressure balance by the circumferential groove 33.
  • the cylinder internal pressure Pc is guided to the circumferential groove 33 as described above.
  • the pressure above the circumferential groove 33 acts as a sliding surface pressure distribution in which Pc is constant, the lower end of the groove is Pc, and the lower end of the piston ring is the atmosphere.
  • the pressure Pc on the upper side of the circumferential groove 33 and the back surface of the piston ring is balanced. Therefore, the value P2 obtained by dividing the pressure in the region II by the sliding surface is the sliding surface pressure of the present embodiment, and the relationship with the conventional sliding surface pressure P1 shown in FIG. 12 is P2 ⁇ P1,
  • This embodiment can reduce the surface pressure.
  • the circumferential groove 33 is configured as a groove (rectangular shape) having a constant width in the depth direction. For this reason, even if the outer periphery of the ring is worn, the width of the circumferential groove 33 is kept constant, so that the surface pressure can be stably balanced above the circumferential groove 33.
  • the piston ring is provided with a circumferential groove that avoids the joint portion, and the piston ring sliding surface is provided by balancing the surface pressure of the piston ring without causing performance degradation due to leakage at the joint portion. It becomes possible to reduce the wear of the.
  • the shape of the joint portion of the piston ring 30 of the present embodiment is that the lip tip 31a and the lip root 31b have substantially the same dimensions, and the respective contact surfaces are configured to be substantially concentric circles. .
  • the lip 31 and the lip receiving portion 32 are substantially concentric, so that the lip 31 does not have to be deformed and sealed, and the lip 31 It is only necessary to slide and move the back surface of the receiving portion 32. Since the contact is a line contact with respect to the point contact as in the conventional structure, the contact length is long, and even if the lip tip 31a is thick, the sealing performance of the joint portion is easily obtained. It has the characteristics.
  • the piston ring has a lip in the radial direction of the piston ring, the first lip portion (step shape lip portion) overlapping the step shape in the piston ring height direction at the lip portion in the piston ring.
  • a second abutment portion (lip abutment portion) that overlaps in shape is provided, and an end portion of the first abutment portion has a first abutment groove (upper abutment groove 34) that communicates in and out in the radial direction of the piston ring.
  • the end of the second abutment portion has a second abutment groove (lower abutment groove 35) that is not communicated inside and outside in the radial direction of the piston ring by overlapping the lip shape.
  • a circumferential groove that communicates with the groove and does not communicate with the second joint groove is provided on the outer periphery of the piston ring.
  • the circumferential groove is configured such that one end communicates with the first abutment groove and the other end is formed up to the front of the second abutment groove.
  • the circumferential groove is provided on the outer periphery of the piston ring while avoiding the second joint groove.
  • this embodiment includes, as a compressor, a cylinder, a piston, and a piston ring that is attached to the piston and seals between a pressure side and a non-pressure side in the cylinder.
  • a compressor that generates a compressed fluid by compressing, wherein the piston ring has a lip shape in a radial direction of the piston ring, and a first lip portion overlapping in a step shape in the piston ring height direction at the lip portion.
  • the end of the first abutment portion has a first abutment groove on the pressure side where the inner periphery and the outer periphery of the piston ring communicate with each other, and the second abutment portion
  • the end portion of the piston ring has a second abutment groove on the non-pressurizing side in which the inner periphery and the outer periphery of the piston ring are not communicated with each other by overlapping the lip shape, and communicates with the first abutment groove. Do not communicate with the abutment groove
  • the circumferential groove has a structure provided in the piston ring outer periphery.
  • the piston ring height direction of the circumferential groove 33 is lowered to the lower side, that is, the non-pressurizing side, and the circumference between the piston ring heights where the lower abutment groove 35 exists is circumferential.
  • a groove 33 is formed. Accordingly, as described with reference to FIG. 14, the range in which the constant surface pressure of the pressure Pc above the circumferential groove 33 is balanced by lowering the lower end of the circumferential groove 33 increases, so that the surface pressure can be further reduced. .
  • a communication groove 36 that connects the upper abutment groove 34 and the circumferential groove 33 is provided in the upper abutment portion to further simplify the processing. As a result, since the circumferential groove 33 is provided close to the lower abutment groove 35, the surface pressure at the abutment portion can be further reduced.
  • the right end of the circumferential groove may be stopped near the upper abutment groove 34 as shown in FIG. Thereby, the strength of the lip portion can be ensured.
  • the piston ring height direction of the circumferential groove is set within the height of the lower abutment groove, and the communication groove that communicates with the circumferential groove and the upper abutment groove is further provided. It is possible to further reduce the surface pressure.
  • the circumferential groove 33-2 is configured to reduce the average surface pressure by lowering the piston ring height direction downward as in FIG.
  • a circumferential groove 33-1 is provided at the upper joint.
  • the circumferential groove 33-1 communicates with the upper abutment groove 34, and a communication groove 37 that communicates between the circumferential grooves 33-1 and 33-2 is provided.
  • the reason for this is that in the case of a piston ring having a high piston ring height, only the circumferential groove 33-2 has a high piston ring height above the circumferential groove 33-2, so that the pressure above the circumferential groove 33-2 is high. This is because the pressure above the circumferential groove 33-2 is kept constant by providing the circumferential groove 33-1.
  • a hole extending from the circumferential groove to the back surface of the piston ring may be provided.
  • two circumferential grooves are used.
  • a larger number of circumferential grooves may be provided to further uniform the surface pressure.
  • the piston ring is provided with a plurality of circumferential grooves, both ends of the pressure side circumferential groove communicate with the upper abutment groove, and the non-pressure side circumferential groove communicates with the lower abutment groove.
  • the depth E1 of the circumferential groove 33 is configured to satisfy E1> ⁇ with respect to the limit wear amount ⁇ of the piston ring.
  • the limit wear amount ⁇ indicates the wear amount of the sliding surface at the limit when the sealable lip contact length shown in FIG. 8 is obtained.
  • the surface pressure can be stably reduced during the life of the piston ring, and the wear of the piston ring can be reduced. Further, during maintenance, the depth of the circumferential groove 33 of the piston ring can be checked to check the wear status of the piston ring, and as a result, the maintenance time can be grasped.
  • the height above the circumferential groove 33 that is, the height from the pressure side surface of the piston ring to the pressure side end of the circumferential groove.
  • h4 is the lower height, that is, the height from the non-pressure side of the piston ring to the non-pressure side end of the circumferential groove is h5
  • the circumferential groove position is h4> h5
  • the circumferential groove Is lowered from the center of the piston ring height is further reduced.
  • the depth E1 of the circumferential groove 33 is configured to be smaller than the lip receiving portion thickness T1. As a result, the surface pressure can be reduced without breaking the groove bottom from the circumferential groove 33 and causing leakage.
  • the lip receiving portion thickness T1 is set to be thicker than the lip thickness T2, that is, T1> T2.
  • the groove depth E2 can be made larger than the groove depth E1 shown in FIG. That is, E2> E1, and the allowable wear amount ⁇ can be set large. That is, there is an advantage that the replacement life of the piston ring can be extended.
  • a communication hole communicating from the circumferential groove to the back surface that is, a communication hole 39 communicating to the groove bottom of the circumferential groove and the inside of the piston ring in the radial direction is provided.
  • the piston ring in the above-described embodiment As a process of manufacturing the piston ring in the above-described embodiment, first, in the case of an oil-free reciprocating compressor, compression is performed without lubrication, so that a resin such as tetrafluoroethylene resin is poured into a mold and pipe Is processed into a circular ring. Next, the joint part and the lip part are processed with a cutter or the like. After that, a circumferential groove is processed in the outer peripheral portion of the ring. In other words, the circumferential groove has one end communicating with the upper abutment groove and the other end formed up to the front of the lower abutment groove, so it is necessary to process the circumferential groove based on the abutment portion. It is necessary to make a circumferential groove after part machining.
  • the width of the circumferential groove is the same as the blade thickness of the cutter for grooving.
  • the other one is a case where the depth direction shape of the end of the circumferential groove 38 is processed so as to be perpendicular to the circumferential surface of the piston ring as shown in FIG.
  • This processing can be performed by an end mill that opposes the outer periphery of the piston ring.
  • the feature of this method is that even if the outer periphery of the piston ring is worn, the distance L2 between the lower abutment groove 35 and the end of the circumferential groove does not change, and the surface pressure of the abutment portion can be stably reduced, thereby preventing wear. This is the point.
  • This processing method has the above-mentioned characteristics, although the processing speed is slower than when a T-type slotter is used.
  • the shape of the piston ring is the step joint shape shown in FIG.
  • the pressurizing side joint 15 and the non-pressurizing side joint 14 respectively communicate with the outer peripheral side from the inner peripheral side of the piston ring.
  • the present embodiment is characterized in that a plate 40 is used as a member that blocks communication between the outer peripheral side and the inner peripheral side of the piston ring.
  • a plate 40 made of a thin steel plate or the like is assembled on the inner peripheral side along the inner peripheral surface of the piston ring.
  • the plate 40 is wound about 1.5 times, but the length is not limited thereto.
  • the presence of the plate 40 blocks the leakage path indicated by the arrow in FIG.
  • the back pressure of the ring can be balanced, and the surface pressure of the sliding surface can be reduced.
  • the technology up to the tenth embodiment can be applied to the circumferential groove of the piston ring.
  • the plate 40 is not limited to metal, and may be made of resin, rubber, or the like, as long as the joint on the non-pressurization side does not substantially communicate with the outer peripheral side from the ring inner peripheral side.
  • FIG. 29 shows the relative positional relationship between the piston rings 53 and 54 assembled to the piston 50, and the joint is incorporated with a 180 degree deviation.
  • FIG. 30 is a cross-sectional view of the portion indicated by FF of the piston ring 53 in FIG. 28, and is a view from above the piston.
  • the relationship between the piston 50, the cylinder 60, and the piston rings 53 and 54 in this embodiment will be described.
  • the piston 50 is made of slidable resin so that it can slide in direct contact with a heat-resistant cylinder, the rider ring 10 shown in FIG. do not have.
  • the cylinder 60 and the piston 50 are configured to have a slight gap even at the temperature during operation so that the cylinder 60 and the piston 50 do not lock due to the temperature rise during operation.
  • the load direction gap ⁇ load during operation is extremely small, and the ⁇ anti load that is the anti-load direction gap is large.
  • Two piston rings 53 and 54 are provided on the upper and lower sides, and the joint of each piston ring 53 and 54 is a straight joint without having a pressure side and a non-pressure side.
  • the pressure-side piston ring 53 is configured such that the joint 55 of the piston ring 53 is always positioned in the load direction by a rotation stopper 57 formed in the ring groove of the piston.
  • the lower piston ring 54 is configured such that the abutment 56 is positioned in the counter-load direction opposite to the piston ring 53 by the rotation of the lower ring (not shown).
  • the leak passage of the joint portion has a small clearance ⁇ load between the second land portion 51 of the piston 50 and the inner surface of the cylinder even if the joint port 55 is straight and the width of the joint portion is large as shown in the leak passage 58 of FIG. Therefore, the area of the leakage passage 58 can be configured to be very small, and leakage from the joint portion can be reduced.
  • a flow passage surrounded by the gap ⁇ anti-load between the piston skirt 52 and the inner surface of the cylinder and the joint serves as a leakage passage.
  • the ⁇ anti-load is larger than the ⁇ load and ⁇ load ⁇ anti-load, but the joint is located in the opposite direction, and the pressure of the piston ring 54 part is throttled by the piston ring 53, so the piston is lower than the piston ring 53 part.
  • the leakage at the ring 54 can also be reduced.
  • FIG. 31 shows a circumferential groove 33 communicating with the straight abutment portion 55 of the piston ring constructed as described above.
  • the circumference communicating with the joint of each ring By forming the groove, it is possible to balance the back pressure of the piston rings 53 and 54 and reduce the surface pressure of the sliding surface without increasing leakage from the joint portion.
  • FIG. 32 shows examples of piston rings used in the internal combustion engine by 70 and 71, and the joint shape is shown by joints 72 and 73.
  • This ring can be used for a compressor as long as leakage at the joint is acceptable.
  • FIG. 33 shows that the joints 76 and 77 have large joint gaps with respect to the ring shown in FIG. 32 so that the joint part does not stretch due to thermal expansion when used in an oil-free compressor. . Needless to say, if this embodiment is applied to these joint shapes, leakage and sliding surface pressure can be reduced.
  • FIG. 31 shows an example in which the circumferential groove 33 communicating with both sides of the joint 55 of the pressure side piston ring 53 is described, but it goes without saying that the same effect can be obtained even if only one side is communicated.
  • the pressure difference between the pressure side of the ring and the non-pressure side And the leakage at the abutment portion is reduced, and the need to position the ring abutment portion in the load direction is reduced.
  • the back pressure of the ring can be balanced only by providing a circumferential groove in the piston ring that is rotatably provided. The sliding surface pressure can be reduced.
  • each ring can be configured to gradually reduce the ring back pressure.
  • a plurality of rings having a structure in which a circumferential groove is provided in a ring that does not have a detent, so that the ring back pressure is gradually reduced in each ring.
  • This example describes a method for machining a circumferential groove with high accuracy.
  • the circumferential groove depth is an important dimension that determines the allowable wear amount of the ring. If the depth varies, and if the outer circumference of the ring wears out and there is no groove in the shallow part, the pressure on the pressure side of the ring is introduced into the groove in the range where the groove does not communicate with the joint. In this range, the back pressure balance cannot be achieved, and as a result, the sliding surface pressure rises and the wear of this portion increases.
  • the receiving jig 80 is finished with the ring receiving portion 81 having a cylinder size and ensuring roundness.
  • the ring 30 is set so that 81 is inserted into the receiving surface of the receiving jig 80 and the tensioning jig 82 is used to push the ring 30 uniformly from the inside.
  • the outer periphery of the ring 30 is in a state in which roundness is secured by the cylinder inner diameter dimension.
  • the cutter 83 is accurately positioned with respect to the ring receiving surface 81. Therefore, by determining the locus of the cutter 83 with respect to the center of the receiving surface 81, the depth E of the circumferential groove 33 can be processed with high accuracy from the outer periphery of the ring, and partial increase in wear can be prevented. It becomes.
  • the cutter is shown as an example of a T-type slotter, but it is also possible to process it with an end mill or the like using a similar jig.
  • the present invention is not limited to the above-described embodiments, and includes various modifications.
  • the above-described embodiments have been described in detail for easy understanding of the present invention, and are not necessarily limited to those having all the configurations described.
  • a part of the configuration of one embodiment can be replaced with the configuration of another embodiment, and the configuration of another embodiment can be added to the configuration of one embodiment.
  • the present invention is not limited to an oil-free reciprocating compressor whose piston ring is made of a resin material such as ethylene tetrafluoride resin, but also for a general purpose compressor that directly sucks air and for boosting the pressure of primary pressure It can also be used with compressors (booster compressors).
  • the gas to be compressed is not limited to air, but can be applied to a gas compressor for compressing a gas other than air, such as nitrogen gas.
  • second land of piston 52 ... piston skirt, 53 ... pressure side (Upper) piston ring, 54 ... Lower piston ring, 55 ... Upper piston ring joint, 56 ... Lower piston ring joint, 57 ... Non-rotating ring provided on the piston, 58 ... 60, cylinder, 70, 71 ... piston ring for internal combustion engine, 74, 75 ... piston ring for oilless reciprocating compressor, 72, 76 ... straight cut joint, 73, 77 ... angle cut joint, 80 ... Receiving jig, 81 ... Ring receiving surface of receiving jig, 82 ... Tension jig, 83 ... Cutter, ⁇ ... Limit wear amount, E, E1, E2 ...

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Compressor (AREA)
  • Pistons, Piston Rings, And Cylinders (AREA)

Abstract

　圧縮機用ピストンリングのシール性能の確保と、摺動部面圧のバランスによるピストンリングの摩耗低減の両者を解決するピストンリング及びそれを用いた圧縮機を提供することを目的とする。　上記課題を解決するために、ピストンリングは、その合口部に、ピストンリング高さ方向にステップ形状に重なり合う第１の合口部と、ピストンリングの半径方向にリップ形状で重なり合う第２の合口部を設け、前記第１の合口部の端部は前記ピストンリングの内周と外周が連通する第１の合口溝を前記加圧側に有し、前記第２の合口部の端部はリップ形状が重なることで前記ピストンリングの内周と外周が非連通となる第２の合口溝を前記非加圧側に有し、前記第１の合口溝に連通し前記第２の合口溝とは連通しない円周溝を前記ピストンリング外周に設けた。これにより、ピストンリングの性能低下を生じることなく摺動面の摩耗低減が可能となる。

Description

ピストンリング及びそれを用いた圧縮機
　本発明は、ピストンリング及びそれを用いた圧縮機に係り、特に、ピストンリングの性能を低下させず摩耗を低減させた圧縮機に関する。
　本技術分野の背景技術として、実公平１－７８８８号公報（特許文献１）がある。この公報には、無給油式流体圧縮機に使用されるピストンリングのピストンリング合口部下側にリップ構造を設けてピストンリング合口部の流体漏れを防止する構造が記載されている。
また、実開昭５９－２１０６７号公報（特許文献２）には、内燃機関用のピストンリングの摩耗防止のため、ピストンリング外周面に円周溝を設け、内周面から外周面の円周溝に圧力を導く穴を設け、面圧をバランスさせる技術が示されている。
実公平１－７８８８号公報 実開昭５９－２１０６７号公報
　特許文献１は、ピストンリングの摺動部面圧をバランスさせる構造について記載がなく、ピストンリングの摩耗低減が課題である。
　また、特許文献２は、ピストンリングの合口部がどの様な形状か、また合口部に対して円周溝がどの様に設けられているか述べられていない。図３２に、一般的な内燃機関のピストンリングの構成例を示す。図３２に示したように、一般的に内燃機関用のピストンリングは鋳鉄などの金属製であり、合口形状は、ストレート合口７２（図３２ａ）、または、斜め形状のアングルカット合口７３（図３２ｂ）であるが、シリンダとリングが同種の金属であるため熱膨張差が小さく合口隙間を数十ミクロンに設定できる。また、内燃機関用であるためピストンリング回りには油分が存在し、この結果、合口部を含めた合口部近傍の漏れがさほど大きくなく、合口部の形状が性能に影響しない。よって、ピストンリングの合口部の詳細が述べられていないと考えられる。ところが、特に無給油式圧縮機に用いる場合には、ピストンリングが樹脂製で構成されるため、ピストンリングが運転中の温度で突っ張りを生じないようにするため数ミリの合口幅、すなわち、内燃機関のピストンリング合口幅の数十倍となり合口部の漏れを低減する必要がある。図３２に対応した、往復動無給油式圧縮機に用いるピストンリングの合口部の様子を図３３のａ、ｂで模式的に示す。図３３に示すように、図３３の合口７６、７７は図３２の合口７２、７３に比べ大きく構成されている。なお、図３に示したステップ形状（ステップカット）の合口の場合も同様の関係となる。そこで、往復動無給油式圧縮機の場合は合口部の漏れを低減した上でストンリング外周面の円周溝を構成することが課題となる。
　本発明は、上記課題に鑑み、ピストンリング合口部からの漏れによる性能低下を発生させず摩耗を低減させた圧縮機を提供することを目的とする。
　上記課題を解決するために、例えば請求の範囲に記載の構成を採用する。本発明は上記課題を解決する手段を複数含んでいるが、その一例を挙げるならば、シリンダと、ピストンと、該ピストンに装着され前記シリンダ内の加圧側と非加圧側との間をシールするピストンリングを備え、シリンダ内の流体をピストンで圧縮することで圧縮流体を生成する圧縮機であって、前記ピストンリングは、その合口部に、ピストンリング高さ方向にステップ形状に重なり合う第１の合口部と、ピストンリングの半径方向にリップ形状で重なり合う第２の合口部を設け、前記第１の合口部の端部は前記ピストンリングの内周と外周が連通する第１の合口溝を前記加圧側に有し、前記第２の合口部の端部はリップ形状が重なることで前記ピストンリングの内周と外周が非連通となる第２の合口溝を前記非加圧側に有し、前記第１の合口溝に連通し前記第２の合口溝とは連通しない円周溝を前記ピストンリング外周に設けた圧縮機とした。
　本発明によれば、性能低下を生じることなくピストンリング摺動面の摩耗低減が図れる圧縮機を提供することができる。
往復動圧縮機の概略構造を示す図である。 従来のピストンにピストンリングが装着された断面形状を示す図である。 ピストンリングの一般的な合口形状（ステップカット）を示す図である。 図３のＡ－Ａ断面を示した図である。 従来のリップ形状を設けたピストンリングの平面図と側面図である。 図５を内径側より見たピストンリング斜視図である。 従来のリップ部がシールする様子を示す図である。 従来のピストンリング外周の摺動面が摩耗した様子を示す図である。 図７のＢ－Ｂ断面を示した図である。 図７のＣ－Ｃ断面を示した図である。 図７のＤ－Ｄ断面を示した図である。 従来におけるピストンリングの面圧バランスについて説明する図である。 実施例１におけるピストンリングの構造を示す図である。 実施例１における円周溝による面圧バランスを説明する図である。 実施例２におけるピストンリングの構造を示す図である。 実施例２におけるピストンリングの構造を示す図である。 実施例３におけるピストンリングの構造を示す図である。 実施例４におけるピストンリングの構造を示す図である。 実施例５におけるピストンリングの構造を示す図である。 実施例６におけるピストンリングの構造を示す図である。 実施例７におけるピストンリングの構造を示す図である。 実施例８におけるピストンリングの構造を示す図である。 実施例９におけるピストンリングの構造を示す図である。 実施例１０におけるピストンリングの構造を示す図である。 実施例１０におけるピストンリングの構造を示す図である。 実施例１０におけるピストンリングの構造を示す図である。 実施例１１におけるピストンリングの構造を示す図である。 実施例１２におけるシリンダ内のピストンリングを組みつけたピストンの状態を示す図である。 実施例１２におけるピストンに組みつけられた２つのピストンリングの相対的な位置関係を示す図である。 図２８のピストンリングの部分断面図である。 実施例１２におけるピストンリングの構造を示す図である。 内燃機関のピストンリングの構成例を示す図である。 無給油式往復動圧縮機用ピストンリングの構成例を示す図である。 実施例１３におけるピストンリングの円周溝深さを精度良く加工する構成例を示す図である。
　まず、本発明の前提となる、往復動圧縮機の構成と従来のピストンリング構造について、図面を用いて説明する。
　図１は往復動圧縮機の概略構造を示す図である。図１において、（Ａ）は全体構成図、（Ｂ）は圧縮機本体の拡大図を示している。図１において、タンク１上にモータ２と圧縮機本体３が配置され、図示されていないモータプーリに装着されたベルト４で圧縮機プーリ５が回転され、クランク軸６の回転が連接棒７によって往復動に変換され、ピストン８が往復動することにより吸込みサイレンサ１１から大気を吸込んだ後圧縮された空気は圧縮機本体吐出口１２から図示されていない配管を通りタンク１に流れる。ここで、ピストン８に装着されたピストンリング９は、シリンダ内の加圧側と非加圧側との間をシールする機能を備えている。また、圧縮機本体は、無給油式往復動圧縮機の場合には無潤滑で圧縮するためピストンリング９とライダーリング１０は四弗化エチレン樹脂等の樹脂で製造される。
　図２はピストン８にピストンリング９が装着された状態の断面形状を示す図である。無給油式圧縮機の場合は、ピストンリング９は四弗化エチレン樹脂製などのため給油式の金属リングと異なりリングに弾性が無い。そこで、ピストンリング９の内径側に背面隙間を設け、また元々存在するピストンリング上面隙間からシリンダ内圧力Ｐｃがピストンリング９の背面に導かれることによりピストンリング９をシリンダ１３内面に押し付けることでピストンリング９とシリンダ１３摺動面間での漏れを防止する構造となっている。
　一方、ピストンリング９は合口部で切りはなされた一体形状であり、合口部があることでピストンに組みつけることが可能となっている。また、圧縮時に合口部から漏れを生じないように合口部の構造は工夫がされている。最も一般的な合口形状は、図３に示すステップ形状（ステップカット）の合口部１４，１５である。この場合、直接上方から抜ける漏れ通路は無いが、図３のＡ－Ａ断面は図４に示した様に背面から合口下部を抜けて漏れ通路が生じ、図中の矢印に示した漏れを生じるため性能低下が課題である。
　これに対して、図５、図６に示すような、ピストンリング下側の合口部にリップ形状を設けて漏れを低減させたピストンリングがある（例えば、特許文献１参照）。すなわち、図５において、図５（Ａ）はピストンリングを組み付け時に下側（シリンダ内の非加圧側）となる面を示し、ピストンリング側面の合口部形状も示している。また、図５（Ｂ）は、同様に上側（シリンダ内の加圧側）となる面を示している。以降、上側、下側とはピストンリングをピストンに組んだ時に、シリンダ内の加圧側か非加圧側かを示すものとする。このピストンリングは、上側の合口部は図５（Ｂ）に示す様にステップ形状で、下側が図５（Ａ）に示す様にリップ形状になっている。図６は下側の内径側より、下側合口部であるリップ合口部、及び上側合口部であるステップ形状合口部を見た斜視図である。図５，６に示すように、リップ合口部は、ピストンリングの半径方向の内側のリップ２１と外側のリップ受け部２２で構成されている。
　図７は、リップ２１が内径側から圧力を受けてリップ受け部２２と接触しシールする様子を示している。図８は、ピストンリング外周のシリンダとの摺動面がδだけ摩耗し合口部２５が限界まで広がった様子を示している。この時のピストンリング外周摩耗量が限界摩耗量δ（すなわち、合口が離れてしまうときの摩耗量）である。
　図９～１１は図７のＢ－Ｂ～Ｄ－Ｄ断面を示したもので、図４で示したピストンリング合口に対して、ピストンリングのどの合口部からもピストンリング背面から漏れ通路が生じていないことを示している。すなわち、図９は、図７のＢ－Ｂ断面を示しており、リップ２１でシールされる。また、図１０は、図７のＣ－Ｃ断面を示しており、リップ２１とリップ受け部２２でシールされる。また図１１は、図７のＤ－Ｄ断面を示しており、やはり、リップ２１とリップ受け部２２でシールされる。
　また、このピストンリングのリップ形状は図７に示すようにリップ先端２１ａはリップ根本２１ｂより細く構成されている。この結果、ピストンリング９の外周が摩耗して合口が広がった時にリップ先端２１ａは容易に変形してリップ先端２１ａがリップ受け部２２へ接触する様になりシール性が得られるようになっている。
　次に、図１２を用いて、ピストンリングの面圧バランスについて説明する。図１２は従来の円周溝が無い場合のピストンリングの圧力バランスを示している。ピストンリング９の背面にはシリンダ内圧Ｐｃが作用する。一方、ピストンリング摺動面は上端がシリンダ内圧力Ｐｃで下端が大気圧の為、摺動面の圧力分布は図に示すように三角形状の圧力分布となる。この結果、ピストンリング摺動面の平均圧力Ｐ１は領域Iの圧力を摺動面で割った値となる。この場合は、Ｐ１＝Ｐｃ/２となる。したがって、摺動面に対する面圧が大きいと摺動面の摩耗も大きくなるので、如何に摺動面に対する面圧を下げるかが課題であった。
　このように、図５、図６に示すような合口部にリップ形状を有するピストンリングとすることで、ピストンリングの合口部からの漏れを防止できるが、さらに、ピストンリングの摺動面に対する面圧を下げピストンリング摺動面の摩耗低減を図ることが課題であった。
　以下に、上記課題を解決するための本発明の実施例を、図面を用いて説明する。
　図１３は本実施例のピストンリング３０の構造を示す図である。図１３において、ピストンリング３０にはピストンリングの外周（シリンダとの摺動面）に円周溝３３が設けられている。円周溝３３はピストンリング高さの中央に位置する場合を例に示している。ここで、ピストンリング高さとは、ピストンリングのシリンダとの摺動面に対して平行な方向を言い、ピストンリングの半径方向はピストンリング厚さという。
　円周溝３３の図中右側端部は、ピストンリング上側（シリンダ内の加圧側）の上側合口溝３４に連通しておりピストンリング背面圧力もしくはシリンダ内圧力を容易に円周溝に導けるように構成されている。なお、円周溝３３に穴を設け背面圧力を導けるように構成されても良い。この様に穴を設ける構造は以降で述べる他の実施例においても同様である。また、円周溝３３の反対側（図中左側）の端部はピストンリングのリップ受け部３２側の下側合口溝３５近傍まで設けられているが下側合口溝３５には連通していない。その結果、ピストンリング背面から別途連通穴を加工することなく円周溝３３には上側合口溝３４からシリンダ内の圧縮空気が導かれる。一方、円周溝３３の反対側は下側合口溝３５に連通していないために円周溝内の空気が漏れて性能低下することが防止できる。
　次に、図１４は円周溝３３による面圧バランスを説明する図である。図１４において、円周溝３３には、上記したように、シリンダ内圧力Ｐｃが導かれている。従って、円周溝３３の上方の圧力はＰｃが一定で作用し、溝の下端をＰｃとし、ピストンリングの下端が大気となる摺動面圧力分布となる。この場合、円周溝３３の上方とピストンリング背面の圧力Ｐｃはバランスすることになる。そこで、領域IIの圧力を摺動面で割った値Ｐ２が本実施例の摺動面面圧となり、図１２で示した従来の摺動面面圧Ｐ１との関係は、Ｐ２＜Ｐ１となり、本実施例により面圧の低減が図れる。なお、図１４は円周溝の下端がピストンリング高さの１／２になる様に書かれているが、この場合はＰ２＝Ｐ１/２となり面圧を１／２に低減できることが判る。
　ここで、円周溝３３は深さ方向に幅が一定の溝（矩形形状）として構成されている。このため、リング外周が摩耗しても円周溝３３の幅が一定に保たれるため円周溝３３の上方は安定的に面圧のバランスが可能となる。
　このように、本実施例によれば、ピストンリングに合口部を避けた円周溝を設け、合口部での漏れによる性能低下を生じることなくピストンリングの面圧バランスを行いピストンリング摺動面の摩耗を軽減させることが可能となる。
　また、本実施例のピストンリング３０の合口部の形状は図１３に示すように、リップ先端３１ａとリップ根本３１ｂの厚さが略同一寸法であり各々の接触面は略同心円に構成されている。この結果、ピストンリング３０の外周が摩耗して下側合口溝３５が広がった場合、リップ３１とリップ受け部３２は略同心円の為、リップ３１は先端が変形してシールする必要が無く、リップ受け部３２の背面を滑って移動すれば良く、従来構造のような点接触に対して線接触となることから接触長さが長く、リップ先端３１ａが太くとも合口部のシール性能が得られやすいという特徴を有する。
　また、リップ先端３１ａを厚くすることで、図８の様にピストンリングが摩耗して合口が開いた場合でもリップ先端部近傍の強度が向上できるという特徴も有する。
　以上のように本実施例は、ピストンリングとして、ピストンリングの合口部に、ピストンリング高さ方向にステップ形状に重なり合う第１の合口部（ステップ形状合口部）と、ピストンリングの半径方向にリップ形状で重なり合う第２の合口部（リップ合口部）を設け、前記第１の合口部の端部はピストンリングの半径方向の内外で連通する第１の合口溝（上側合口溝３４）を有し、前記第２の合口部の端部はリップ形状が重なることでピストンリングの半径方向の内外で非連通となる第２の合口溝（下側合口溝３５）を有し、前記第１の合口溝に連通し前記第２の合口溝とは連通しない円周溝を前記ピストンリング外周に設けた構成とした。言い換えれば、前記円周溝は、一端が前記第１の合口溝に連通し、他端は前記第２の合口溝の手前まで形成されている構成とした。もしくは、前記円周溝は、前記第２の合口溝を避けて前記ピストンリングの外周に設ける構成とした。
　また、本実施例は、圧縮機として、シリンダと、ピストンと、該ピストンに装着され前記シリンダ内の加圧側と非加圧側との間をシールするピストンリングを備え、シリンダ内の流体をピストンで圧縮することで圧縮流体を生成する圧縮機であって、前記ピストンリングは、その合口部に、ピストンリング高さ方向にステップ形状に重なり合う第１の合口部と、ピストンリングの半径方向にリップ形状で重なり合う第２の合口部を設け、前記第１の合口部の端部は前記ピストンリングの内周と外周が連通する第１の合口溝を前記加圧側に有し、前記第２の合口部の端部はリップ形状が重なることで前記ピストンリングの内周と外周が非連通となる第２の合口溝を前記非加圧側に有し、前記第１の合口溝に連通し前記第２の合口溝とは連通しない円周溝を前記ピストンリング外周に設けた構成とした。
これにより、シール性能を低下することなくピストンリング摺動面の摩耗を低減でき、長寿命化が図れる圧縮機を提供することが可能となる。
　次に、図１５、１６を用いて、本実施例に関わるピストンリングの構成について説明する。なお、実施例１と同じ構成には同じ符号で示し、その説明を省略する。
　本実施例では、図１５に示すように、円周溝３３のピストンリング高さ方向を下側へ、すなわち非加圧側に下げ、下側合口溝３５が存在するピストンリング高さ間に円周溝３３を形成する。これにより、図１４で説明したように、円周溝３３の下端が下がることによって円周溝３３の上方の圧力Ｐｃ一定の面圧がバランスする範囲が増加するので、一層の面圧低減が図れる。また、上側合口溝３４と円周溝３３をつなぐ連通溝３６を上部合口部に設け、より一層加工を簡素化している。この結果、下側合口溝３５の近くまで円周溝３３を設けられるので、合口部の面圧低減が一層可能となる。
　また、リップ強度が問題となる場合は、図１６に示すように、円周溝の右端は上側合口溝３４近傍で止めても良い。これにより、リップ部強度を確保することが出来る。
　以上のように本実施例は、円周溝のピストンリング高さ方向を、下側合口溝の高さ内とし、円周溝と上側合口溝とに連通する連通溝をさらに設けることで、より一層の面圧低減を図ることが出来る。
　次に、図１７を用いて、本実施例に関わるピストンリングの構成について説明する。なお、実施例１、２と同じ構成には同じ符号で示し、その説明を省略する。
　本実施例では、図１７に示すように、円周溝３３－２は、図１５と同様に、ピストンリング高さ方向を下側へ下げ平均面圧を低減するように構成している。また、上側合口部に円周溝３３－１を設けている。円周溝３３－１は上側合口溝３４に連通しており、円周溝３３－１と３３－２の間を連通する連通溝３７を設けている。その理由は、ピストンリング高さが高いピストンリングの場合、円周溝３３－２だけでは、円周溝３３－２の上方のピストンリング高さが高いため円周溝３３－２の上方の圧力がＰｃ一定とならない可能性があるので、円周溝３３－１を設けることで、円周溝３３－２の上方の圧力をＰｃ一定とするためである。よって、ピストンリング高さが高いピストンリングにおいても、効果的に面圧の低減が可能となる。なお、円周溝３３－１または円周溝３３－２に圧力を導く構造として円周溝からピストンリング背面に至る穴を設けても良い。また、本実施例では円周溝を２つとしているが、さらに多数の円周溝を設けて、面圧のより一層の均一化を図っても良い。
　以上のように本実施例は、ピストンリングに円周溝を複数個設け、加圧側の円周溝は両端が上側合口溝に連通し、非加圧側の円周溝は下側合口溝に連通せず、加圧側円周溝と非加圧側円周溝間を連通溝で接続するか、非加圧側円周溝に該円周溝から背面に連通する穴を設けた圧縮機とすることで、ピストンリング高さが高いピストンリングにおいても、効果的に面圧の低減が可能となる。
　次に、図１８を用いて、本実施例に関わるピストンリングの構成について説明する。なお、実施例１から３と同じ構成には同じ符号で示し、その説明を省略する。
　本実施例では、図１８に示すように、円周溝３３の深さＥ１がピストンリングの限界摩耗量δに対してＥ１＞δになるように構成されている。なお、限界摩耗量δは、図８に示した、シール可能リップ接触長さが得られる限界時の摺動面摩耗量を示す。
　この結果、ピストンリングの寿命期間の間、安定的に面圧低減が可能となりピストンリングの摩耗低減を図ることが可能である。また、メンテナンス時にはピストンリングの円周溝３３の深さを確認する事でピストンリングの摩耗状況が確認でき、その結果メンテナンス時期の把握が可能となる。
　次に、図１９を用いて、本実施例に関わるピストンリングの構成について説明する。なお、実施例１から４と同じ構成には同じ符号で示し、その説明を省略する。
　本実施例では、図１９に示すように、円周溝の位置を表すため、円周溝３３の上方の高さ、すなわちピストンリングの加圧側面から円周溝の加圧側端までの高さをｈ４、下方の高さ、すなわちピストンリングの非加圧側面から円周溝の非加圧側端までの高さをｈ５としたときに、円周溝位置がｈ４＞ｈ５、すなわち、円周溝の位置をピストンリング高さの中心より下げている。これにより、図１４で示した領域IIがさらに小さくなり摺動面の面圧をさらに小さくすることが可能となる。
　次に、図２０を用いて、本実施例に関わるピストンリングの構成について説明する。なお、実施例１から５と同じ構成には同じ符号で示し、その説明を省略する。
　本実施例では、図２０に示すように、ピストンリング合口部の下方厚さｈ１が上方厚さｈ２に対して小さい場合でリップの剛性が小さい場合に、円周溝３３の位置をリップ厚さに従って下方へずらしている。したがって、この場合、ｈ4＞ｈ５となり面圧の低減が一層可能となる。
　次に、図２１を用いて、本実施例に関わるピストンリングの構成について説明する。なお、実施例１から６と同じ構成には同じ符号で示し、その説明を省略する。
　本実施例では、図２１に示すように、リップ受け部厚さＴ１より円周溝３３の深さＥ１が小さくなる様に構成されている。この結果、円周溝３３から溝底が破れて漏れを発生することなく面圧低減が可能となる。
　次に、図２２を用いて、本実施例に関わるピストンリングの構成について説明する。なお、実施例１から７と同じ構成には同じ符号で示し、その説明を省略する。
　本実施例では、図２２に示すように、リップ受け部厚さＴ１をリップ厚さＴ２に対して厚くなる様に、すなわち　Ｔ１＞Ｔ２で構成している。この場合の溝深さＥ２は、図２１で示した溝深さＥ１より大きくできる。すなわち、Ｅ２＞Ｅ１となり、許容摩耗量δを大きく設定可能となる。すなわち、ピストンリングの交換寿命を延長可能と出来る利点がある。
　次に、図２３を用いて、本実施例に関わるピストンリングの構成について説明する。なお、実施例１から８と同じ構成には同じ符号で示し、その説明を省略する。
　本実施例では、図２３に示すように、円周溝から背面に連通する連通孔、すなわち円周溝の溝底とピストンリングの半径方向の内側へ連通する連通孔３９を設けている。この結果、摺動面で摩耗粉が発生した場合、円周溝内から背面に排出が出来、円周溝が詰まることなく面圧低減が可能となる。
　本実施例では、ピストンリングの製造方法について説明する。
　上記した実施例でのピストンリングを製造する工程としては、まず、無給油式往復動圧縮機の場合には無潤滑で圧縮するため、四弗化エチレン樹脂等の樹脂を金型に流し入れてパイプを成形し、円周形状のリングに加工する。次に、合口部および、リップ部をカッター等で加工する。その後に、リング外周部に円周溝を加工する。すなわち、円周溝は、一端は上側合口溝に連通し、他端は下側合口溝の手前まで形成する必要があるので、合口部を基準に円周溝の加工を行う必要があり、合口部加工後に円周溝を行う必要がある。
　円周溝の加工は、主に２つの加工方法がある。一つは、図２４に示すように、円周溝の両側開始点を円弧とする場合である。この加工には、カッタにＴ型スロッタを用い、ピストンリング外周に沿ってスロッタの追い込み深さをＥとして溝深さＥで加工できる。この場合、下側合口溝３５と円周溝の端部の距離Ｌ１は運転中のピストンリング外周の摩耗に伴い増加するが、加工速度が速いという利点がある。
　なお、図２５に示すように、円周溝３３の高さｈ３をＴ型スロッターのカッター厚さｈ６と同一にすることで、すなわち円周溝の幅を溝加工用のカッターの刃厚と同じにすることで、一回の移動により加工することが出来るので、さらに短時間で加工する事が可能となる。
　他の一つは、図２６に示すように、円周溝３８の端の深さ方向形状がピストンリング円周面に対して直角になるように加工する場合である。この加工には、ピストンリング外周に対抗したエンドミルにより加工できる。この方法の特徴は、ピストンリング外周が摩耗しても下側合口溝３５と円周溝の端部の距離Ｌ２は変化せず、合口部の安定的な面圧低減が図れ、摩耗防止が可能となる点である。本加工方法は、Ｔ型スロッタを用いる場合に比べて加工速度は遅くなるが、上記特徴を有する。
　次に図２７を用いて本実施例における構成を説明する。図２７において、ピストンリングの形状は図３に示したステップ合口形状である。加圧側合口１５と非加圧側合口１４はそれぞれピストンリングの内周側から外周側に連通している。本実施例では、ピストンリングの外周側と内周側との連通を遮断する部材として、板４０を用いた点に特徴がある。本実施例では内周側に薄い板である鋼板等で構成された板４０をピストンリング内周面に沿って組みつけている。図２７の例では板４０を約１．５巻きしているが長さはこれにとらわれない。本実施例の場合は、板４０の存在で、図４の矢印で示した漏れ通路が遮断される。この構成において、加圧側合口１５に連通し、非加圧側合口１４に連通しない円周溝３３を設けることでリングの背面圧力をバランスさせることが出来、摺動面の面圧低減が可能となる。ピストンリングの円周溝に対する考え方は実施例１０までの技術が適用できることは言うまでもない。
　なお、板４０は金属に限らず、樹脂やゴム等で構成しても良く、実質的に非加圧側の合口がリング内周側から外周側に連通しないように構成出来ていれば良い。
　また、本ピストンリングは、ピストンに組み込む前は上下の区別がしずらいが、合口と円周溝３３が連通している側を加圧側合口１５として上方に組み付けることが本機能を得る上で必要となる。
　次に、図２８から図３１を用いて本実施例における構成を説明する。図２９はピストン５０に組みつけられたピストンリング５３、５４の相対的な位置関係を示しており合口が１８０度ずれて組み込まれている。図３０は図２８のピストンリング５３のＦ－Ｆで示した部分の断面でありピストンの上方から示した図である。
　本実施例でのピストン５０とシリンダ６０とピストンリング５３、５４の関係についてまず述べる。本実施例では、ピストン５０が耐熱性のシリンダと直接接触して摺動可能なように、摺動性を有した樹脂で構成されているため、図１（Ｂ）で示したライダーリング１０を持たない。この構造では、運転中の温度上昇でシリンダ６０とピストン５０がロックしないように運転中の温度でも若干の隙間を有するように構成されている。この場合、図２８、図３０に示したように運転中の負荷方向隙間δ負荷は極限に小さくなり、反負荷方向隙間であるδ反負荷が大きくなる。また、ピストンリング５３、５４は上下に２本設けており、各々のピストンリング５３、５４の合口は加圧側と非加圧側を持たず、ストレート合口となっている。また、加圧側のピストンリング５３は、図３０に示したように、ピストンのリング溝内に形成された回り止め５７によりピストンリング５３の合口５５は常に負荷方向に位置するように構成している。また、下方のピストンリング５４は、同様に図示されていない下側リングの回り止めによりピストンリング５３と逆の反負荷方向に合口５６が位置するように構成している。
　この構造での合口部の漏れ通路は、図３０の漏れ通路５８に示したように合口５５がストレートで合口の幅が大きくとも、ピストン５０のセカンドランド部５１とシリンダ内面の隙間δ負荷が小さいため、漏れ通路５８の面積が非常に小さく構成でき、合口部からの漏れを低減できる。下方のリング５４も同様にピストンスカート５２とシリンダ内面の隙間δ反負荷と合口で囲まれた流路が漏れ通路となる。δ反負荷はδ負荷より大きくδ負荷＜δ反負荷であるが、合口は逆方向に位置し、ピストンリング５４部の圧力はピストンリング５３によって絞られているため、ピストンリング５３部より低くピストンリング５４部の漏れも小さく出来る。
　このように、この構造では、ピストンリング５３，５４とピストン５０で構成された小さな漏れ通路を構成でき漏れの少ない圧縮機を構成できる。図３１はこの様に構成されたピストンリングのストレート合口部５５に連通した円周溝３３を構成している。このように構成された、ピストン５０とピストンリング５３，５４の場合は、直接非加圧側に通じる漏れ流路が有っても漏れが非常に少ないため、各々のリングの合口に連通した円周溝を構成することで合口部からの漏れを増加させることなく、ピストンリング５３，５４の背圧をバランスさせて摺動面の面圧を低減する事が可能となる。
　図３２は内燃機関に用いられるピストンリングの例を７０、７１で示し合口形状は合口７２、７３で示されている。このリングは、合口部の漏れが許容出来れば当然圧縮機にも使用が可能である。図３３は無給油式圧縮機に使用する場合で熱膨張で合口部が突っ張らないように図３２で示したリングに対して合口隙間が大きい合口７６、７７に設定されていることを示している。これらの合口形状に対しても、本実施例を適用すれば漏れ低減と摺動面面圧低減が可能であることは言うまでもない。
　また、図３１では加圧側ピストンリング５３の合口５５の両側に連通した円周溝３３を設けた例を記載しているが片側のみ連通しても同様の効果が得られることは言うまでもない。
　また、圧縮機の吐出圧力が小さい場合や、クランクケース内に吸い込み側の圧力を導入しピストンに背圧をかけるようにした圧縮機の場合等は、リングの加圧側と非加圧側の圧力差が小さく合口部の漏れが小さくなり、負荷方向にリング合口部を位置させる必要が少なくなる。この場合は、図３０に示したリングの回り止め５７を施さずとも合口部の漏れが少ないために、回転自在に設けられたピストンリングに円周溝を設けるのみでリングの背圧をバランスでき摺動面圧の低減が可能となる。
　また、回り止めを有するピストンリングに円周溝を設けた構造のリングを複数個設け、各々のリングで徐々にリング背圧を低減するように構成することも可能である。さらに、回り止めを有しないリングに円周溝を設けた構造のリングを複数個設け、各々のリングで徐々にリング背圧を低減するように構成することも可能である。
　本実施例は、円周溝を精度良く加工する方法について説明する。円周溝深さはリングの許容摩耗量を左右する重要な寸法である。深さがバラツキを持っている場合、リング外周が摩耗して浅い部分で溝が無くなった場合、溝がなくなった部分から合口へ連通していない範囲の溝内にリングの加圧側圧力が導かれなくなり、この範囲で背圧バランスが出来なくなり結果的に摺動面面圧が上昇しこの部分の摩耗が増加する。
　そこで、溝深さを精度良く加工することが重要であり精度良く加工する方法を図３４を用いて説明する。図３４において、受け治具８０はリング受け部８１がシリンダ寸法で真円度を確保して仕上がっている。リング３０は受け治具８０の受け面に８１を挿入し、張り治具８２を用いてリング３０を均一に内側から押すようにセットされる。
　この結果、リング３０の外周はシリンダ内径寸法で真円度が確保された状態になる。一方、カッタ８３はリング受け面８１に対して精度良く位置決めされている。そこで、受け面８１の中心に対してカッタ８３の軌跡を決める事で、リング外周から精度良く円周溝３３の深さＥを加工することが可能となり、部分的な摩耗増加を防ぐことが可能となる。
　なお、図３４ではカッタをＴ型スロッタとして例に示したが、同様の治具を用いてエンドミル等で加工することも可能である。
　以上実施例について説明したが、本発明は上記した実施例に限定されるものではなく、様々な変形例が含まれる。例えば、上記した実施例は本発明を分かりやすく説明するために詳細に説明したものであり、必ずしも説明した全ての構成を備えるものに限定されるものではない。また、ある実施例の構成の一部を他の実施例の構成に置き換えることが可能であり、また、ある実施例の構成に他の実施例の構成を加えることも可能である。また、各実施例の構成の一部について、他の構成の追加、削除、置換をすることも可能である。
　また、本発明は、ピストンリングが四弗化エチレン樹脂等の樹脂材で製造された無給油式往復動圧縮機だけではなく、大気を直接吸い込む汎用圧縮機や一次昇圧した空気を昇圧する昇圧用圧縮機（ブースタ圧縮機）などにも対応可能である。また、圧縮する気体は空気だけでなく窒素ガスなどの空気以外のガス圧縮用のガス圧縮機にも対応可能である。
１…タンク、２…モータ、３…圧縮機本体、４…ベルト、５…圧縮機プーリ、６…クランク軸、７…連接棒、８…ピストン、９…ピストンリング、１０…ライダーリング、１１…吸込みサイレンサ、１２…吐出口、１３…シリンダ、１４、１５、２５…合口部、２１、３１…リップ、２１ａ、３１ａ…リップ先端、２２、３２…リップ受け部、３３、３８…円周溝、３４…上側合口溝、３５…下側合口溝、３６、３７…連通溝、３９…連通孔、４０…板、５０…ピストン、５１…ピストンのセカンドランド、５２…ピストンのスカート、５３…加圧側（上方）のピストンリング、５４…下方のピストンリング、５５…上方のピストンリングの合口、５６…下方のピストンリングの合口、５７…ピストンに設けられたリングの回り止め、５８…漏れ通路、６０…シリンダ、７０、７１…内燃機関用ピストンリング、７４、７５…無給油式往復動圧縮機用ピストンリング、７２、７６…ストレートカット合口、７３、７７…アングルカット合口、８０…受け治具、８１…受け治具のリング受け面、８２…張り治具、８３…カッタ、δ…限界摩耗量、Ｅ、Ｅ１、Ｅ２…円周溝深さ、Ｌ１、Ｌ２…下側合口溝と円周溝端部の距離、Ｐｃ…シリンダ内圧力、Ｐ１、Ｐ２…摺動面面圧、ｈ１、ｈ２、ｈ４、ｈ５…ピストンリング高さ、ｈ３…円周溝幅、ｈ６…カッター歯厚、Ｔ１…リップ受け部厚さ、Ｔ２…リップ厚さ

Claims (21)

  1. 　シリンダと、ピストンと、該ピストンに装着され前記シリンダ内の加圧側と非加圧側との間をシールするピストンリングを備え、シリンダ内の流体をピストンで圧縮することで圧縮流体を生成する圧縮機であって、
    　前記ピストンリングは加圧側に設けられた第１の合口部と、非加圧側に設けられた第２の合口部とを有し、前記第１の合口部の間には第１の合口溝が形成され、前記第２の合口部の間には第２の合口溝が形成され、前記第２の合口部において内周側と外周側が連通しないようにし、前記第１の合口溝に連通し前記第２の合口溝とは連通しない円周溝を前記ピストンリング外周に設けたことを特徴とする圧縮機。
  2. 　請求項１に記載の圧縮機であって、
    　前記第１の合口部は内周側と外周側が連通したステップ形状であり、前記第２の合口部は内周側と外周側が重なり合うリップ形状であることを特徴とする圧縮機。
  3. 　請求項１に記載の圧縮機であって、
    　前記ピストンリングは、前記円周溝のピストンリング高さ方向を、前記第２の合口部の高さ内とし、
    　前記円周溝と前記第１の合口溝とに連通する連通溝をさらに設けたことを特徴とする圧縮機。
  4. 　請求項１に記載の圧縮機であって、
    　前記ピストンリングは、前記円周溝を複数個設け、前記シリンダ内の加圧側の円周溝は両端が前記第１の合口溝に連通し、前記シリンダ内の非加圧側の円周溝は前記第２の合口溝に連通せず、
    　前記加圧側円周溝と非加圧側円周溝間を連通溝で接続するか、非加圧側円周溝に該円周溝から背面に連通する穴を設けたことを特徴とする圧縮機。
  5. 　請求項１に記載の圧縮機であって、
    　前記円周溝の端部深さ方向形状が前記ピストンリング外周面に対して直角になるように形成されたことを特徴とする圧縮機。
  6. 　請求項１に記載の圧縮機であって、
    　前記円周溝の深さＥ１は、前記ピストンリングの限界摩耗量δに対して、Ｅ１＞δとなるように構成したことを特徴とする圧縮機。
  7. 　請求項１に記載の圧縮機であって、
    　前記ピストンリングの加圧側面から前記円周溝の加圧側端までの高さをｈ４、前記ピストンリングの非加圧側面から前記円周溝の非加圧側端までの高さをｈ５としたとき、ｈ４＞ｈ５となる位置に前記円周溝が設けられていることを特徴とする圧縮機。
  8. 　請求項１に記載の圧縮機であって、
    　前記第２の合口部は、ピストンリングの半径方向の内側のリップ部と外側のリップ受け部で構成され、前記リップ受け部の厚さを前記リップ部の厚さより大きく構成したことを特徴とする圧縮機。
  9. 　請求項１に記載の圧縮機であって、
    　前記円周溝の幅は溝加工用のカッターの刃厚と同じに構成したことを特徴とする圧縮機。
  10. 　請求項１に記載の圧縮機であって、
    　前記ピストンリングは、前記円周溝の溝底と前記ピストンリングの半径方向の内側へ連通する連通孔を設けたことを特徴とする圧縮機。
  11. 　請求項８に記載の圧縮機であって、
    　前記リップ部の先端から根元に至る厚さを略同一とし、前記リップ受け部との間の接触面が略同心円になる様に構成したことを特徴とする圧縮機。
  12. 　請求項１に記載の圧縮機であって、
    　前記ピストンリングの外周側と内周側との連通を遮断する部材を設けたことを特徴とする圧縮機。
  13. 　請求項１２に記載の圧縮機であって、
    　前記第１の合口部および前記第２の合口部は内周側と外周側が連通したステップ形状であることを特徴とする圧縮機。
  14. 　請求項１に記載の圧縮機であって、
    　前記円周溝は、矩形形状であることを特徴とする圧縮機。
  15. 　ピストンリングの加圧側に第１の合口部と、ピストンリングの非加圧側に第２の合口部を設け、
    　前記第１の合口部の間には第１の合口溝が形成され、前記第２の合口部の間には第２の合口溝が形成され、前記第２の合口部において内周側と外周側が連通しないようにし、
    　前記第１の合口溝に連通し前記第２の合口溝とは連通しない円周溝を前記ピストンリング外周に設けたことを特徴とするピストンリング。
  16. 　請求項１５に記載のピストンリングであって、
    　前記第１の合口部は内周側と外周側が連通したステップ形状であり、前記第２の合口部は内周側と外周側が重なり合うリップ形状であることを特徴とするピストンリング。
  17. 　請求項１５に記載のピストンリングであって、
    　前記円周溝は、一端が前記第１の合口溝に連通し、他端は前記第２の合口溝の手前まで形成されていることを特徴とするピストンリング。
  18. 　請求項１５に記載のピストンリングであって、
    前記円周溝は、前記第２の合口溝を避けて前記ピストンリングの外周に設けられていることを特徴とするピストンリング。
  19. 　シリンダと、ピストンと、該ピストンに装着され前記シリンダ内の加圧側と非加圧側との間をシールするピストンリングを備え、シリンダ内の流体をピストンで圧縮することで圧縮流体を生成する圧縮機であって、
    　前記ピストンは樹脂により形成され、
    　前記ピストンリングは、合口部と前記合口部に連通する円周溝が設けられていることを特徴とする圧縮機。
  20. 　請求項１９に記載の圧縮機であって、
    　前記合口部は内周側と外周側が連通したステップ形状であることを特徴とする圧縮機。
  21. 　請求項１９に記載の圧縮機であって、
    　前記ピストンリングを複数設けたことを特徴とする圧縮機。
PCT/JP2014/084069 2013-12-26 2014-12-24 ピストンリング及びそれを用いた圧縮機 WO2015098924A1 (ja)

Priority Applications (3)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2015554935A JP6219971B2 (ja) 2013-12-26 2014-12-24 ピストンリング及びそれを用いた圧縮機
CN201480067797.5A CN105814311B (zh) 2013-12-26 2014-12-24 活塞环和使用它的压缩机
SG11201603955UA SG11201603955UA (en) 2013-12-26 2014-12-24 Piston ring and compressor using the same

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2013-269781 2013-12-26
JP2013269781 2013-12-26

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2015098924A1 true WO2015098924A1 (ja) 2015-07-02

Family

ID=53478776

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2014/084069 WO2015098924A1 (ja) 2013-12-26 2014-12-24 ピストンリング及びそれを用いた圧縮機

Country Status (5)

Country Link
JP (1) JP6219971B2 (ja)
CN (1) CN105814311B (ja)
SG (1) SG11201603955UA (ja)
TW (1) TWI565877B (ja)
WO (1) WO2015098924A1 (ja)

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN112539153A (zh) * 2020-11-27 2021-03-23 中石化石油机械股份有限公司研究院 压缩机组合活塞环
EP3889471A1 (en) * 2020-04-02 2021-10-06 Winterthur Gas & Diesel Ltd. Piston ring

Families Citing this family (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN109268166B (zh) * 2018-08-23 2020-06-23 贵州吉利发动机有限公司 一种活塞环
JP6707614B2 (ja) * 2018-12-04 2020-06-10 Ｔｐｒ株式会社 シールリングおよびシールリングの製造方法

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS5834269A (ja) * 1981-08-26 1983-02-28 Nippon Carbon Co Ltd 無給油式圧縮機のピストン用リング
JPS59217059A (ja) * 1983-04-25 1984-12-07 Riken Corp ピストンリング
JPH017888Y2 (ja) * 1980-12-18 1989-03-02
JP2005248729A (ja) * 2004-03-01 2005-09-15 Anest Iwata Corp 無給油式往復動空気圧縮機

Family Cites Families (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN2225544Y (zh) * 1995-07-03 1996-04-24 刘志强 全密封滑浮式活塞环
JPH09264252A (ja) * 1996-03-29 1997-10-07 Sanyo Electric Co Ltd 圧縮装置
SE533233C2 (sv) * 2009-01-26 2010-07-27 Heed Consulting Ab Tätningshylsa
CN201359080Y (zh) * 2009-03-11 2009-12-09 北京复盛机械有限公司 活塞环
CN201475308U (zh) * 2009-09-01 2010-05-19 复盛实业(上海)有限公司 活塞环
CN102213207B (zh) * 2010-04-07 2015-09-09 株式会社日立产机系统 往复式压缩机
JP5834269B2 (ja) * 2013-12-05 2015-12-16 株式会社大一商会 遊技機

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH017888Y2 (ja) * 1980-12-18 1989-03-02
JPS5834269A (ja) * 1981-08-26 1983-02-28 Nippon Carbon Co Ltd 無給油式圧縮機のピストン用リング
JPS59217059A (ja) * 1983-04-25 1984-12-07 Riken Corp ピストンリング
JP2005248729A (ja) * 2004-03-01 2005-09-15 Anest Iwata Corp 無給油式往復動空気圧縮機

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP3889471A1 (en) * 2020-04-02 2021-10-06 Winterthur Gas & Diesel Ltd. Piston ring
CN112539153A (zh) * 2020-11-27 2021-03-23 中石化石油机械股份有限公司研究院 压缩机组合活塞环

Also Published As

Publication number Publication date
TWI565877B (zh) 2017-01-11
TW201533322A (zh) 2015-09-01
CN105814311A (zh) 2016-07-27
SG11201603955UA (en) 2016-07-28
JP6219971B2 (ja) 2017-10-25
JPWO2015098924A1 (ja) 2017-03-23
CN105814311B (zh) 2018-01-12

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP6219971B2 (ja) ピストンリング及びそれを用いた圧縮機
CN112105851B (zh) 密封环
EP2713080B1 (en) Wear-compensating sealing ring assembly
CN112088268B (zh) 密封环
JP5781332B2 (ja) ピストンリング
EP3163134B1 (en) Sliding component
KR20140110045A (ko) 축 시일 장치
US20070059194A1 (en) Rotor apparatus of pump
KR101939600B1 (ko) 향상된 유연성을 가지는 밀봉 요소를 가진 하이드로다이나믹 시일
CN112088267A (zh) 密封环
CN105518356A (zh) 活塞环
EP3098489B1 (en) Annular valve and power generating apparatus of renewable-energy type
EP2678587A1 (en) Piston-piston ring system for a combustion engine
WO2016208698A1 (ja) 圧縮機およびその使用方法
KR20160079066A (ko) 피스톤 링 및 그 피스톤 링을 구비하는 엔진
JP2023019120A (ja) ピストン及び往復動圧縮機
JP2017101690A (ja) ピストンリング
KR20170089858A (ko) 밀봉 채널을 포함한 컴프레서
JP7368953B2 (ja) シリンダライナの密封構造
US9784210B2 (en) Piston for an internal combustion engine
KR102476421B1 (ko) 밀봉 채널을 포함한 컴프레서
WO2015075731A4 (en) A 3 directional rotary seal for fluid handling machines
JP2016089839A (ja) 燃料ポンプ
JP6703740B2 (ja) バルブステムシール
JP2012241861A (ja) オイルリング及び内燃機関

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: 14873905

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

ENP Entry into the national phase

Ref document number: 2015554935

Country of ref document: JP

Kind code of ref document: A

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

122 Ep: pct application non-entry in european phase

Ref document number: 14873905

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1