JP4257642B2

JP4257642B2 - Gas compressor

Info

Publication number: JP4257642B2
Application number: JP2003167648A
Authority: JP
Inventors: 浩幹大野
Original assignee: カルソニックコンプレッサー株式会社
Priority date: 2003-06-12
Filing date: 2003-06-12
Publication date: 2009-04-22
Anticipated expiration: 2023-06-12
Also published as: JP2005002901A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、気体圧縮機に関し、例えば、自動車のエアコンシステムで冷媒ガスを圧縮する気体圧縮機に関する。
【０００２】
【従来の技術】
図８は、従来のベーンロータリー型の気体圧縮機９９の軸線方向断面図である。気体圧縮機９９は、低圧の気体を吸入して高圧の気体を吐出する装置であり、例えば自動車のエアコンシステムで冷媒ガスを圧縮するのに使用される。
気体圧縮機９９は大きく分けて、自動車エンジンなどから回転駆動力を得る駆動力伝達部５０、圧縮前の気体を吸入する吸入口１６、回転駆動力により吸入した気体を圧縮するロータ９、圧縮された高圧の気体が吐出される吐出室１８、吐出室１８内の高圧気体をエアコンの熱交換機に送出する吐出口１９から構成されている。
【０００３】
ロータ９は、ロータ軸１０を備えており、吐出室１８側に形成された軸受部６ａと、駆動力伝達部５０側に形成された軸受部５ａにより回転自在に軸支されている。
吐出室１８の底部にはオイル溜まり３０が形成されており、吐出室１８内の圧力が作用したオイルが貯留されている。
【０００４】
オイル溜まり３０から軸受部６ａ、軸受部５ａにかけて、それぞれオイル通路１０６、オイル通路１０５が形成されており、吐出室１８で加圧されたオイルが軸受部６ａ、軸受部５ａに供給されるようになっている。
軸受部６ａ、軸受部５ａに供給されたオイルは、潤滑油として作用する他、ロータ９に出没自在に配設されたベーンをシリンダ内壁に押圧するための油圧を供給する。
【０００５】
ところで、このように構成された気体圧縮機では、軸受部６ａに供給されたオイルが軸受部６ａを伝わり、ロータ軸１０の吐出室１８側端部に達するため、このオイルの油圧によりロータ軸１０に駆動力伝達部５０側へ向かう方向の圧力が生じる。
気体圧縮機９９では、このようにしてロータ軸１０に生じたスラスト荷重の不均衡を解消するため、ロータ軸１０の駆動力伝達部５０に板バネ５６を設け、ロータ軸１０に吐出室１８側に向かう力を作用させている。
【０００６】
一般にロータ軸の一方の端部が大気側に露出する開放型と呼ばれる気体圧縮機では、気体圧縮機内の圧力と大気圧との差により、ロータ軸にスラスト荷重のアンバランスが生じるため、これをバランスさせる機構が設けられている。
このような、ベーンロータリー型の気体圧縮機に関する発明としては、次の気体圧縮機がある。
【０００７】
【特許文献１】
特開２００２−１７４１９０
【０００８】
この発明は、ロータのスラスト荷重のアンバランスを低減するために、ロータにおいて、油圧が作用する面積と油圧の値を適切な値に設定するものである。
【０００９】
【発明が解決しようとする課題】
しかし、近年、例えばＣＯ２を冷媒ガスに使用するなど、吐出室１８内の圧力を高める傾向にあり、板バネ５６の弾性力では適切にロータ軸１０に掛かるスラスト荷重のアンバランスを解消するのは困難になってきた。
ロータ軸１０に掛かるスラスト荷重のバランスがとれず、ロータ軸１０が駆動力伝達部５０側に押圧されると、ロータ９の回転に際して生じる摩擦が増大したり、圧縮気体に漏れが生じたりなどして、気体圧縮機の効率が低下したり、耐用年数が低下したりすることなどが考えられる。
【００１０】
そこで、本発明の目的は、ロータ軸に加わるスラスト荷重の不均衡を是正する
ことにより、効率が高く、耐用年数の長い気体圧縮機を提供することである。
【００１１】
【課題を解決するための手段】
請求項１に記載の発明では、圧縮する気体を吸気する吸気口と、圧縮気体を吐出する吐出口が形成されたシリンダと、前記シリンダに対して固定された軸受と、前記軸受によって回転自在に軸支され、一端に前記圧縮気体の圧力を用いて加圧した油圧が作用し、他端に大気圧が作用するロータ軸と、前記ロータ軸の軸線と同軸に、前記ロータ軸に形成されたフランジ状の突起部と、前記ロータ軸に固定され、前記シリンダに格納されたロータと、前記ロータに出没自在に形成され、前記シリンダの内周面と前記ロータの外周面との間に形成された空間を区画して圧縮室を形成するベーンと、前記シリンダから吐出された圧縮気体により加圧された油を貯留する油貯留室と、前記突起部に前記油貯留室に貯留された油の油圧を作用させて、前記突起部の前記他端側の端面に作用する油圧を前記一端側の端面に作用する油圧よりも大きくすることにより、前記大気圧が作用している他端側から前記油圧が作用している一端側へ向かう方向の力を前記ロータ軸に作用させる力作用手段と、を具備したことを特徴とする気体圧縮機を提供する。
請求項２に記載の発明では、前記突起部の周囲には、所定の間隙を隔てて円筒状の内周面が形成されており、前記他端側の端面に作用する油圧が前記間隙で減圧されて前記一端側の端面に作用することを特徴とする請求項１に記載の気体圧縮機を提供する。
請求項３に記載の発明では、前記突起部、及び前記突起部と前記ロータ軸の接合部の少なくとも一方には、前記ロータ軸の軸線方向に油通路が設けられており、前記他端側の端面に作用する油圧が前記油通路で減圧されて前記一端側の端面に作用することを特徴とする請求項１又は請求項２に記載の気体圧縮機を提供する。
請求項４に記載の発明では、前記力作用手段は、前記軸受に形成され、前記軸受に潤滑油圧供給することを特徴とする請求項１から請求項３までのうちの何れか１の請求項に記載の気体圧縮機を提供する。
請求項５に記載の発明では、前記ロータ軸に対して、前記一端側から前記他端側に作用する力の合力の大きさと、前記他端側から前記一端側に作用する力の合力の大きさが等しいことを特徴とする請求項１から請求項４までのうちの何れか１の請求項に記載の気体圧縮機を提供する。
【００１２】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の好適な実施の形態について、図を参照して詳細に説明する。
（１）実施形態の概要
外部から回転駆動力を得る開放型の気体圧縮機では、ロータ軸の一端が気体圧縮機内部に位置し、他端が大気に露出しているため、気体圧縮機内の圧力と大気圧の圧力差により、ロータ軸にスラスト方向（軸方向）の荷重の偏りが生じる。
本実施の形態では、このスラスト荷重の偏りを是正するために、圧縮した気体の圧力を用いて、ロータ軸に大気圧側から圧縮機内圧側に作用する力を加える。
圧縮気体の圧力が増大すると、それにつれてロータ軸に大気圧側から圧縮機内圧側に作用する力も増大するので、高圧領域でも効果的にロータ軸に作用する力のアンバランスを緩和することができ、気体を高圧に圧縮することができる。
【００１３】
図３（ａ）は、このような力を発生させる機構を示した図であり、ロータ軸１０の圧縮機内圧側の端部を示している。
ロータ軸１０の端部には、円環状に円環部３５が形成されている。円環部３５の端面Ｓ３には、圧縮気体により加圧された油圧Ｐ３が作用している。
一方、端面Ｓ３に対向する端面Ｓ２には、軸受部６ａを通過することにより減圧された油圧Ｐ２が作用している。
円環部３５の端面Ｓ３に高圧の油圧Ｐ３が作用することにより、ロータ軸１０に圧縮機内圧側に向かう力を作用させることができる。
【００１４】
（２）実施形態の詳細
図１は、本実施の形態に係る気体圧縮機９５の軸線方向断面図を示した図である。図８（従来例）と重複する構成要素は同じ符号で示すものとする。
気体圧縮機９５は、一端が閉塞し、他端がフロントヘッド２により密閉された円筒状のケーシング１に、気体圧縮機本体３が格納されて構成されている。
ケーシング１の開口端側には、圧縮する気体を吸入する吸入口１６が形成されており、閉塞された側には吐出口１９が形成されている。
気体は、吸入口１６から吸入されて気体圧縮機本体３で圧縮された後、吐出口１９から吐出される。
【００１５】
気体圧縮機本体３は、ロータ９を格納したシリンダ７と、シリンダ７の吸入口１６側の端面を閉塞するフロントサイドブロック５、及びシリンダ７の吐出口１９側端面を閉塞するリアサイドブロック６から構成されている。
フロントサイドブロック５には、気体を吸入する吸入口が形成され、リアサイドブロック６には、圧縮した気体を吐出する吐出口が設けられている。
フロントサイドブロック５とリアサイドブロック６のラジアル方向中央には、ロータ９に形成されたロータ軸１０を回転自在に軸支するための軸受部５ａ、軸受部６ａが設けられている。
【００１６】
ここで、図２を用いて気体圧縮機本体３の構成について説明する。
図２は、図１のＡ−Ａ断面を駆動力伝達部５０側から見たところを示した断面図である。
気体圧縮機本体３は、ケーシング１の内周にシリンダ７が格納されており、更にシリンダ７の内周側にロータ９が格納されて構成されている。
【００１７】
ロータ９には、複数のベーン１３が略径方向に出没自在に配設されている。そして、シリンダ７の内周、ロータ９の外周、及び図１で示したフロントサイドブロック５とリアサイドブロック６の端面で囲まれた空間をベーン１３で仕切ることにより、シリンダ室８が形成されている。
シリンダ７は、略楕円形の断面を有しており、ロータ９が回転すると、ベーン１３の先端がシリンダ７の内周面に沿って摺動し、シリンダ室８の体積が機械的に変化する。
【００１８】
気体圧縮機本体３は、シリンダ室８の体積がおおよそ最大となるときまでに圧縮する気体をシリンダ７に吸引し、シリンダ室８の体積が最小となるときまでにシリンダ室８内の気体を吐出することにより気体を機械的に圧縮する。
ベーン溝４の底部には、後述するサライ２６ａ、２６ｂなどから供給されたオイルで満たされた背圧室４ａが設けられており、ロータ９が回転する際に、ベーン１３をシリンダ７内周面に押圧するようになっている。
また、シリンダ室８から高圧の気体を排出する際に、高圧穴２７から高圧のオイルを背圧室４ａに供給し、ベーン１３の先端での気体漏れを防いでいる。
【００１９】
図１に戻り、ケーシング１内の吐出口１９側の空間には、気体圧縮機本体３によって圧縮された高圧の気体が吐出される吐出室１８が形成されており、吐出室１８の下部には、吐出室１８内の圧縮気体により加圧されたオイル溜まり３０が形成されている。
オイル溜まり３０から軸受部５ａ、軸受部６ａにかけてはオイル通路１０５、オイル通路１０６が形成されており、加圧されたオイルが軸受部５ａ、軸受部６ａに供給されるようになっている。
【００２０】
軸受部５ａ、軸受部６ａに供給されたオイルは、これら軸受部で潤滑油として作用する他、リアサイドブロック６に形成されたサライ２６ａ、２６ｂ、及びフロントサイドブロック５に形成されたサライ２５ａ、２５ｂを介して、ロータ９の背圧室４ａ（図２）に背圧を供給する。
【００２１】
サライ２６ａ、２６ｂは、リアサイドブロック６の端面に凹設された扇形の窪みであり、互いに軸対称の形状を有している。
サライ２６ａには、軸受部６ａで減圧された（オイルは軸受部６ａの内周面とロータ軸１０の外周面の間の間隙を通過することにより減圧される）中間圧のオイルが満たされており、サライ２６ｂには、ロータ軸１０の端部に形成されたオイル通路１０７、及びサライ通路１０９を経て減圧された中間圧のオイルが満たされている。
サライ２６ａ、２６ｂは、ロータ９の背圧室４ａの端面に連通して、背圧室にこれら中間圧の油圧を供給する。
【００２２】
サライ２５ａ、２５ｂの構成は、サライ２６ａ、２６ｂと同様であるので説明を省略する。
サライ２５ａには、軸受部５ａで減圧された中間圧のオイルで満たされており、サライ２５ｂには、中間圧のオイルがサライ通路１１０を介して供給される。
【００２３】
ロータ軸１０の吸入口１６側先端には、ロータ９を回転させる回転駆動力を得るための駆動力伝達部５０が形成されている。
駆動力伝達部５０は、電磁クラッチを構成しており、マグネット５４と、プーリ５２を備えたプーリ部から構成されている。
プーリ５２には自動車エンジンなどと連動した駆動ベルトが装着され、エンジンなどの回転駆動力が伝達するようになっている。
【００２４】
気体圧縮機９５が稼動している間、プーリ部はマグネット５４により気体圧縮機本体３の方向に吸引される。
プーリ部には、板バネ５６が配設されており、マグネット５４の吸引に伴って、ロータ軸１０を気体圧縮機本体３側に押圧するようになっている。
この板バネ５６の弾性力が、気体圧縮機９５内部の圧力がロータ軸１０を押し出す力に対抗することにより、ロータ軸１０に生じたスラスト荷重の偏りを軽減する。また、この板バネ５６はゴムなどの弾性体でもよい。
【００２５】
ロータ軸１０の気体圧縮機本体３側端部には、ロータ軸１０からラジアル方向に張り出したフランジ形状を有する突起部である円環部３５が形成されている。
円環部３５の駆動力伝達部５０側の端面は、オイル通路１０６を輸送されてきた高圧のオイルに接し、駆動力伝達部５０から吐出室１８に向かう方向の油圧が作用するようになっている。
【００２６】
次に、図３（ａ）を用いて円環部３５について詳細に説明する。
円環部３５の駆動力伝達部５０側端面（面積をＳ３とし、端面Ｓ３と記すことにする）には、オイル溜まり３０から輸送された高圧のオイルが作用し、高圧の油圧Ｐ３が作用する。
この結果、円環部３５には、駆動力伝達部５０から吐出室１８に向かう方向にＰ３×Ｓ３の力が作用する。
【００２７】
オイル通路１０７には、オイル通路１０６から軸受部６ａを経て輸送されたオイルが満たされている。このオイルは軸受部６ａの間隙を経ることにより減圧されて中間圧となった油圧Ｐ２をロータ軸１０に作用させる。
円環部３５のオイル通路１０７側の端面（面積をＳ２とし、端面Ｓ２と記すことにする）には、吐出室１８から駆動力伝達部５０に向かう方向にＰ２×Ｓ２の力が作用している。
この結果、円環部３５（即ちロータ軸１０）には、次の式（１）で表されるこれらの合力が吐出室１８から駆動力伝達部５０に向かう方向に作用する。
【００２８】
【数１】
Ｐ２×Ｓ２−Ｐ３×Ｓ３（ただし、Ｐ２＜Ｐ３）…（１）
【００２９】
一方、図３（ｂ）に示したように円環部３５が存在しなかった場合（従来の気体圧縮機５９の場合）、ロータ軸１０には次の式（２）で表される力が、吐出室１８から駆動力伝達部５０に向かう方向に作用する。
【００３０】
【数２】
Ｐ２×（Ｓ２−Ｓ３）…（２）
【００３１】
ここで、式（１）で表される力と、式（２）で表される力の大きさの大小関係を調べるために、式（２）から式（１）を減算すると次の式（３）が得られる。
【００３２】
【数３】
（Ｐ３−Ｐ２）×Ｓ３（＞０）…（３）
【００３３】
減算の結果が正となるので、式（１）で表される力の大きさは、式（２）で表される力の大きさよりも小さいことがわかる。
このように、円環部３５を設けることにより、ロータ軸１０に対して作用する、吐出室１８から駆動力伝達部５０に向かう方向の力の大きさを減じることができる。
これは、円環部３５の端面Ｓ３と端面Ｓ２での油圧の圧力差による効果である。
このように、円環部３５は、その周囲の外周面と共に力作用手段を構成している。
【００３４】
図４は、ロータ軸１０の軸線方向に作用する力（スラスト荷重）をバランスさせる（平衡させる）ための条件を説明するための図である。
各サライは、背圧室４ａなどを介して連通しており、形状も相似形であるため、サライ２５ａ、２５ｂ、及びサライ２６ａ、２６ｂでロータ９に作用する圧力Ｐｓは相殺して０になる。
図に示したように、ロータ軸１０に作用する軸線方向の圧力で駆動力伝達部５０から吐出室１８へ向かう方向のものは、端面Ｓ１に作用するＰ１と、円環部３５の端面Ｓ３に作用するＰ３である。更に、この方向には、駆動力伝達部５０の電磁クラッチによる力ＦＣＬが作用している。
【００３５】
一方、吐出室１８から駆動力伝達部５０へ向かう方向の圧力は円環部３５の端面Ｓ２に作用するＰ２である。
このため、次の式（４）が満たされる場合に、ロータ軸１０に作用する軸線方向の力は均衡する。
【００３６】
【数４】
Ｐ２×Ｓ２−（Ｐ３×Ｓ３＋Ｐ１×Ｓ１＋ＦＣＬ）＝０…（４）
【００３７】
ロータ軸１０が軸線方向に垂直な端面を更に有する場合は、その端面の面積と作用する圧力を乗算し、圧力の方向に応じて符号を設定して式（４）に挿入すればよい。
また、サライ２５ａ、２５ｂ、及びサライ２６ａ、２６ｂに作用する力が均衡しない場合は、同様にこれらを式（４）に含めればよい。
【００３８】
式（４）を満たすように気体圧縮機９５を設計することにより、ロータ９に掛かる軸線方向のスラスト荷重を均衡させることができる。
その結果、スラスト荷重の偏りによる圧縮気体のリークを防ぐことができ、気体圧縮機９５の耐久性を向上させることができる。
また、ロータ９に作用するスラスト荷重が駆動力伝達部５０の方向に偏ると、フロントサイドブロック５とロータ９の接触面で大きな摩擦が生じるが、スラスト荷重の偏りを均衡させることにより、この摩擦力を低減し、気体圧縮機９５の効率を高めることができる。
【００３９】
なお、ロータ軸１０と円環部３５を一体ものとして形成してもよいし、あるいは、リング状の円環部３５と円筒状のロータ軸１０を別部材として構成してもよい。
また、別部材として構成する場合、円環部３５にロータ軸１０を挿入して溶接、かしめなどの固着方法により、円環部３５をロータ軸１０に固定する。
更に、この場合に、円環部３５とロータ軸１０の挿入部分に間隙を設けてオイルが流通するように構成してもよい。この間隙によりオイルが適度に減圧される。
また、円環部３５の端面に貫通孔を明け、この貫通孔を通過することによりオイルが減圧されるように構成してもよい。
【００４０】
図５（ａ）、（ｂ）は、円環部３５の構成の変形例を示した図である。
このうち、図５（ａ）は軸線方向断面図を表しており、図５（ｂ）は、正面図を表している。
この例では、リング形状の円環部３５ａの中心穴にロータ軸１０ａを挿入して固定してある。
【００４１】
円環部３５ａとロータ軸１０ａは、例えば、スポット溶接６１やかしめ、レーザ溶接、その他の固着方法により固定されている。
そして、円環部３５ａとロータ軸１０ａの接合部分には、全周に渡り（スポット溶接６１の部分を除く）間隙６２が形成されている。
間隙６２は、オイルが通過することができ、油通路を形成している。
【００４２】
円環部３５の内周側には内周に沿って凹部が形成されており、この凹部に対応するリアサイドブロック６側にも略相似の凹部が形成されている。
円環部３５側の凹部とリアサイドブロック６側の凹部が対向することにより小室６０が形成される。
小室６０には、オイル通路１０６を輸送されてきたオイルが満たされる。
【００４３】
小室６０に満たされたオイルは、間隙６２を通過してオイル通路１０７に達する。オイル通路１０７に達したオイルは、間隙６２を通過することにより減圧されている。
【００４４】
本変形例では、円環部３５ａとロータ軸１０ａの間に減圧用の間隙６２を設けており、間隙６２の設計値を適当に調節することにより、最適の減圧を行うことができる。
また、小室６０にオイルが蓄えられるため、軸受部６ａ全体に効率よくオイルを供給することができ、オイル潤滑作用を有効に利用することかできる。
【００４５】
図６は、円環部３５ａの変形例を説明するための図である。
円環部３５ａの外周面には、全周に沿って溝６５が形成されており、溝６５には、リップシール６６が配設されている。
リップシール６６は、例えば、ゴム、樹脂、金属などの弾性を有した素材から構成されたリング状部材である。リップシール６６の内周側は溝６５の底部に密着しており、外周側はリアサイドブロック６の内周面に押圧されている。
【００４６】
このように構成することにより、円環部３５ａの外周を伝わってオイル通路１０７にオイルが遺漏することを防止することができる。
このため、円環部３５ａの外周を伝わることなく間隙６２からオイル通路１０７にオイルを供給することができ、間隙６２のラジアル方向の幅やスラスト方向の長さ、あるいは間隙６２の内周面の面粗さなどを適当に設定することにより、オイル通路１０７内の油圧をより正確に制御することができる。
【００４７】
図７は、本実施の形態の変形例である気体圧縮機９６を示した図である。
先に説明した気体圧縮機９５では、円環部３５がリアサイドブロック６側に形成されていたが、本変形例の気体圧縮機９６では、円環部３５ｂをフロントサイドブロック５側に形成する。
図７では、気体圧縮機９５に対応する構成要素を図１と同じ符号で示してある。
【００４８】
円環部３５ｂは、ロータ軸１０のうち、フロントサイドブロック５に対応する部分に形成されている。
円環部３５ｂの、駆動力伝達部５０側の端面には、オイル通路１０５を輸送されてきた高圧のオイルが蓄えられる圧力小室７０が形成されており、圧力小室７０内の油圧により、円環部３５ｂが吐出室１８側に押圧されるようになっている。
【００４９】
円環部３５ｂの吐出室１８側の端面は、サライ２５ａ、２５ｂの底面の一部を構成しており、円環部３５ｂの側面を通って減圧されたオイルが蓄えられる。
このように、フロントサイドブロック５側に円環部３５ｂを設けても、本実施の形態と同様にロータ軸１０を駆動力伝達部５０から吐出口１９へ向かう方向に押圧する力を発生させることができる。
【００５０】
本変形例では、フロントサイドブロック５側に円環部３５ｂを設けたが、リアサイドブロック６側に円環部３５を設け、更にフロントサイドブロック５側に円環部３５ｂを設けることにより、ロータ軸１０を吐出口１９の方向へ押圧する力を強めることができる。
【００５１】
以上説明した本実施の形態、及び各変形例により、以下のような効果を得ることができる。
（１）外部から動力を受け取る開放型の気体圧縮機でロータ軸１０に生じるスラスト荷重の偏りを低減することができる。
（２）ロータ軸１０のスラスト荷重の偏りを圧縮した気体の圧力を用いて緩和することができる。
（３）吐出室１８内の圧縮気体の圧力が高くなるほど、スラスト荷重の偏りを是正する力も圧縮気体の圧力に伴って大きくなる。故に、圧縮気体の圧力が高い領域でも効果的にスラスト荷重の偏りを是正することができ、圧縮気体の圧力を大きくすることができる。
そのため、例えば、ＣＯ２などの高圧に圧縮する必要がある冷媒ガスを圧縮することができる。
（４）式（４）を満たすように気体圧縮機９５を設計することにより、ロータ軸１０に作用するスラスト荷重の偏りを解消することができる。
（５）スラスト荷重の偏りを低減することにより、気体圧縮機９５の効率を高めることができ、また、気体圧縮機９５の部品の摩耗を低減することができる。
【００５２】
以上、本実施の形態と変形例について説明したが、本発明はこれらに限定されるものではなく、各請求項に記載した範囲において各種の変形を行うことが可能である。
例えば、説明した実施形態では、油圧を作用させる円環状の部材をフロントサイドブロック５、及びリアサイドブロック６の少なくとも一方に設けたが、油圧を作用させる部材の箇所はこれらに限定せず、ロータ軸１０の他の箇所に形成してもよい。
【００５３】
【発明の効果】
本発明によれば、ロータのスラスト荷重の偏りを改善した気体圧縮機を提供することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本実施の形態に係る気体圧縮機の軸線方向断面図を示した図である。
【図２】本実施の形態の気体圧縮機の軸線に垂直な方向の構成を示した断面図である。
【図３】円環部を説明するための図である。
【図４】スラスト荷重をバランスさせるための条件を説明するための図である。
【図５】円環部の変形例を説明するための図である。
【図６】円環部の変形例を説明するための図である。
【図７】気体圧縮機の変形例を説明するための図である。
【図８】従来の気体圧縮機の軸線方向断面図を示した図である。[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a gas compressor, for example, a gas compressor that compresses refrigerant gas in an air conditioner system of an automobile.
[0002]
[Prior art]
FIG. 8 is an axial sectional view of a conventional vane rotary type gas compressor 99. The gas compressor 99 is a device that sucks low-pressure gas and discharges high-pressure gas. For example, the gas compressor 99 is used to compress refrigerant gas in an air conditioner system of an automobile.
The gas compressor 99 is roughly divided into a driving force transmission unit 50 that obtains a rotational driving force from an automobile engine or the like, a suction port 16 that sucks the gas before compression, a rotor 9 that compresses the gas sucked by the rotational driving force, and is compressed. The discharge chamber 18 from which the high-pressure gas is discharged, and the discharge port 19 for sending the high-pressure gas in the discharge chamber 18 to the heat exchanger of the air conditioner.
[0003]
The rotor 9 includes a rotor shaft 10 and is rotatably supported by a bearing portion 6a formed on the discharge chamber 18 side and a bearing portion 5a formed on the driving force transmission portion 50 side.
An oil reservoir 30 is formed at the bottom of the discharge chamber 18, and oil in which the pressure in the discharge chamber 18 acts is stored.
[0004]
An oil passage 106 and an oil passage 105 are formed from the oil reservoir 30 to the bearing portion 6a and the bearing portion 5a, respectively, so that the oil pressurized in the discharge chamber 18 is supplied to the bearing portion 6a and the bearing portion 5a. It has become.
The oil supplied to the bearing portion 6a and the bearing portion 5a acts as lubricating oil, and also supplies hydraulic pressure for pressing the vane disposed in the rotor 9 so as to be able to protrude and retract against the inner wall of the cylinder.
[0005]
By the way, in the gas compressor configured as described above, the oil supplied to the bearing portion 6a is transmitted through the bearing portion 6a and reaches the end of the rotor shaft 10 on the discharge chamber 18 side. The pressure in the direction toward the driving force transmission unit 50 is generated.
In the gas compressor 99, in order to eliminate the imbalance of the thrust load generated in the rotor shaft 10 in this way, a leaf spring 56 is provided in the driving force transmission portion 50 of the rotor shaft 10, and the rotor shaft 10 has a discharge chamber 18 side. The force toward is applied.
[0006]
In general, in an open type gas compressor in which one end of the rotor shaft is exposed to the atmosphere side, the thrust load is unbalanced on the rotor shaft due to the difference between the pressure in the gas compressor and the atmospheric pressure. A mechanism for balancing is provided.
As an invention relating to such a vane rotary type gas compressor, there is the following gas compressor.
[0007]
[Patent Document 1]
JP2002-174190
[0008]
In the present invention, in order to reduce the unbalance of the thrust load of the rotor, the area on which the hydraulic pressure acts and the value of the hydraulic pressure are set to appropriate values in the rotor.
[0009]
[Problems to be solved by the invention]
However, in recent years, for example, the pressure in the discharge chamber 18 tends to be increased by using, for example, CO 2 as a refrigerant gas, and the elastic force of the leaf spring 56 can properly eliminate the imbalance of the thrust load applied to the rotor shaft 10. It has become difficult.
If the thrust load applied to the rotor shaft 10 is not balanced and the rotor shaft 10 is pressed toward the driving force transmission unit 50, the friction generated when the rotor 9 rotates increases or the compressed gas leaks. Therefore, it is conceivable that the efficiency of the gas compressor is reduced or the service life is reduced.
[0010]
Accordingly, an object of the present invention is to provide a gas compressor having high efficiency and a long service life by correcting an imbalance in thrust load applied to the rotor shaft.
[0011]
[Means for Solving the Problems]
According to the first aspect of the present invention, an intake port for sucking compressed gas, a cylinder in which a discharge port for discharging compressed gas is formed, a bearing fixed to the cylinder, and the bearing are rotatable. A rotor shaft that is pivotally supported and pressurized at one end using the pressure of the compressed gas acts and an atmospheric pressure acts on the other end, and is formed on the rotor shaft coaxially with the axis of the rotor shaft. A flange-shaped protrusion, a rotor fixed to the rotor shaft and housed in the cylinder, and formed so as to be able to protrude and retract in the rotor, and formed between an inner peripheral surface of the cylinder and an outer peripheral surface of the rotor. Of the oil stored in the oil storage chamber in the protruding portion, the vane for partitioning the space to form the compression chamber, the oil storage chamber for storing the oil pressurized by the compressed gas discharged from the cylinder, the hydraulic pressure is allowed to act, the To be greater than the hydraulic pressure applied to hydraulic pressure acting on the end surface of the other end side of the raised portion on the end face of said one end, one end the atmospheric pressure is the hydraulic from the other end acting acting There is provided a gas compressor comprising force acting means for causing a force in a direction toward the side to act on the rotor shaft.
According to a second aspect of the present invention, a cylindrical inner peripheral surface is formed around the protrusion with a predetermined gap therebetween, and the hydraulic pressure acting on the end surface on the other end side is reduced in the gap. The gas compressor according to claim 1, wherein the gas compressor acts on an end face on the one end side.
According to a third aspect of the present invention, an oil passage is provided in an axial direction of the rotor shaft in at least one of the protrusion and the joint between the protrusion and the rotor shaft. is hydraulic pressure acting on the end face to provide a gas compressor according to claim 1 or claim 2, characterized in that acting on the end face of the one end side is depressurized in the oil passage.
In the invention described in claim 4, wherein the force application means is formed at the bearing, any one of the claims of claims 1 to 3, characterized in that the lubricating oil supplied to the bearing The gas compressor described in 1. is provided.
In the invention according to claim 5 , the magnitude of the resultant force acting on the rotor shaft from the one end side to the other end side, and the magnitude of the resultant force acting on the one end side from the other end side. It is able to provide a gas compressor according to any one of claims of up to claims 1 to 4, wherein the same.
[0012]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
DESCRIPTION OF EXEMPLARY EMBODIMENTS Hereinafter, preferred embodiments of the invention will be described in detail with reference to the drawings.
(1) Outline of Embodiment In an open type gas compressor that obtains rotational driving force from the outside, one end of the rotor shaft is located inside the gas compressor and the other end is exposed to the atmosphere. the pressure difference between the pressure and the atmospheric pressure, the bias of the load in the thrust direction (axial direction) is generated in the rotor shaft.
In the present embodiment, in order to correct this bias of the thrust load , a force acting from the atmospheric pressure side to the compressor internal pressure side is applied to the rotor shaft using the pressure of the compressed gas.
As the pressure of the compressed gas increases, the force acting on the rotor shaft from the atmospheric pressure side to the compressor internal pressure side also increases accordingly, so that the unbalance of the force acting on the rotor shaft can be effectively reduced even in the high pressure region, The gas can be compressed to a high pressure.
[0013]
FIG. 3A is a view showing a mechanism for generating such a force, and shows an end portion of the rotor shaft 10 on the compressor internal pressure side.
An annular portion 35 is formed in an annular shape at the end of the rotor shaft 10. A hydraulic pressure P3 pressurized by compressed gas is acting on the end surface S3 of the annular portion 35.
On the other hand, the hydraulic pressure P2 reduced in pressure by passing through the bearing portion 6a acts on the end surface S2 facing the end surface S3.
When the high pressure oil pressure P3 acts on the end surface S3 of the annular portion 35, a force toward the compressor internal pressure side can be applied to the rotor shaft 10.
[0014]
(2) Details of Embodiment FIG. 1 is a diagram showing an axial sectional view of a gas compressor 95 according to the present embodiment. The same components as those in FIG. 8 (conventional example) are denoted by the same reference numerals.
The gas compressor 95 is configured by storing the gas compressor body 3 in a cylindrical casing 1 having one end closed and the other end sealed by the front head 2.
A suction port 16 for sucking compressed gas is formed on the opening end side of the casing 1, and a discharge port 19 is formed on the closed side.
The gas is sucked from the suction port 16, compressed by the gas compressor body 3, and then discharged from the discharge port 19.
[0015]
The gas compressor body 3 includes a cylinder 7 in which a rotor 9 is housed, a front side block 5 that closes an end surface on the suction port 16 side of the cylinder 7, and a rear side block 6 that closes an end surface on the discharge port 19 side of the cylinder 7. Has been.
The front side block 5 is provided with a suction port for sucking gas, and the rear side block 6 is provided with a discharge port for discharging compressed gas.
At the center in the radial direction of the front side block 5 and the rear side block 6, a bearing part 5a and a bearing part 6a for rotatably supporting a rotor shaft 10 formed on the rotor 9 are provided.
[0016]
Here, the structure of the gas compressor main body 3 is demonstrated using FIG.
FIG. 2 is a cross-sectional view showing the AA cross section of FIG. 1 as viewed from the driving force transmission unit 50 side.
The gas compressor body 3 is configured such that a cylinder 7 is stored on the inner periphery of the casing 1, and a rotor 9 is further stored on the inner periphery side of the cylinder 7.
[0017]
A plurality of vanes 13 are arranged in the rotor 9 so as to be able to appear and retract in a substantially radial direction. A cylinder chamber 8 is formed by partitioning the inner periphery of the cylinder 7, the outer periphery of the rotor 9, and the space surrounded by the end surfaces of the front side block 5 and the rear side block 6 shown in FIG. .
The cylinder 7 has a substantially elliptical cross section, and when the rotor 9 rotates, the tip of the vane 13 slides along the inner peripheral surface of the cylinder 7 and the volume of the cylinder chamber 8 changes mechanically. .
[0018]
The gas compressor main body 3 sucks the gas to be compressed by the time when the volume of the cylinder chamber 8 is approximately maximized into the cylinder 7 and discharges the gas in the cylinder chamber 8 until the volume of the cylinder chamber 8 is minimized. This compresses the gas mechanically.
A back pressure chamber 4a filled with oil supplied from salai 26a and 26b, which will be described later, is provided at the bottom of the vane groove 4. When the rotor 9 rotates, the vane 13 is connected to the inner peripheral surface of the cylinder 7. It is designed to be pressed.
Further, when high-pressure gas is discharged from the cylinder chamber 8, high-pressure oil is supplied from the high-pressure hole 27 to the back pressure chamber 4 a to prevent gas leakage at the tip of the vane 13.
[0019]
Returning to FIG. 1, a discharge chamber 18 in which high-pressure gas compressed by the gas compressor body 3 is discharged is formed in the space on the discharge port 19 side in the casing 1. An oil reservoir 30 pressurized by the compressed gas in the discharge chamber 18 is formed.
An oil passage 105 and an oil passage 106 are formed from the oil reservoir 30 to the bearing portion 5a and the bearing portion 6a, and pressurized oil is supplied to the bearing portion 5a and the bearing portion 6a.
[0020]
The oil supplied to the bearing portion 5a and the bearing portion 6a acts as a lubricating oil in these bearing portions, and also, the sarays 26a and 26b formed on the rear side block 6 and the sarays 25a and 25b formed on the front side block 5. The back pressure is supplied to the back pressure chamber 4a (FIG. 2) of the rotor 9 via
[0021]
The sarays 26a and 26b are fan-shaped depressions recessed in the end surface of the rear side block 6 and have shapes that are axisymmetric with each other.
The salai 26a is filled with intermediate pressure oil that has been depressurized by the bearing portion 6a (oil is depressurized by passing through a gap between the inner peripheral surface of the bearing portion 6a and the outer peripheral surface of the rotor shaft 10). The salai 26b is filled with an oil passage 107 formed at the end of the rotor shaft 10 and an intermediate pressure oil that has been decompressed via the saray passage 109.
The sarays 26a and 26b communicate with the end face of the back pressure chamber 4a of the rotor 9 and supply the intermediate pressure to the back pressure chamber.
[0022]
Since the configurations of the sarays 25a and 25b are the same as those of the sarays 26a and 26b, description thereof will be omitted.
The salai 25a is filled with intermediate pressure oil decompressed by the bearing portion 5a, and the intermediate pressure oil is supplied to the salai 25b via the salai passage 110.
[0023]
A driving force transmission unit 50 for obtaining a rotational driving force for rotating the rotor 9 is formed at the tip of the rotor shaft 10 on the suction port 16 side.
The driving force transmission unit 50 constitutes an electromagnetic clutch, and includes a pulley unit including a magnet 54 and a pulley 52.
The pulley 52 is provided with a drive belt that is linked to an automobile engine or the like, so that the rotational driving force of the engine or the like is transmitted.
[0024]
While the gas compressor 95 is operating, the pulley portion is attracted in the direction of the gas compressor body 3 by the magnet 54.
A leaf spring 56 is disposed on the pulley portion, and the rotor shaft 10 is pressed toward the gas compressor main body 3 as the magnet 54 is attracted.
The elastic force of the leaf spring 56 counteracts the force with which the pressure inside the gas compressor 95 pushes the rotor shaft 10, thereby reducing the bias of the thrust load generated on the rotor shaft 10. The leaf spring 56 may be an elastic body such as rubber.
[0025]
At the end of the rotor shaft 10 on the side of the gas compressor main body 3, an annular portion 35, which is a protrusion having a flange shape projecting from the rotor shaft 10 in the radial direction, is formed.
The end surface of the annular portion 35 on the driving force transmission unit 50 side is in contact with the high-pressure oil that has been transported through the oil passage 106, and hydraulic pressure in the direction from the driving force transmission unit 50 toward the discharge chamber 18 acts. Yes.
[0026]
Next, the annular portion 35 will be described in detail with reference to FIG.
The high pressure oil transported from the oil reservoir 30 acts on the end surface of the annular portion 35 on the side of the driving force transmission unit 50 (the area is referred to as S3 and the end surface S3), and the high pressure oil pressure P3 acts. .
As a result, a force of P3 × S3 acts on the annular portion 35 in the direction from the driving force transmitting portion 50 toward the discharge chamber 18.
[0027]
The oil passage 107 is filled with oil transported from the oil passage 106 via the bearing portion 6a. This oil acts on the rotor shaft 10 with a hydraulic pressure P2 that has been reduced in pressure by passing through the gap of the bearing portion 6a to an intermediate pressure.
A force of P2 × S2 acts in the direction from the discharge chamber 18 toward the driving force transmission unit 50 on the end surface of the annular portion 35 on the oil passage 107 side (the area is S2 and is described as the end surface S2). Yes.
As a result, the resultant force expressed by the following expression (1) acts on the annular portion 35 (that is, the rotor shaft 10) in the direction from the discharge chamber 18 toward the driving force transmitting portion 50.
[0028]
[Expression 1]
P2 * S2-P3 * S3 (where P2 <P3) (1)
[0029]
On the other hand, when the annular portion 35 does not exist as shown in FIG. 3B (in the case of the conventional gas compressor 59), the rotor shaft 10 has a force represented by the following expression (2). , Acting in the direction from the discharge chamber 18 toward the driving force transmission unit 50.
[0030]
[Expression 2]
P2 × (S2-S3) (2)
[0031]
Here, in order to examine the magnitude relationship between the force represented by Equation (1) and the magnitude of the force represented by Equation (2), subtracting Equation (1) from Equation (2) yields the following equation ( 3) is obtained.
[0032]
[Equation 3]
(P3-P2) × S3 (> 0) (3)
[0033]
Since the result of the subtraction is positive, it can be seen that the magnitude of the force represented by Expression (1) is smaller than the magnitude of the force represented by Expression (2).
In this way, by providing the annular portion 35, the magnitude of the force acting on the rotor shaft 10 in the direction from the discharge chamber 18 toward the driving force transmitting portion 50 can be reduced.
This is an effect due to the pressure difference between the hydraulic pressures at the end surface S3 and the end surface S2 of the annular portion 35.
In this way, the annular portion 35 constitutes a force acting means together with the outer peripheral surface around it.
[0034]
FIG. 4 is a view for explaining conditions for balancing (equilibrium) the force (thrust load ) acting in the axial direction of the rotor shaft 10.
Since each salai communicates with the back pressure chamber 4a and the like and has a similar shape, the pressure Ps acting on the rotor 9 at the salais 25a and 25b and the salais 26a and 26b cancels out to zero. .
As shown in the figure, the axial pressure acting on the rotor shaft 10 in the direction from the driving force transmitting portion 50 to the discharge chamber 18 is applied to the end surface S1 and the end surface S3 of the annular portion 35. P3 that acts. Further, in this direction, a force FCL is applied by the electromagnetic clutch of the driving force transmission unit 50.
[0035]
On the other hand, the pressure in the direction from the discharge chamber 18 toward the driving force transmission unit 50 is P2 that acts on the end surface S2 of the annular portion 35.
For this reason, the axial force acting on the rotor shaft 10 is balanced when the following expression (4) is satisfied.
[0036]
[Expression 4]
P2 * S2- (P3 * S3 + P1 * S1 + FCL) = 0 (4)
[0037]
When the rotor shaft 10 further has an end face perpendicular to the axial direction, the area of the end face is multiplied by the acting pressure, and a sign is set according to the direction of the pressure and inserted into the equation (4).
Further, if the forces acting on the sarays 25a and 25b and the sarays 26a and 26b are not balanced, these may be included in the equation (4) in the same manner.
[0038]
By designing the gas compressor 95 to satisfy the equation (4), the axial thrust load applied to the rotor 9 can be balanced.
As a result, it is possible to prevent the compressed gas from leaking due to the bias of the thrust load , and the durability of the gas compressor 95 can be improved.
Further, when the thrust load acting on the rotor 9 is biased in the direction of the driving force transmitting portion 50, a large friction is generated at the contact surface between the front side block 5 and the rotor 9, but this friction can be achieved by balancing the thrust load bias. The force can be reduced and the efficiency of the gas compressor 95 can be increased.
[0039]
The rotor shaft 10 and the annular portion 35 may be integrally formed, or the ring-shaped annular portion 35 and the cylindrical rotor shaft 10 may be configured as separate members.
In the case of constituting as another member, the rotor shaft 10 is inserted into the annular portion 35 and the annular portion 35 is fixed to the rotor shaft 10 by a fixing method such as welding or caulking.
Further, in this case, a configuration may be adopted in which oil is circulated by providing a gap between the annular portion 35 and the insertion portion of the rotor shaft 10. The oil is moderately depressurized by this gap.
Further, a through hole may be formed in the end surface of the annular portion 35, and the oil may be decompressed by passing through the through hole.
[0040]
FIGS. 5A and 5B are diagrams showing a modified example of the configuration of the annular portion 35.
Among these, Fig.5 (a) represents the axial direction sectional drawing, FIG.5 (b) represents the front view.
In this example, the rotor shaft 10a is inserted and fixed in the center hole of the ring-shaped annular portion 35a.
[0041]
The annular portion 35a and the rotor shaft 10a are fixed by, for example, spot welding 61, caulking, laser welding, or other fixing methods.
A gap 62 is formed over the entire circumference (excluding the spot weld 61) at the joint between the annular portion 35a and the rotor shaft 10a.
The gap 62 allows oil to pass through and forms an oil passage.
[0042]
A recess is formed along the inner periphery of the annular portion 35 along the inner periphery, and a substantially similar recess is also formed on the rear side block 6 side corresponding to the recess.
The small chamber 60 is formed by the concavity on the ring portion 35 side and the concavity on the rear side block 6 side facing each other.
The small chamber 60 is filled with oil that has been transported through the oil passage 106.
[0043]
The oil filled in the small chamber 60 passes through the gap 62 and reaches the oil passage 107. The oil that has reached the oil passage 107 is decompressed by passing through the gap 62.
[0044]
In the present modification, a pressure reducing gap 62 is provided between the annular portion 35a and the rotor shaft 10a, and optimal pressure reduction can be performed by appropriately adjusting the design value of the gap 62.
Further, since the oil is stored in the small chamber 60, the oil can be efficiently supplied to the entire bearing portion 6a, and the oil lubrication action can be effectively utilized.
[0045]
FIG. 6 is a diagram for explaining a modification of the annular portion 35a.
A groove 65 is formed along the entire circumference of the outer circumferential surface of the annular portion 35 a, and a lip seal 66 is disposed in the groove 65.
The lip seal 66 is a ring-shaped member made of a material having elasticity such as rubber, resin, or metal. The inner peripheral side of the lip seal 66 is in close contact with the bottom of the groove 65, and the outer peripheral side is pressed against the inner peripheral surface of the rear side block 6.
[0046]
With this configuration, it is possible to prevent oil from leaking into the oil passage 107 along the outer periphery of the annular portion 35a.
For this reason, oil can be supplied from the gap 62 to the oil passage 107 without passing through the outer circumference of the annular portion 35a, and the radial width or thrust direction of the gap 62 or the inner circumferential surface of the gap 62 can be reduced. By appropriately setting the surface roughness and the like, the hydraulic pressure in the oil passage 107 can be controlled more accurately.
[0047]
FIG. 7 is a view showing a gas compressor 96 which is a modification of the present embodiment.
In the gas compressor 95 described above, the annular portion 35 is formed on the rear side block 6 side. However, in the gas compressor 96 of this modification, the annular portion 35b is formed on the front side block 5 side.
In FIG. 7, the component corresponding to the gas compressor 95 is shown with the same code | symbol as FIG.
[0048]
The annular portion 35 b is formed in a portion of the rotor shaft 10 corresponding to the front side block 5.
A pressure chamber 70 in which high-pressure oil that has been transported through the oil passage 105 is stored is formed on the end surface of the annular portion 35b on the driving force transmission unit 50 side. The portion 35b is pressed toward the discharge chamber 18 side.
[0049]
The end surface on the discharge chamber 18 side of the annular portion 35b constitutes a part of the bottom surface of the sarays 25a and 25b, and the decompressed oil is stored through the side surface of the annular portion 35b.
As described above, even when the annular portion 35b is provided on the front side block 5 side, a force for pressing the rotor shaft 10 in the direction from the driving force transmitting portion 50 toward the discharge port 19 is generated as in the present embodiment. Can do.
[0050]
In this modification, the annular portion 35b is provided on the front side block 5 side. However, by providing the annular portion 35 on the rear side block 6 side and further providing the annular portion 35b on the front side block 5 side, the rotor shaft The force which presses 10 toward the discharge port 19 can be strengthened.
[0051]
The following effects can be obtained by the present embodiment and the modifications described above.
(1) It is possible to reduce the bias of the thrust load generated in the rotor shaft 10 by an open type gas compressor that receives power from the outside.
(2) Thrust load bias of the rotor shaft 10 can be mitigated by using compressed gas pressure.
(3) As the pressure of the compressed gas in the discharge chamber 18 increases, the force for correcting the bias of the thrust load increases with the pressure of the compressed gas. Therefore, even in the region where the pressure of the compressed gas is high, the bias of the thrust load can be effectively corrected, and the pressure of the compressed gas can be increased.
Therefore, for example, refrigerant gas that needs to be compressed to a high pressure such as CO 2 can be compressed.
(4) By designing the gas compressor 95 to satisfy the formula (4), it is possible to eliminate the bias of the thrust load acting on the rotor shaft 10.
(5) By reducing the bias of the thrust load , the efficiency of the gas compressor 95 can be increased, and wear of components of the gas compressor 95 can be reduced.
[0052]
While the present embodiment and modifications have been described above, the present invention is not limited to these, and various modifications can be made within the scope described in each claim.
For example, in the described embodiment, an annular member for applying hydraulic pressure is provided on at least one of the front side block 5 and the rear side block 6, but the location of the member for applying hydraulic pressure is not limited to these, and the rotor shaft You may form in 10 other places.
[0053]
【The invention's effect】
ADVANTAGE OF THE INVENTION According to this invention, the gas compressor which improved the deviation of the thrust load of a rotor can be provided.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a cross-sectional view in the axial direction of a gas compressor according to an embodiment.
FIG. 2 is a cross-sectional view showing a configuration in a direction perpendicular to the axis of the gas compressor of the present embodiment.
FIG. 3 is a diagram for explaining an annular portion.
FIG. 4 is a diagram for explaining conditions for balancing a thrust load .
FIG. 5 is a diagram for explaining a modification of the annular portion.
FIG. 6 is a diagram for explaining a modification of the annular portion.
FIG. 7 is a view for explaining a modification of the gas compressor.
FIG. 8 is a view showing an axial sectional view of a conventional gas compressor.

Claims

圧縮する気体を吸気する吸気口と、圧縮気体を吐出する吐出口が形成されたシリンダと、
前記シリンダに対して固定された軸受と、
前記軸受によって回転自在に軸支され、一端に前記圧縮気体の圧力を用いて加圧した油圧が作用し、他端に大気圧が作用するロータ軸と、
前記ロータ軸の軸線と同軸に、前記ロータ軸に形成されたフランジ状の突起部と、
前記ロータ軸に固定され、前記シリンダに格納されたロータと、
前記ロータに出没自在に形成され、前記シリンダの内周面と前記ロータの外周面との間に形成された空間を区画して圧縮室を形成するベーンと、
前記シリンダから吐出された圧縮気体により加圧された油を貯留する油貯留室と、
前記突起部に前記油貯留室に貯留された油の油圧を作用させて、前記突起部の前記他端側の端面に作用する油圧を前記一端側の端面に作用する油圧よりも大きくすることにより、前記大気圧が作用している他端側から前記油圧が作用している一端側へ向かう方向の力を前記ロータ軸に作用させる力作用手段と、
を具備したことを特徴とする気体圧縮機。An intake port for sucking in the gas to be compressed, a cylinder formed with a discharge port for discharging the compressed gas, and
A bearing fixed to the cylinder;
A rotor shaft that is rotatably supported by the bearing, a hydraulic pressure pressurized using the pressure of the compressed gas acts on one end, and an atmospheric pressure acts on the other end;
A flange-shaped protrusion formed on the rotor shaft, coaxially with the axis of the rotor shaft;
A rotor fixed to the rotor shaft and stored in the cylinder;
A vane that is formed so as to freely protrude and retract in the rotor, and that defines a space formed between an inner peripheral surface of the cylinder and an outer peripheral surface of the rotor, and forms a compression chamber;
An oil storage chamber for storing oil pressurized by compressed gas discharged from the cylinder;
By causing the oil pressure of the oil stored in the oil storage chamber to act on the protrusion , and making the oil pressure acting on the end face on the other end side of the protrusion larger than the oil pressure acting on the end face on the one end side a force application means for applying a force toward the one end side of the atmospheric pressure is the hydraulic from the other end acting acting on the rotor shaft,
A gas compressor characterized by comprising:

前記突起部の周囲には、所定の間隙を隔てて円筒状の内周面が形成されており、前記他端側の端面に作用する油圧が前記間隙で減圧されて前記一端側の端面に作用することを特徴とする請求項１に記載の気体圧縮機。A cylindrical inner peripheral surface is formed around the protrusion with a predetermined gap therebetween, and the hydraulic pressure acting on the end surface on the other end is reduced in pressure to act on the end surface on the one end side. The gas compressor according to claim 1 .

前記突起部、及び前記突起部と前記ロータ軸の接合部の少なくとも一方には、前記ロータ軸の軸線方向に油通路が設けられており、前記他端側の端面に作用する油圧が前記油通路で減圧されて前記一端側の端面に作用することを特徴とする請求項１又は請求項２に記載の気体圧縮機。At least one of the protrusion and the joint between the protrusion and the rotor shaft is provided with an oil passage in the axial direction of the rotor shaft, and the oil pressure acting on the end surface on the other end side is the oil passage. gas compressor according to claim 1 or claim 2, characterized in that acting on the end face of the one end side in is depressurized.

前記力作用手段は、前記軸受に形成され、前記軸受に潤滑油圧供給することを特徴とする請求項１から請求項３までのうちの何れか１の請求項に記載の気体圧縮機。The gas compressor according to any one of claims 1 to 3 , wherein the force acting means is formed on the bearing and supplies lubricating oil pressure to the bearing.

前記ロータ軸に対して、前記一端側から前記他端側に作用する力の合力の大きさと、前記他端側から前記一端側に作用する力の合力の大きさが等しいことを特徴とする請求項１から請求項４までのうちの何れか１の請求項に記載の気体圧縮機。The magnitude of the resultant force acting on the rotor shaft from the one end side to the other end side is equal to the magnitude of the resultant force acting on the one end side from the other end side. The gas compressor according to any one of claims 1 to 4 .