WO2021065038A1 - 圧縮機 - Google Patents

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伸之 成澤
憲 梅田
翔 後藤
鈴木　達也
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株式会社日立産機システム
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    • F05C2225/00—Synthetic polymers, e.g. plastics; Rubber

Definitions

  • the present invention relates to a compressor.
  • a normal piston system in which a bearing is provided at the end of the connecting rod on the compression chamber side and the piston is supported by the bearing so as to swing, and the connecting rod are compressed.
  • a swing piston system in which a piston that does not have a bearing on the chamber side and is integrated with a connecting rod has a seal ring that elastically deforms to seal the compressed fluid.
  • the latter swing piston method has a simpler structure because it does not have bearings or piston pins, there are no design restrictions due to bearing temperature, and the mass of reciprocating motion is reduced. It has many advantages such as being possible.
  • Patent Document 1 there is a technique for reducing the influence of the eccentric load by devising the circumferential shape of the lip.
  • Patent Document 2 apart from the piston ring that seals the compression chamber, a liner is provided as a guide for both the reciprocating motion and the swinging motion of the piston, so that the piston ring itself receives the swinging inertial force. Structures to avoid are shown. In this structure, since the liner itself can be in contact with the inner peripheral surface of the cylinder, it is possible to fill the cylinder gap in the spindle direction, and there is a function of aligning both to some extent even at the time of assembly.
  • JP 2017-110608 Japanese Patent Application Laid-Open No. 2015-132267
  • Patent Document 1 the circumferential shape of the lip is complicated. Therefore, the initial manufacturing investment becomes very expensive. Further, the deformation of the lip portion causes another problem such as deterioration of the sealing performance of the ring itself. Further, no consideration is given to measures against fatigue damage caused by repeated bending deformation of the lip portion when reciprocating while swinging in the cylinder.
  • Patent Document 2 has a notch on the lower side of the piston ring ring 39, and the support of the piston ring is not sufficient. Therefore, when the swing angle becomes large, the piston ring is also depressed and deformed. Further, since the corner of the piston ring has a protruding shape, there is a problem of interference with the cylinder.
  • the piston ring since the piston ring has high rigidity, the followability to the inner wall surface of the cylinder at the time of swinging is worse than that of the lip ring, and there is a problem that the sealing performance is significantly deteriorated when the swinging angle becomes large.
  • An object of the present invention is to prevent deformation and breakage of the seal ring and deterioration of seal performance due to an increase in the swing angle.
  • a preferred example of the present invention is a piston that reciprocates in a cylinder, a valve plate that closes the end of the cylinder, a connecting rod that supports the piston, and a crankshaft that applies a rotational force to the end of the connecting rod. It has a crankcase that rotatably supports the crankshaft.
  • the piston is a swing piston that reciprocates while swinging in the cylinder in response to the rotation of the crankshaft.
  • the outer peripheral surface of the piston is a compressor having a curved surface.
  • FIG. It is a figure which shows the configuration example of the whole compressor in Example 1.
  • FIG. It is a figure which shows the internal structure of the compressor main body in Example 1.
  • FIG. It is a figure which shows the rocking piston structure using a lip ring.
  • FIG. It is a figure which shows the swinging piston structure using a piston ring.
  • FIG. It is a figure which shows the swinging piston structure using the piston ring in Example 1.
  • FIG. It is a figure which shows the rocking piston structure in Example 1.
  • FIG. It is a figure which shows the internal structure (state of the top dead center) of the compressor main body in Example 1.
  • FIG. It is a figure which shows the fixing method of the piston in Example 3.
  • FIG. It is a figure which shows the fixing method of the piston in the modification of Example 3.
  • FIG. 1 shows a schematic view of the compressor according to the first embodiment. Further, FIG. 2 shows the internal structure of the compressor main body 1 in FIG.
  • the compressor shown in FIG. 1 consists of a compressor main body 1, an electric motor 2 for driving the compressor main body 1, and a tank 3 for storing the fluid discharged by the compressor main body 1.
  • the compressor body 1 compresses fluid, and its internal structure is as shown in FIG. 2, a crankcase 21, a cylinder 22 protruding vertically from the crankcase 21, and an end portion of the cylinder 22. It has a valve plate 26 that closes (upper end), a cylinder head 23, and a crankcase 21 that rotatably supports the crankshaft 24 in the center.
  • the crankshaft 24 in the crankcase 21 rotates to give a rotational force to the end of the connecting rod 32, and the piston 33 installed in the cylinder 22 reciprocates in the vertical direction, resulting in a reciprocating motion in the vertical direction.
  • the fluid is sucked from the outside of the cylinder, compressed and discharged.
  • the compressor shape is a one-cylinder one-stage compressor having only one pair of pistons and cylinders, but a plurality of pistons are connected in series or radially with respect to the crankshaft.
  • -It may be a compressor having a cylinder.
  • the compressor body 1 is fixed by arranging the crankshaft 24 parallel to the rotation axis of the electric motor 2 on the tank 3 and fixing the crankshaft 24 with the compressor pulley 4 on the crankshaft 24 and the electric motor on the electric motor shaft.
  • the pulley 5 is fixed.
  • the compressor pulley 4 attached to the compressor main body 1 has blades, and the cooling air is generated toward the compressor main body 1 as it rotates, thereby promoting heat dissipation of the compressor main body 1.
  • a transmission belt 6 for transmitting power between the compressor pulley 4 and the electric motor pulley 5 is wound around the compressor pulley 4 and the electric motor pulley 5.
  • the crankshaft 24 of the compressor main body 1 is rotationally driven via the electric motor pulley 5, the transmission belt 6, and the compressor pulley 4, and the compressor main body 1 compresses the fluid.
  • the compressor main body 1 is connected to the electric motor 2 via a transmission belt 6, but the crankshaft 24 of the compressor main body 1 and the rotation shaft of the electric motor 2 are cupped.
  • a compressor that integrates the two may be used by directly joining them using a coupling means such as a ring.
  • the piston 33 in FIG. 2 is a swing piston system in which the piston is integrally formed with the connecting rod 32. In this method, the piston 33 reciprocates while swinging in the cylinder 22 as the crankshaft 24 rotates.
  • the piston 33 is provided with a lip ring 36 in contact with the inner peripheral surface 22a of the cylinder as shown in FIG. 3A as the main seal ring structure, and the inside of the cylinder is provided as shown in FIG. 3B.
  • the piston 33 may include a piston ring 37 in contact with the peripheral surface 22a.
  • the AA cross section of the lower figure of FIG. 3B is shown in the upper figure of FIG. 3B.
  • a cylinder gap 38 in the swing direction and cylinder gaps 39a and 39b in the spindle direction occur between the piston 33 and the cylinder inner peripheral surface 22a.
  • the cylinder gap in the spindle direction means the gap between the piston and the cylinder in the crankshaft direction.
  • the swing direction cylinder gap refers to the gap between the piston and the cylinder in the piston swing direction.
  • the cylinder gap in the swing direction greatly increases or decreases depending on the swing angle of the piston, which causes the same problem.
  • FIG. 3C a swing piston as shown in FIG. 3C is used.
  • the left side view of FIG. 3C is a perspective view, and the right side view is a view showing the shape of the swing piston.
  • the piston 33 is composed of a separate part from the connecting rod 32, and the piston 33 is fastened (fixed) to the connecting rod 32 with a screw 35 in the reciprocating direction.
  • the outer peripheral surface 33a of the piston 33 is a spherical surface having a diameter slightly smaller than the diameter of the cylinder.
  • a piston ring 34 is used as a seal ring for sealing the compressed gas, and the piston ring 34 is fitted with a gap with respect to the ring (annular) groove 33b provided on the outer peripheral surface 33a of the piston 33.
  • the piston ring 34 and the ring groove 33b may not be used and may be configured as shown in FIG. 3D.
  • the material of the piston 33 is made of a resin having excellent wear resistance. As a result, the outer peripheral surface 33a of the piston can slide directly with the inner peripheral surface 22a of the cylinder.
  • extension line of the central axis 22b of the cylinder inner peripheral surface 22a in FIG. 2 is offset by the distance e with respect to the rotation center 24a of the crankshaft 24.
  • the upper surface 33c of the piston 33 is not orthogonal to the straight line 27 connecting the center of the connecting rod large end bearing 31 and the center of the piston outer peripheral spherical surface 33a.
  • the outer peripheral spherical surface 33a of the piston is always in contact with the plane orthogonal to the central axis of the cylinder 22, or the gap can be kept minute.
  • the outer spherical surface 33a of the piston itself can seal the compression chamber, and there is a great merit that the sealing performance is not affected by the swing angle.
  • a minute gap should be provided between the outer spherical surface of the piston 33a and the inner peripheral surface of the cylinder 22a in the initial state at room temperature. Is desirable. In this case, if the piston ring 34 is provided as shown in FIG. 3C, this gap can be sealed.
  • the outer peripheral spherical surface 33a of the piston is in a state of being substantially in contact with the inner peripheral surface 22a of the cylinder at all the swing angles in the reciprocating motion. This prevents the piston 33 from rattling and enables smooth reciprocating motion.
  • the lower surface of the ring groove of the piston 33 (the surface of the ring groove on the crankcase side) in FIG. It is preferable to arrange the center point 33d of the outer peripheral spherical surface 33a of the piston.
  • the piston 33 is made of a resin having low thermal conductivity, it is possible to significantly reduce the amount of heat transferred to the connecting rod large end bearing 31 due to the heat of compression during operation. This is effective, for example, when the connecting rod large end bearing 31 is a grease-filled bearing, and the maintenance life can be extended by preventing thermal deterioration of the grease.
  • the compressor body 1 is assumed to be a non-lubricating type that does not use lubricating oil to lubricate the sliding parts, and the piston is made of a resin having excellent wear resistance.
  • this configuration can also be applied to the refueling type.
  • it is advisable to lubricate the sliding surface by interposing a lubricating oil film between the cylinder 22 and the outer spherical surface 33a of the piston by splash lubrication or the like.
  • a part or the whole of the piston 33 can be made of aluminum integrally with the connecting rod 32, for example, and the number of parts and the assembly man-hours can be reduced.
  • the piston 33 is made of a resin having excellent wear resistance.
  • the resin when the resin receives heat of compression, the resin generally expands more than the cylinder 22 made of an aluminum alloy, cast iron, or the like. In the state, even if there is a minute gap, during the compression operation, a certain surface pressure is generated on the inner peripheral surface 22a of the cylinder and the cylinder slides in a pressed state.
  • the resin material constituting the piston 33 is required to have excellent wear resistance, but in addition, by selecting a resin having a small coefficient of thermal expansion, it is possible to suppress a rapid increase in surface pressure due to thermal expansion during compression operation.
  • a resin material having excellent wear resistance for example, a resin material using polytetrafluoroethylene (hereinafter referred to as PTFE) as the main body of the piston 33 is generally used. Further considering the coefficient of thermal expansion, as the resin material of the piston 33, polyethersulfone (hereinafter referred to as PES), polyphenylene sulfide (hereinafter referred to as PPS), phenol resin, polyimide resin, copna resin, or A mixture of these is suitable.
  • PES polyethersulfone
  • PPS polyphenylene sulfide
  • phenol resin polyimide resin
  • copna resin copna resin
  • resin materials have anisotropy in the coefficient of thermal expansion. That is, it has a characteristic that the coefficient of thermal expansion in the orthogonal direction is larger than that in a certain direction, and this directionality differs depending on the molding conditions.
  • the piston 33 is molded from such a material, in order to suppress the generation of surface pressure due to the above-mentioned thermal expansion, when the piston 33 is at the top dead center, the direction in which the thermal expansion is small is perpendicular to the reciprocating direction. It should be molded so that it becomes.
  • the thermal expansion of the outer spherical surface of the piston becomes smaller in the direction perpendicular to the reciprocating direction than in the reciprocating direction when the piston is at top dead center. With such a configuration, both the cylinder gap and the increase in surface pressure due to thermal expansion can be suppressed.
  • the shape of the outer spherical surface 33a of the piston becomes a shape slightly collapsed from the true sphere during operation due to the anisotropy of the coefficient of thermal expansion.
  • a gap is generated at a certain swing angle, but at a certain swing angle, the cylinder is pressed against the inner peripheral surface 22a of the cylinder, causing a problem of friction loss.
  • the shape of the outer peripheral sphere 33a of the piston should be close to a true sphere at the operating temperature, that is, it should be a spherical surface of almost a true sphere. Ideally, the sphere should be crushed at room temperature in order to make it a spherical surface that is almost a true sphere at the operating temperature.
  • this ideal shape is the piston outer peripheral spherical surface 33a when the piston 33 is at the top dead center and the direction in which the thermal expansion coefficient is large is processed to be the reciprocating direction and the direction in which the thermal expansion rate is small is the perpendicular direction.
  • the shape is an elliptical body having a minor axis in the reciprocating direction and a major axis in the perpendicular direction.
  • Example 1 as shown in FIG. 5A, the piston 33 is fixed by screwing at one central portion. Other configurations are the same as in FIG. 3C. However, this screw 35 has a problem that it is liable to loosen due to creep of the seat surface on the piston 33 side due to its own axial force and a moment of frictional force generated on the outer peripheral spherical surface 33a of the piston due to reciprocating swing.
  • the heat insulating effect of the compression chamber by the piston 33 itself has been described. Strictly speaking, the heat of compression is transmitted through the screw 35 and heats the connecting rod large end bearing 31 via the connecting rod 32. Insulation is not perfect.
  • a modified example is shown as follows. First, two or more screws for fixing the piston 33 are provided, and the screws 35a, 35b, and 35c shown in FIG. 5B are arranged in the swing direction of the piston 33. As a result, the moment arm of the frictional force generated on the outer spherical surface 33a of the piston is shortened, and the force for pulling off the fastening screw is reduced.
  • Example 4 shows a modified example of the piston outer peripheral spherical surface 33a based on Examples 1 and 2.
  • the shape of the outer peripheral surface 33a of the piston was a spherical surface having a diameter slightly smaller than the inner diameter of the cylinder 22.
  • the reciprocating direction of the outer peripheral surface shape of the piston 33 in the initial state at room temperature has a major axis at the position of the top dead center so as to approach a true sphere when subjected to thermal expansion due to the heat of compression during the compression operation.
  • the spherical surface has a short diameter in the direction perpendicular to it.
  • FIGS. 6A to 6C there are multiple types of shapes other than a simple spherical surface that allow the piston outer peripheral surface 33a to smoothly swing and reciprocate while sliding with respect to the cylinder inner peripheral surface 22a.
  • FIGS. 6A to 6C An example of these is shown in FIGS. 6A to 6C.
  • the alternate long and short dash line is a circle displayed for comparison with the curve (indicated by the dotted line) described in this embodiment.
  • FIG. 6A is a diagram illustrating a first example of the outer peripheral surface 33a of the piston.
  • FIG. 6A is a diagram showing that the outer extension line of the cross section that passes through the center of the piston 33 and is orthogonal to the crankshaft rotation axis is substantially oval.
  • the center point 33d of the swing motion moves to the valve plate side (upper side in the figure) in the reciprocating axis direction as the absolute value of the piston outer peripheral surface 33a increases from the state where the swing angle is 0. It is composed of curved surfaces drawn in.
  • the cross section that passes through the moving center of the piston 33 and is orthogonal to the cylinder center axis is a circle having a diameter slightly smaller than the inner diameter of the cylinder 22.
  • Example 1 and Example 2 Even with such a curved surface, the same effect as in Example 1 and Example 2 can be obtained. Furthermore, as an incidental effect, when the swing angle increases, the distance between the center of the connecting rod large end bearing 31 and the center point 33d of the swing motion of the piston 33 can be slightly extended, so that the maximum swing angle is suppressed. However, the blow-by loss can be reduced. In addition, since the motion trajectory of the connecting rod 32 changes due to this effect, the inertial force changes, which affects the vibration of the compressor body.
  • FIG. 6B is a diagram illustrating a second example of the outer peripheral surface 33a of the piston. Specifically, in the cross-sectional shape of FIG. 6B, contrary to FIG. 6A above, as the absolute value increases from the state of the swing angle 0, the center point 33d of the swing motion is below the reciprocating axis direction. It is composed of curved surfaces drawn to move to the side.
  • FIG. 6C is a diagram illustrating a third example of the outer peripheral surface 33a of the piston. Specifically, FIG. 6C is formed by tilting the shape of FIG. 6A sideways. Both affect the swing angle and the inertial force of the connecting rod, similar to the shape of FIG. 6A.
  • the oval shape used in the description of the three shapes of FIGS. 6A to 6C has a circular cross section perpendicular to the central axis of the cylinder in FIGS. 6A and 6B, and is described above as the central axis of the cylinder moves. It refers to the shape of a curved surface in which the radius of the cross section changes continuously, and the inclination thereof increases or decreases monotonically, especially in the portion constituting the piston of the curved surface.
  • FIG. 6C it refers to the shape of a curved surface in which the central axis of the cylinder in the definition of the egg shape in FIGS. 6A and 6B is read as a straight line perpendicular to the central axis of the cylinder.
  • the surface of the piston ring 34 on the crankcase 21 side is configured so that the radius of the egg-shaped curved surface coincides with the maximum cross section.
  • Example 1 in addition to the substantially spherical surface, various curved surfaces such as the egg shape as described in Example 4 are also treated as spherical surfaces. ..

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Abstract

圧縮機は、シリンダ内を往復動するピストンと、シリンダの端部を閉鎖するバルブプレートと、ピストンを支持するコンロッドと、コンロッドの端部に回転力を与えるクランクシャフトと、クランクシャフトを回転可能に支持するクランクケースを有し、ピストンは、クランクシャフトの回転に応じてシリンダ内を揺動しながら往復動する揺動ピストンであって、ピストンの外周面は、曲面である。

Description

圧縮機
　本発明は、圧縮機に関する。
　従来、流体を圧縮する往復動圧縮機においては、コンロッドの圧縮室側端部に軸受が設けられ、その軸受で以って首振り可能に支持されたピストンを有する通常ピストン方式と、コンロッドの圧縮室側に軸受を持たず、コンロッドと一体になったピストンに、弾性的に変形し圧縮流体をシールするシールリングを有する揺動ピストン方式とがある。
　後者の揺動ピストン方式は、通常ピストン方式と比較して、軸受やピストンピンを持たない分だけ構造が簡素であり、軸受温度による設計的な制限がないことや、往復運動をする質量を低減可能であることといった多数のメリットを持つ。
　しかし一方で、クランクシャフトが一回転する間にコンロッドが傾く角度（揺動角）の範囲が大きくなる、もしくはシリンダ内径が大きくなると、後述するシールリングの偏摩耗や破損、シール性能低下などの問題を生じる。このため揺動ピストン方式は、一般にピストンストロークが比較的短く、揺動角が小さい小型往復動圧縮機のみでしか製品の実装がなされていない。
　往復動圧縮機に関しては特許文献１に示されるように、リップの周方向形状を工夫することで偏荷重の影響を軽減する技術がある。また、特許文献２では、圧縮室のシールを行うピストンリングとは別に、ピストンの往復運動と揺動運動の双方に対するガイドとしてライナーを設けることで、ピストンリング自身が揺動慣性力を受けることを回避する構造が示されている。この構造は、ライナー自体がシリンダ内周面に接することが可能であるため、主軸方向シリンダギャップを埋めることが可能で、組み立て時においても両者をある程度調芯する機能がある。
特開2017－110608 特開2015－132267
　特許文献１では、リップの周方向形状が複雑な形状となる。そのため製造初期投資が非常に高価になってしまう。さらに、リップ部に変形を与えることでリング自体のシール性能を悪化させるといった別な問題が生じる。また、シリンダ内を揺動しながら往復動する際に、リップ部が繰り返しの折り曲げ変形を受け疲労破損することへの対策は配慮されていない。
　特許文献２の構造は、その図１１に示されるように、ピストンリングリング３９の下側に切り欠きがあり、ピストンリングの支持が十分ではない。そのため、揺動角が大きくなると、やはりピストンリングの落ち込み変形が生じてしまう。また、ピストンリングの角が突き出た形状となっているのでシリンダと干渉する問題がある。
　また、ピストンリングは剛性が高いため、揺動時のシリンダ内壁面に対する追従性がリップリングより悪く、揺動角が大きくなるとシール性能が大幅に低下するという問題がある。
　以上の内容をまとめると、従来の揺動ピストン方式において、シールリングのシール性能と強度の問題はトレードオフの関係にあり、両立が困難である。また、ピストンリングを使用する場合では、ピストン-シリンダの隙間（主軸方向・揺動方向シリンダギャップ）に対するピストンリングの落ち込み変形と、ピストン-シリンダの干渉の問題も同様のトレードオフの関係にある。
　本発明の目的は、揺動角の増加にともなうシールリングの変形や破損、シール性能悪化を防止することにある。
　本発明の好ましい一例は、シリンダ内を往復動するピストンと、前記シリンダの端部を閉鎖するバルブプレートと、前記ピストンを支持するコンロッドと、前記コンロッドの端部に回転力を与えるクランクシャフトと、前記クランクシャフトを回転可能に支持するクランクケースを有し、
前記ピストンは、前記クランクシャフトの回転に応じて前記シリンダ内を揺動しながら往復動する揺動ピストンであって、
前記ピストンの外周面は、曲面である、圧縮機である。
　本発明によれば、揺動角の増加にともなうシールリングの変形や破損、シール性能悪化を防止することが可能となる。
実施例１における圧縮機全体の構成例を示す図である。 実施例１における圧縮機本体の内部構成を示す図である。 リップリングを用いた揺動ピストン構造を示す図である。 ピストンリングを用いた揺動ピストン構造を示す図である。 実施例１におけるピストンリングを用いた揺動ピストン構造を示す図である。 実施例１における揺動ピストン構造を示す図である。 実施例１における圧縮機本体の内部構成（上死点の状態）示す図である。 実施例３におけるピストンの固定方法を示す図である。 実施例３の変形例におけるピストンの固定方法を示す図である。 実施例４におけるピストンの外周面の第１の例を説明する図である。 実施例４におけるピストンの外周面の第２の例を説明する図である。 実施例４におけるピストンの外周面の第３の例を説明する図である。
　以下、本発明の実施例を、図面を用いて詳細に説明する。
　図１は、実施例１における圧縮機の概略図を示す。また、図２は、図１における圧縮機本体1の内部構造を示す。
　図１に示す圧縮機は、圧縮機本体1と、それを駆動する電動機2と、圧縮機本体1が吐出す流体を貯留するためのタンク3からなっている。圧縮機本体1は流体を圧縮するものであり、その内部構造は図２に示すように、クランクケース21と、クランクケース21から鉛直方向に突出するひとつのシリンダ22と、このシリンダ22の端部（上部の端部）を閉鎖するバルブプレート26と、シリンダヘッド23と、クランクシャフト24を回転可能に、中央において支持するクランクケース21を有している。
　圧縮機本体1は、クランクケース21内のクランクシャフト24が回転することで、コンロッド32の端部に回転力を与え、シリンダ22内に設置されたピストン33が鉛直方向に往復動し、その結果としてシリンダ外部から流体を吸引し圧縮して吐出する。
　なお、図１および図２では説明の簡略化のため、圧縮機形状はピストン・シリンダを1対しか持たない1気筒1段圧縮機としているが、クランクシャフトに対して直列あるいは放射状に複数のピストン・シリンダを有する圧縮機であってもよい。
　圧縮機本体1は、クランクシャフト24を電動機2の回転軸と平行に配置した状態でタンク3上に配置して固定されており、クランクシャフト24には圧縮機プーリ4が、電動機軸には電動機プーリ5が固定されている。圧縮機本体1に付設された圧縮機プーリ4は羽根を有しており、その回転にともない冷却風を圧縮機本体1に向けて発生させることで、圧縮機本体1の放熱を促す。
　圧縮機プーリ4および電動機プーリ5には、圧縮機プーリ4および電動機プーリ5の間で動力伝達するための伝動ベルト6が巻回されている。これにより、電動機2の回転にしたがって、電動機プーリ5、伝動ベルト6および圧縮機プーリ4を介して圧縮機本体1のクランクシャフト24が回転駆動されて、圧縮機本体1が流体を圧縮する。
　なお、図１では説明の簡略化のため、圧縮機本体1は電動機2と伝動ベルト6を介して接続された構成としているが、圧縮機本体1のクランクシャフト24と電動機2の回転軸をカップリングなどの結合手段を用いて直接に接合することで、両者を一体化した圧縮機であってもよい。
　図２におけるピストン周辺構造について説明する。図２のピストン33は、ピストンがコンロッド32と一体で構成された揺動ピストン方式である。この方式では、クランクシャフト24の回転にともない、ピストン33がシリンダ22内を揺動しながら往復動する。
　この揺動ピストン方式には、主なシールリング構造として図３Ａに示すようにシリンダの内周面22aに接するリップリング36をピストン33が備えている場合と、図３Ｂに示すようにシリンダの内周面22aに接するピストンリング37をピストン33が備える場合がある。
　ここで、図３Ｂの下の図のＡ－Ａ断面を、図３Ｂの上の図に示している。揺動方向シリンダギャップ38と主軸方向のシリンダギャッップ39a、39bがピストン33とシリンダ内周面22aとの間に生じる。ここで主軸方向のシリンダギャッップは、クランクシャフト方向のピストン-シリンダ間の隙間をいう。また、揺動方向シリンダギャップはピストン揺動方向のピストン-シリンダ間の隙間をいう。
　シリンダ内周面に対する中心軸のずれは、特に主軸方向シリンダギャップを増大させるため、圧縮時のガス荷重を受けたピストンリングがその隙間に落ち込む変形を生じるという別な問題が生じることが知られている。
　またこのシリンダ内周面に対する中心軸のずれの影響とは別に、揺動方向シリンダギャップは、ピストンの揺動角によっても大きく増減し、同様の問題をもたらす。これらの隙間を狭めるためには、ピストンリングが嵌合されるリング溝下面の外径を大きくすることが不可欠であるが、当然ながら大き過ぎるとシリンダとの干渉が発生するため、限界がある。本実施例は、これらの問題を解決する。
　各々のシールリング方式において、揺動角が大きくなるにともない以下のような問題が生じる。
　<リップリング>
  （Ａ）リップ部分36aがシリンダ内周面22aに接する際の繰り返しの折り曲げ応力が増加し、R部根元近辺に疲労破損を生じる。
  （Ｂ）ピストンをシリンダ22に挿入し、クランクケース21に固定する際、リップリング36とシリンダ内周面22aの中心軸がずれると、リップリングがシリンダ内周面に対して押し付け荷重を受けた状態で固定され、運転時間の経過とともに偏摩耗を生じる。
　<ピストンリング>
  （Ｃ）リップリング36のようにピストン33のガイドをする部品がないため、ピストン33の上下端角部がシリンダ内周面22aに干渉する危険性が生じる。干渉を回避するために下端角部に逃げを設けると、ガス荷重を受けたピストンリング37を支えるリング溝下面の面積が減少するため、揺動方向シリンダギャップ38が拡大しピストンリングがその隙間に落ち込む変形を生じる．
  （Ｄ）シリンダ22をクランクケース21に固定する際、ピストン33とシリンダ22の中心軸のずれが原因で生じる主軸方向シリンダギャップ39a,39bや、単純に揺動角が増加したときに生じる揺動方向シリンダギャップ38に対し、ピストンリングが落ち込む変形を生じる。
  （Ｅ）リップリングと比べ肉厚で剛性が高いため、揺動時のシリンダ内周面22aに対する追従性が悪く、シール性能が低下しブローバイ損失が増加する。
　上記（Ａ）から(Ｅ)の問題点を解決するため、実施例１では、図３Ｃに示すような揺動ピストンを用いる。図３Ｃの左側の図は、斜視図で、右側の図は、揺動ピストンの形状を示す図である。
　図３Ｃにおいて、ピストン33はコンロッド32とは別部品で構成され、ピストン33はコンロッド32と往復動方向にネジ35で締結（固定）されている。
　またピストン33の外周面33aはシリンダの直径よりわずかに小さい直径を持つ球面になっている。圧縮ガスをシールするシールリングとしてはピストンリング34を用いており、ピストンリング34は、ピストン33の外周面33aに設けられたリング（環状）溝33bに対してある隙間をもって嵌合している。なお、ピストンリング34およびリング溝33bを用いずに図３Ｄのように構成してもよい。
　圧縮機本体1が摺動部の潤滑に油を使用しないオイルフリー式であるとすると、ピストン33の材質は、耐摩耗性に優れる樹脂によって構成する。これによって、ピストン外周面33aがシリンダ内周面22aと直接に摺動することが可能になる。
　また、図２におけるシリンダ内周面22aの中心軸22bの延長線は、クランクシャフト24の回転中心24aに対して距離eだけオフセットされている。またピストン33の上面33cは、コンロッド大端部軸受31の中心とピストン外周球面33aの中心を結んだ直線27に対して直交していない。
　またピストン外周球面33aの中心点がクランクシャフトの回転中心24aから最も離れる上死点の状態、すなわち図４に示すクランク角度において、バルブプレート26の下面と平行になるように設計されている。
　本実施例によれば、以下のようなメリットがある。
  ピストン外周球面33aがシリンダ内周面22aと直接に摺動可能となることで、シリンダ22に対するピストン33の干渉を許容できる。また、揺動角が大きくなってもピストン33の上下端角部はシリンダ内周面22aに当たらないので、角当たりによる摩耗や摩擦損失を防止できる。
　さらに図３Ｄについて考えると、ピストン外周球面33aはシリンダ22の中心軸に直交する面上で常に接しているか、隙間を微小に維持することができる。これにより、ピストン外周球面33a自体が圧縮室のシールを行うことが可能となり、またそのシール性能は揺動角に影響されないという大きなメリットがある。
　ただし、組み立て作業性および後述するピストン33の熱膨張や圧縮室内圧力による潰れ変形分を考慮すると、ピストン外周球面33aとシリンダ内周面22aの間には、常温初期状態で微小な隙間を設けることが望ましい。この場合は、図３Ｃのようにピストンリング34を設ければ、この隙間をシールすることができる。
　図３Ｃ、図３Ｄどちらの構成であっても、ピストン外周球面33aは、その往復運動におけるすべての揺動角においてシリンダ内周面22aに対してほぼ接した状態であるため、揺動方向シリンダギャップでピストン33がガタつく振動を防止でき、滑らかな往復運動が可能になる。
　また組み立て時においても、シリンダ内周面22aにピストン外周面33aを接触させながら組み立てることで、従来の揺動ピストン方式と比べて、両者の中心軸のずれを大幅に低減することが可能となる。これにより、組み立て時の芯ずれが原因で生じる主軸方向シリンダギャップを最小化できるため、ブローバイ損失を低減できるほか、図３Ｃの構成においては、ピストンリング34がシリンダギャップに落ち込む変形を防止できる。
　本構成では、従来の揺動ピストン方式と比べて、主軸方向シリンダギャップだけでなく、揺動方向シリンダギャップについても大幅に低減可能である。しかし揺動方向シリンダギャップは揺動角が大きくなるにともない必然的に増加してしまう。
　主軸方向シリンダギャップや揺動方向シリンダギャップの最大値を抑えるためには、図３Ｃにおけるピストン33のリング溝の下面（リング溝のうちクランクケース側の面）をピストンの内側方向に延長した平面上に、ピストン外周球面33aの中心点33dを配置させると良い。
　ただし、レイアウトの関係で、上記したようなリング溝の下面を延長した平面とピストン外周球面33aの中心点33dを一致させる配置が困難である場合、ピストン33のリング溝の上下面（リング溝上面はリング溝のバルブプレート側の面、リング溝下面はリング溝のクランクケース側の面）をピストンの内側方向に延長した平面間にこの中心点33dが位置するようにすれば、ほぼ同等の効果が得られる。
　さらに本構成によれば、ピストン33が熱伝導率の低い樹脂で構成されていることで、運転中の圧縮熱によるコンロッド大端部軸受31への伝熱量を大幅に軽減可能となる。このことは、たとえばコンロッド大端部軸受31がグリース封入軸受であるような場合において効果を発揮し、グリースの熱劣化を防止することでそのメンテナンス寿命を延長できる。
　なお本実施例において、圧縮機本体1は摺動部の潤滑に潤滑油を使用しない無給油式を想定し、ピストンを耐摩耗性に優れる樹脂によって構成するものとしている。
　しかし本構成は給油式にも適用可能である。この場合、シリンダ22とピストン外周球面33aの間にはねかけ給油などで潤滑油膜を介在させ、摺動面の潤滑を行うとよい。本構成では、ピストン33の一部または全体を、たとえばコンロッド32と一体のアルミニウムで構成することも可能となり、部品点数および組み立て工数を削減することができる。
　本実施例では、実施例1に対してさらに圧縮室のシール性、および摺動損失を抑制可能な構成について説明する。構成例は図３Ｃ、図３Ｄと同じものを使用する。
　実施例１ではピストン33を耐摩耗性に優れる樹脂によって構成するものとしているが、圧縮熱を受けると樹脂は一般にアルミニウム合金や鋳鉄などで構成されるシリンダ22より大きく熱膨張するため、常温で初期状態では微小な隙間がある寸法でも、圧縮運転時にはシリンダ内周面22aに対してある面圧を生じて押し付けられた状態で摺動するようになる。
　その結果、摩擦損失および消費電力が急激に増加し、またその摩擦熱によって圧縮機本体1全体の温度が加速度的に上昇してしまうという問題が生じる。一方で、これを回避するために隙間を大きく設定すると、実施例１で述べたシリンダギャップに対するピストンリングの落ち込みが生じるため、やはり隙間は小さい方が望ましい。
　この対策として、本実施例では以下のような構成をとる。もともとピストン33を構成する樹脂材料は耐摩耗性に優れることが求められるが、加えて熱膨張率が小さい樹脂を選定することで、圧縮運転時の熱膨張による急激な面圧増加を抑える。
　なお、耐摩耗性に優れる樹脂材料としては、たとえばピストン33の主体にポリテトラフルオロエチレン(polytetrafluoroethylene、以下PTFEという）を使用したものが一般的である。さらに熱膨張率を考慮した場合、ピストン33の樹脂材として、ポリエーテルサルフォン（polyethersulfone、以下PESという）、ポリフェニレンスルファイド（Polyphenylenesulfide、以下PPSという）やフェノール樹脂、ポリイミド系樹脂、コプナ樹脂、あるいはこれらを混合したものが適する。
　なお、一般に樹脂材料は熱膨張率に異方性がある。すなわち、ある方向よりもその直交方向の熱膨張率が大きいという特性があり、この方向性は成型条件によって異なる。このような材料によってピストン33を成型する場合、上述した熱膨張による面圧発生を抑制するためには、ピストン33が上死点にある場合に、熱膨張が小さい方向を往復動方向と直角になるように成型すべきである。このような成形により、ピストンの外周球面の熱膨張は、ピストンが上死点にある状態にて、往復動方向よりもその直角方向において小さくなる。そのような構成により、シリンダギャップと熱膨張による面圧増加をともに抑制することができる。
　さらにこのとき、ピストン外周球面33aの形状は、熱膨張率の異方性によって、運転時に真球からわずかに崩れた形状になってしまう。これによって、ある揺動角では隙間が生じるが、ある揺動角ではシリンダ内周面22aに対して押し付けられた状態となり、摩擦損失を生じるといった問題が生じる。
　このためピストン外周球面33aの形状は、運転時温度において真球に近づくように、つまり、ほぼ真球の球面となるようにする。運転時温度においてほぼ真球の球面にするために常温時は球を潰した形状としておくことが理想である。この理想形状は前述の通り、ピストン33が上死点にある状態において、熱膨張率が大きい方向を往復動方向に、小さい方向をその直角方向になるように加工した場合、ピストン外周球面33aの形状は、往復動方向が短径で、その直角方向が長径となる楕円体となる。
　本実施例では、実施例１、２に対してピストン33の信頼性を向上した構成について説明する。図５Ａ、図５Ｂは本実施例における構成例を示す。
　実施例1では図５Ａに示すようにピストン33の固定方法を中央部1箇所のネジ止めとしている。他の構成は、図３Ｃと同様である。しかしこのネジ35には、自身の軸力によるピストン33側の座面のクリープや、往復揺動にともないピストン外周球面33a上に生じる摩擦力のモーメントによって、緩みが生じやすいといった問題がある。
　また、実施例1においてピストン33自体による圧縮室の断熱効果について述べたが、厳密には圧縮熱がこのネジ35を伝わり、コンロッド32を経由して、コンロッド大端部軸受31を加熱するため、断熱が完全ではない。
　そこで、下記のように変形例を示す。まずピストン33を固定するネジを2箇所以上とし、図５Ｂに示すネジ35a、35b、35cのようにピストン33の揺動方向に配置する。これによってピストン外周球面33a上に生じる摩擦力のモーメントアームを短くし、締結ネジを引き剥がそうとする力を軽減する。
　なお、ネジ35、35a、35b、35cによってピストン33を締結する際には、必要軸力に達したときのネジ自体の伸びが大きい方がよい。これは、ピストン33の座面がクリープによってある量だけ潰れた際に、その潰れ量に対してもともとのネジの伸び量が大きい方が、軸力の低下を低減できるためである。この観点から考えると、ネジ35の最外径としては、シリンダ内径の1/10以下の直径であることが望ましい。
　実施例４では、実施例１、２をもとにしたピストン外周球面33aの変形例を示す。
　実施例１では、ピストン外周面33aの形状は、シリンダ22の内径よりわずかに小さい直径を持つ球面としていた。また実施例２では、圧縮運転時の圧縮熱による熱膨張を受けたとき真球に近づくように、常温初期状態におけるピストン33の外周面形状について、上死点の位置において往復動方向が長径、その直角方向が短径となるような球面としていた。
　しかし、ピストン外周面33aがシリンダ内周面22aに対して摺動しながら滑らかに揺動・往復運動可能な形状としては、単純な球面以外にも複数種類ある。これらの一例を図６Ａ～図６Ｃに示す。図６Ａ～図６Ｃにおいて、２点鎖線は本実施例で説明する曲線（点線で表示）と比較するために表示した円である。
　図６Ａは、ピストンの外周面33aの第１の例を説明する図である。具体的には、図６Ａは、ピストン33の中心を通り、クランクシャフト回転軸に直交する断面の外形延長線がほぼ卵型をしていることを示す図である。本形状は、ピストン外周面33aについて、揺動角0の状態からその絶対値が増加するにつれ、揺動運動の中心点33dが往復動軸方向のバルブプレート側（図の上側）に移動するように描いた曲面によって構成される。なお、このときピストン33の移動する中心を通り、シリンダ中心軸に直行する断面は、シリンダ22の内径よりわずかに小さい直径の円となっている。
　このような曲面であっても、実施例１、実施例２と同様の効果が得られる。さらに付帯効果として、揺動角増加時にコンロッド大端部軸受31の中心とピストン33の揺動運動の中心点33dの距離を若干ながら伸ばすことが可能となるため、揺動角の最大値を抑制し、ブローバイ損失を軽減できるようになる。またこの影響によってコンロッド32の運動軌跡が変化するため、慣性力が変化し、圧縮機本体の振動に影響を及ぼす。
　図６Ｂは、ピストンの外周面33aの第２の例を説明する図である。具体的には、図６Ｂの断面形状は、上記の図６Ａとは逆に、揺動角0の状態からその絶対値が増加するにつれて、揺動運動の中心点33dが往復動軸方向の下側に移動するように描いた曲面によって構成される。
　また図６Ｃは、ピストンの外周面33aの第３の例を説明する図である。具体的には、図６Ｃは図６Ａの形状を横に倒した形状によって構成される。
  いずれも図６Ａの形状と同様に揺動角およびコンロッドの慣性力に影響を及ぼす。
　なお、図６Ａ～図６Ｃの３形状の説明において用いた卵型とは、図６Ａ、図６Ｂにおいては、シリンダの中心軸と垂直な断面が円形であり、シリンダの中心軸を移動するにつれて前記断面の半径が連続的に変化する曲面の形状を指し、特に曲面のピストンを構成する部分において、その傾きは単調増加または単調減少となっている。
　また、図６Ｃにおいては、図６Ａ、図６Ｂにおける卵型の定義におけるシリンダの中心軸を、シリンダの中心軸と垂直な直線に読み替えた曲面の形状を指す。さらに、図６Ａ～図６Ｃでは、ピストンリング３４のクランクケース２１側の面が、卵型の曲面の半径が最大の断面と一致するように構成されている。
　なお、上記3形状は代表例として示したものである。揺動角の変化に応じ、揺動運動の中心点33dの描くプロファイルによってほかにもさまざまな形状を描くことが可能であり、ブローバイ損失および振動などの兼ね合いによって、自由に設計することができる。
　本明細書では、実施例１および実施例２で説明したように、ほぼ真球型の面に加えて、実施例４で説明したような卵型をはじめとした種々の曲面に関しても球面として扱う。
1　　　圧縮機本体、
21　　 クランクケース、
22　　 シリンダ、
24　　 クランクシャフト、
32　　 コンロッド、
33　　 ピストン
33a　　ピストン外周球面

Claims (16)

  1. シリンダ内を往復動するピストンと、
    前記シリンダの端部を閉鎖するバルブプレートと、
    前記ピストンを支持するコンロッドと、
    前記コンロッドの端部に回転力を与えるクランクシャフトと、
    前記クランクシャフトを回転可能に支持するクランクケースを有し、
    前記ピストンは、
    前記クランクシャフトの回転に応じて前記シリンダ内を揺動しながら往復動する揺動ピストンであって、
    前記ピストンの外周面は、曲面であることを特徴とする圧縮機。
  2. 請求項１に記載の圧縮機において、
    前記ピストンは、
    往復動時にその外周面が前記シリンダの内周面に接触し、摺動することを特徴とする圧縮機。
  3. 請求項１に記載の圧縮機において、
    前記ピストンは、
    前記コンロッドに対して固定あるいは一体化されることを特徴とする圧縮機。
  4. 請求項１に記載の圧縮機において、
    前記ピストンは、
    前記外周面が前記シリンダの内周面と接触する箇所は、耐摩耗性を有する樹脂で構成されていることを特徴とする圧縮機。
  5. 請求項４に記載の圧縮機において、
    前記樹脂の熱膨張率は、
    前記ピストンが上死点にある状態にて、往復動方向よりもその直角方向において小さいことを特徴とする圧縮機。
  6. 請求項１に記載の圧縮機において、
    前記ピストンの外周球面の直径は、
    前記ピストンが上死点にある状態にて、往復動方向よりもその直角方向において大きいことを特徴とする圧縮機。
  7. 請求項４に記載の圧縮機において、
    前記樹脂は、
    PTFE、PPS、PES、フェノール樹脂、ポリイミド系樹脂、またはコプナ樹脂、あるいはそれらの混合であることを特徴とする圧縮機。
  8. 請求項１に記載の圧縮機において、
    前記ピストンは、
    前記コンロッドに対してネジで締結され、
    複数本の前記ネジが、前記コンロッドの揺動方向に配置されたことを特徴とする圧縮機。
  9. 請求項１に記載の圧縮機において、
    前記ピストンは、
    前記コンロッドに対してネジで締結され、
    前記ネジの最外径は、
    前記シリンダの内径の1/10以下の直径であることを特徴とする圧縮機。
  10. 請求項１に記載の圧縮機において、
    前記ピストンは、
    その一部分または全体がアルミニウムで構成され、運転時に外周面が油による潤滑がなされることを特徴とする圧縮機。
  11. 請求項１に記載の圧縮機において、
    前記ピストンは、
    前記外周面に環状溝を有し、前記環状溝内に圧縮ガスをシールするためのピストンリングを有することを特徴とする圧縮機。
  12. 請求項１１に記載の圧縮機において、
    前記曲面は球面であり、
    前記球面の中心点を、
    前記環状溝の上下端面を延長した平面間に配置することを特徴とする圧縮機。
  13. 請求項１１に記載の圧縮機において、
    前記曲面は球面であり、
    前記球面の中心点を、
    前記環状溝のクランクケース側の面を延長した平面上に配置することを特徴とする圧縮機。
  14. 請求項１に記載の圧縮機において、
    前記曲面は、ほぼ真球の面であることを特徴とする圧縮機。
  15. 請求項１に記載の圧縮機において、
    前記曲面は、前記シリンダの直径より小さい直径の球の表面形状であることを特徴とする圧縮機。
  16. 請求項１に記載の圧縮機において、
    前記曲面は、前記シリンダの内径中心軸を通る前記クランクシャフトの回転軸方向の断面がほぼ卵型であることを特徴とする圧縮機。
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