JPH09268987A - 容積型流体機械 - Google Patents
容積型流体機械Info
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- JPH09268987A JPH09268987A JP9016233A JP1623397A JPH09268987A JP H09268987 A JPH09268987 A JP H09268987A JP 9016233 A JP9016233 A JP 9016233A JP 1623397 A JP1623397 A JP 1623397A JP H09268987 A JPH09268987 A JP H09268987A
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Abstract
に小さくし、スクロール式流体機械よりも製作容易な容
積型流体機械を提供すること。 【解決手段】断面形状が連続した曲線で構成される中空
シリンダ内で旋回することにより複数の吐出ポートから
作動流体を吐出する容積型流体機械の、個々の作動室の
圧縮行程の軸回転角θcを((((N−1)/N)・3
60゜)<θc≦360゜)とする(ただしNは条
数)。
Description
縮機、膨張機等に係り、特に容積形流体機械に関する。
状のシリンダ内をピストンが往復運動を繰り返すことに
より作動流体を移動させるレシプロ式流体機械、円筒状
のシリンダ内を円筒状のピストンが偏心回転運動するこ
とにより作動流体を移動させるロータリ式(ローリング
ピストン型)流体機械、端板上に直立した渦巻状のラッ
プを有する一対の固定スクロール及び旋回スクロールを
噛み合わせ、旋回スクロールを旋回運動させることによ
り作動流体を移動させるスクロール式流体機械が知られ
ている。
あることから製作が容易でかつ安価であるという利点が
ある反面、吸入終了から吐出終了までの行程が軸回転角
で180°と短く、吐出過程の流速が速くなるため圧力
損失の増加による性能低下という問題、及び、ピストン
を往復させる運動を必要とするため回転軸系を完全にバ
ランスさせることができず振動や騒音が大きいという問
題がある。
ら吐出終了までの行程は軸回転角で360°であるため
吐出過程の圧力損失が増加するという問題はレシプロ式
流体機械に比べ少ないものの、軸1回転に1回吐出する
ものであるためガス圧縮トルクの変動が比較的大きくレ
シプロ式流体機械同様振動と騒音の問題がある。
了から吐出終了までの行程が軸回転角で360°以上と
長い(空調用として実用化されているものは通常900
°程度)ため吐出過程の圧力損失が小さく、かつ、一般
に複数の作動室が形成されるためガス圧縮トルクの変動
も小さく振動及び騒音が小さいという利点がある。しか
し、ラップ噛み合い状態での渦巻状のラップ間のクリア
ランスや、端板とラップ歯先間のクリアランスの管理が
必要で、そのために精度の高い加工を施さねばならず加
工費用が高価になるという問題がある。また、吸入終了
から吐出終了までの行程が軸回転角で360°以上と長
いため圧縮過程の時間が長く内部漏れが増加するという
問題があった。
レ−サ(旋回ピストン)が作動流体が吸入されたシリン
ダに対して相対的に自転運動せずにほぼ一定の半径で公
転運動、すなわち旋回運動することにより作動流体を搬
送する容積型機械の一種が特開昭55−23353号公
報(文献1)、米国特許2112890号公報(文献
2)、特開平5−202869号公報(文献3)及び特
開平6−280758号公報(文献4)に提案されてい
る。ここに提案されている容積形流体機械は、複数の部
材(ベーン)が中心より放射状に延びている花びら形状
を有するピストンと、このピストンとほぼ相似形の中空
部を有するシリンダとから構成され、このピストンがこ
のシリンダ内を旋回運動することによって、作動流体を
移動させるものである。
に示された容積形流体機械は、レシプロ式のように往復
運動する部分を持たないため、回転軸系を完全にバラン
スさせることができる。このため振動が小さく、さら
に、ピストンとシリンダ間の相対滑り速度が小さいので
摩擦損失を比較的少なくできるといった容積型流体機械
として本質的に有利な特長を備えている。
ベ−ンとシリンダとによって形成される個々の作動室の
吸入終了から吐出終了までの行程が、軸回転角θcで約
180°(210゜)と短い(ロ−タリ式の約半分でレ
シプロ式と同程度)ため、吐出過程における流体の流速
が速くなり圧力損失が増加して性能が低下する問題があ
る。また、これら文献に示された流体機械では、個々の
作動室の吸入終了から吐出終了までの軸回転角が短く、
作動流体の吐出が終了してから次の(圧縮)行程が始ま
る(吸入終了)までの時間的なずれ(タイムラグ)が存
在していることとなり、吸入終了から吐出終了までの作
動室が駆動軸周りに偏って形成されるようになるため力
学的なバランスが悪く、圧縮された作動流体からの反力
としてピストンに、ピストン自身を回転させようとする
自転モ−メントが過大に作用し、ベ−ンの摩擦や摩耗と
いった信頼性上の問題が起こりやすいという欠点があ
る。
失をスクロール式流体機械並に小さくでき、かつ、スク
ロール式流体機械よりも製作容易な流体機械を提供する
ことにある。
く自転モ−メントを低減し、摩擦・摩耗の問題を解決し
て信頼性の高い容積型流体機械を提供することにある。
価に製造する手段を提供することにある。
間にディスプレーサとシリンダとを配置し、回転軸の回
転中心に前記ディスプレーサ中心を合わせたとき前記シ
リンダ内壁面及び前記ディスプレーサ外壁面により1つ
の空間が形成され、前記ディスプレーサ及び前記シリン
ダとの位置関係を旋回位置においたときは複数の空間が
形成される容積型流体機械において、前記複数の空間の
内、吸入が終了し吐出が終了するまでの行程の軸回転角
θcが(((N−1)/N)・360゜)<θc≦36
0゜(ただし、Nは前記シリンダ内方に向かって突出す
る突出部の数)を満たすように、前記シリンダ内壁面及
び前記ディスプレーサ外壁面の曲線を形成することによ
り達成される。
サとシリンダとを配置し、回転軸の回転中心に前記ディ
スプレーサ中心を合わせたとき前記シリンダ内壁面及び
前記ディスプレーサ外壁面により1つの空間が形成さ
れ、前記ディスプレーサ及び前記シリンダとの位置関係
を旋回位置においたときは複数の空間が形成される容積
型流体機械において、前記複数の空間の内、吸入が終了
し吐出が終了するまでの行程となっている空間の数の最
大値が、前記シリンダ内方に向かって突出する突出部の
数以上となるように前記シリンダ内壁面及び前記ディス
プレーサ外壁面の曲線を形成することにより達成され
る。
線で構成される内壁を有するシリンダと、このシリンダ
の内壁に対向するように設けられた外壁を有し、旋回運
動したとき前記内壁とこの外壁とで複数の空間を形成す
るディスプレーサと、このディスプレーサを駆動する駆
動軸とを備えた容積型流体機械において、前記ディスプ
レーサの外壁面と異なる面同士を貫通する穴を前記駆動
軸を挿入する穴以外に設けることにより達成される。
の実施形態によりさらに明確になる。以下、本発明の一
実施の形態を図を用いて説明する。まず、本発明に係る
旋回形流体機械の構造を図1乃至図3を用いて説明す
る。図1(a)は本発明に係る容積型流体機械を圧縮機と
して用いた場合における密閉型圧縮機の縦断面図((b)
のA-A断面図)、(b)は(a)のB-B断面図、図2容積型圧縮
要素の作動原理図、図3は本発明に係る容積型流体機械
を圧縮機として用いた場合における密閉型圧縮機の縦断
面図である。
に係る容積型圧縮要素1及びこれを駆動する電動要素2
(図示なし)が収納されている。容積型圧縮要素1の詳
細を説明する。図1(b)には同一輪郭形状が3組組み合
わされた3条ラップが示されている。シリンダ4の内周
形状は、いちょうの葉のような形状をした中空部が12
0°(中心o’)毎に同一の形状が表れるように形成さ
れている。この個々のいちょうの葉状をした中空部の端
部には、内方に向かって突出する複数(この場合は3条
ラップであるので3つ存在する)の略円弧形状のベ−ン
4bを有する。旋回ピストン5は、このシリンダ4の内
側に配設されシリンダ4の内周壁4a(ベーン4bより
も曲率が大きい部分)及びベ−ン4bと噛み合うように
構成されている。尚、シリンダ4の中心o’と旋回ピス
トン5の中心oを一致させると、両者の輪郭形状の間に
は基本形状として一定幅の隙間が形成される。
及び図2により説明する。記号oはデイスプレ−サであ
る旋回ピストン5の中心、記号o’はシリンダ4(ある
いは駆動軸6)の中心である。記号a,b,c,d,
e,fはシリンダ4の内周壁4a及びベ−ン4bと旋回
ピストン5の噛み合いの接点を表す。ここで、シリンダ
4の内周輪郭形状をみると、同じ曲線の組合せが3箇所
連続して滑らかに接続されている。このうちの1箇所に
着目すると、内周壁4a、ベ−ン4bを形作る曲線を、
厚みのある一つの渦曲線(ベーン4bの先端を渦の巻始
めと考える)とみることができ、その内壁曲線(g−
a)は巻き角がほぼ360°(設計上は360°である
が製造誤差のため丁度その値にはならないという意味で
ある。以下、同様。尚、この巻角については詳細を後述
する)の渦曲線で、外壁曲線(g−b)は巻き角がほぼ
360°の渦曲線である。そして、上記1箇所の内周輪
郭形状は、内壁曲線及び外壁曲線から形成されている。
これら2つの曲線円周上にほぼ等ピッチ(3条ラップで
あるので120°)に配設し、隣合う渦巻体の外壁曲線
と内壁曲線とは円弧等の滑らかな接続曲線(b−b’)
で結ぶことによって、シリンダ4の内周輪郭形状が構成
されている。旋回ピストン5の外周輪郭形状も上記シリ
ンダ4と同じ原理で構成されている。
にほぼ等ピッチ(120°)に配設するとしたが、これ
は後述する圧縮動作に伴う荷重を均等に分散させる目的
と製造のし易さを配慮したためで、特に、これらのこと
が問題にならない場合は、不等ピッチでもよい。
旋回ピストン5による圧縮動作を図2を用いて説明す
る。7aは吸入ポートであり、8aは吐出ポートであ
り、夫々3か所に設けられている。駆動軸6を回転させ
ることにより、旋回ピストン5が固定側であるシリンダ
4の中心o’の周りを自転することなしに旋回半径ε
(=oo’)で公転運動し、旋回ピストン5の中心o周
りに複数の作動室15(シリンダ内周輪郭(内壁)とピ
ストン外周輪郭(側壁)とにより囲まれて密閉された複
数の空間のうち、吸入が終了し圧縮(吐出)行程となっ
ている空間をいう。すなわち吸入終了から吐出終了まで
の期間となっている空間。前述の巻角が360゜の場合
に限ると、圧縮終了時点ではこの空間は無くなるが、そ
の瞬間に吸入も終了するのでこの空間を1つと勘定す
る。但し、ポンプとして用いる場合は、吐出ポートを介
して外部と連通している空間をいう)が形成される(本
実施の形態では常時3個の作動室)。接点aと接点bで
囲まれハッチングが施された1つの作動室(吸入終了時
点では2つに別れているが、圧縮行程が開始されると直
ぐにこの2つの作動室はつながって1つになる)に着目
して説明する。図2(1)が吸入ポ−ト7aからこの作
動室への作動ガスの吸入が終了した状態である。この状
態から90°駆動軸6が回転した状態が図2(2)で、
回転が進み最初から180°回転した状態が図2(3)
で、さらに回転が進み最初から270°回転した状態が
図2(4)である。図2(4)から90°回転すると最
初の図2(1)の状態に戻る。これより、回転が進むに
従って作動室15はその容積を縮少し、吐出ポ−ト8a
は吐出弁9(図1に示す)で閉じられているため作動流
体の圧縮作用が行われることになる。そして、作動室1
5内の圧力が外部の吐出圧力よりも高くなると圧力差で
吐出弁9が自動的に開き、圧縮された作動ガスは吐出ポ
−ト8aを通って吐き出される。吸入終了(圧縮開始)
から、吐出終了までの軸回転角は360°で、圧縮、吐
出の各行程が実施されている間に次の吸入行程が準備さ
れており、吐出終了時が次の圧縮開始となる。例えば、
接点aとdによって形成される空間に着目すると、図2
(1)の段階で既に吸入ポート7aから吸入が開始され
ており、回転が進むにつれてその容積が増し、図2
(4)の状態になると、この空間は分断される。この分
断された量に相当する流体は接点bとeによって形成さ
れる空間から補われる。
とにより形成された作動室に着目すると、隣の接点aと
dによって形成された空間は吸入が始まっており、この
中の流体が軸回転角360°後に接点aとbによって形
成される空間によって圧縮される筈であるが、この空間
は、一旦図2(3)に示されるように広がった後、図2
(4)になると分断されてしまうので、接点aとdによ
って形成された空間の全ての流体が接点aとbによって
形成される空間で圧縮される訳ではない。分断されて接
点aとdによって形成された空間に取り込まれなかった
流体体積と同量の流体は、図2(4)において吸入過程
にある接点bとeによって形成される空間が、図2
(1)に示されるように分断されて、吐出ポート付近の
接点eと接点bとにより形成される空間に流入している
流体によって充当される。これは、前述したように、不
均等ピッチで配置したのではなく均等ピッチで配置した
ことによる。即ち、旋回ピストンおよびシリンダの形状
が同一輪郭形状の繰返しにより形成されているため、い
ずれの作動室も異なる空間から流体を得てもほぼ同量の
流体を圧縮することができるのである。なお、不均等ピ
ッチであっても各空間に形成される容積が等しくなるよ
うに加工を施すことは可能であるが製作性が悪い。前出
のいずれの従来技術においても吸込過程にある空間が閉
じられてそのまま圧縮され吐出されるのに対して、この
ように作動室に隣合う吸入過程にある空間が分断されて
圧縮動作を行うことは本実施形態の特徴の一つでであ
る。
なる作動室が旋回ピストン5の中心部に位置する駆動軸
受5aの周りにほぼ等ピッチで分散して配設され、各作
動室は各々位相がずれて圧縮が行われる。すなわち、一
つの空間に着目すると吸入から吐出までは軸回転角で3
60°ではあるが、本実施形態の場合3個の作動室が形
成され、これらが120°ずれた位相で吐出をするの
で、圧縮機として軸回転角で360°間に3回冷媒を吐
出することになる。このように冷媒の吐出脈動を小さく
し得る点がレシプロ式、ロータリ式及びスクロール式に
ない点である。
点aとbによって囲まれた空間)を一つの空間として見
做すと、本実施形態の如く巻角が360゜の場合、いず
れの圧縮機動作状態においても、吸入行程となっている
空間と圧縮行程となっている空間とが交互になるように
設計されており、このため、圧縮行程が終了した瞬間直
ちに次の圧縮行程に移行することができ、滑らかで連続
的に流体を圧縮することができる。
素1を組み込んだ圧縮機を図1及び図3を用いて説明す
る。図3において、旋回型圧縮要素1は、上記詳述した
シリンダ4及び旋回ピストン5に加えて、旋回ピストン
5の中心部の軸受にクランク部6aが嵌合して旋回ピス
トン5を駆動する駆動軸6、前記シリンダ4の両端開口
部を閉塞する端板と駆動軸6を軸支する軸受を兼ねた主
軸受7と副軸受8、前記主軸受7の端板に形成された吸
入ポ−ト7a、前記副軸受8の端板に形成された吐出ポ
−ト8a、この吐出ポ−ト8aを開閉するリ−ド弁形式
(差圧で開閉する)の吐出弁9を有する。5bは旋回ピ
ストン5に形成された貫通穴である。また、10は主軸
受7に取り付けられた吸入カバ−、11は副軸受8に一
体的に吐出室8bを形成するための吐出カバ−である。
らなり、回転子2bは駆動軸6の一端に焼き嵌め等で固
定されている。この電動要素2は、電動機効率向上のた
め、ブラシレスモータで構成され、3相インバータによ
り駆動制御される。ただし、他の電動機形式、例えば、
直流電動機や誘導電動機でも差し支えない。
油で、この中に駆動軸6の下端部が浸かっている。13
は吸入パイプ、14は吐出パイプ、15はシリンダ4の
内周壁4a及びベ−ン4bと旋回ピストン5の噛み合い
によって形成される前述した作動室である。また、吐出
室8bはOリング等のシ−ル部材16により密閉容器3
内の圧力と区画されている。
する。図中に矢印で示すように、吸入パイプ13を通っ
て密閉容器3に入った作動ガスは、主軸受7に取り付け
られた吸入カバ−10内に入り吸入ポ−ト7aを通って
旋回型圧縮要素1に入り、ここで駆動軸6の回転によっ
て旋回ピストン5が旋回運動を行い作動室の容積が縮少
することにより圧縮される。圧縮された作動ガスは、副
軸受8の端板に形成された吐出ポ−ト8aを通り吐出弁
9を押し上げて吐出室8b内に入り、吐出パイプ14を
通って外部に流出する。尚、吸入パイプ13と吸入カバ
ー10との間に隙間が形成されている理由は、作動ガス
を電動機要素2内にも流通させることによって電動機要
素を冷却するためである。
する主要部品である旋回ピストン5及びシリンダ4の輪
郭形状の構成方法を図4乃至図6を用いて説明する(3
条ラップの場合を例にあげる)。図4(a)(b)は、
一例として平面形状が円弧の組合せにより構成された旋
回ピストンの形状の一例で、(a)は平面図、(b)は
側面図である。図5(a)(b)は、図4に示した旋回
ピストンの対となって噛み合うシリンダ形状の一例で、
(a)は平面図、(b)は側面図である。また、図6
は、図4に示した旋回ピストンの中心oと図5示したシ
リンダの中心o’とを重ねて描いた図である(一組部
分)。
形状は中心o(正三角形IJKの図心)の周りに同一の
輪郭形状が3箇所連続して接続されている。その輪郭形
状は、半径R1から半径R7までの全部で7つの円弧で
形成されており、点p,q,r,s,t,u,v,wは
夫々異なる半径の円弧の接点である。曲線pqは、正三
角形の一辺IJ上に中心を持つ半径R1の半径、ここ
で、点pは頂点IよりR7の距離にある。曲線qrは辺
IJに中心を持つ半径R2の半円、曲線rsは辺IJ上
に中心を持つ半径R3の半円、曲線stは同様に辺IJ
上に中心を持つ半径R4(=2・R3+R2)の円弧で
ある。曲線tuは接点tと半径R2の中心を結ぶ直線の
延長線上に中心を持つ半径R5の円弧、曲線uvは図心
oを中心とする半径R6の円弧、曲線vwは頂点Jを中
心とする半径R7の円弧である。尚、半径R4,R5,
R6の夫々の円弧の角度は接点において滑らかに接続す
る(接点での接線の傾きが同一)という条件により決め
られる。点pから点wに至る輪郭形状を図心oを中心に
反時計周りに120°回転させると点wに点pが重な
り、さらに120°回転させると全周の輪郭形状が完成
する。これにより旋回ピストンの平面形状(厚みh)が
得られる。
旋回ピストンが旋回半径εで旋回運動したときにこれに
噛み合うシリンダの輪郭形状は、図6に示されるように
旋回ピストンの輪郭形状を構成する曲線の外側の法線距
離がεのオフセット曲線となる。
る。三角形IJKは図4と同一の正三角形である。輪郭
形状は、旋回ピストンと同様に全部で7つの円弧で形成
されており、点p’,q’,r’,s’,t’,u’,
v’,w’は夫々異なる半径の円弧の接点である。曲線
p’q’は、正三角形の一辺IJ上に中心を持つ半径
(R1−ε)の半円、ここで、点p’は頂点Iより(R
7+ε)の距離にある。曲線q’r’は辺IJに中心を
持つ半径(R2−ε)の半円、曲線r’s’は辺IJ上
に中心を持つ半径(R3+ε)の半円、曲線s’t’は
同様に辺IJ上に中心を持つ半径(R4+ε)の円弧で
ある。曲線t’u’は接点t’と半径(R2−ε)の中
心を結ぶ直線の延長線上に中心を持つ半径(R5+ε)
の円弧、曲線u’v’は図心o’を中心とする半径(R
6+ε)の円弧、曲線v’w’は頂点Jを中心とする半
径(R7+ε)の円弧である。尚、半径(R4+ε),
(R5+ε),(R6+ε)の夫々の円弧の角度は旋回
ピストン同様、夫々の接点において滑らかに接続する
(接点での接線の傾きが同一)という条件により決めら
れる。点p’から点w’に至る輪郭形状を図心o’を中
心反時計周りに120°回転させると点w’に点p’が
一致し、さらに120°回転させると全周の輪郭形状が
完成する。これによりシリンダの平面形状が得られる。
シリンダの厚みHは、旋回ピストンの厚みhよりわずか
に厚くなっている。
中心o’を重ねた図である。図からも理解されるよう
に、旋回ピストンとシリンダとの間に形成される隙間は
旋回半径に等しいεとなる。尚、この隙間は、全周にお
いてεであることが望ましいが、旋回ピストンの外周輪
郭とシリンダの内周輪郭とにより形成される作動室が正
常な動作をする範囲において、何らかの理由によって、
この関係が崩れる箇所があっても差し支えない。
輪郭形状の構成方法として多円弧の組合せによる方法を
説明したが、本発明はこれに限定されるものではなく任
意の(高次)曲線の組合せによっても同様の輪郭形状を
構成することができる。
軸にとって本発明における作動室の容積変化特性(吸入
容積Vsと作動室容積Vの比で表す)を他形式の圧縮機
と比較して示す。これより本実施形態に係る旋回型圧縮
要素1の容積変化特性は、吐出開始容積比0.37の空
調機条件(例えば作動ガスがフロンHCFC22の場
合、吸入圧力Ps=0.64MPa,吐出圧力Pd=
2.07MPa)で比べて見ると、圧縮過程はレシプロ
式とほぼ同等で、短時間に圧縮過程が終了するため作動
ガスの漏れが低減され、圧縮機の能力及び効率を向上す
ることができる。一方、吐出過程はロ−タリ式(ロ−リ
ングピストン型)よりも約50%長くなり、吐出流速が
遅くなるため圧力損失が低減され、吐出過程の流体損失
(過圧縮損失)を大幅に低減して性能向上を図ることが
できる。
仕事量の変化、すなわちガス圧縮トルクTの変化を他形
式の圧縮機と比較して示す(ここに、Tmは平均トルク
である)。これより本発明の旋回型圧縮要素1のトルク
変動はロ−タリ式の約1/10と非常に小さく、スクロ
−ル式と同等だが、スクロ−ル式のオルダムリングのよ
うな旋回スクロ−ル自転防止のために往復摺動する機構
をもたないため、完全に回転軸系のバランスがとれ圧縮
機の振動・騒音を低減することができる。また、スクロ
−ル式のような長い渦巻き形状でないため、加工時間の
短縮、コスト低減が図れるとともに、渦巻き形状を保持
するための端板(鏡板)が無いので、冶具を貫通させて
加工することができなかったスクロール式に比べてロー
タリ式並の加工で製作することができるほか、スラスト
荷重が作用しなく、圧縮機の性能に重要な影響をおよぼ
す軸方向クリアランスの管理もしやすくなるため性能向
上が図れる。さらに圧縮機の小型、軽量化にも寄与する
ことができる。
までの軸回転角θcとの関係について詳細に説明する。
巻角θを変えることにより軸回転角θcを変えることが
可能である。例えば、巻角を360°よりも小さくする
ことによって吸入終了から吐出終了までの軸回転角を小
さくする場合、吐出ポートと吸入ポートが連通する状態
が生じ、吐出ポート内の流体の膨張作用で一旦吸入され
た流体が逆流するといった問題が起こる。また、吸入終
了から吐出終了までの軸回転角を巻角360°よりも大
きくすることによって軸回転角を大きくする場合、吸入
終了から吐出ポートのある空間に連通するまでの間に大
きさの異なるの2つの作動室が形成され、圧縮機として
用いたとき、これら2つの作動室の圧力上昇が各々異な
るために両者合体時に不可逆的な混合ロスが生じ、圧縮
動力の増加になると共に旋回ピストンの剛性が低下す
る。また、液体ポンプとして用いようとしても、吐出ポ
ートに連通しない作動室が形成されることからポンプと
しては成り立たなくなる。このため、巻角θは許容され
る精度の範囲内において極力360°が望ましいといえ
る。
献1)に記載の流体機械における圧縮行程の軸回転角θ
cは、θc=180゜であり、特開平5−202869
号公報(文献3)及び特開平6−280758号公報
(文献4)に記載の流体機械における圧縮行程の軸回転
角θcは、θc=210゜である。作動流体の吐出が終
了してから次の圧縮行程が始まる(吸入終了)までの期
間は、文献1においては軸回転角θcで180゜、文献
3及び文献4においては150゜である。
における軸の1回転中の各作動室(符号I、II、III、I
Vで示す)の圧縮行程線図を図9(a)に示す。但し、
条数N=4である。軸回転角θcが360゜内には4個
の作動室が形成されるが、ある角度において同時に形成
される作動室数nは、n=2あるいは3となっている。
同時に形成される作動室数の最大値は条数よりも少ない
3である。
角θcが210゜の場合を図10(a)に示す。この場
合も同時に形成される作動室数nは、n=1あるいは2
であり、同時に形成される作動室数の最大値は条数より
も少ない2である。
りに偏って形成されるため、力学的アンバランスが発生
し、旋回ピストンに働く自転モーメントが過大になり、
旋回ピストンとシリンダとの接触荷重が増大し機械摩擦
損失の増加による性能低下やベーンの摩耗による信頼性
低下の問題がある。
は、圧縮行程の軸回転角θcが、 (((N−1)/N)・360゜)<θc≦360゜(数1) を満たすように、旋回ピストンの外周輪郭形状及びシリ
ンダの内周輪郭形状を形成している。換言すると、前述
の巻角θが数式1の範囲になっている。図9(b)を参
照すると、圧縮行程の軸回転角θcが、270゜より大
きくなっており、同時に形成される作動室数nは、n=
3あるいは4となり、作動室数の最大値は4である。こ
の値は、条数N(=4)に一致する。また、図10
(b)では、圧縮行程の軸回転角θcが、240゜より
大きくなっており、同時に形成される作動室数nは、n
=2あるいは3となり、作動室数の最大値は3である。
この値は、条数N(=3)と一致する。
値を数式1の左辺の値よりも大きくすることにより、作
動室数の最大値が条数N以上となり、作動室が駆動軸の
周りに分散して配置されるようになるため、力学的なバ
ランスがよくなり、旋回ピストンに働く自転モーメント
が低減され、旋回ピストンとシリンダとの接触荷重も低
減され機械摩擦損失の低減による性能向上と共に接触部
の信頼性を向上することができる。
式1によると360゜となっている。この圧縮行程の軸
回転角θcの上限は360゜が理想である。前述したよ
うに、作動流体の吐出が終了してから次の圧縮行程が始
まる(吸入終了)までのタイムラグを0にすることがで
き、θc<360゜の場合に起こる隙間容積内のガスの
再膨張による吸入効率の低下を防止することができると
共に、θc>360゜の場合に起こる2つの作動室の圧
力上昇が異なるために両者合体時に発生する不可逆的な
混合ロスを防止することができる。後者について図11
を用いて説明する。
程の軸回転角θcは375゜となっている。図11
(a)は、図中網掛けが施された2つの作動室15aと
15bの吸入が終了した状態である。このとき2つの作
動室15aと15bの圧力は吸入圧力Psで両者等しく
なっている。吐出口8aは作動室15aと15bの間に
位置しており、両作動室とは連通していない。この状態
から軸回転角θcで15゜回転が進んだ状態を図11
(b)に示す。吐出口8aと両作動室15aと15bが
連通する直前の状態である。このとき作動室15aの容
積は図11(a)の吸入終了時よりも小さく圧縮が進行
しており圧力も吸入圧力Psよりも高い圧力になってい
る。これに対して、作動室15bの容積は逆に吸入終了
時よりも大きくなっており、膨張作用により圧力も吸入
圧力Psよりも低くなっている。次の瞬間作動室15a
と15bが合体(連通)する際に、図11(c)に矢印
で示すような不可逆的な混合が起こり、圧縮動力の増加
による性能低下が発生することとなる。従って、圧縮行
程の軸回転角θcの上限は360゜が理想的であると結
論される。
械は、図1に示したものと若干形状が相違している。こ
れは、図1にて説明した容積形流体機械では、ベーンを
挟んだ空間のうち一方が吸入空間となり他方が作動室と
なる場合が生じ、このような細いベーン形状では圧縮動
作中にベーンが変形して内部漏れを起こし圧縮効率が低
下する問題があり、この点を解決するために図11に示
した形状としたものである。図11に示した容積形流体
機械の圧縮行程の軸回転角θcを360゜とすれば、図
1に示した容積形流体機械とほぼ同等の特性を有する。
また、両者とも旋回ピストンの形状は中心部から各条が
延び、途中にくびれがある点共通している。
た旋回型流体機械の圧縮要素であり、(a)が平面図
(b)が側面図である。条数Nは3であり、圧縮行程の
軸回転角θc(巻角θ)は210゜である。この図にお
いて、作動室数nは図10(a)に示したようにn=1
あるいは2となる。この図は軸回転角θcが0゜の状態
を示しており、作動室数nは2である。本図から明らか
なように、旋回ピストンの外周輪郭形状とシリンダの内
周輪郭形状とにより形成される空間の内右側の空間は作
動室となってなく、吸入口7aと吐出口8aが連通して
いる。このため、吐出口7aの隙間容積内ガスの再膨張
により一旦吸入口8aからシリンダ4内に流入したガス
が逆流し、吸入効率が低下する問題がある。
械の圧縮行程の軸回転角θcを、本実施の形態の考え方
を用いて拡大する場合を考える。圧縮行程の軸回転角θ
cを拡大するためには2点鎖線で図示するようにシリン
ダ4の輪郭曲線の巻角を大きくしなければならないが、
図示の如くベーン4bの厚さが極端に薄くなり、作動室
数nの最大値が条数N(N=3)以上となるように圧縮
行程の軸回転角θcを240゜より大きくすることは困
難である。
と同一行程容積(吸入容積)、同一外径寸法、同一旋回
半径の容積形流体機械の圧縮要素の実施形態を示す。こ
の図13に示された圧縮要素の圧縮行程の軸回転角θc
は240゜より大きい360゜を実現している。これ
は、図12に示された圧縮要素では、作動室を形成する
シール点間が滑らかな曲線によって構成されているた
め、例え、本実施の形態の考え方に基づいて圧縮行程の
軸回転角θcを拡大しようとしても最大で240゜が限
界であるが、図13に示された本実施の形態による圧縮
要素では、シール点間(点a−点c)が滑らかではなく
(一様の曲線ではなく)接点b付近の形状が旋回ピスト
ンから見て突出するように形成され、旋回ピストンの各
条が中心部から先端部に向かう途中にくびれ部が存在し
ている。これらは図1に示した実施の形態についても云
えることである。これらの形状により、接点aから接点
bまでの巻角θを240゜より大きい360゜とするこ
とができ、接点bから接点cまでの巻角θを240゜よ
り大きい360゜とすることができる。この結果、圧縮
行程の軸回転角θcを240゜より大きな360゜とす
ることができ、作動室数nの最大値を条数N以上とする
ことができる。このため、作動室が分散配置され自転モ
ーメントを小さくすることができる。
室数が増加したことで、図12に記載の圧縮要素のシリ
ンダ高さ(厚み)をHとしたとき、図13に記載の圧縮
要素のシリンダ高さは0.7Hとなり、30%低くなる
ので、圧縮要素の小型化を図ることができる。
ン5に作用する荷重及びモ−メントの説明図である。記
号θは駆動軸6の回転角、εは旋回半径である。作動ガ
スの圧縮に伴い、各作動室15の内圧によって旋回ピス
トン5には、図に示すように偏心方向に直角な接線方向
力Ftと偏心方向にあたる半径方向力Frが作用する。
FtとFrの合力がFである。この合力Fの旋回ピスト
ン5の中心oからのずれ(腕の長さl)によって旋回ピ
ストンを回転させようとする自転モ−メントM(=F・
l)が働く。この自転モ−メントMを支えるのが旋回ピ
ストン5とシリンダ4の接点gと接点bにおける反力R
1と反力R2である。本発明では常時、吸入ポ−ト7a
に近い2ないし3箇所の接点でモ−メントを受け、その
他の接点には反力が作用しない。本発明の旋回型圧縮要
素1は、旋回ピストン5の中心部に嵌合された駆動軸6
のクランク部6aの周りにほぼ等ピッチで吸入終了から
吐出終了までの軸回転角がほぼ360°となる作動室を
分散して配設しているため、合力Fの作用点を旋回ピス
トン5の中心oに近付けることができ、モ−メントの腕
の長さlを縮少して自転モ−メントMを低減することが
できる。したがって、反力R1と反力R2が軽減され
る。また、接点gと接点bの位置からわかるように、自
転モ−メントMをうける旋回ピストン5とシリンダ4の
摺動部位を、温度が低く油粘度の高い作動ガスの吸入口
7a付近になるようにしているため摺動部の油膜が確保
され、摩擦・摩耗の問題を解決した信頼性の高い旋回型
圧縮機を提供することが出来る。
トンに働く軸1回転中の自転モーメントMを図12に示
された圧縮要素及び図13に示された圧縮要素で比較し
たものである。計算条件は作動流体HFC134aの冷
凍条件(吸入圧力Ps=0.095Mpa、吐出圧力P
d=1.043Mpa)である。これにより作動室数の
最大値が条数以上となる本実施の形態による圧縮要素で
は、吸入終了から吐出終了までの作動室が駆動軸の周り
にほぼ等ピッチで分散して配置されるため力学的なバラ
ンスがよくなり、圧縮による荷重ベクトルがほぼ中心を
向くように構成できる。このため旋回ピストンに働く自
転モーメントMを低減することができる。この結果、旋
回ピストンとシリンダの接触荷重も軽減され機械効率を
向上することができると共に圧縮機としての信頼性を向
上することができる。
する期間と圧縮行程軸回転角との関係について説明す
る。吸入口と吐出口が連通する期間、すなわち作動流体
の吐出が終了してから次の圧縮行程が始まる(吸入終
了)までの間の軸回転角で表すタイムラグΔθは、圧縮
行程の軸回転角θcとして、Δθ=360゜−θcで表
される。
通する期間が存在しないため、吐出口の隙間容積内ガス
の再膨張による吸入効率の低下はない。
通する期間が存在するため、吐出口の隙間容積内ガスの
再膨張に起因する吸入効率の低下が起こり、圧縮機の
(冷凍)能力が低下することになる。また、吸入効率
(体積効率)の低下は圧縮機のエネルギ効率である断熱
効率あるいは成績係数の低下にもつながる。
るいはシリンダの輪郭曲線の巻角θと吸入口及び吐出口
の位置によって決定される。旋回ピストンあるいはシリ
ンダの輪郭曲線の巻角θを360゜にした場合には、圧
縮行程の軸回転角θcは360゜にできると共に吸入口
あるいは吐出口のシール点を移動することによってθc
<360゜にもすることができる。しかし、θc>36
0゜にはすることはできない。例えば、前述の図11に
示した圧縮要素の圧縮行程の軸回転角θc=375゜を
吐出口の位置や大きさを変えることによりθc=360
゜に変更することができる。これは、図11における吸
入終了状態の直後に作動室15aと作動室15bとが連
通するように吐出口を大きくすることにより実現するこ
とができる。このような変更を行うことによりθc=3
75゜の時に発生していた2つの作動室の圧力上昇が異
なるために起こる不可逆的な混合ロスを低減することが
できる。従って、輪郭曲線の巻角θは、圧縮行程の軸回
転角θcを決定する必要条件ではあるが十分条件ではな
いと云うことができる。
容器3内の圧力が低圧(吸入圧力)タイプの密閉型圧縮
機について説明したが、低圧タイプにすることにより以
下のような利点がある。
動要素2の加熱が少ないため、固定子2a,回転子2b
の温度が低下し、モ−タ効率が向上して性能向上が図る
ことができる。
る作動流体では、圧力が低いため潤滑油12中に溶解す
る作動ガスの割合が少なくなり、軸受等での油の発泡現
象が起こりにくく、信頼性を向上することができる。
・軽量化が図ることができる。
力)タイプのものについて説明する。図16は、本発明
の他の実施形態に係る旋回型流体機械を圧縮機として用
いた高圧タイプの密閉型圧縮機の要部拡大断面図であ
る。図16において、前述の図1〜図3と同一符号を付
したものは同一部品であり、同一の作用をなす。図にお
いて、7bは吸入カバ−10によって主軸受7に一体的
に形成された吸入室で、シ−ル部材16等によって密閉
容器3内の圧力(吐出圧力)と区画されている。17は
吐出室8b内と密閉容器3内を連通する吐出通路であ
る。旋回型圧縮要素1の作動原理等は前述した低圧(吸
入圧力)タイプと同様である。
に、吸入パイプ13を通って吸入室7bに入った作動ガ
スは、主軸受7に形成された吸入ポ−ト7aを通って旋
回型圧縮要素1に入り、ここで駆動軸6の回転によって
旋回ピストン5が旋回運動を行い作動室15の容積が縮
少することにより圧縮される。圧縮された作動ガスは、
副軸受8の端板に形成された吐出ポ−ト8aを通り吐出
弁9を押し上げて吐出室8b内に入り、吐出通路17を
通って密閉容器3内に入り、この密閉容器3に接続され
た吐出パイプ(図示せず)より外部に流出する。
2が高圧になっているため、駆動軸6の回転による遠心
ポンプ作用等によって各軸受摺動部に給油された潤滑油
12が旋回ピストン5の端面の隙間等を通ってシリンダ
4内に供給され易くなるため、作動室15のシ−ル性及
び摺動部の潤滑性を向上できる点にある。
縮機では機器の仕様や用途あるいは生産設備等に応じて
低圧タイプ、高圧タイプどちらでも選択することが可能
となり、設計の自由度が大幅に拡大する。
製造方法、特にその独特の形状をした外周輪郭の仕上げ
方法について説明する。図17はこの説明図であり、図
18は旋回ピストンの外周加工状態の断面図である。図
において、18は加工治具でベ−ス18aとこのベ−ス
18aに固定された複数のピン部18b及び工作物を固
定するクランプ18cよりなる。19は加工工具で研削
用工具19a、切削用工具19b等からなる。鋳物ある
いは鍛造等で作られた旋回ピストン5の素材はまず両端
面を加工され、位置決め用の貫通穴5b及び軸受5aが
精密に位置決め加工される。次に、図17に示すように
前記貫通穴5bを基準に加工治具18のピン部18bに
沿って嵌合され、クランプ18cによりベ−ス18aに
ねじあるいは機械力で締め付け固定される。この取り付
け状態(図18)で、マシニングセンタ等を用い、研削
用工具19a、切削用工具19b等により外周輪郭の仕
上げ加工が行われる。このように、旋回ピストン5の中
心部の軸受5a周りに複数の貫通穴5bを形成し、この
貫通穴5bを加工治具18への取付けの位置決め基準と
しているため、正確な位置決めが可能になるとともに、
切削・研削加工時の変形等も防止され、輪郭形状の寸法
精度を向上することができる。また、この貫通穴は組立
て及び検査用治具の位置決めと共通化することにより効
率的に組立てや検査作業を行うことができる。さらに、
旋回ピストン5の重量軽減にも貢献する。一方、シリン
ダ4の内周輪郭の加工はシリンダ4の外周を取付け治具
に固定しマシニングセンタ等を利用して加工される。な
お、シリンダ4のベ−ン4b部の剛性を高めるために、
シリンダ4を主軸受7の端板面に固着してもよいし、シ
リンダ4と主軸受7を一体で構成してもよい。
4bをもつ旋回型流体機械について説明してきたが、本
発明はこれに限定されるものではなく、ベ−ン4bの数
が2個以上N個の旋回型流体機械に拡張することができ
る(Nの値は実用上は8〜10以下となる)。
係る旋回型流体機械の圧縮要素を示し、図19はN=2
(2条ラップ)の場合、図20はN=4(4条ラップ)
の場合、図21はN=5(5条ラップ)の場合である。
これらの旋回型圧縮要素1の基本的な作動原理は図2に
示したものと同様であり、説明は省略する。
でしだいに多くなるにしたがって以下のような利点があ
る。
音が低減される。
合、同じ吸入容積Vsを確保するためのシリンダ高さが
低くなり、圧縮要素の寸法を小型化できる。
が小さくなるため、旋回ピストンとシリンダの摺動部の
機械摩擦損失を低減できるとともに信頼性を向上でき
る。
くなり、一層の低振動、低騒音化を図ることができる。
これにより、医療用や産業用等で要求のある無脈流の流
体機械(圧縮機、ポンプ等)を実現できる。
た空調システムを示す。このサイクルは冷暖房が可能な
ヒ−トポンプサイクルで、前述の図3で説明した本発明
の旋回型圧縮機30、室外熱交換器31とそのファン3
1a、膨張弁32、室内熱交換器33とそのファン33
a、4方弁34から構成されている。一点鎖線35は室
外ユニット、36は室内ユニットである。
理図に従って動作し、圧縮機を起動することによりシリ
ンダ4と旋回ピストン5間で作動流体(例えばフロンH
CFC22やR407C,R410A等)の圧縮作用が
行われる。
作動ガスは破線矢印で示すように吐出パイプ14から4
方弁34をとおり室外熱交換器31に流入して、ファン
31aの送風作用で放熱、液化し、膨張弁32で絞ら
れ、断熱膨張して低温・低圧となり、室内熱交換器33
で室内の熱を吸熱してガス化された後、吸入パイプ13
を経て旋回型圧縮機30に吸入される。一方、暖房運転
の場合は、実線矢印で示すように冷房運転とは逆に流
れ、圧縮された高温・高圧の作動ガスは吐出パイプ14
から4方弁34を通り室内熱交換器33に流入して、フ
ァン33aの送風作用で室内に放熱して、液化し、膨張
弁32で絞られ、断熱膨張して低温・低圧となり、室外
熱交換器33で外気から熱を吸熱してガス化された後、
吸入パイプ13を経て旋回型圧縮機30に吸入される。
た冷凍システムを示す。このサイクルは冷凍(冷房)専
用のサイクルである。図において、37は凝縮器、37
aは凝縮器ファン、38は膨張弁、39は蒸発器、39
aは蒸発器ファンである。
リンダ4と旋回ピストン5間で作動流体の圧縮作用が行
われ、圧縮された高温・高圧の作動ガスは実線矢印で示
すように吐出パイプ14から凝縮器37に流入して、フ
ァン37aの送風作用で放熱、液化し、膨張弁38で絞
られ、断熱膨張して低温・低圧となり、蒸発器39で吸
熱ガス化された後、吸入パイプ13を経て旋回型圧縮機
30に吸入される。ここに、図22、図23ともに本発
明の旋回型圧縮機を搭載しているので、エネルギ効率に
優れ、低振動・低騒音で信頼性の高い冷凍・空調システ
ムが得られる。なお、ここでは旋回型圧縮機30として
低圧タイプを例にあげて説明したが、高圧タイプでも同
様に機能し、同様の効果を奏することができる。
説明する。図24は、本発明の別の実施形態に係る旋回
型流体機械をポンプとして用いた要部縦断面図(図25
のC−C断面相当)、図25は、図24のB−B横断面
図である。なお、前述の図1〜図3と同一符号を付した
ものは同一部品であり、同一の作用をなす。図におい
て、40は固定側部材で固定渦巻体40a、端板部40
b、主軸受部40cからなり各部は一体で構成されてい
る。41は旋回側部材で旋回渦巻体41a、この旋回渦
巻体41aを渦巻体の軸方向中央付近の外周部で連結す
る補強板41b、旋回渦巻体41aの中心部に配設され
た軸受41cからなる。42は固定側渦巻体40aの外
周を取り囲むリング部で、内部に吸入室42aを形成し
吸入ポ−ト42bにより外部と連通する。43は逆止
弁、44は軸封装置である。また45は固定渦巻体40
aと旋回渦巻体41aの噛み合いによって形成される作
動室である。記号Omはデイスプレ−サである旋回側部
材41の中心、記号Ofは固定側部材4(あるいは駆動
軸6)0の中心である。ここで固定側部材40は、巻き
角がほぼ360°の固定渦巻体40aを端板部40b上
に3箇所(少なくとも2箇所以上)、中心Of周りにほ
ぼ等ピッチに配設している。旋回側部材41の旋回渦巻
体41aの形状は、前記固定渦巻体40aとの噛み合い
関係を満足するように決められる。
流れは、図24に矢印で図示するようにリング部42に
形成された吸入ポ−ト42bを通って吸入室42aに入
った作動流体は、電動要素(図示せず)により駆動軸6
が回転し、旋回側部材41が旋回運動を行うことによっ
て作動室45に吸い込まれ、作動室45の容積が縮少す
ることにより移動して副軸受8の端板に形成された吐出
ポ−ト8aを通って吐出室8b内に入り、逆止弁43、
吐出パイプ14を通って外部に搬送される。本実施例に
おいてもその基本的な作動原理は前述の図2で説明した
旋回型圧縮要素1と同様である。両者の違いは、作動流
体が非圧縮性の液体のため、吸入終了と同時に次に吐出
行程が始まることである。また、作動室45の容積変化
特性及びガスを圧縮した場合の軸1回転中のガス圧縮ト
ルクTの変化も、図7及び図8と同様になる。したがっ
て、吐出過程の流体損失(過圧縮損失)を大幅に低減し
て性能向上を図ることができるとともに、振動・騒音を
低減することができるといった前述の実施形態と同様の
効果を上げることができる。
巻き角が実質的にほぼ360°の固定渦巻体40aを3
箇所もつ旋回型流体機械について説明してきたが、本発
明はこれに限定されるものではなく、前述した実施例と
同様に、固定渦巻体40aの数が2個以上N個(多条)
の旋回型流体機械に拡張できる(Nの値も前述した実施
例と同様、実用上は8〜10以下となる)。図26は、
本発明のもう一つ別の実施形態に係る旋回型流体機械の
横断面図を示し、N=2の場合である。図において、図
24、図25と同一符号を付したものは同一部品であ
り、同一の作用をなす。基本的な作動原理等は、図2
4、図25と同様である。トルク変動をある程度許容で
きるものでは、本実施例のように固定渦巻体40aの数
を減らし、構造を簡略化してコスト低減を図ることがで
きる。
体機械として圧縮機及びポンプを例に挙げて説明した
が、本発明はこれ以外に膨張機や動力機械にも応用する
ことができる。また、本発明では運動形態として、一方
(シリンダ側)が固定しもう一方(旋回ピストン)がほ
ぼ一定の旋回半径で自転せずに公転運動を行う形式とし
たが、相対的に上記の運動と等価な運動形態となる両回
転式の旋回型流体機械にも適用することができる。
れば、駆動軸の周りに2箇所以上の複数の作動室を配設
し、個々の作動室の吸入終了から吐出終了までの軸回転
角をほぼ360°になるように構成することにより、吐
出過程の過圧縮損失を大幅に低減し、かつ旋回ピストン
に働く自転モ−メントを軽減して旋回ピストンとシリン
ダ間の摩擦損失を低減することにより、性能向上が図れ
かつ信頼性の高い容積型流体機械が得られる。また、こ
のような旋回型流体機械を冷凍サイクルに搭載すること
により、エネルギ効率に優れ、信頼性の高い冷凍・空調
システムが得られる。
た密閉型圧縮機の圧縮要素の縦断面図及び平面図
輪郭構成法を示す図
構成法を示す図
ダを重ねあわせた図
を示す図
係を示す図
動作説明図
−メント説明図
関係を示す図
要部縦断面図
説明図
状態を示す断面図
の圧縮要素図で、作動室が2個の場合を示す図
の圧縮要素図で、作動室が4個の場合を示す図
の圧縮要素図で、作動室が5個の場合を示す図
ムを示す図
ムを示す図
をポンプとして用いた要部縦断面図
流体機械の横断面図で、作動室が2個の場合を示す図
…シリンダ、4a…内周壁、4b…ベ−ン、5…旋回ピ
ストン、5a…軸受、5b…貫通穴、6…駆動軸、6a
…クランク部、7…主軸受、7a…吸入ポ−ト、8…副
軸受、8a…吐出ポ−ト、8b…吐出室、9…吐出弁、
10…吸入カバ−、11…吐出カバ−、12…潤滑油、
13…吸入パイプ、14…吐出パイプ、15…作動室、
16…シ−ル部材、17…吐出通路、18…加工治具、
18a…ベ−ス、18b…ピン部、18c…クランプ、
19…加工工具、19a…研削工具、19b…切削工
具、30…旋回型圧縮機、31…室外熱交換器、32…
膨張弁、33…室内熱交換器、34…4方弁、37…凝
縮器、38…膨張弁、39…蒸発器、40…固定側部
材、40a…固定渦巻体、40b…端板部、40c…主
軸受部、41…旋回側部材、41a…旋回渦巻体、41
b…補強板、41c…軸受、42…リング部、42a…
吸入室42a、42b…吸入ポ−ト、43…逆止弁、4
4…軸封装置、45…作動室、o…旋回ピストン中心、
o’…シリンダ中心、Om…旋回側部材中心、Of…固
定側部材中心。
Claims (13)
- 【請求項1】端板間にディスプレーサとシリンダとを配
置し、回転軸の回転中心に前記ディスプレーサ中心を合
わせたとき前記シリンダ内壁面及び前記ディスプレーサ
外壁面により1つの空間が形成され、前記ディスプレー
サ及び前記シリンダとの位置関係を旋回位置においたと
きは複数の空間が形成される容積型流体機械において、
前記複数の空間の内、吸入が終了し吐出が終了するまで
の行程となっている空間の数の最大値が、前記シリンダ
内方に向かって突出する突出部の数以上となるように前
記シリンダ内壁面及び前記ディスプレーサ外壁面の曲線
を形成した容積型流体機械。 - 【請求項2】端板間にディスプレーサとシリンダとを配
置し、回転軸の回転中心に前記ディスプレーサ中心を合
わせたとき前記シリンダ内壁面及び前記ディスプレーサ
外壁面により1つの空間が形成され、前記ディスプレー
サ及び前記シリンダとの位置関係を旋回位置においたと
きは複数の空間が形成される容積型流体機械において、
前記複数の空間の内、吸入が終了し吐出が終了するまで
の行程の軸回転角θcが下式を満たすように、前記シリ
ンダ内壁面及び前記ディスプレーサ外壁面の曲線を形成
した容積型流体機械。 (((N−1)/N)・360゜)<θc≦360゜ ただし、Nは前記シリンダ内方に向かって突出する突出
部の数である。 - 【請求項3】端板間にディスプレーサとシリンダとを配
置し、回転軸の回転中心に前記ディスプレーサ中心を合
わせたとき前記シリンダ内壁面及び前記ディスプレーサ
外壁面により1つの空間が形成され、前記ディスプレー
サ及び前記シリンダとの位置関係を旋回位置においたと
きは複数の空間が形成される容積形型体機械において、
前記ディスプレーサを旋回させて作動流体を圧縮したと
き、圧縮による荷重ベクトルがほぼ駆動軸に向くように
前記シリンダのない壁面及び前記ディスプレーサの外壁
面を形成した容積型流体機械。 - 【請求項4】断面形状が連続した曲線で構成される内壁
を有するシリンダと、このシリンダの内壁に対向するよ
うに設けられた外壁を有し、旋回運動したとき前記内壁
とこの外壁とで複数の空間を形成するディスプレーサと
を備えた容積型流体機械において、これら空間のうち前
記作動流体を吸入する空間の間に前記作動流体を圧縮若
しくは吐出する空間が形成されるように前記シリンダ内
壁及び前記ディスプレーサ外壁曲線を形成した容積型流
体機械。 - 【請求項5】断面形状が連続した曲線で構成される内壁
を有するシリンダと、このシリンダの内壁に対向するよ
うに設けられた外壁を有し、旋回運動したとき前記内壁
とこの外壁とで複数の空間を形成するディスプレーサ
と、前記空間に連通する吸込みポートと、前記空間に連
通する吐出ポートとを備えた容積型流体機械において、
前記吸込みポートと前記吐出ポートとが前記空間を介し
て連通しないように前記シリンダ内壁及び前記ディスプ
レーサ外壁の曲線を形成した容積型流体機械。 - 【請求項6】断面形状が連続した曲線で構成される内壁
を有するシリンダと、このシリンダの内壁に対向するよ
うに設けられた外壁を有し、旋回運動したとき前記内壁
とこの外壁とで複数の空間を形成するディスプレーサ
と、前記空間に連通する吸込みポートと、前記空間に連
通する吐出ポートとを備えた容積型流体機械において、
前記作動流体を吐出する吐出ポートを挟んで隣接する作
動室の流体を夫々異なる吸入ポートから吸入するように
前記シリンダ内壁及び前記ディスプレーサ外壁曲線を形
成した容積型流体機械。 - 【請求項7】断面形状が連続した曲線で構成される内壁
を有するシリンダと、このシリンダの内壁に対向するよ
うに設けられた外壁を有し、旋回運動したとき前記内壁
とこの外壁とで複数の空間を形成するディスプレーサ
と、前記空間に連通する吸込みポートと、前記空間に連
通する吐出ポートとを備えた容積型流体機械において、
吐出が終了した時点におけるシール点に隣接する空間が
1つの空間を形成して圧縮行程若しくは吐出行程となる
ように前記シリンダ内壁及び前記ディスプレーサ外壁曲
線を形成した容積型流体機械。 - 【請求項8】断面形状が連続した曲線で構成される内壁
を有するシリンダと、このシリンダの内壁に対向するよ
うに設けられた外壁を有し、旋回運動したとき前記内壁
とこの外壁とで複数の空間を形成するディスプレーサ
と、前記空間に連通する吸込みポートと、前記空間に連
通する吐出ポートとを備えた容積型流体機械において、
前記ディスプレーサ外壁と前記シリンダ内壁とで形成さ
れる空間のうち吸入行程にある空間が分離して、夫々異
なる圧縮若しくは吐出行程となる空間が形成されるよう
に前記シリンダ内壁及び前記ディスプレーサ外壁曲線を
形成した容積型流体機械。 - 【請求項9】断面形状が連続した曲線で構成される内壁
を有するシリンダと、このシリンダの内壁に対向するよ
うに設けられた外壁を有し、旋回運動したとき前記内壁
とこの外壁とで複数の空間を形成するディスプレーサと
を備えた容積型流体機械において、前記ディスプレーサ
の輪郭に沿って存在する前記空間は、交互に吸入行程に
ある空間と圧縮若しくは吐出行程にある空間となるよう
に前記シリンダ内壁及び前記ディスプレーサ外壁曲線を
形成した容積型流体機械。 - 【請求項10】断面形状が連続した曲線で構成される内
壁を有するシリンダと、このシリンダの内壁に対向する
ように設けられた外壁を有し、旋回運動したとき前記内
壁とこの外壁とで複数の空間を形成するディスプレーサ
と、このディスプレーサを駆動する駆動軸とを備えた容
積型流体機械において、前記ディスプレーサの外壁面と
異なる面同士を貫通する穴を前記駆動軸を挿入する穴以
外に設けた容積型流体機械。 - 【請求項11】端板間にディスプレーサとシリンダとを
配置し、回転軸の回転中心に前記ディスプレーサ中心を
合わせたとき前記シリンダ内壁面及び前記ディスプレー
サ外壁面により1つの空間が形成され、前記ディスプレ
ーサ及び前記シリンダとの位置関係を旋回位置においた
ときは複数の空間が形成される容積型流体機械におい
て、前記シリンダ内壁と前記ディスプレーサ外壁により
形成される空間が作動流体を吸入終了時点にある空間で
あるとき、接点間に形成される前記シリンダ及びディス
プレーサの輪郭形状が、内壁曲線の巻角及び外壁曲線の
巻角がともにほぼ360゜の曲線により形成された容積
型流体機械。 - 【請求項12】端板間にディスプレーサとシリンダとを
配置し、回転軸の回転中心に前記ディスプレーサ中心を
合わせたとき前記シリンダ内壁面及び前記ディスプレー
サ外壁面により1つの空間が形成され、前記ディスプレ
ーサ及び前記シリンダとの位置関係を旋回位置においた
ときは複数の空間が形成される容積型流体機械におい
て、作動流体の吸入終了から吐出終了までの駆動軸の回
転角度がほぼ360°となる作動室を、駆動軸の周りの
同一平面上に少なくとも2箇所形成されるように前記デ
ィスプレーサ外壁及び前記シリンダ内壁を形成した容積
型流体機械。 - 【請求項13】ディスプレーサの中心に位置する軸受周
りに複数の貫通穴を形成し、この貫通穴を加工治具への
取付けの位置決め基準とし、外周輪郭の切削・研削加工
等を行うディスプレーサの製造方法。
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP01623397A JP4154737B2 (ja) | 1996-01-31 | 1997-01-30 | 容積型流体機械 |
Applications Claiming Priority (3)
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---|---|---|---|
JP8-14995 | 1996-01-31 | ||
JP1499596 | 1996-01-31 | ||
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Publication Number | Publication Date |
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JP4154737B2 JP4154737B2 (ja) | 2008-09-24 |
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ID=26351057
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JP01623397A Expired - Fee Related JP4154737B2 (ja) | 1996-01-31 | 1997-01-30 | 容積型流体機械 |
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Country | Link |
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JP (1) | JP4154737B2 (ja) |
Cited By (3)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
US6213743B1 (en) * | 1998-03-19 | 2001-04-10 | Hitachi, Ltd. | Displacement type fluid machine |
US6352418B1 (en) * | 1999-05-12 | 2002-03-05 | Hitachi, Ltd. | Displacement type fluid machine |
DE19912482B4 (de) * | 1998-03-19 | 2004-02-26 | Hitachi, Ltd. | Spiralverdichter |
-
1997
- 1997-01-30 JP JP01623397A patent/JP4154737B2/ja not_active Expired - Fee Related
Cited By (4)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
US6213743B1 (en) * | 1998-03-19 | 2001-04-10 | Hitachi, Ltd. | Displacement type fluid machine |
US6406279B2 (en) | 1998-03-19 | 2002-06-18 | Hitachi, Ltd. | Displacement type fluid machine |
DE19912482B4 (de) * | 1998-03-19 | 2004-02-26 | Hitachi, Ltd. | Spiralverdichter |
US6352418B1 (en) * | 1999-05-12 | 2002-03-05 | Hitachi, Ltd. | Displacement type fluid machine |
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---|---|
JP4154737B2 (ja) | 2008-09-24 |
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