JPS60259790A - ロ−タリ圧縮機 - Google Patents
ロ−タリ圧縮機Info
- Publication number
- 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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- JP
- Japan
- Prior art keywords
- cylinder
- roller
- compressor
- friction loss
- rotary compressor
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Granted
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- Applications Or Details Of Rotary Compressors (AREA)
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 |
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JPH0819913B2 JPH0819913B2 (ja) | 1996-03-04 |
Family
ID=14644053
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JP (1) | JPH0819913B2 (ja) |
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---|---|---|---|---|
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 |
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JPS5149607U (ja) * | 1974-10-11 | 1976-04-14 | ||
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-
1984
- 1984-06-06 JP JP59114684A patent/JPH0819913B2/ja not_active Expired - Lifetime
Patent Citations (2)
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JPH0819913B2 (ja) | 1996-03-04 |
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