JPS60259790A - ロ−タリ圧縮機 - Google Patents
ロ−タリ圧縮機Info
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- JPS60259790A JPS60259790A JP11468484A JP11468484A JPS60259790A JP S60259790 A JPS60259790 A JP S60259790A JP 11468484 A JP11468484 A JP 11468484A JP 11468484 A JP11468484 A JP 11468484A JP S60259790 A JPS60259790 A JP S60259790A
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- Japan
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- cylinder
- roller
- compressor
- friction loss
- rotary compressor
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Abstract
(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。
め要約のデータは記録されません。
Description
【発明の詳細な説明】
〔発明の利用分野〕
本発明はロータリ圧縮機に係り、特に機械摩擦損失を低
減して、圧縮機効率の向上を志向したロータリ圧縮機に
関するものである。
減して、圧縮機効率の向上を志向したロータリ圧縮機に
関するものである。
従来、ロータリ圧縮機を高効率化するための、最適な圧
縮機構成部品寸法に関しては、たとえば特開昭５７−１
１９１９０号公報に示されるように、シリンダの高さＨ
と、該シリンダの内径り、とロー２の外径Ｄ、との差（
Ｄ、−Ｄ、）との比、すなわちＨ／ （１）、−Ｄ、）
を１．６５近傍に設定するものが知られている。
縮機構成部品寸法に関しては、たとえば特開昭５７−１
１９１９０号公報に示されるように、シリンダの高さＨ
と、該シリンダの内径り、とロー２の外径Ｄ、との差（
Ｄ、−Ｄ、）との比、すなわちＨ／ （１）、−Ｄ、）
を１．６５近傍に設定するものが知られている。
これは、ロータリ圧縮機の圧縮機効率に及ぼす機械摩擦
損失、洩れ量、および前記シリンダ内の冷媒温度上昇値
の影響を調べ、前記Ｈ／（Ｄ。−り、）比を限定し、同
一運転条件下でエネルギ有効比ＥＥＲ，が最大となるＨ
／（Ｄ、−Ｄ、）比を実験的に見い出したものである。
損失、洩れ量、および前記シリンダ内の冷媒温度上昇値
の影響を調べ、前記Ｈ／（Ｄ。−り、）比を限定し、同
一運転条件下でエネルギ有効比ＥＥＲ，が最大となるＨ
／（Ｄ、−Ｄ、）比を実験的に見い出したものである。
しかし任意の理論押のけ量Ｖｔｂ （すなわちシリンダ
容積）における最適な圧縮機構成部品寸法を決定する場
合、前記理論押のけ量■ｔｈは、 で表わされるから、寸法り、、Ｄ、、Ｈのうち２つの寸
法（または、上記寸法に関係する２つの寸法パラメータ
）が定まらなければ圧縮機構成部品寸法は決まらず、Ｈ
／ （Ｄ、−Ｄ、 ）比だけでは一義的にまらない。し
たがって、圧縮機効率の向上を図るための最適な圧縮機
構成部品寸法は明らかにされていないのが現状である。
容積）における最適な圧縮機構成部品寸法を決定する場
合、前記理論押のけ量■ｔｈは、 で表わされるから、寸法り、、Ｄ、、Ｈのうち２つの寸
法（または、上記寸法に関係する２つの寸法パラメータ
）が定まらなければ圧縮機構成部品寸法は決まらず、Ｈ
／ （Ｄ、−Ｄ、 ）比だけでは一義的にまらない。し
たがって、圧縮機効率の向上を図るための最適な圧縮機
構成部品寸法は明らかにされていないのが現状である。
本発明は、圧縮機構成部品寸法を最適化して、機械摩擦
損失を最小にし、圧縮機効率の向上を図れるロータリ圧
縮機の提供を、その目的とするものである。
損失を最小にし、圧縮機効率の向上を図れるロータリ圧
縮機の提供を、その目的とするものである。
本発明に係るロータリ圧縮機の構成は、少なくとも、シ
リンダと、このシリンダ内を回転するローラと、このロ
ーラに回転を与えるクランクと、このクランクと一体に
なった回転軸を駆動する駆動装置と、先端が前記ローラ
に当接し、前記回転軸の回転に従って往復運動し、前記
シリンダ内を吸込室と圧縮室とに仕切るベーンと、前記
シリンダの両端開口を覆蓋する端板とを有するロークリ
圧縮機において、シリンダの高さをＨ１該シリンダの内
半径をＲｏ、ローラの外半径を几、としたとき、比Ｒ，
／Ｒ，およびＨ／Ｒ、の値を、それぞれ０．８４〜０．
９２および０．４〜０．８の範囲に設定するようにした
ものである。
リンダと、このシリンダ内を回転するローラと、このロ
ーラに回転を与えるクランクと、このクランクと一体に
なった回転軸を駆動する駆動装置と、先端が前記ローラ
に当接し、前記回転軸の回転に従って往復運動し、前記
シリンダ内を吸込室と圧縮室とに仕切るベーンと、前記
シリンダの両端開口を覆蓋する端板とを有するロークリ
圧縮機において、シリンダの高さをＨ１該シリンダの内
半径をＲｏ、ローラの外半径を几、としたとき、比Ｒ，
／Ｒ，およびＨ／Ｒ、の値を、それぞれ０．８４〜０．
９２および０．４〜０．８の範囲に設定するようにした
ものである。
以下、本発明を実施例によシ、図面を用いて説明する。
第１図は、本発明の一実施例に係るロータリ圧縮機の横
断面図、第２図は、第１図の■−■矢視断面図である。
断面図、第２図は、第１図の■−■矢視断面図である。
図において、１は、ロータリ圧縮機１５のシリンダ（筒
さＨ１内半径几、であり、詳細後述）、２は、このシリ
ンダ１内を回転するローラ（外半径Ｒ１であシ、詳細後
述）、３は、このローラ２に回転を与えるクランクで、
このクランク３は回転軸４と一体になっており、その上
部において駆動装置に係るモータ（図示せず）に直結し
ている。
さＨ１内半径几、であり、詳細後述）、２は、このシリ
ンダ１内を回転するローラ（外半径Ｒ１であシ、詳細後
述）、３は、このローラ２に回転を与えるクランクで、
このクランク３は回転軸４と一体になっており、その上
部において駆動装置に係るモータ（図示せず）に直結し
ている。
５は、シリンダ１内を吸込室７と圧縮室８とに仕切ルベ
ーンであり、このベーン５の先端はローラ２に当接し、
後端からばね６とシリンダｌ外の密閉容器１３内圧力（
吐出圧力） ＶＣより押され、回転軸４の回転に従って
シリンダ１に形成されたベーン溝ｌａ内を往復運動する
。シリンダ１の上。
ーンであり、このベーン５の先端はローラ２に当接し、
後端からばね６とシリンダｌ外の密閉容器１３内圧力（
吐出圧力） ＶＣより押され、回転軸４の回転に従って
シリンダ１に形成されたベーン溝ｌａ内を往復運動する
。シリンダ１の上。
下端面には、第２図に示すように、回転軸４の軸受を兼
ねた、該シリンダ１の両端開口を覆蓋する端板に係る上
端板９と下端板１０とが設けられ、シリンダ１．上端板
９．下端板１０．ローラ２およびベーン５により前記吸
込室７と圧縮室８とが構成されている。１４は、密閉容
器１３底部に溜められた潤滑油で、回転軸４のポンプ作
用で各摺動部に給油されるようになっている。
ねた、該シリンダ１の両端開口を覆蓋する端板に係る上
端板９と下端板１０とが設けられ、シリンダ１．上端板
９．下端板１０．ローラ２およびベーン５により前記吸
込室７と圧縮室８とが構成されている。１４は、密閉容
器１３底部に溜められた潤滑油で、回転軸４のポンプ作
用で各摺動部に給油されるようになっている。
ところで、この種のロータリ圧縮機の構成部品寸法の最
適化を考える場合、圧縮機構成部品寸法が最も大きく影
響するのは機械摩擦損失であり、筆者らの損失分析の研
究からこの機械摩擦損失が全損失の主要部分を占めてい
ることも確認されている。また、近年はインバータによ
りモータの回転数制御が行われるようになり、高速化に
より機械摩擦損失の割合はますます増加傾向にある。し
たがって、圧縮機効率の向上を図るにはこの機械摩擦損
失を低減することが最も効果的であり、圧縮機構成部品
寸法の最適化もこの機械摩擦損失の低減を主眼とし、前
記ロータリ圧縮機１５においては、圧縮機構成部品寸法
に係るシリンダ１の高さＨ，シリンダ１の内半径Ｒ，，
ローラ２の外半径Ｒｒの関係を無次元で表わす形状パラ
メータζ（＝Ｒ，／Ｒ，）、ξ（＝Ｈ／Ｒ，）の値が、
それぞれζ＝ ０．８４〜０．９２．ξ＝０，４〜０．
８の範囲になるように設定した。
適化を考える場合、圧縮機構成部品寸法が最も大きく影
響するのは機械摩擦損失であり、筆者らの損失分析の研
究からこの機械摩擦損失が全損失の主要部分を占めてい
ることも確認されている。また、近年はインバータによ
りモータの回転数制御が行われるようになり、高速化に
より機械摩擦損失の割合はますます増加傾向にある。し
たがって、圧縮機効率の向上を図るにはこの機械摩擦損
失を低減することが最も効果的であり、圧縮機構成部品
寸法の最適化もこの機械摩擦損失の低減を主眼とし、前
記ロータリ圧縮機１５においては、圧縮機構成部品寸法
に係るシリンダ１の高さＨ，シリンダ１の内半径Ｒ，，
ローラ２の外半径Ｒｒの関係を無次元で表わす形状パラ
メータζ（＝Ｒ，／Ｒ，）、ξ（＝Ｈ／Ｒ，）の値が、
それぞれζ＝ ０．８４〜０．９２．ξ＝０，４〜０．
８の範囲になるように設定した。
このように形状パラメータζ、ｅの値を限定した理由を
、第３〜８図を使用して説明する。
、第３〜８図を使用して説明する。
第３図は、理論弁のけ量ｖｔｈを一定（ここでは、１２
、５ ｃｒＢ３／ ｒｅｖ ）としたときの、形状パラ
メータζ、ξと圧縮機構成部品寸法との関係図である。
、５ ｃｒＢ３／ ｒｅｖ ）としたときの、形状パラ
メータζ、ξと圧縮機構成部品寸法との関係図である。
この第３図において、Ｄ、 ％ （＝２ＦＬ、 ）はシ
リンダ１の内径、ａ （−Ｒ，−Ｒ，）はクランク３の
偏心量である。形状パラメータζ、ξの値を決めてやれ
ば、この第３図から圧縮機構成部品寸法は総て決定され
ることがわかる。形状パラメータζ、ξによる圧縮機構
成部品の変化の特徴を云えば、偏心量ａは形状パラメー
タζ、ξとも大きいほど小さくなる。シリンダ１の内径
り、とシリンダ１の高さＨは、形状パラメータζが大き
いほど寸法が大きくなるが、形状パラメータξの影響は
相反する傾向にあり、Ｄ６についてはξが小さいほど大
きくなるが、Ｈはξが大きいほど大きくなっている。
リンダ１の内径、ａ （−Ｒ，−Ｒ，）はクランク３の
偏心量である。形状パラメータζ、ξの値を決めてやれ
ば、この第３図から圧縮機構成部品寸法は総て決定され
ることがわかる。形状パラメータζ、ξによる圧縮機構
成部品の変化の特徴を云えば、偏心量ａは形状パラメー
タζ、ξとも大きいほど小さくなる。シリンダ１の内径
り、とシリンダ１の高さＨは、形状パラメータζが大き
いほど寸法が大きくなるが、形状パラメータξの影響は
相反する傾向にあり、Ｄ６についてはξが小さいほど大
きくなるが、Ｈはξが大きいほど大きくなっている。
ところで、ロータリ圧縮機１５のシリンダ１内の機械摩
擦損失の主要な発生個所は、第４図に示す次の３個所で
ある（斜線にて図示）。
擦損失の主要な発生個所は、第４図に示す次の３個所で
ある（斜線にて図示）。
第４図は、ロータリ圧縮機の機械摩擦損失の主要な発生
個所を示す横断面図である。
個所を示す横断面図である。
■ ベーン側面（Ａの部分）
■ ベーン先端（Ｂの部分）
■ ローラ内周（Ｃの部分）
ここで、ベーン側面の摩擦は、シリンダ１内の吸込室７
と圧縮室８との圧力差（ｐｃ ｐｇ）によるベーン側面
に加わる荷重Ｆ８と、ベーン５の往復運動によシ引き起
こされるものであるので、このベーン側面本線損失Ｌｈ
を減らすためには、偏心ｉａ及びシリンダ１の高さＨを
小さくしなければならない。形状パラメータζ、ξでみ
ると、第３図より、偏心量ａを小さくするためにはζ。
と圧縮室８との圧力差（ｐｃ ｐｇ）によるベーン側面
に加わる荷重Ｆ８と、ベーン５の往復運動によシ引き起
こされるものであるので、このベーン側面本線損失Ｌｈ
を減らすためには、偏心ｉａ及びシリンダ１の高さＨを
小さくしなければならない。形状パラメータζ、ξでみ
ると、第３図より、偏心量ａを小さくするためにはζ。
ξともに大きくする必要があるが、シリンダ１の高さＨ
はζ、ξともに小さいほど小さくなシ、両者から最適な
形状パラメータζ、ξが存在することがわかる。
はζ、ξともに小さいほど小さくなシ、両者から最適な
形状パラメータζ、ξが存在することがわかる。
次に、ベーン先端の摩擦は、シリンダ１内外の圧力差に
よるベーン押付力ＦＮと、ベーン５とローラ２とのすべ
り速度によシ発生し、このベーン先端摩擦損失Ｌｍの大
きさは、ローラ２の自転角速度ωＰに影響される。一方
、ローラ内周の摩擦によるローラ内周摩擦損失Ｌｃは、
シリンダ１内の圧力差による荷重Ｆｐがロー２２に負荷
として加わって生ずるものであり、クランク３０角速度
ωとローラ２の自転角速度ωＰとの相対速度（ω−ωＰ
）に影響される。したがって、ロー２２の自転角速度ω
Ｐに対するベーン先端摩擦損失Ｌｍ。
よるベーン押付力ＦＮと、ベーン５とローラ２とのすべ
り速度によシ発生し、このベーン先端摩擦損失Ｌｍの大
きさは、ローラ２の自転角速度ωＰに影響される。一方
、ローラ内周の摩擦によるローラ内周摩擦損失Ｌｃは、
シリンダ１内の圧力差による荷重Ｆｐがロー２２に負荷
として加わって生ずるものであり、クランク３０角速度
ωとローラ２の自転角速度ωＰとの相対速度（ω−ωＰ
）に影響される。したがって、ロー２２の自転角速度ω
Ｐに対するベーン先端摩擦損失Ｌｍ。
ローラ内周摩擦損失Ｌｃの関係は、第５図に示すような
特性となる。
特性となる。
第５図は、ローラ自転角速度とベーン先端摩擦損失、ロ
ーラ内周摩擦損失の特性図である。
ーラ内周摩擦損失の特性図である。
この第５図から、ローラ自転角速度ωＰに対する摩擦損
失Ｌ＋ｉ 、Ｌｃは相反する特性となり、（ＬＩ＋＋Ｌ
ｃ）が最小になるようなωＰが存在する。このようなロ
ーラ自転角速度ωＰとなる圧縮機構成部品寸法を選択す
ればよいことＫなる。
失Ｌ＋ｉ 、Ｌｃは相反する特性となり、（ＬＩ＋＋Ｌ
ｃ）が最小になるようなωＰが存在する。このようなロ
ーラ自転角速度ωＰとなる圧縮機構成部品寸法を選択す
ればよいことＫなる。
ローラ自転角速度ωＰは、ローラ２に加わるモーメント
のつシあいから理論的にめることができ、形状パラメー
タζ、ξとの関係は第６図に示すようになる。
のつシあいから理論的にめることができ、形状パラメー
タζ、ξとの関係は第６図に示すようになる。
第６図は、形状パラメータζ、ξとローラ自転角速度と
の関係図である。
の関係図である。
この第６図から、ζが犬きく、ξが小さいほどωＰは小
さくなり、ベーン先端摩擦損失Ｌｍに対しては有利とな
る。
さくなり、ベーン先端摩擦損失Ｌｍに対しては有利とな
る。
第７図は、形状パラメータζ、ξと最大負荷荷重との関
係図である。
係図である。
（９）
この第７図から、ζ、ξともに小さいほど最大負荷荷重
Ｆｐ□８は小さくなり、ローラ内周摩擦損失Ｌｃを小さ
くできる。また、この負荷荷重は上。
Ｆｐ□８は小さくなり、ローラ内周摩擦損失Ｌｃを小さ
くできる。また、この負荷荷重は上。
下端板９，１０の軸受にも作用することになるので、軸
受の摩擦損失低減にも、ζ、ξが小さいほど有利となる
。
受の摩擦損失低減にも、ζ、ξが小さいほど有利となる
。
以上は形状パラメータζ、ξと個々の摺動部の摩擦損失
ＬＡ、Ｌ＋＋ 、Ｌｃとの関係を説明したものであるが
、各摩擦損失ＬＡ 、ＬＢ 、Ｌｃとζ。
ＬＡ、Ｌ＋＋ 、Ｌｃとの関係を説明したものであるが
、各摩擦損失ＬＡ 、ＬＢ 、Ｌｃとζ。
ξの影響はそれぞれ相反するような傾向を示し、ロータ
リ圧縮機の全機械摩擦損失ＬＡ＋Ｌｉ＋＋Ｌｃを最小に
する形状パラメータζ、ξが存在することが推察される
。
リ圧縮機の全機械摩擦損失ＬＡ＋Ｌｉ＋＋Ｌｃを最小に
する形状パラメータζ、ξが存在することが推察される
。
この全機械摩擦損失と形状パラメータζ、ξとの関係を
明らかにしたものが第８図である。
明らかにしたものが第８図である。
第８図は、形状パラメータζ、ξと全機械摩擦損失との
関係図である。この第８図から、ロータリ圧縮機の、通
常回転数から目標高速回転数までのいろいろの回転数に
対して、全機械摩擦損失が最小となる形状パラメータζ
、ξが存在すること（１０） がわかシ、ｎ＝１５００ｒｐｍではζ＝０．９２．ξ＝
０．４、ｎｎ＝１０００ＯｒＩではζ＝ ０．８４ 、
ξ＝０．８で全機械摩擦損失が最小となる。したがって
、これら回転数変化を考慮した最適な圧縮機構成部品寸
法は、形状パラメータζ＝ ０．８４〜０．９２．ξ＝
０．４〜０．８の範囲に設定することにより得られるこ
とになる。
関係図である。この第８図から、ロータリ圧縮機の、通
常回転数から目標高速回転数までのいろいろの回転数に
対して、全機械摩擦損失が最小となる形状パラメータζ
、ξが存在すること（１０） がわかシ、ｎ＝１５００ｒｐｍではζ＝０．９２．ξ＝
０．４、ｎｎ＝１０００ＯｒＩではζ＝ ０．８４ 、
ξ＝０．８で全機械摩擦損失が最小となる。したがって
、これら回転数変化を考慮した最適な圧縮機構成部品寸
法は、形状パラメータζ＝ ０．８４〜０．９２．ξ＝
０．４〜０．８の範囲に設定することにより得られるこ
とになる。
このように形状パラメータζ、ξの匝を設定すリンダ１
の径Ｄ０が大きく、シリンダ１の高さＨの小さい偏平な
形状となる。ローラ２の半径Ｒ。
の径Ｄ０が大きく、シリンダ１の高さＨの小さい偏平な
形状となる。ローラ２の半径Ｒ。
も従来より大きくなり、クランク３の直径を一定にすれ
ばローラ２の厚みは増す方向にいく。これにともない、
従来漏れ損失の主要部分を占め、圧縮機効率を低下させ
ていたローラ端面からシリンダ内への潤滑油及び冷媒ガ
スの漏れ量ｑ、（この漏れ量ｑ＋ａは、ローラ端面のク
リアランスが同じならほぼローラ厚さに反比例する）を
減少させる方向に行き、機械摩擦損失を低減させるのみ
なら（１１） ず、漏れ損失の低域にも有効であｐ１圧縮機効率の向上
を図れる。
ばローラ２の厚みは増す方向にいく。これにともない、
従来漏れ損失の主要部分を占め、圧縮機効率を低下させ
ていたローラ端面からシリンダ内への潤滑油及び冷媒ガ
スの漏れ量ｑ、（この漏れ量ｑ＋ａは、ローラ端面のク
リアランスが同じならほぼローラ厚さに反比例する）を
減少させる方向に行き、機械摩擦損失を低減させるのみ
なら（１１） ず、漏れ損失の低域にも有効であｐ１圧縮機効率の向上
を図れる。
以上のように構成したロータリ圧縮機１５の圧縮動作を
説明する。
説明する。
前記モータにより回転軸４が駆動されると、クランク３
に自転自由にかん倉されたローラ２がシリンダ１内を回
転し、ベーン５により仕切られた吸込室７と圧縮室８の
容積が変化する。クランク３が矢印の方向（第１図）に
回転すると、吸込室７の容積は大きくなシ、吸込ボート
１１から冷媒ガスを吸込み、一方、圧縮室８の容積は小
さくなり冷媒ガスは圧縮され、吐出ボート１２から密閉
容器１３内へ吐出され、圧縮作用が行なわれる。
に自転自由にかん倉されたローラ２がシリンダ１内を回
転し、ベーン５により仕切られた吸込室７と圧縮室８の
容積が変化する。クランク３が矢印の方向（第１図）に
回転すると、吸込室７の容積は大きくなシ、吸込ボート
１１から冷媒ガスを吸込み、一方、圧縮室８の容積は小
さくなり冷媒ガスは圧縮され、吐出ボート１２から密閉
容器１３内へ吐出され、圧縮作用が行なわれる。
この場合、シリンダ１の高さＨ，シリンダ１の内半径Ｒ
０およびローラ２の外半径Ｒ１を上記のように設定した
ので、機械摩擦損失が従来よシも低減し、圧縮機効率が
向上する。
０およびローラ２の外半径Ｒ１を上記のように設定した
ので、機械摩擦損失が従来よシも低減し、圧縮機効率が
向上する。
以上説明した実施例によれば、密閉容器１３内の圧力を
吐出圧力に保持したロータリ圧縮機において、シリンダ
１の高さをＨ１シリンダ１の肉牛（１２） 径をＲｏ、ローラ２の外半径をＲ１としたとき、圧縮機
構成部品の形状パラメータζ（−Ｒ，／几。
吐出圧力に保持したロータリ圧縮機において、シリンダ
１の高さをＨ１シリンダ１の肉牛（１２） 径をＲｏ、ローラ２の外半径をＲ１としたとき、圧縮機
構成部品の形状パラメータζ（−Ｒ，／几。
）、ξ（＝Ｈ／Ｒ，）の値を、それぞれζ＝０．８４〜
０．９２．ξ＝０．４〜０．８の範囲に設定することに
よシ、全機械摩擦損失（＝Ｌム＋ＬＢ＋ＬＣ）を最小に
し、圧縮機効率の商いロータリ圧縮機を提供することが
できるという効果がある。
０．９２．ξ＝０．４〜０．８の範囲に設定することに
よシ、全機械摩擦損失（＝Ｌム＋ＬＢ＋ＬＣ）を最小に
し、圧縮機効率の商いロータリ圧縮機を提供することが
できるという効果がある。
以上詳細に説明したように本発明によれば、圧縮機構成
部品寸法を最適化して、機械摩擦損失を最小にし、圧縮
機効率の向上を図れるロータリ圧縮機を提供することが
できる。
部品寸法を最適化して、機械摩擦損失を最小にし、圧縮
機効率の向上を図れるロータリ圧縮機を提供することが
できる。
第１図は、本発明の一実施例に係るロータリ圧縮機の横
断面図、第２図は、第１図の■−■矢視断面図、第３〜
８図は、形状パラメータζ、ξの限定理由を説明するた
めのものであり、第３図は、理論押のけ量を一定とした
ときの、形状パラメータζ、ξと圧縮機構成部品寸法と
の関係図、第４図は、ロータリ圧縮機の機械摩擦損失の
主要な発（１３） 生個所を示す横断面図、第５図は、ローラ自転角速度と
ベーン先端摩擦損失、ローラ内周摩擦損失の特性図、第
６図は、形状パラメータζ、ξとローラ自転角速度との
関係図、第７図は、形状パラメータζ、ξと最大負荷荷
重との関係図、第８図は、形状パラメータζ、ξと全機
械摩擦損失との関係図である。 １・・・シリンダ、２・・・ローラ、３・・・クランク
、４・・・回転軸、５・・・ベーン、７・・・吸込室、
８・・・圧縮室、９・・・上端板、１０・・・下端板、
１５・・・ロータリ圧縮機、Ｈ・・・シリンダの高さ、
Ｒｏ・・・シリンダの内半径、Ｒｒ・・・ローラの外半
径。 代理人 弁理士 福田幸作 （ほか１名） （１４） ＄１ 固 １ ’２ｘ ＄２ 固 第３ 目 茅 ４ 固 ＄Ｓ 囚 Ｐ
断面図、第２図は、第１図の■−■矢視断面図、第３〜
８図は、形状パラメータζ、ξの限定理由を説明するた
めのものであり、第３図は、理論押のけ量を一定とした
ときの、形状パラメータζ、ξと圧縮機構成部品寸法と
の関係図、第４図は、ロータリ圧縮機の機械摩擦損失の
主要な発（１３） 生個所を示す横断面図、第５図は、ローラ自転角速度と
ベーン先端摩擦損失、ローラ内周摩擦損失の特性図、第
６図は、形状パラメータζ、ξとローラ自転角速度との
関係図、第７図は、形状パラメータζ、ξと最大負荷荷
重との関係図、第８図は、形状パラメータζ、ξと全機
械摩擦損失との関係図である。 １・・・シリンダ、２・・・ローラ、３・・・クランク
、４・・・回転軸、５・・・ベーン、７・・・吸込室、
８・・・圧縮室、９・・・上端板、１０・・・下端板、
１５・・・ロータリ圧縮機、Ｈ・・・シリンダの高さ、
Ｒｏ・・・シリンダの内半径、Ｒｒ・・・ローラの外半
径。 代理人 弁理士 福田幸作 （ほか１名） （１４） ＄１ 固 １ ’２ｘ ＄２ 固 第３ 目 茅 ４ 固 ＄Ｓ 囚 Ｐ
Claims (1)
- １、少なくとも、シリンダと、このシリンダ内を回転す
るローラと、このローラに回転を与えるクランクと、こ
のクランクと一体になった回転軸を駆動する駆動装置と
、先端が前記ローラに当接し、前記回転軸の回転に従っ
て往復運動し、前記シリンダ内を吸込室と圧縮室とに仕
切るベーンと、前記シリンダの両端開口を覆蓋する端板
とを有するロータリ圧縮機において、シリンダの高さヲ
Ｈ１該シリンダの内半径をＲａｚ ローラの外半径をＲ
１としたとき、比Ｒ，／Ｒ，およびＨ／Ｒ，の値を、そ
れぞれ０．８４〜０，９２および０．４〜０．８の範囲
に設定するようにしたことを特徴とするロータリ圧縮機
。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP59114684A JPH0819913B2 (ja) | 1984-06-06 | 1984-06-06 | ロータリ圧縮機 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP59114684A JPH0819913B2 (ja) | 1984-06-06 | 1984-06-06 | ロータリ圧縮機 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS60259790A true JPS60259790A (ja) | 1985-12-21 |
| JPH0819913B2 JPH0819913B2 (ja) | 1996-03-04 |
Family
ID=14644053
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP59114684A Expired - Lifetime JPH0819913B2 (ja) | 1984-06-06 | 1984-06-06 | ロータリ圧縮機 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH0819913B2 (ja) |
Cited By (4)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2006152839A (ja) * | 2004-11-26 | 2006-06-15 | Hitachi Home & Life Solutions Inc | ロータリ２段圧縮機及びその圧縮機を用いた空気調和機 |
| JP2008014150A (ja) * | 2006-07-03 | 2008-01-24 | Toshiba Kyaria Kk | 回転式圧縮機及びこれを用いた冷凍サイクル装置 |
| EP2093525A3 (en) * | 2008-02-20 | 2014-11-26 | Mitsubishi Electric Corporation | A hermetic type compressor |
| JP2017172343A (ja) * | 2016-03-18 | 2017-09-28 | 日立ジョンソンコントロールズ空調株式会社 | 回転式圧縮機 |
Families Citing this family (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| CN102748288A (zh) * | 2011-04-22 | 2012-10-24 | 广东美芝制冷设备有限公司 | 使用r290冷媒的旋转式压缩机 |
Citations (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS5149607U (ja) * | 1974-10-11 | 1976-04-14 | ||
| JPS5856185U (ja) * | 1981-10-09 | 1983-04-16 | 三菱電機株式会社 | 回転形圧縮機のベ−ン装置 |
Family Cites Families (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS5856185B2 (ja) * | 1980-09-05 | 1983-12-13 | 日本電信電話株式会社 | 磁気バブル拡大装置 |
-
1984
- 1984-06-06 JP JP59114684A patent/JPH0819913B2/ja not_active Expired - Lifetime
Patent Citations (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS5149607U (ja) * | 1974-10-11 | 1976-04-14 | ||
| JPS5856185U (ja) * | 1981-10-09 | 1983-04-16 | 三菱電機株式会社 | 回転形圧縮機のベ−ン装置 |
Cited By (4)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2006152839A (ja) * | 2004-11-26 | 2006-06-15 | Hitachi Home & Life Solutions Inc | ロータリ２段圧縮機及びその圧縮機を用いた空気調和機 |
| JP2008014150A (ja) * | 2006-07-03 | 2008-01-24 | Toshiba Kyaria Kk | 回転式圧縮機及びこれを用いた冷凍サイクル装置 |
| EP2093525A3 (en) * | 2008-02-20 | 2014-11-26 | Mitsubishi Electric Corporation | A hermetic type compressor |
| JP2017172343A (ja) * | 2016-03-18 | 2017-09-28 | 日立ジョンソンコントロールズ空調株式会社 | 回転式圧縮機 |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPH0819913B2 (ja) | 1996-03-04 |
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