WO2016208698A1 - 圧縮機およびその使用方法 - Google Patents

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WO2016208698A1
WO2016208698A1 PCT/JP2016/068745 JP2016068745W WO2016208698A1 WO 2016208698 A1 WO2016208698 A1 WO 2016208698A1 JP 2016068745 W JP2016068745 W JP 2016068745W WO 2016208698 A1 WO2016208698 A1 WO 2016208698A1
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piston
ring
piston ring
joint
compressor according
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PCT/JP2016/068745
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French (fr)
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博 三橋
瑛人 大畠
真弘 長谷川
伸之 成澤
将人 八木
Original Assignee
株式会社日立産機システム
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    • 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
    • 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
    • F16J9/16—Joint-closures obtained by stacking of rings

Definitions

  • the present invention relates to a compressor and a method for using the same.
  • Patent Document 1 when one piston ring reaches specified wear, a throttle passage (orifice) is provided in the piston ring in order to prevent excessive wear of the piston ring, and compressed gas is applied to the piston ring that has reached the wear limit. There is a technique that stops working and eliminates subsequent wear (FIG. 6 etc.).
  • an object of the present invention is to provide a compressor with improved sealing performance of a piston ring.
  • Another object of the present invention is to provide a method of using a compressor that can extend the time until the piston ring is replaced.
  • the present invention provides a cylinder, a piston that reciprocates between a crank chamber side and a compression chamber side in the cylinder, and compresses fluid in the compression chamber, and the cylinder provided in the piston.
  • a piston ring that seals between the crank chamber side and the compression chamber side, the piston ring has an upper joint provided on the compression chamber side and a lower joint provided on the crank chamber side, An inner peripheral side and an outer peripheral side of the piston ring communicate with each other at the upper joint, and an outer peripheral groove that communicates with the upper joint and does not communicate with the lower joint is provided on the outer periphery of the piston ring.
  • the present invention provides a compressor characterized in that a blocking member for blocking the upper joint and the lower joint is provided.
  • a cylinder a piston that reciprocates between a crank chamber side and a compression chamber side in the cylinder, and compresses fluid in the compression chamber, and the cylinder provided in the piston.
  • a method of using a compressor comprising a plurality of piston rings for sealing between the crank chamber side and the compression chamber side, wherein at least one of the plurality of piston rings even after reaching the limit wear.
  • a method for using a compressor characterized by continuing to use the compressor.
  • Example 5 of this invention It is an expanded view of the high hardness rider ring in Example 5 of this invention. It is a figure which shows the structure of the high hardness rider ring in Example 5 of this invention. It is an expanded view of the high hardness rider ring in Example 5 of this invention.
  • FIG. 14 shows the schematic structure of a reciprocating compressor.
  • 14A is an overall configuration diagram
  • FIG. 14B is an enlarged view of the compressor body.
  • the fluid compressed by the compressor body 11 may be a specific gas (nitrogen, oxygen, refrigerant) in addition to air.
  • the compressor main body 11 may be a compressor that compresses a fluid at atmospheric pressure, or may be a booster that recompresses the pressurized gas.
  • the piston 7 is provided with a piston ring 1 shown in FIG. 1 in a ring groove 19 formed in the piston 7.
  • the piston ring 1 is sealed so that fluid does not leak from the compression chamber 10 side (the pressurizing side pressurized by the piston 7) to the crank chamber 9 side (the non-pressurizing side not pressurized by the piston 7).
  • FIG. 1 shows the structure of a step-cut piston ring 1 used in a reciprocating compressor.
  • the step-cut piston ring 1 is cut from the radially inner side to the outer side at different positions on the circumference of the compression chamber 10 side and the crank chamber 9 side to form joint gaps 2 and 3.
  • the inner peripheral side and the outer peripheral side (radial inner side and outer side surfaces) of the piston ring 1 communicate with each other.
  • the piston ring 1 has a structure in which the upper joint 4 and the lower joint 5 overlap between the joint gaps 2 and 3.
  • Fig. 2 shows the processing method of the piston ring 1.
  • the piston ring 1 is cut by being pushed into a circular ring in a state where the joint gaps 2 and 3 are in close contact with each other by a cutter 6 having a combination of L shapes as shown in FIG. Thereby, the joint gaps 2 and 3, the upper joint 4, and the lower joint 5 are formed. Since the piston ring 1 can be processed simply by making a cut with the cutter 6, it can be processed without man-hours and costs.
  • FIG. 3 shows the state of surface pressure balance when this piston ring 1 is used. Since there is a gap between the ring groove 19 of the piston 7 and the piston ring 1, the pressure Pc in the compression chamber 10 acts on the back surface (the radially inner side surface) of the piston ring 1. On the other hand, the sliding surface has a triangular pressure distribution because the upper end (compression chamber 10 side) is Pc and the lower end (crank chamber 9 side) is the atmosphere.
  • FIG. 4 shows a cross-sectional shape of the AA portion of FIG.
  • the joint of the piston ring 1 is in contact with the upper joint 4 and the lower joint 5, and the joint gap 2 and the joint gap 3 are blocked. Therefore, there is no flow path that directly leaks from the upper surface to the lower surface of the piston ring 1.
  • the abutment gap 3 of the piston ring 1 is open from the back surface of the piston ring 1 to the atmosphere side (crank chamber 9 side), so there is a leakage flow path.
  • sealing performance is a problem.
  • FIG. 5 shows the structure of the piston ring 21 of this embodiment.
  • the piston ring 21 has the same step-cut shape as the piston ring 1, and the inner peripheral side and the outer peripheral side (the radially inner side and the outer side surface) of the piston communicate with each other at the joint gaps 22 and 23.
  • An outer peripheral groove 26 is provided on the outer periphery of the piston ring 21 (sliding surface with the cylinder 8). The case where the outer peripheral groove 26 is located at the center of the height of the piston ring is shown as an example.
  • the height of the piston ring 21 refers to a direction perpendicular to the circumferential direction and the radial direction of the piston ring 21, and the piston ring thickness of the piston ring 21 refers to the radial direction.
  • One end of the outer circumferential groove 26 communicates with a joint gap 22 provided on the upper side of the piston ring 21 (on the compression chamber 10 side of the cylinder 8), and the back pressure on the radially inner side of the piston ring 21 or the pressure in the cylinder 8 is controlled. It is configured to be easily guided to the outer circumferential groove. It should be noted that a hole may be provided in the outer circumferential groove 26 to guide the back pressure. The structure in which the holes are provided in this manner is the same in the other embodiments described below.
  • the other end of the outer circumferential groove 26 is provided up to the vicinity of the joint gap 23 provided on the lower side of the piston ring 21 (on the crank chamber 9 in the cylinder 8), but is not communicated with the joint gap 23.
  • a seal ring 27 is provided on the inner periphery of the piston ring 21 as a blocking member that blocks the inner periphery side and the outer periphery side (the radially inner side and the outer side) of the piston ring 21.
  • the seal ring 27 is formed of a ring-shaped plate that expands and contracts in diameter following the piston ring 21.
  • the seal ring 27 seals the radially inner side from the joint gaps 22 and 23 by contacting the inner peripheral surface of the piston ring 21. For example, it is shown in a state where the height is made of the same thin steel plate as the ring 21 and about 1.5 turns are provided on the inner periphery. As will be described with reference to FIG. 7, the material and the number of windings of the seal ring 27 are arbitrary as long as the gaps 22 and 23 can be blocked.
  • FIG. 6 is a diagram for explaining the surface pressure balance of the piston ring 21.
  • the pressure Pc in the compression chamber 10 is guided to the outer circumferential groove 26 as described above. Accordingly, the pressure distribution on the sliding surface is such that the pressure above the outer circumferential groove 26 is constant Pc, the lower end of the outer circumferential groove 26 is Pc, and the lower end of the piston ring 21 is the atmosphere. In this case, the pressure Pc above the outer circumferential groove 26 and the back surface of the piston ring 21 is balanced. Therefore, a pressure difference between the sliding surface and the back surface is generated only in the region indicated by (II). As in the case of FIG.
  • the average pressure difference P2 between the sliding surface and the back surface is the surface pressure of the sliding surface of this embodiment.
  • the relationship between the surface pressure P2 of the sliding surface of this embodiment and the surface pressure P1 of the sliding surface shown in FIG. 4 is P2 ⁇ P1, and the surface pressure can be reduced by this embodiment.
  • the position of the outer circumferential groove 26 is not limited to the above, and by providing it further below in the height direction of the piston ring, the region shown in (II) is further reduced, and the surface pressure of the sliding surface is reduced. It can be further reduced.
  • FIG. 7 shows a state in which the seal ring 27 blocks the flow path between the radially inner side and the outer side of the piston ring 21.
  • the seal ring 27 is provided on the radially inner side of the piston ring 21 at a position where the abutment gaps 22 and 23 are located, and the piston ring 21 is blocked by blocking the flow path between the radially inner side and the outer side of the piston ring 21.
  • the sealing performance of 21 is improved.
  • the piston ring 21 has a stable sealing performance until reaching the limit wear.
  • the state of wear of the piston ring 21 when the piston ring 21 in this embodiment is used will be described with reference to FIG.
  • the broken line schematically shows the wear state of the conventional piston ring 1, and the time to reach the limit wear is T0.
  • the limit wear means that the ring sliding surface wears and the abutment gradually widens.
  • the upper abutment 4 (24) and the lower abutment 5 (25) that existed at the beginning do not overlap, and the two abutment gaps 2 ( The wear amount when the circumferential positions of 22) and 3 (23) overlap and communicate with each other, that is, when the leakage flow path from the top to the bottom of the joint opens.
  • the surface pressure of the piston ring 21 in this embodiment is lower than that of the conventional piston ring 1, there is little wear and the time to reach the limit wear is extended to T1.
  • FIG. 9 shows a case where two piston rings 31 are provided on the piston 33.
  • the first piston ring 31-1 is assembled on the upper side (compression chamber 10 side), and the second piston ring 31-2 is assembled on the lower side (crank chamber 9 side).
  • the first piston ring 31-1 and the second piston ring 31-2 each have a step-cut shape, the point that a seal ring 27 is provided on the radially inner side, and the like. 21.
  • the sealing performance of the piston ring 31 may not be the same with two.
  • the sealing performance of the first piston ring 31-1 (simply the amount of fluid leakage per pressure difference) is better than that of the second piston ring 31-2, the land 35 and the second piston ring 31-2
  • the pressure Pm on the back surface 36 is close to the pressure (for example, atmospheric pressure) on the crank chamber 9 side. That is, only the first piston ring 31-1 seals between the back surface 34 and the land 35 and compresses and wears the first piston ring 31-1 more than the second piston ring 31-2.
  • the first piston ring 31-1 is worn to the limit wear, the overlapping portion of the upper joint 37 and the lower joint 38 of the first piston ring 31-1 begins to disappear as shown in FIG.
  • the second piston ring 31-2 seals between the compression chamber 10 and the crank chamber 9 by receiving the pressure of the compression chamber 10 after the first piston ring 31-1 reaches the limit wear. The surface pressure between the two increases and wears gradually.
  • FIG. 11 shows a case where the first piston ring 31-1 initially receives a vertical pressure difference. It shows that the first piston ring 31-1 is heavily worn until the limit wear is reached.
  • the first piston ring 31-1 reaches the limit wear at time T1
  • the seal of the ring moves to the second piston ring 31-2. Thereafter, the first piston ring 31-1 does not wear and the second piston ring 31-1 does not wear. Only the ring 31-2 will wear.
  • the time T2 when the second piston ring 31-2 reaches the limit wear is the life until the two piston rings are replaced.
  • the life when using one piston ring 21 of the present embodiment is similar to the wear of the first piston ring 31-1, the life when using one piston ring 21 is time T1.
  • the life until all piston rings reach the limit wear is from T1 to T2. Will be extended. Further, when three piston rings 21 are provided as shown in FIG. 12, the life can be further extended.
  • the joint in the present embodiment has a step-cut shape and a shape in which the radial thickness is not reduced. Therefore, even when the upper joint 24 is deformed to fall into the joint gap 23, the joint can maintain strength until just before the joint opens. Further, the strength of the joint can be further maintained by making the thickness of the upper joint 24 thicker than the thickness of the lower joint 25. As a result, the plurality of piston rings can be used until the limit wear occurs, and the replacement life can be extended.
  • piston rings of the first piston ring 31-1 and the second piston ring 31-2 at least one piston ring (first piston ring 31-1) is limited. If at least one remaining piston ring (second piston ring 31-2) has not reached limit wear after reaching wear, all remaining piston rings (second piston ring 31-2) will be limited.
  • the compressor can be used until it reaches wear. Thereby, the replacement life of a piston ring can be extended rather than replacing when any one piston ring becomes a limit wear.
  • the first piston ring 31-1 and the second piston ring 31-2 of Example 1 are sealed at the joint with a seal ring 27, respectively.
  • the outer peripheral surface of the seal ring 27 and the inner peripheral surfaces of the first piston ring 31-1 and the second piston ring 31-2 that are in contact with the seal ring 27 may not necessarily coincide with each other in shape. In this case, there is a possibility that a minute gap is generated between the outer peripheral surface of the seal ring 27 and the inner peripheral surfaces of the first piston ring 31-1 and the second piston ring 31-2, and leakage through this occurs. .
  • the piston ring of the present embodiment will be described with reference to FIG. In FIGS. 13A and 13B, the upper surface and the lower surface of the piston ring 41 are shown reversed to make the lower surface of the piston ring 41 easier to see.
  • the piston ring 41 of the present embodiment has a joint gap 42 on the compression chamber 10 side (upper surface), and has a step cut shape similar to that of the first embodiment.
  • the inner peripheral lip 45 is in contact with the outer peripheral lip receiving surface 46 in a lip cut shape having a lip 45 in which the inner peripheral side and the outer peripheral side overlap.
  • the joint gap 43 communicates with the outer peripheral side (radially outer side) of the piston ring 41, and the joint gap 44 communicates with the inner peripheral side (radial inner side) of the piston ring 41.
  • the piston ring 41 is sealed by the lip 45, but the lip 45 may be damaged when used to the limit because the joint section is small. Therefore, as shown in FIG. 13B, when the wear of the ring progresses, the lip receiving portion is opened so that the lip 45 of the joint and the lip receiving surface 46 are opened from the back of the ring to the joint gap 43 even when the overlap remains.
  • a groove 47 having a length L is provided on the surface 46.
  • the groove 47 may be provided in the lip 45. In this case, the groove 47 does not open in the joint gap 43 but opens in the joint gap 44.
  • the rider ring 50 receives a side pressure in the load direction at the time of compression generated with the cylinder 8 when the piston 7 reciprocates.
  • the rider ring 50 is wound around the side surface of the piston 7 in a band shape, and prevents contact between the piston 7 and the cylinder 8.
  • the rider ring 50 has a ring shape having a joint.
  • the transfer film of PTFE is generated on the sliding surface of the mating material (cylinder), and the PTFE slides between the piston ring and the rider ring. It is known that wear can be suppressed and a long life can be achieved.
  • Patent Document 2 Japanese Patent Laid-Open No. 2014-214672
  • a phenol resin, an epoxy resin, or the like containing an oxygen atom-containing functional group having a high transfer strength is provided near the PTFE-based sliding material.
  • a technique for reducing the wear of PTFE by using a transfer film of a resin having a high transfer strength instead of the transfer film of PTFE is described.
  • a structure for reducing wear of a piston ring formed of PTFE by molding a rider ring with a phenol resin, an epoxy resin, or the like containing an oxygen atom-containing functional group there is shown.
  • the piston ring and the rider ring may be formed of a phenol resin or an epoxy resin containing an oxygen atom-containing functional group having a high transfer strength.
  • a structure in which the piston ring is divided into two parts and a step-cut shaped joint as shown in FIG. 1 is provided at both ends is also conceivable.
  • the hardness is high. Therefore, even if the abutment has a step-cut shape, for example, a leak passage is generated due to a processing dimension error in the height direction of the abutment.
  • the piston ring is made of PTFE, since there is flexibility, even if a gap due to a processing dimension error in the height direction is generated at the joint, the joint is flexibly deformed by pressure and the gap is filled, so that no leak passage is formed.
  • the structure and material of the piston ring 21 and the rider ring 50 that solve the above-described problems are proposed.
  • the piston ring 21 is made of a PTFE material
  • the rider ring 50 is made of a material harder than the piston ring 21.
  • FIG. 16 shows an example of a rider ring 50 made of a material harder than PTFE such as a phenol resin or an epoxy resin containing an oxygen atom-containing functional group.
  • FIG. 16A shows a plan view (upper stage) and a side view (lower stage) in a state where the two joint gaps a in the initial state of the rider ring 50 are even.
  • FIG. 16B shows the relationship between the initial thickness of the rider ring 50 and the limit wear amount in the state where the piston 7 is assembled.
  • the rider ring 50 of this embodiment has a two-part structure in which the cylinder is divided into two parts.
  • the rider ring 50 is for the purpose of maintaining the posture of the piston and preventing contact between the piston 7 and the cylinder 8 in a state where the side pressure is received during operation of the compressor. Even if the abutment is straight, there is no functional problem.
  • the rider ring 50 can reduce wear by a transfer film having a high transfer strength obtained from material characteristics such as phenol resin and epoxy resin containing an oxygen atom-containing functional group, and a long life can be obtained.
  • the piston ring 21 is formed of the PTFE material with the structure in which the surface pressure is reduced as described in the first embodiment, a long life can be obtained without depending on the material due to the above-described effects.
  • a flexible PTFE-based resin is formed as an integral type with a single joint, the leakage due to a dimensional error of the joint is small, and a high-performance compressor with excellent sealing properties can be obtained.
  • the rider ring 50 is made of a material such as a phenol resin or an epoxy resin containing an oxygen atom-containing functional group
  • the piston ring 21 is made of a PTFE ring with the structure shown in Embodiments 1 and 2.
  • the rider ring 50 may be formed of a PTFE material by reducing the surface pressure with the structure shown in the first embodiment, similarly to the piston ring 21.
  • the rider ring 50 since the rider ring 50 is structured to mechanically receive the side pressure of the cylinder 8, it cannot be designed in consideration of the same surface pressure balance as the piston ring 1 described in the first embodiment. Therefore, for example, when the surface pressure is 1/2, the area needs to be doubled. Accordingly, the rider ring 50 becomes large, the piston 8 and the cylinder 8 that receives the sliding movement of the piston 7 also become large, and as a result, the compressor becomes very large.
  • the piston ring 21 (PTFE ring) is flexible and desirably has a hardness of 40 or less in order to maintain sealing performance.
  • the rider ring 50 is preferably 55 or more in hardness so as to be thin and strong.
  • FIG. 17 shows the rider ring 50 when the rider ring 50 is worn to the limit wear amount, one of the two joints contacts and the opposite joint opens. Further, the rider ring 50 has a two-part structure, and when one joint is in contact, the gap between the other joints is maximized. At this time, a gap between the contacted joint and the joint on the opposite side is defined as a ′ (FIG. 17).
  • the limit wear amount ⁇ of the rider ring 50 is a value smaller than the difference between the radial thickness of the rider ring 50 and the groove depth of the piston 7 on which the rider ring 50 is mounted.
  • the rider ring 50 is evenly worn by rotating in the groove during compressor operation. However, when one abutment comes into contact and the opposite abutment is completely open (no overlap), the position where the abutment opens (abutment a ′) and the load direction of the piston 7 (the piston 7 When the direction in which the force in the rotational direction of 18 is applied), the piston 7 enters the position where the joint is opened. If the piston 7 enters the position where the joint is opened, the rider ring 50 stops due to the load and does not move. As a result, partial wear occurs without uniform wear, and the life until the piston 7 contacts the cylinder 8 is shortened.
  • 18A and 18B show the structure of the rider ring 50 in which the joint on the opposite side does not open completely even when one of the joints comes into contact, divided into initial and limit wear.
  • 18A shows a plan view and a side view of the initial rider ring 50
  • FIG. 18B shows a plan view and a side view of the rider ring 50 at the time of limit wear.
  • the initial rider ring 50 shown in FIG. 18A is in a state where the two joint gaps are a.
  • the rider ring 50 at the time of limit wear shown in FIG. 18B is open so that one joint (indicated by arrow C) is in contact and the other joint (indicated by arrow D) is a gap a ′.
  • the circumferential length of the step portion (maximum length of the portion where the upper joint and the lower joint overlap) B (see FIG. 18B in FIG. 18B) than the joint gap a ′ on the opposite side of the contact joint.
  • the length shown in the side view in the direction of arrow D) is required to be long.
  • This embodiment relates to a structure in which a vertical gap is not formed even when one of the two joints comes into contact and the opposite joint opens and the rider ring 50 does not stop moving in the rotational direction.
  • FIG. 19A The joint of the rider ring 52 in FIG. 19A is inclined with respect to the axial direction (the direction in which the piston 7 reciprocates), and is provided so as to intersect with each other when seen through from the side.
  • FIG. 19B is a developed view of this rider ring.
  • FIG. 20A the shape of the rider ring 53 that does not intersect when seen through from the side is FIG. 20A, and the developed view is FIG. 20B.
  • one of the two-divided structures has two joint gaps, and the force acts in the upward and downward directions, and the other of the two-divided structures has two joints in the downward and upward directions. Therefore, it can suppress pressing in the ring groove of piston 7, and it can prevent becoming difficult to move in a rotation direction within a ring groove. As a result, uniform wear occurs during the use of the rider ring 52, and irregular deterioration of the life can be prevented.

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Abstract

本発明では、ピストンリングのシール性を向上させた圧縮機を提供することを目的とする。　本発明は、シリンダと、前記シリンダ内のクランク室側と圧縮室側との間を往復動し、前記圧縮室の流体を圧縮するピストンと、該ピストンに設けられ前記シリンダ内のクランク室側と圧縮室側との間をシールするピストンリングを備え、前記ピストンリングは圧縮室側に設けられた上側合口とクランク室側に設けられた下側合口とを有し、前記上側合口において前記ピストンリングの内周側と外周側とが連通し、前記上側合口に連通し、前記下側合口には連通しない外周溝を前記ピストンリングの外周に設け、前記ピストンリングの内周側には、前記上側合口および前記下側合口を遮断する遮断部材を設けることを特徴とする圧縮機を提供する。

Description

圧縮機およびその使用方法
　本発明は、圧縮機およびその使用方法に関する。
　特許文献１では、一つのピストンリングが規定摩耗に達した場合にそのピストンリングの過摩耗を防止するためにピストンリングに絞り通路（オリフィス）を設け、摩耗限界に達したピストンリングに圧縮ガスが作用しなくなり、その後の摩耗の進行をなくす技術が示されている（第６図等）。
特開平４－２０３３７０号公報 特開２０１４―２１４６７２号公報
　特許文献１に記載されたピストンリングにおいては、上面から下面に連通する通路が示されている。このようなピストンリングで摩耗が進行した場合には、連通した通路は、運転中のピストンの径方向の動きにより通路が開口したり閉口したりする。
　そのため、特許文献１に記載されたピストンリングでは連通した流路からの漏れが不安定となり、ピストンリングのシール性を十分に確保することができなかった。一方で、例えば複数のピストンリングを設けた場合、ピストンリングの摩耗が１つのピストンリングに偏り、ピストンリングを交換するまでの時間を延長することができなかった。
　上記の点を鑑みて、本発明では、ピストンリングのシール性を向上させた圧縮機を提供することを目的とする。
　また、他の観点の本発明では、ピストンリングを交換するまでの時間を延長することができる圧縮機の使用方法を提供することを目的とする。
　上記課題を解決するため本発明は、シリンダと、前記シリンダ内のクランク室側と圧縮室側との間を往復動し、前記圧縮室の流体を圧縮するピストンと、該ピストンに設けられ前記シリンダ内のクランク室側と圧縮室側との間をシールするピストンリングを備え、前記ピストンリングは圧縮室側に設けられた上側合口とクランク室側に設けられた下側合口とを有し、前記上側合口においてピストンリングの内周側と外周側とが連通し、前記上側合口に連通し、前記下側合口には連通しない外周溝を前記ピストンリングの外周に設け、前記ピストンリングの内周側には、前記上側合口および前記下側合口を遮断する遮断部材を設けることを特徴とする圧縮機を提供する。
　また、他の観点における本発明は、シリンダと、前記シリンダ内のクランク室側と圧縮室側との間を往復動し、前記圧縮室の流体を圧縮するピストンと、該ピストンに設けられ前記シリンダ内の前記クランク室側と前記圧縮室側との間をシールするピストンリングを複数備える圧縮機の使用方法であって、前記複数のピストンリングのうち、少なくとも１つが限界摩耗に達した後も前記圧縮機の使用を継続することを特徴とする圧縮機の使用方法を提供する。
　本発明によれば、ピストンリングのシール性を向上させた圧縮機を提供することができる。
　また、他の観点の本発明によれば、ピストンリングを交換するまでの時間を延長することができる圧縮機およびその使用方法を提供することができる。
ステップカットピストンリングの構造を示す図である。 ステップカットピストンリングの合口加工の方法を示す図である。 ステップカットピストンリングの面圧バランスを示す図である。 図１のＡ部の漏れ通路を示す図である。 本発明の実施例１におけるピストンリングの構造を示す図である。 本発明の実施例１におけるピストンリングの面圧バランスを示す図である。 本発明の実施例１におけるピストンリングの合口の構造を示す図である。 従来のピストンリングと本発明の実施例１におけるピストンリングの摩耗量の比較を示すグラフである。 本発明の実施例１におけるピストンリングを２本用いた場合のピストンの断面図である。 本発明の実施例１におけるピストンリングを２本用いた場合にピストンを合口側から見た図である。 本発明の実施例１におけるピストンリングを２本用いた場合の摩耗量を示す図である。 本発明の実施例２におけるピストンリングを３本用いた場合の摩耗量を示す図である。 本発明の実施例２におけるピストンリングの合口の構造を示す図である。 往復動圧縮機の構造を示す図である。 硬度の高い材料で形成したピストンリングの構造を示す図である。 本発明の実施例３における高硬度のライダーリングの初期の構造を示す図である。 本発明の実施例３における高硬度のライダーリングの初期厚さと限界摩耗時の関係を示す断面図である。 本発明の実施例３における高硬度のライダーリングの限界摩耗時に合口の一端が接触した場合の構造を示す図である。 本発明の実施例４における高硬度のライダーリングの初期の構造を示す図である。 本発明の実施例４における高硬度のライダーリングの限界摩耗時の構造を示す図である。 本発明の実施例５における高硬度のライダーリングの構造を示す図である。 本発明の実施例５における高硬度のライダーリングの展開図である。 本発明の実施例５における高硬度のライダーリングの構造を示す図である。 本発明の実施例５における高硬度のライダーリングの展開図である。
　まず、本発明の前提となる、往復動圧縮機の構成とピストンリングの構造について、図面を用いて説明する。
　図１４に往復動圧縮機の概略構造を示す。図１４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１４に示すモータ１５が回転駆動することにより、ベルト１４を通じて圧縮機本体１１のクランク室９内に設けられたクランク部１８へ回転力が伝達され、クランク部１８は回転運動する。
　クランク部１８の回転運動が連接棒１７に伝達され、ピストン７がシリンダ８内を往復動する。ピストン７がシリンダ８内を往復動することによって吸入口１２から吸入した流体を圧縮室１０内にて圧縮し、吐出口１３からタンク１６に向けて吐出し、タンク１６に圧縮流体を貯留する。なお、圧縮機本体１１で圧縮する流体は空気のほか、特定の気体（窒素・酸素・冷媒）であってもよい。また、圧縮機本体１１は大気圧の流体を圧縮するものであってもよいし、昇圧された気体を再圧縮するブースタであってもよい。
　図３、４に示すように、ピストン７には、図１に示すピストンリング１がピストン７に形成されたリング溝１９に設けられている。ピストンリング１は、圧縮室１０側（ピストン７によって加圧される加圧側）からクランク室９側（ピストン７によって加圧されない非加圧側）へ流体が漏れないようにシールしている。なお、以降、圧縮室１０側を上側、クランク室９側を下側に配置した場合を例に挙げて説明する。図１は往復動圧縮機に用いられるステップカット形状のピストンリング１の構造を示す。ステップカット形状のピストンリング１は圧縮室１０側とクランク室９側の円周上の異なる位置に径方向内側から外側に向けて切り込みが入れられ、合口隙間２、３が形成されている。合口隙間２、３において、それぞれピストンリング１の内周側と外周側（径方向内側と外側の側面）とが連通している。ピストンリング１は、合口隙間２、３の間において、上側合口４と下側合口５とが重なり合う構造となっている。このような構造にすることによって、例えば、ピストン７が往復動に伴い傾斜する揺動型圧縮機においてもピストンリング１が拡縮径することで、圧縮室１０のシール性を維持している。
　図２にピストンリング１の加工方法を示す。ピストンリング１は、合口隙間２、３が密着した状態の円形リングに対して、図２に示すようにＬ字型を組み合わせた形状のカッタ６で押し込むことで切り込みを入れる。これにより、合口隙間２、３、上側合口４、下側合口５を形成している。ピストンリング１はカッタ６で切り込みを入れるだけで加工ができるため、工数・コストをかけずに加工することが可能である。
　図３にはこのピストンリング１を用いた場合の面圧バランスの状態を示す。ピストン７のリング溝１９とピストンリング１との間には隙間があるためピストンリング１の背面（径方向内側の側面）に圧縮室１０内の圧力Ｐｃが作用する。一方、摺動面では上端（圧縮室１０側）がＰｃ、下端（クランク室９側）が大気のため三角形状の圧力分布となる。
　この結果、摺動面と背面の圧力の一部が相殺され、（Ｉ）で示した領域の摺動面と背面の圧力差の平均が面圧Ｐ１として作用することになる。
　図４には図１のＡ－Ａ部断面形状を示す。ピストンリング１の合口は上側合口４と下側合口５が接触しており、合口隙間２と合口隙間３との間は遮断されている。そのため、ピストンリング１の上面から下面へ直接漏れを生じる流路は無い。
　しかし、図４に示すようにピストンリング１の合口隙間３はピストンリング１の背面から大気側（クランク室９側）へ開口しているため漏れ流路が存在する事となり、合口隙間３の幅が大きい場合はシール性が課題となっている。
　また、ピストンリング１を用いる場合はシリンダ８との間での摺動時の面圧が高いため、摩耗に伴う交換寿命の延長も課題となっていた。
　ここで、特許文献１によるピストンリングを用いた場合、摩耗が一定ではなく、円周の一部の摩耗が進行する偏摩耗を生じることもある。この場合も通路の開口の度合いが場所によって変わることとなり、安定した通路の形成がなされない。そのため、摩耗の度合いが大きくなくてもピストンリングのシール性が低下して、十分にシールがなされない場合があった。
　また、ピストンリングの摩耗により通路が開口する際、徐々に開口する。そのため、連通穴の形状によっては開口部からの漏れ量が少なくピストンリング背圧が変化しにくく、連通穴から十分に圧縮流体を流すことができない場合もあった。これにより、例えば、複数のピストンリングを設けた場合、ピストンリングの摩耗が１つのピストンリングに偏り、ピストンリングを交換するまでの時間を延長することができなかった。
　以下に、本発明の各実施例における往復動圧縮機およびピストンリングを、図面を用いて説明する。
　図５は本実施例のピストンリング２１の構造を示す図である。図５において、ピストンリング２１はピストンリング１と同様のステップカット形状であり、合口隙間２２、２３において、それぞれピストンの内周側と外周側（径方向内側と外側の側面）とが連通している。また、ピストンリング２１の外周（シリンダ８との摺動面）に外周溝２６が設けられている。外周溝２６はピストンリングの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２１の高さとは、ピストンリング２１の円周方向および径方向に垂直な方向をいい、ピストンリング２１のピストンリング厚さとは、径方向をいう。
　外周溝２６の一端は、ピストンリング２１の上側（シリンダ８の圧縮室１０側）に設けられた合口隙間２２に連通しておりピストンリング２１の径方向内側の背面圧力もしくはシリンダ８内の圧力を容易に外周溝に導けるように構成されている。なお、外周溝２６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、外周溝２６の他端はピストンリング２１の下側（シリンダ８内のクランク室９側）に設けられた合口隙間２３近傍まで設けられているが合口隙間２３には連通していない。その結果、ピストンリング２１の背面から別途連通穴を加工することなく外周溝２６には上側合口２２から圧縮室１０内の圧縮空気が導かれる。一方、外周溝２６の反対側は下側合口２３に連通していないために外周溝内の流体が漏れて性能低下することが防止できる。また、ピストンリング２１内周には、ピストンリング２１の内周側と外周側（径方向内側と外側）とを遮断する遮断部材としてのシールリング２７を設けている。シールリング２７はピストンリング２１に追従して拡縮径するリング状の板で形成されている。シールリング２７は、ピストンリング２１の内周面に接触することで、合口隙間２２、２３から径方向内側をシールしている。例えば高さがリング２１と同一の薄い鋼板製で内周に１．５巻き程設けた状態で示している。シールリング２７は図７で説明するように合口隙間２２、２３を遮断できれば、材質、巻き数は前述によらず任意である。
　次に、図６はピストンリング２１の面圧バランスを説明する図である。図６において、外周溝２６には、上記したように、圧縮室１０内の圧力Ｐｃが導かれている。従って、摺動面の圧力分布は、外周溝２６の上方の圧力はＰｃが一定で作用し、外周溝２６の下端をＰｃとし、ピストンリング２１の下端が大気となる分布となる。この場合、外周溝２６の上方とピストンリング２１の背面の圧力Ｐｃはバランスすることになる。そのため、（ＩＩ）で示した領域にしか摺動面と背面の圧力差は生じない。図４の場合と同様に、本実施例でも摺動面と背面の圧力差の平均Ｐ２が本実施例の摺動面の面圧となる。本実施例の摺動面の面圧Ｐ２と図４で示した摺動面の面圧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６では外周溝２６の下端の高さがピストンリング２１の高さの１／２の位置にある。この場合は、ピストンリング２１の上側半分は背面側と摺動面側とで圧力差が生じない。そのため、Ｐ２＝Ｐ１/２となり面圧を１／２に低減できることが判る。また、外周溝２６の位置は上記に限定されるものではなく、ピストンリングの高さ方向のさらに下に設けることで、（ＩＩ）で示した領域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できる。
　次に図７では、シールリング２７がピストンリング２１の径方向内側と外側との間の流路を遮断している様子を示している。このように、シールリング２７は合口隙間２２、２３のある位置でピストンリング２１の径方向内側に設けられ、ピストンリング２１の径方向内側と外側との間の流路を遮断することによりピストンリング２１のシール性能が向上する。特にピストンリング２１が限界摩耗に達するまでは安定したシール性を有する。
　本実施例におけるピストンリング２１を用いた場合のピストンリング２１の摩耗の状況を図８で説明する。破線は従来のピストンリング１の摩耗状況を模式的に示しており限界摩耗に至る時間はＴ０である。ここで、限界摩耗とはリング摺動面が摩耗して徐々に合口が広がるが、当初存在した上側合口４（２４）と下側合口５（２５）の重なりが無くなり、２つの合口隙間２（２２）と３（２３）の周方向の位置が重なり、連通したとき、つまり、合口の上から下への漏れ流路が開口するときの摩耗量を示す。一方、本実施例におけるピストンリング２１は従来のピストンリング１に対して面圧が低減しているため摩耗が少なく限界摩耗に至る時間はＴ１まで延長される。
　本実施例のピストンリングを２本用いて寿命延長を行った例を図９、図１０を用いて説明する。
　図９はピストン３３にピストンリング３１を２本設けた場合である。第一のピストンリング３１－１が上側（圧縮室１０側）に、第二のピストンリング３１－２が下側（クランク室９側）に組みつけられている。第一のピストンリング３１－１と第二のピストンリング３１－２は、それぞれステップカット形状である点、それぞれの径方向内側にシールリング２７が設けられている点などは、図５のピストンリング２１と同様である。ピストンリング３１のシール性は２本で同じでなくてもよい。例えば、第一のピストンリング３１－１のシール性（単に圧力差当たりの流体の漏れ量）が第二のピストンリング３１－２より良い場合は、ランド３５及び第二のピストンリング３１－２の背面３６の圧力Ｐｍはクランク室９側の圧力（例えば大気圧）に近くなる。すなわち、第一のピストンリング３１－１のみで背面３４とランド３５との間をシールして圧縮し摩耗も第一のピストンリング３１－１が第二のピストンリング３１－２より多くなる。第一のピストンリング３１－１が限界摩耗まで摩耗すると、図１０に示したように第一のピストンリング３１－１の上側合口３７と下側合口３８の重なっている部分がなくなり始める。上側合口３７と下側合口３８の重なっている部分が完全になくなると、第一のピストンリング３１－１の上面と下面との間で漏れ流路が開口する。一方、第二のピストンリング３１－２は摩耗が少ないため上側合口３９と下側合口４０は重なっており上から下へ開口する漏れ流路は無い。
　この時の第一のピストンリング３１－１と第二のピストンリング３１－２の背面の圧力状態を、図９で説明する。第一のピストンリング３１－１の合口が開口するため、第一のピストンリング３１－１の背面３４、ランド３５および第二のピストンリング３１－２の背面３６の圧力はＰｍ＝Ｐｃとなる。この結果、第一のピストンリング３１－１の上下の圧力差が無くなるため第一のピストンリング３１－１はこれ以上摩耗しなくなる。一方、第二のピストンリング３１－２は第一のピストンリング３１－１が限界摩耗に達した以降に圧縮室１０の圧力を受けて圧縮室１０とクランク室９との間をシールし、シリンダ８との間での面圧が増加することになり徐々に摩耗していく。
　この場合の２本のリングの摩耗状況について図１１を用いて説明する。
　図１１は当初第一のピストンリング３１－１で上下の圧力差を受ける場合を示している。第一のピストンリング３１－１が限界摩耗に達するまで摩耗が多い様子を示している。第一のピストンリング３１－１がＴ１時間で限界摩耗に達するとリングのシールが第二のピストンリング３１－２に移り、以降第一のピストンリング３１－１は摩耗せず、第二のピストンリング３１－２のみが摩耗することになる。第二のピストンリング３１－２が限界摩耗に達する時間Ｔ２が２本のピストンリングを交換するまでの寿命となる。
　本実施例のピストンリング２１を１本用いた場合の寿命は第一のピストンリング３１－１の摩耗と同様となるので１本のピストンリング２１を用いた場合の寿命は時間Ｔ１である。ピストンリングを２本用いた場合、一方のピストンリング（第一のピストンリング３１－１）が限界摩耗に至ってもそのまま使用することですべてのピストンリングが限界摩耗に達するまでの寿命はＴ１からＴ２へ延長される事になる。また、図１２に示すようにピストンリング２１を３本設けた場合は、さらに寿命を延長できる。
　これまでは、第一のピストンリング３１－１が最初にシールして摩耗が進むことで述べたが、最初に第二のピストンリング３１－２が大きな面圧を受け、摩耗が進む場合でも最初に限界摩耗に達するピストンリングの順序が変わるだけで同様の推移、効果を生み出す。
　本実施例のピストンリングを複数用いる場合の他の効果を次に説明する。
　本実施例のピストンリングは、限界摩耗に達した場合に合口がリングの厚さ方向に急激に開口する。そのため、瞬時に上面と下面にかかる圧力差を第一のピストンリング３１－１から第二のピストンリング３１－２へ受け渡すことができる。
　この結果、第一のピストンリング３１－１を限界摩耗まで使用してもその後は第一のピストンリング３１－１の上下の圧力差と摺動面にかかる面圧が瞬時になくなるため第一のピストンリング３１－１が限界摩耗に達した以降は摩耗しない。
　またピストンリングが摩耗すると、合口隙間２２、２３が開き、圧縮室１０からの圧力を受けて、上側合口２４が合口隙間２３に落ち込む変形をする。このとき、本実施例の合口はステップカット形状で、半径方向の厚さが薄くならない形状である。そのため、上側合口２４が合口隙間２３に落ち込む変形をした場合も合口が開く寸前まで合口が強度を保つことができる。また、上側合口２４の厚さを下側合口２５の厚さよりも厚くすることでさらに合口の強度を保つことができる。これにより、複数のピストンリングが限界摩耗するまで使用することが可能となり、交換寿命を延長することができる。
　また、複数のピストンリング（第一のピストンリング３１－１と第二のピストンリング３１－２のピストンリング）を用いた場合、少なくとも１つのピストンリング（第一のピストンリング３１－１）が限界摩耗に達した後も残りの少なくとも１つのピストンリング（第二のピストンリング３１－２）が限界摩耗に達していなければ、残りのすべてのピストンリング（第二のピストンリング３１－２）が限界摩耗に達する前までは圧縮機の使用を継続することができる。これにより、いずれか１つのピストンリングが限界摩耗になった場合に交換するよりもピストンリングの交換寿命を延長することができる。
　実施例１の第一のピストンリング３１－１と第二のピストンリング３１－２はそれぞれシールリング２７で合口をシールしている。シールリング２７の外周面と、シールリング２７が接する第一のピストンリング３１－１および第二のピストンリング３１－２の内周面は必ずしも形状が完全には合致しない場合もある。この場合はシールリング２７の外周面と第一のピストンリング３１－１および第二のピストンリング３１－２の内周面との間に微小な隙間が生じここを通る漏れを生じる可能性がある。
　そこで、本実施例では合口のシールを確実にしつつ、摩耗が進んだ場合にピストンリングの上面と下面にかかる圧力差を第一のピストンリングから第二のピストンリングへ確実に受け渡す構造を示す。
　図１３を用いて本実施例のピストンリングについて説明する。なお、図１３（Ａ）および（Ｂ）は、ピストンリング４１の下面を見やすくするため、ピストンリング４１の上面と下面を逆にして示している。本実施例のピストンリング４１は圧縮室１０側（上面）が合口隙間４２を有し、実施例１と同様のステップカット形状である。また、クランク室９側（下面）では、内周側と外周側とが重なり合ったリップ４５を持ったリップカット形状で内周側のリップ４５が外周側のリップ受け面４６に接触している。このようにすることで、ピストンリング４１の下面の径方向外側と内側にそれぞれ切り込みを入れて形成された合口隙間４３から４４への圧縮流体の漏れを低減した構造となっている。合口隙間４３はピストンリング４１の外周側（径方向外側）に連通し、合口隙間４４はピストンリング４１の内周側（径方向内側）に連通している。
　本実施例の構造では、ピストンリング４１のシールをリップ４５で行っているが合口断面が小さいため限界まで使用するとリップ４５が破損する場合がある。そこで、図１３（Ｂ）に示すように、リングの摩耗が進んだ場合、合口のリップ４５とリップ受け面４６が重なりを残した状態でもリング背面から合口隙間４３へ開口するように、リップ受け面４６に長さＬの溝４７を設けている。
　なお、溝４７はリップ４５に設けてもよく、その場合、合口隙間４３には開口せず、合口隙間４４に開口することとなる。
　本実施例でも実施例１と同様にこのピストンリング４１を複数設けることで、シール性能を維持したまま、限界摩耗に達した時にピストンリング４１の上面と下面にかかる圧力差の受け渡しが可能となり、実施例１と同様に寿命の延長が可能となる。
　他の実施例として、シール性能に余裕があれば、図４、５で示したステップカット形状のみのピストンリング２１と図１３のステップカット形状とリップカット形状とを設けたピストンリング４１の組合せも可能である。この場合、どちらのリングを上に設けても効果に差は無く寿命延長が得られる。また、ピストンリング２１（４１）の外周に上側合口２４（３７、３９）へ連通する外周溝２６を設けて寿命延長できることは言うまでも無い。
　本実施例では、ライダーリング５０の材料と構造を変えることにより、乾燥ガス圧縮に用いる場合に寿命延長を図った例について説明する。実施例１、２と同一の構成に対しては同一の符号を付し、その説明を省略する。
　図１４のピストン７には、ピストンリング１の下側（シリンダ８内のクランク室９側）に形成されたリング溝にライダーリング５０が装着されている。
　ライダーリング５０はピストン７が往復動するときにシリンダ８との間で発生する圧縮時の負荷方向の側圧を受けるものである。ライダーリング５０は、ピストン７の側面に帯状に巻かれており、ピストン７とシリンダ８との接触を防止する。ライダーリング５０は合口を有するリング形状である。
　なお、本実施例では、図１４に示す通り、ピストンリング１（２１）を１つ用いた例を説明するが、図９、１０に示すようにピストンリング３１－１、３１－２を複数用いてもよい。
　ここで、ＰＴＦＥ基材のピストンリング、ライダーリングを用いて大気を圧縮する場合はＰＴＦＥの移着膜が相手材（シリンダ）の摺動面に生成されＰＴＦＥ同士の摺動となりピストンリング、ライダーリングの摩耗が抑えられ長寿命を達成できることが知られている。
　一方、同構造で窒素ガス等の不活性乾燥ガスを圧縮すると、相手（シリンダ）摺動面に移着膜が生成されずピストンリング、ライダーリングの異常摩耗（大気圧縮時の20～30倍）を生じる。これは、不活性乾燥ガスによりＰＴＦＥの移着膜の移着強度が低下するため移着膜が摺動面に残らずＰＴＦＥ同士の摺動が行われないためである。なお、窒素ガスを圧縮する場合、シリンダ内のガスに接しているピストンリングは窒素ガス内の摺動となるが、ピストンリングから漏れ出たガスがライダーリングの摺動面に向けて流れ出すため、ライダーリングも窒素ガス内の摺動となる。窒素ガス圧縮においてはピストンリングだけでなく、ライダーリングの寿命延長も課題となる。
　ここで、特許文献２（特開２０１４―２１４６７２号公報）によれば、移着強度の高い酸素原子含有官能基を含んだフェノール樹脂、エポキシ樹脂等をＰＴＦＥ系摺動材の近くに設けることが記載されている。即ち、移着強度の強い樹脂の移着膜によってＰＴＦＥの移着膜の代わりとさせることでＰＴＦＥの摩耗を低減する技術が記載されている。具体的には、酸素原子含有官能基を含んだフェノール樹脂、エポキシ樹脂等でライダーリングを成形しＰＴＦＥで形成されたピストンリングの摩耗低減を行う構造が示されている。
　しかし、酸素原子含有官能基を含んだフェノール樹脂、エポキシ樹脂等で形成されたライダーリングがピストンリングから離れていて、移着膜がピストンリングの摺動する位置まで十分に形成されない場合や、圧縮圧力が高く面圧が高い場合などはピストンリングの摩耗を抑えることができない。
　ここで、ピストンリングとライダーリングの寿命の延長のみに着目すれば移着強度の高い酸素原子含有官能基を含んだフェノール樹脂、エポキシ樹脂等でピストンリング、ライダーリングを形成すれば良い。
　ところが、これらの樹脂は硬度が高く、柔軟性が低いため、ピストン７への組み付けを考慮すると、図１５に示すような２分割構造での２つの合口を持つピストンリング４８の構造とせざるを得ない。そのため、仮に合口をストレート形状にすると、ピストンリング内側にシールリング２７を用いてもピストンリング４８の合口の上方から下方へ抜ける漏れ通路ができる。これにより、合口からの漏れを低減できず性能低下が課題となる。
　ピストンリングを２分割構造にして、かつ図１に示したようなステップカット形状の合口を両端に持った構造も考えられる。しかし、この場合は図１に示した柔軟性を有したＰＴＦＥ系リング（合口は１ヶ所）と異なり硬度が高い。そのため合口をステップカット形状にしたとしても、例えば合口の高さ方向の加工寸法誤差で漏れ通路が発生する。
　一方、ピストンリングをＰＴＦＥで形成すれば、柔軟性があるため合口で高さ方向の加工寸法誤差による隙間を生じても圧力で合口が柔軟に変形して隙間を埋めるため漏れ通路を生じない。
　そこで、窒素ガスを圧縮する場合は漏れが少なく圧縮性能が良く、ピストンリング、ライダーリングの寿命も延長できるピストンリング、ライダーリングの構造・材料が課題となる。
　本実施例では、上記課題を解決するピストンリング２１、ライダーリング５０の構造・材料を提案するものである。本実施例では、ピストンリング２１をＰＴＦＥ系材料で形成し、ライダーリング５０をピストンリング２１よりも硬い材料で形成した。
　図１６に酸素原子含有官能基を含んだフェノール樹脂、エポキシ樹脂等ＰＴＦＥよりも硬い材料で製作されたライダーリング５０の一例を示す。
　図１６Ａにライダーリング５０の初期状態の２つの合口隙間ａが均等にある状態における平面図（上段）と側面図（下段）を示す。また、図１６Ｂにピストン７に組付けた状態におけるライダーリング５０の初期厚さと限界摩耗量の関係を示す。
　本実施例のライダーリング５０は円筒を２分割にした２分割構造である。ライダーリング５０は圧縮機運転中の側圧を受けた状態でピストンの姿勢を維持しピストン７とシリンダ８との接触を防止する目的のものであり、圧縮ガスのシールを目的としていないため２分割構造で合口がストレート形状でも機能上問題は無い。
　この結果、ライダーリング５０は酸素原子含有官能基を含んだフェノール樹脂、エポキシ樹脂等の材料特性から得られる移着強度の高い移着膜で摩耗低減ができ、長寿命が得られる。一方、ピストンリング２１は実施例１で示した面圧を低減した構造にてＰＴＦＥ系材料で形成するため、前述した効果で材料に頼らず長寿命が得られる。また、柔軟性のあるＰＴＦＥ系樹脂で合口が１ヶ所の一体型として構成するため、柔軟性があり合口の寸法誤差による漏れも少なくなり、シール性に優れた高性能な圧縮機が得られる。
　本実施例によれば、ライダーリング５０は酸素原子含有官能基を含んだフェノール樹脂、エポキシ樹脂等の材料で構成し、ピストンリング２１をＰＴＦＥ系リングで実施例１、２に示す構造で構成することで、ピストンリング２１、ライダーリング５０の寿命とシール性に優れた高性能な圧縮機を得ることが可能となる。
　なお、ライダーリング５０もピストンリング２１と同様に実施例１に示した構造で面圧低減を行いＰＴＦＥ系材料で構成することも考えられる。しかし、ライダーリング５０はシリンダ８の側圧を機械的に受ける構造のため実施例１で説明したピストンリング１と同一の面圧バランスを考慮して設計することはできない。そのため、例えば面圧を１/２にする場合は面積を２倍にする必要がある。従って、ライダーリング５０が大きくなり、ピストン７とピストン７の摺動を受けるシリンダ８も大きくなり、結果的に圧縮機が非常に大型化する。そのため、原価の増加や圧縮機振動の増加（ピストン７の大型化で往復動慣性力が大きくなりアンバランス力による振動が増加するため）などデメリットが大きく、ライダーリング５０は本実施例で示したように酸素原子含有官能基を含んだフェノール樹脂、エポキシ樹脂等の材料を用いて構成することが圧縮機として総合的に優れたものとなる。
　また、これらの効果を有する材料の組合せは硬度（ショアー硬度（Ｄ））で示すと次のようになる。ピストンリング２１（ＰＴＦＥ系リング）は柔軟性を有してシール性能を維持するためには硬度４０以下が望ましい。また、ライダーリング５０は薄肉で構成し強度を有するためには硬度５５以上が望ましい。
　一方、ピストンリング２１は硬度４０以上になると柔軟性が欠如し、合口の漏れが多くなるとともに合口が１ヶ所の一体型リングを開いてピストン７に装着することが困難となる。また、ライダーリング５０は硬度５５以下になると摩耗の増加や強度低下で組付け時に割れるなどの不具合を生じる。
　本実施例では、２分割のライダーリング５０の構造について説明する。実施例１－３と同一の構成については同一の符号を付し、その説明を省略する。
　なお、本実施例では、図１４に示す通り、ピストンリング１（２１）を１つ用いた例を説明するが、図９、１０に示すようにピストンリング３１－１、３１－２を複数用いてもよい。
　図１６Ａに示すライダーリング５０は、運転中にシリンダ８との接触面（ライダーリング５０の外周面）の摩耗が進むと合口が徐々に広がる。ライダーリング５０が限界摩耗量まで摩耗し、２つの合口のうち一方の合口が接触し、反対側の合口が開いた場合のライダーリング５０を図１７に示す。また、ライダーリング５０は２分割構造であり、一方の合口が接触した時、他方の合口の隙間は最大となる。このとき、接触した合口と反対側の合口の隙間をａ‘（図１７）とする。ピストン７とシリンダ８の接触が始まる前に交換が必要となるライダーリング５０の限界摩耗量をδ（図１６Ｂに示す）とする。また、２つの合口隙間を同じ寸法になるようにしたときの初期の合口隙間をａ（図１６Ａに示す）とし、２つの合口隙間の合計をＡとする。このとき、２×ａ＝Ａが成立する。限界摩耗時に接触した合口と反対側の合口の隙間ａ‘は
　　ａ‘＝Ａ+２×δ×π　・・・・（１）
となる。
　なお、ライダーリング５０の限界摩耗量δはライダーリング５０の径方向の厚さとライダーリング５０を装着するピストン７の溝の深さとの差よりも小さな値である。
　ライダーリング５０は圧縮機運転中に溝内で回転することにより均一に摩耗する。ところが、一方の合口が接触し、反対側の合口が完全に開いた状態（重なりのない状態）になると、合口が開いた位置（合口ａ’）とピストン７の負荷方向（ピストン７にクランク部１８の回転方向の力が作用する方向）が一致すると合口が開いた位置にピストン７が入り込んでしまう。合口が開いた位置にピストン７が入り込んでしまうとライダーリング５０が負荷で止まって動かなくなる。この結果、均一に摩耗せずに部分的な摩耗が生じ、ピストン７とシリンダ８との接触に至る寿命を短くすることになる。
　図１８Ａ、Ｂに合口の一方が接触した場合でも反対側の合口が完全には開かないライダーリング５０の構造を初期と限界摩耗時に分けて示す。図１８Ａに初期のライダーリング５０の平面図と側面図を図１８Ｂに限界摩耗時のライダーリング５０の平面図と側面図を示す。図１８Ａに示した初期のライダーリング５０は２つの合口隙間がａとなる場合の状態である。図１８Ｂに示した限界摩耗時のライダーリング５０は一方の合口（Ｃ矢視）が接触し、他方の合口（Ｄ矢視）が隙間ａ‘となるように開いている。
　図１８Ａ、Ｂに示したライダーリング５０は、限界摩耗時に一方の合口を接触させても反対側の合口には上下に連続した鉛直な隙間が生じることはない。その結果、接触した合口の反対側が圧縮機の負荷方向と一致した場合でもピストン７がライダーリング５０の合口隙間に入り込むことがなく、ライダーリング５０の回転方向の動きが止まることはない。
　この状態を得るためには、接触した合口との反対側の合口隙間ａ‘よりも段差部の周方向の長さ（上側合口と下側合口が重なる部分の最大長さ）Ｂ（図１８ＢのＤ矢視方向の側面図に示す長さ）が長いことが必要となる。
　即ち、ライダーリングの合口の段差部の周方向の長さＢを以下の式（２）を満たすように構成することで合口に鉛直方向の隙間が生じることがなくなる。
　　　Ｂ＞Ａ+２×δ×π・・・・・（２）
これにより、ライダーリング５０の使用中に均一な摩耗を生じ、イレギュラーな寿命の低下を防止できる。
　本実施例では、２分割のライダーリング５０について限界摩耗時でも円滑に使用できる構造を説明する。実施例１－４と同一の構成については同一の符号を付し、その説明を省略する。
　なお、本実施例では、図１４に示す通り、ピストンリング１（２１）を１つ用いた例を説明するが、図９、１０に示すようにピストンリング３１－１、３１－２を複数用いてもよい。
　本実施例は、２つの合口のうち一方の合口が接触して反対側の合口が開いたときでも鉛直な隙間ができず、ライダーリング５０が回転方向の動きが止まらない構造に関するものである。
　図１９Ａ、Ｂを用いてこの構造と効果を説明する。
　図１９Ａのライダーリング５２の合口は、軸線方向（ピストン７が往復運動する方向）に対して傾斜しており、側面から透視して見た場合に互いに交差するように設けられている。このライダーリングを展開した図が図１９Ｂである。
　一方、側面から透視して見た場合に交差しないライダーリング５３の形状は図２０Ａであり展開した図が図２０Ｂである。
　何れの構造も合口の傾斜部の周方向長さ（上側合口と下側合口が重なる部分の最大長さ）Ｂが実施例４で示した式（２）で表される寸法の場合、限界摩耗時でも鉛直な隙間は生じない。
　ところが、図２０Ａ、Ｂに示すライダーリング５３は、運転時に２分割構造のライダーリング５３の合口で接触した場合、２つの合口において、同じ方向（図２０Ｂにて鉛直方向に示した矢印の方向）に力が作用する。例えば、２分割構造の一方は２つの合口隙間でいずれも上方向、２分割構造の他方は２つの合口でいずれも下方向に力が作用する。従って、ピストン７のリング溝内で押し付けられてしまい、回転方向に動きづらくなる。一方、図１９Ａ、Ｂのライダーリング５２場合は２つの合口において、反対方向（図１９Ｂにて上下方向に示した矢印の方向）の力が作用する。例えば、２分割構造の一方は２つの合口隙間で上方向と下方向、２分割構造の他方は２つの合口で下方向と上方向に力が作用する。従って、ピストン７のリング溝内で押し付けられることを抑制でき、リング溝内で回転方向に動きづらくなることを防止できる。これにより、ライダーリング５２の使用中に均一な摩耗を生じ、イレギュラーな寿命の低下を防止できる。
１　ピストンリング
７　ピストン
８　シリンダ
９　クランク室
１０　圧縮室
１１　圧縮機本体
１５　モータ
１６　タンク
２１　ピストンリング
２２　合口隙間
２３　合口隙間
２４　上側合口
２５　下側合口
２６　外周溝
２７　シールリング
３１－１　第一のピストンリング
３１－２　第二のピストンリング
３３　ピストン
３４、３６　背面
３５　ランド
３７　第一の上側合口
３８　第一の下側合口
３９　第二の上側合口
４０　第二の下側合口
４１　ピストンリング
４２　合口隙間
４５　リップ
４６　リップ受け部
４７　溝
４８　硬度の高い材料で形成したピストンリング
５０、５１、５２、５３　硬度の高い材料で形成したライダーリング

Claims (20)

  1. 　シリンダと、前記シリンダ内のクランク室側と圧縮室側との間を往復動し、前記圧縮室の流体を圧縮するピストンと、該ピストンに設けられ前記シリンダ内の前記クランク室側と前記圧縮室側との間をシールするピストンリングを備え、
    　前記ピストンリングは前記圧縮室側に設けられた上側合口と前記クランク室側に設けられた下側合口とを有し、
    　前記上側合口において前記ピストンリングの内周側と外周側とが連通し、
    　前記上側合口に連通し、前記下側合口には連通しない外周溝を前記ピストンリングの外周に設け、
    　前記ピストンリングの内周側には、前記上側合口および前記下側合口を遮断する遮断部材を設けることを特徴とする圧縮機。
  2. 　前記下側合口において前記ピストンリングの外周側と内周側とが連通することを特徴とする請求項１に記載の圧縮機。
  3. 　前記ピストンリングを複数備えることを特徴とする請求項１に記載の圧縮機。
  4. 　前記下側合口において、前記ピストンリングの内周面と外周面とが重なり合った構造であることを特徴とする請求項１に記載の圧縮機。
  5. 　前記内周側と前記外周側とが重なり合った部分に溝を設けることを特徴とする請求項４に記載の圧縮機。
  6. 　複数の前記ピストンリングのうち、一方の前記下側合口において、前記ピストンリングの外周側と内周側とが連通し、他方の前記下側合口において、前記ピストンリングの内周面と外周面とが重なり合った構造であることを特徴とする請求項３に記載の圧縮機。
  7. 　複数の前記ピストンリングのうち１つが限界摩耗に達した後も前記圧縮機の使用を継続することを特徴とする請求項３に記載の圧縮機。
  8. 　前記遮断部材は前記ピストンリングの内周面に接触するリング状の板であることを特徴とする請求項１に記載の圧縮機。
  9. 　前記ピストンと前記シリンダとの接触を防止するライダーリングを備え、前記ライダーリングを前記ピストンリングよりも硬い材料で形成することを特徴とする請求項１に記載の圧縮機。
  10. 　前記ピストンリングのショアー硬度を４０以下とし、前記ライダーリングのショアー硬度を５５以上とすることを特徴とする請求項９に記載の圧縮機。
  11. 　前記ライダーリングは複数の合口を有し、複数の前記合口によって複数に分割していることを特徴とする請求項９に記載の圧縮機。
  12. 　前記ライダーリングの複数の前記合口の隙間の寸法の合計をＡ、前記合口の周方向長さをＢ、限界摩耗量をδとしたとき、Ｂ＞Ａ＋２×δ＋π　とすることを特徴とする請求項１１に記載の圧縮機。
  13. 　前記ライダーリングに形成された複数の前記合口は軸線方向に対して傾斜していることを特徴とする請求項１１に記載の圧縮機。
  14. 　前記ライダーリングに形成された複数の前記合口は側面から見て互いに交差することを特徴とする請求項１３に記載の圧縮機。
  15. 　前記ピストンリングはＰＴＦＥを基材とし、前記ライダーリングは酸素原子含有官能基を含んだフェノール樹脂またはエポキシ樹脂であることを特徴とする請求項９に記載の圧縮機。
  16. 　シリンダと、前記シリンダ内のクランク室側と圧縮室側との間を往復動し、前記圧縮室の流体を圧縮するピストンと、該ピストンに設けられ前記シリンダ内の前記クランク室側と前記圧縮室側との間をシールするピストンリングを複数備える圧縮機の使用方法であって、
    　前記複数のピストンリングのうち、少なくとも１つが限界摩耗に達した後も前記圧縮機の使用を継続することを特徴とする圧縮機の使用方法。
  17. 　前記複数のピストンリングは前記圧縮室側と前記クランク室側にそれぞれ切り込みを入れて形成された合口隙間が周方向の異なる位置に設けられ、前記圧縮室側に設けられた前記合口隙間からと前記クランク室側に設けられた合口隙間が連通したときに限界摩耗に達することを特徴とする請求項１６に記載の圧縮機の使用方法。
  18. 　前記複数のピストンリングは前記圧縮室側に形成された上側合口と前記クランク室側に形成された下側合口が重なり合った構造であり、前記上側合口と前記下側合口の重なりがなくなったときに限界摩耗に達することを特徴とする請求項１６に記載の圧縮機の使用方法。
  19. 　前記圧縮室側の合口隙間は前記ピストンリングの外周側と内周側とで連通していることを特徴とする請求項１７に記載の圧縮機の使用方法。
  20. 　複数の前記ピストンリングの内周側に前記合口隙間を遮断する遮断部材を設けることを特徴とする請求項１７に記載の圧縮機の使用方法。
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