JPS6113755Y2 - - Google Patents
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- JPS6113755Y2 JPS6113755Y2 JP14839080U JP14839080U JPS6113755Y2 JP S6113755 Y2 JPS6113755 Y2 JP S6113755Y2 JP 14839080 U JP14839080 U JP 14839080U JP 14839080 U JP14839080 U JP 14839080U JP S6113755 Y2 JPS6113755 Y2 JP S6113755Y2
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Landscapes
- Compressors, Vaccum Pumps And Other Relevant Systems (AREA)
Description
【考案の詳細な説明】
本願は、多段型の気体圧縮機に関し、特にこれ
に限定されるものではないが、たとえば吐出圧力
10〜数10Kg／cm3Ｇ、駆動入力75〜200kw程度のオ
イルフリー（シリンダを油で潤滑させない、した
がつて、吐出気体中に油分が混らない）型式の圧
縮機に好適なもので、特に全体の効率が高く、寸
法、重量が小さく、振動も少ないオイルフリー型
圧縮機をうることを目的とする。[Detailed description of the invention] The present application relates to a multi-stage gas compressor, including but not limited to, for example, a discharge pressure
It is suitable for oil-free (the cylinder is not lubricated with oil, so no oil is mixed in the discharged gas) type compressor with a power output of 10 to several 10 kg/ cm3G and a drive input of about 75 to 200 kW. In particular, the object is to provide an oil-free compressor with high overall efficiency, small size and weight, and low vibration.
上記のような吐出圧力および駆動入力範囲にあ
る圧縮機としては、軸流圧縮機、遠心ターボ圧縮
機あるいはスクリユー圧縮機はコストおよび性能
上成立せず、多段往復動圧縮機に頼らざるを得な
い。また、このような吐出圧力および駆動入力の
クラスの圧縮機は吐出圧力７Kg／cm3Ｇ程度のいわ
ゆる汎用動力用圧縮機と異なり、プロセス用とし
てプラントに組込まれることが多く、オイルフリ
ー型であることが望まれるのが普通である。 For compressors within the above discharge pressure and drive input ranges, axial flow compressors, centrifugal turbo compressors, or screw compressors are not viable due to cost and performance considerations, and we must rely on multistage reciprocating compressors. . In addition, unlike so-called general-purpose power compressors with a discharge pressure of about 7 kg/cm 3 G, compressors with this class of discharge pressure and drive input are often built into plants for process use and are oil-free. This is usually desired.
ところが、このクラスの多段往復型圧縮機、そ
れもオイルフリー型となると、クロスヘツドから
ピストン棒でピストンを駆動するクロスヘツド式
往復動型となり、かつそのピストン棒は、オイル
フリーを保つよう往復動によりクロスヘツド付近
から潤滑油がシリンダへ侵入しないようにするた
めに充分長くとる必要が生じるので、クランク軸
中心からシリンダ軸心に沿つたシリンダ先端迄の
寸法ならびにクランク軸中心からシリンダ軸心に
沿つたピストン分解抜出しのための所要寸法は、
ピストン部に直接ピストンピンを打設した所謂ト
ランクピストン型にくらべ、きわめて巨大なもの
となる。このようにオイルフリーのクロスヘツド
型のシリンダは巨大なため、到底直立させ得ず、
水平に設置されることが多いが、このため大なる
床面積を占有する欠点があるのみならず、水平に
寝たシリンダは自重により、耐摩耗性の余りよく
ないオイルフリー用の自己潤滑機能を有する材料
で作られたライダーリング（ピストンの自重を支
える滑り環）の偏耗を起し易い。比較的小形のも
のは、直立形又はＶ、Ｗ形配置とされることもあ
るが、このときの垂直あるいは斜めに突き出た長
いシリンダは、多シリンダ数の場合はもちろん、
１個のシリンダの場合でも据付基礎では到底拘束
できないような大きな振動エネルギーを惹起する
おそれがある。 However, this class of multistage reciprocating compressors, which are also oil-free, are crosshead type reciprocating type in which the piston is driven by a piston rod from the crosshead, and the piston rod is reciprocated by the crosshead to maintain an oil-free state. In order to prevent lubricating oil from entering the cylinder from the vicinity, it is necessary to make it long enough, so the dimensions from the center of the crankshaft to the tip of the cylinder along the center of the cylinder axis and the piston disassembly from the center of the crankshaft to the center of the cylinder axis. The required dimensions for extraction are:
Compared to the so-called trunk piston type, in which a piston pin is driven directly into the piston part, it is extremely large. The oil-free crosshead type cylinder is so huge that it is impossible to stand it upright.
Although it is often installed horizontally, it not only has the disadvantage of occupying a large floor space, but also has the disadvantage that a horizontally lying cylinder has a self-lubricating function due to its own weight, which is not very resistant to wear. The rider ring (sliding ring that supports the weight of the piston), which is made of this material, tends to wear unevenly. Relatively small cylinders may have an upright or V- or W-shaped arrangement, but in this case, long cylinders protruding vertically or diagonally can be used, of course, in the case of a large number of cylinders.
Even in the case of a single cylinder, there is a risk of generating a large amount of vibrational energy that cannot be restrained by the installation foundation.
さらに、上記従来の往復クロスヘツド型のオイ
ルフリー多シリンダ多段圧縮機を考察すると、ど
のシリンダも同じクランク軸から往復駆動される
ので、ストロークは共通同一値でシリンダ断面積
を圧縮段に応じ相互に異ならせているのが普通で
ある。これにより、本来シリンダとして最も性能
面ならびに寸法重量面から適当とされる値より
は、低圧段ではストロークの割にシリンダ径が大
きすぎ、高圧段ではシリンダ径の割にストローク
が大きすぎ、相互妥協のためそれぞれがベストで
なく、それだけ性能も犠牲にされる結果となつて
いる。 Furthermore, considering the conventional reciprocating crosshead type oil-free multi-cylinder multi-stage compressor mentioned above, all cylinders are driven reciprocally from the same crankshaft, so the stroke is the same and the cylinder cross-sectional area is different depending on the compression stage. It is normal to have As a result, the cylinder diameter is too large for the stroke in the low-pressure stage, and the stroke is too large in relation to the cylinder diameter in the high-pressure stage, which is a mutual compromise, compared to the values that would normally be most appropriate for a cylinder from the standpoint of performance and size and weight. Therefore, each of them is not the best, and performance is sacrificed accordingly.
なお、さらに別の見方をすれば、このような往
復動型は本来高圧に向いている。これを低圧段に
使うということは、前記の通りクロスヘツド型と
することによつてシリンダ軸心方向に大なる寸法
を占有し、なおかつ高圧段と妥協することによつ
て大きなシリンダ径を採らざるを得なかつたこと
と相俟つて益々不経済な傾向である。 In addition, from another perspective, such a reciprocating type is originally suitable for high pressure. Using this for the low-pressure stage means that, as mentioned above, the crosshead type occupies a large dimension in the cylinder axis direction, and the compromise with the high-pressure stage requires a large cylinder diameter. Coupled with the fact that they have not been able to make any profit, this trend is becoming increasingly uneconomical.
したがつて、オイルフリー型の多シリンダ多段
圧縮機は、低圧段シリンダをこの往復動でなく、
この用途に適した他方式のものに置き換え、高圧
段シリンダには低圧段と妥協したものでない最適
のシリンダ径とストローク、詳しくはこれまでよ
りシリンダ径を大きく、ストロークを小さくした
ものとするのが目的に叶つている。 Therefore, an oil-free multi-cylinder multi-stage compressor moves the low-pressure stage cylinder not in this reciprocating motion, but in
It is recommended to replace it with another system suitable for this purpose, and for the high-pressure stage cylinder, use an optimal cylinder diameter and stroke that does not compromise with the low-pressure stage, specifically, one with a larger cylinder diameter and a smaller stroke than before. It has fulfilled its purpose.
低圧段シリンダとして用いる他方式を考える
と、オイルフリーを条件とすれば、遠心、軸流タ
ーボ式はその駆動に数千r.p.mを要し、無潤滑ね
じ式（ドライスクリユー式）もそれに近い回転数
となつて、到底高圧段の往復動式の数百r.p.mと
同軸平列に駆動することはできない。二葉式（ル
ーツブロワ）は昇圧力が小さい。ベーン型はオイ
ルフリーでない。 Considering other methods used as low-pressure stage cylinders, assuming oil-free conditions, centrifugal and axial flow turbo types require several thousand rpm to drive, and non-lubricated screw type (dry screw type) requires a rotation speed close to that. However, it is impossible to drive the reciprocating high-pressure stage at several hundred rpm coaxially in parallel. The two-leaf type (roots blower) has a small boost force. Vane type is not oil-free.
本願は上記にかんがみ、低圧段には揺動型シリ
ンダを用いる。揺動型シリンダの例は、実開昭47
−11606号に、また揺動型シリンダの駆動装置の
例は、実開昭48−37808号にそれぞれ見られる。
この方式は、揺動羽根が上下夫々往復とも吐出す
る複動であるため、大きな吐出容量の割にシリン
ダの径および長さが小さいこと、羽根軸は油分か
ら隔離するため、シリンダ外部に設けられたころ
がり軸受で支えられて本来のオイルフリーである
うえに回転揺動であるので、軸シールが小さく、
シリンダ軸心方向に沿つたシリンダ部全体の長さ
が短かく、かつクランク軸軸心方向とシリンダ軸
心方向とが平行であるので、往復動高圧段シリン
ダの軸心方向と干渉せず、配置上好適であるこ
と、回転数が往復動式と同等であること、という
寸法、形状の上での適合性がある。さらに、羽根
軸は完全にころがり軸受で支承せられ、往復動式
のようにクロスヘツド部でコンロツドの傾斜によ
る側圧をすべり摩擦でうけたり、ピストンの自重
をライダーリングで同じくすべり摩擦でうけたり
することがないから、機械損失が小さい。揺動式
のシール線が往復動型より長いためにガス洩損失
が少し大きい欠点は、低圧段シリンダで使用する
上では問題とはならないので、性能上も低圧段シ
リンダに使用するのに好適である。 In view of the above, the present application uses an oscillating cylinder for the low pressure stage. An example of a swing type cylinder is
-11606, and an example of an oscillating cylinder drive device can be found in Utility Model Application No. 37808/1983.
This method is a double-acting system in which the swinging blade discharges both up and down and reciprocating, so the diameter and length of the cylinder are small despite the large discharge capacity, and the blade shaft is installed outside the cylinder to isolate it from oil. Supported by rolling bearings, it is essentially oil-free, and since it rotates and oscillates, the shaft seal is small.
The entire length of the cylinder along the cylinder axis is short, and the crankshaft axis and the cylinder axis are parallel, so it can be positioned without interfering with the axis of the reciprocating high-pressure stage cylinder. It is suitable in terms of size and shape, and the rotation speed is the same as that of a reciprocating type. Furthermore, the blade shaft is completely supported by a rolling bearing, and as in a reciprocating type, the crosshead receives the side pressure due to the inclination of the connecting rod through sliding friction, and the weight of the piston is also received by the rider ring through sliding friction. There is no mechanical loss, so mechanical loss is small. The drawback of the oscillating type is that the seal wire is longer than that of the reciprocating type, so gas leakage loss is a little larger, but this does not pose a problem when used in low-pressure stage cylinders, so it is suitable for use in low-pressure stage cylinders in terms of performance. be.
よつて、本願ではオイルフリー用低圧段とし
て、低圧吐出時の性能がよく、かつ、軽量小型で
ある揺動型のシリンダを用い、また、高圧段とし
て、元来高圧圧縮に最も適しているとされるオイ
ルフリー型往復動シリンダを、その高圧段の使用
条件に、従来みられたような低圧段にも往復動型
を用いる場合のように低圧段とストロークを合わ
せるという妥協なく、独自に最良のストローク、
シリンダ径を決めて用い、これらをそれぞれコン
ロツドを介し共通のクランク軸のクランクピンか
ら駆動するようにして問題を解決するようにした
ものである。 Therefore, in this application, as an oil-free low-pressure stage, a rocking type cylinder that has good performance during low-pressure discharge and is lightweight and compact is used, and as a high-pressure stage, a rocking cylinder is used, which is originally the most suitable for high-pressure compression. The oil-free reciprocating cylinder is uniquely designed to meet the operating conditions of its high-pressure stage, without the compromise of matching the stroke with the low-pressure stage, as was the case when using a reciprocating cylinder for the low-pressure stage, as was the case in the past. stroke,
This problem is solved by determining the diameter of the cylinders and driving them from the crank pin of a common crankshaft through connecting rods.
本考案はそのための構成として、シリンダ内に
上下に羽根をもつ回転子軸を往復揺動駆動させる
揺動型シリンダを低圧段とし、クロスヘツドから
ピストン棒を経てシリンダ内のピストンを往復駆
動せしめる往復動型シリンダを高圧段とし、これ
ら揺動型シリンダの回転子軸に固定された駆動ア
ームと往復動シリンダのクロスヘツドをそれぞれ
のコンロツドを介して共通のクランク軸に連結し
て各々揺動駆動及び往復駆動を行わせるようにし
たことを特徴とする。 The present invention has a structure for this purpose, in which a low-pressure stage is a swing type cylinder in which a rotor shaft with upper and lower blades is driven in a reciprocating manner, and a reciprocating motion in which a piston in the cylinder is driven in a reciprocating manner from a crosshead through a piston rod. The mold cylinders are set to high pressure stages, and the drive arms fixed to the rotor shafts of these swing cylinders and the crossheads of the reciprocating cylinders are connected to a common crankshaft via their respective connection rods to provide swing drive and reciprocating drive respectively. The invention is characterized in that it is made to perform.
つぎに、本案装置の実施例を図面によつて詳細
に説明する。 Next, embodiments of the present device will be described in detail with reference to the drawings.
第１図は低圧段に使用する揺動型シリンダの横
断面図で、シリンダ１内にて上下に羽根をもつた
回転子軸２がウイングポンプのように往復揺動す
ると、通路３内の吸入気体は吸入弁４からシリン
ダ１内に吸入されて圧縮され、吐出弁５から吐出
弁箱６を経て吐出される。この圧縮は回転子軸２
の上下の羽根によつて仕切られた４個の部屋のそ
れぞれについて往復共に行われるので、シリンダ
１内の空間の利用率が高いから、排除容積に比し
てシリンダ１の寸法が小さくできる。回転子軸２
は軸が回転する方向に駆動されるので、回転子軸
をルーツブロワーなどのように完全に潤滑され、
かつシリンダ１内に対しては油密的にシールされ
た軸受（図示せず）にて回転子の羽根がシリンダ
内面と微小な間隙を保ちながらなお接触しない状
態で支えることができるので、機械的摩擦損失は
最少であり、羽根とシリンダ内面との隙間を自己
潤滑性のあるカーボンや４弗化エチレン（商品名
テフロン）などでシールすれば、容易にオイルフ
リーにすることができるし、長大なピストン棒が
不要であるなど往復動型にまさる利点がある。 Figure 1 is a cross-sectional view of an oscillating cylinder used in a low-pressure stage.When a rotor shaft 2 with upper and lower blades inside the cylinder 1 swings back and forth like a wing pump, the suction inside the passage 3 Gas is sucked into the cylinder 1 through the suction valve 4, is compressed, and is discharged from the discharge valve 5 through the discharge valve box 6. This compression is caused by rotor shaft 2
Since the reciprocation is performed in each of the four rooms partitioned by the upper and lower blades of the cylinder 1, the space inside the cylinder 1 is utilized at a high rate, so that the size of the cylinder 1 can be made smaller compared to the displacement volume. Rotor shaft 2
Since the shaft is driven in the direction of rotation, the rotor shaft is completely lubricated like a Roots blower, etc.
In addition, since the rotor blades can be supported inside the cylinder 1 by an oil-tightly sealed bearing (not shown) while maintaining a small gap with the cylinder inner surface without making contact with it, mechanical Friction loss is minimal, and by sealing the gap between the blade and the inner surface of the cylinder with self-lubricating carbon or tetrafluoroethylene (trade name: Teflon), it can be easily made oil-free. It has advantages over the reciprocating type, such as not requiring a piston rod.
しかし、この揺動型シリンダは吐出圧力１〜４
Kg／cm3Ｇでは往復動型より性能がすぐれ、７Kg／
cm3Ｇ程度でも充分実用されているが、それ以上の
高圧になるとシール部が長いため、それによる洩
れと摩擦抵抗とが相対的に大きくなつて効率は低
下する。したがつて、前記のように、揺動型シリ
ンダは低吐出圧力、大吐出容量を高い効率、軽量
小寸法容積で果たすので、多段圧縮機の低圧段と
しても最適である。 However, this swing type cylinder has a discharge pressure of 1 to 4
Kg/cm 3 G has better performance than reciprocating type, 7Kg/cm3G.
Although a pressure of around cm 3 G is sufficient for practical use, when the pressure is higher than that, the sealing portion is long, resulting in relatively large leakage and frictional resistance, resulting in a decrease in efficiency. Therefore, as described above, the oscillating cylinder achieves low discharge pressure and large discharge capacity with high efficiency, light weight, and small size, and is therefore optimal as a low-pressure stage of a multi-stage compressor.
第２図および第３図においては、低圧段となる
揺動型シリンダ１は２個、高圧段となる往復動型
シリンダ７は１個装備されている。往復動型シリ
ンダは広く知られているとおり、高い圧力比、高
い吐出圧力を高い効率で発生させうるし、クロス
ヘツド８や長大なピストン棒９を用い、グランド
パツキン１０やピストンリング１１をカーボンや
４弗化エチレン製にすれば、オイルフリーにする
のも容易である。排除容積の割合にクロスヘツド
８やピストン棒９のため寸法は大きいが、高圧段
は低圧段より排除量自体が小さいので、大きな問
題にはならない。したがつて、往復動型シリンダ
７は高圧段に最適である。 In FIGS. 2 and 3, two oscillating cylinders 1 serving as low pressure stages and one reciprocating cylinder 7 serving as high pressure stages are provided. As is widely known, reciprocating cylinders can generate high pressure ratios and high discharge pressures with high efficiency. If it is made of ethylene chloride, it is easy to make it oil-free. Although the dimensions are large due to the crosshead 8 and piston rod 9 in proportion to the displacement volume, this does not pose a major problem since the displacement itself of the high pressure stage is smaller than that of the low pressure stage. Therefore, the reciprocating cylinder 7 is most suitable for high pressure stages.
第２図および第３図において、クランク軸１２
はピストンピン１３とバランスウエイト１４を有
し、Ｖベルトプーリ１５から回転駆動されてい
る。揺動型シリンダ１の回転子軸２上には駆動ア
ーム１６が固定され、その先端のピン１７とクラ
ンクピン１３とはコンロツド１８でつながれてい
る。クランクピン１３の半径ｒよりピン１７の半
径Ｒの方が大きいので、駆動アーム１６は回転子
軸２を、クランク軸１２の連続回転に対し一定角
度だけ往復揺動駆動する。クランクピン１３上に
はコンロツド１８と並んでコンロツド１９も取付
けられていて、クランク軸１２の連続回転に対
し、クロスヘツド８、ピストン棒９を経てシリン
ダ７内のピストン２０を直線的に往復駆動する
が、この部分の構成、作用は通常の往復動型圧縮
機と同じである。揺動型シリンダ１の吐出気体は
吐出管２１に集められ、インタークーラ２２、ミ
ストセパレータ２３を経て往復動型シリンダ７に
入り、吐出管２４から吐出される。 In FIGS. 2 and 3, the crankshaft 12
has a piston pin 13 and a balance weight 14, and is rotationally driven by a V-belt pulley 15. A drive arm 16 is fixed on the rotor shaft 2 of the swing type cylinder 1, and a pin 17 at the tip thereof and a crank pin 13 are connected by a connecting rod 18. Since the radius R of the pin 17 is larger than the radius r of the crank pin 13, the drive arm 16 drives the rotor shaft 2 to reciprocate by a fixed angle with respect to the continuous rotation of the crank shaft 12. A connecting rod 19 is also installed on the crank pin 13 in parallel with the connecting rod 18, and in response to the continuous rotation of the crankshaft 12, the piston 20 in the cylinder 7 is linearly reciprocated via the crosshead 8 and the piston rod 9. The structure and operation of this part are the same as a normal reciprocating compressor. The gas discharged from the swing cylinder 1 is collected in a discharge pipe 21, passes through an intercooler 22 and a mist separator 23, enters the reciprocating cylinder 7, and is discharged from a discharge pipe 24.
低圧段となる揺動型シリンダ１の排除量に対す
る高圧段となる往復動シリンダ７の排除量の比
は、吐出管２４の吐出圧力と、それに対するシリ
ンダ１、シリンダ７ならびにインタークーラ２２
のそれぞれの作動特性に応じて、圧縮機全体効率
が最良となるように選ばれる。 The ratio of the displacement amount of the reciprocating cylinder 7, which becomes a high pressure stage, to the displacement amount of the oscillating cylinder 1, which becomes a low pressure stage, is determined by the discharge pressure of the discharge pipe 24, and the cylinder 1, cylinder 7, and intercooler 22 with respect to the discharge pressure of the discharge pipe 24.
are chosen to give the best overall compressor efficiency.
Ｖベルトプーリ１５によりクランク軸１２を連
結回転駆動すると、コンロツド１８、ピン１７、
駆動アーム１６を経て回転子軸２が揺動駆動さ
れ、揺動シリンダ１内にて圧縮された高温気体は
吐出管２１からインタークーラ２２に入る。イン
タークーラ２２で冷却された気体は、ミストセパ
レータ２３で凝縮したドレンが取られた後、同じ
くクランク軸１２からコンロツド１９、クロスヘ
ツド８、ピストン棒９を経て往復駆動されている
ピストン２０をもつシリンダ７に入り、所定の圧
力まで更に圧縮されたあと吐出管２４から吐出さ
れる。 When the crankshaft 12 is coupled and rotated by the V-belt pulley 15, the connecting rod 18, pin 17,
The rotor shaft 2 is driven to swing via the drive arm 16, and the high temperature gas compressed within the swing cylinder 1 enters the intercooler 22 from the discharge pipe 21. The gas cooled by the intercooler 22 is drained by the mist separator 23, and then passed from the crankshaft 12 to the conrod 19, crosshead 8, and piston rod 9 to the cylinder 7 with the piston 20 being reciprocated. After being further compressed to a predetermined pressure, it is discharged from the discharge pipe 24.
本願は、このように低圧、大容量を必要とする
低圧段用として、低圧吐出時の効率がよく排除容
積に比べてきわめて軽量、小型の揺動型シリンダ
を用い、また高圧段用としては高圧吐出時の効率
がよく、高い吐出圧力に耐える往復動型シリンダ
を用い、これらを１個の共通したクランク軸から
駆動するようにしたものであるから、低圧段にも
往復動シリンダを用いている従来の同クラスのも
のに比べて、全体の効率が高く、寸法、重量が小
さく、振動も少ないという特長がある。 This application uses a swing type cylinder that is efficient at low pressure discharge and is extremely lightweight and small compared to the displaced volume for the low pressure stage that requires low pressure and large capacity, and for the high pressure stage that requires high pressure. A reciprocating cylinder is used, which has good discharge efficiency and can withstand high discharge pressure, and is driven by a single common crankshaft, so a reciprocating cylinder is also used in the low pressure stage. Compared to conventional products in the same class, it features higher overall efficiency, smaller size and weight, and less vibration.
なお、図面には低圧段の揺動シリンダが２個の
場合を示したが、２個以外の数にすることができ
る。あるいは２個以上の揺動シリンダの間で圧縮
段を低圧段、中圧段に分け、往復動シリンダを高
圧段として三段圧縮とすることもできる。また、
往復動シリンダ自体を大小串型にして圧縮段を更
に増すこともできる。往復動シリンダ７は図示の
ように垂直にすると、ピストンの自重による偏耗
もなく、分解も垂直に吊上げることができるので
好ましいが、勿論事情によつては、斜め、または
水平とすることもできる。 Although the drawings show a case in which there are two rocking cylinders in the low pressure stage, the number can be other than two. Alternatively, the compression stage may be divided into a low pressure stage and an intermediate pressure stage between two or more swinging cylinders, and the reciprocating cylinder may be used as the high pressure stage to perform three-stage compression. Also,
It is also possible to further increase the number of compression stages by making the reciprocating cylinder itself into a large and small skewer type. It is preferable to make the reciprocating cylinder 7 vertical as shown in the figure, since there is no uneven wear due to the piston's own weight and the cylinder can be disassembled and lifted vertically, but it may of course be made diagonally or horizontally depending on the circumstances. can.
図面はいずれも本願の実施例を示し、第１図は
低圧段となる揺動型シリンダの横断面図、第２図
は本願多段圧縮機の断面した正面図、第３図は第
２図のＡ−Ａ断面図である。
１……シリンダ、２……回転子軸、３……通
路、４……吸入弁、５……吐出弁、６……吐出弁
箱、７……シリンダ、８……クロスヘツド、９…
…ピストン棒、１０……グランドパツキン、１１
……ピストンリング、１２……クランク軸、１３
……クランクピン、１４……バランスウエイト、
１５……Ｖベルトプーリ、１６……駆動アーム、
１７……ピン、１８……コンロツド、１９……コ
ンロツド、２０……ピストン、２１……吐出管、
２２……インタークーラ、２３……ミストセパレ
ータ、２４……吐出管。
The drawings all show embodiments of the present application; Fig. 1 is a cross-sectional view of a rocking type cylinder serving as a low-pressure stage, Fig. 2 is a cross-sectional front view of the multi-stage compressor of the present invention, and Fig. 3 is a cross-sectional view of the multi-stage compressor of the present invention. It is an AA sectional view. 1... Cylinder, 2... Rotor shaft, 3... Passage, 4... Suction valve, 5... Discharge valve, 6... Discharge valve box, 7... Cylinder, 8... Crosshead, 9...
...Piston rod, 10...Grand packing, 11
... Piston ring, 12 ... Crankshaft, 13
...Crank pin, 14...Balance weight,
15... V belt pulley, 16... Drive arm,
17...Pin, 18...Conrod, 19...Conrod, 20...Piston, 21...Discharge pipe,
22...Intercooler, 23...Mist separator, 24...Discharge pipe.
Claims (1)
揺動駆動させる揺動型シリンダを低圧段とし、ク
ロスヘツドからピストン棒を経てシリンダ内のピ
ストンを往復駆動せしめる往復動型シリンダを高
圧段とし、これら揺動型シリンダの回転子軸に固
定された駆動アームと往復動シリンダのクロスヘ
ツドをそれぞれのコンロツドを介して共通のクラ
ンク軸に連結して各々揺動駆動及び往復駆動を行
わせるようにしたオイルフリー型多段圧縮機。 The low-pressure stage is a rocking cylinder in which a rotor shaft with vertical blades inside the cylinder is driven to reciprocate, and the high-pressure stage is a reciprocating cylinder in which the piston inside the cylinder is driven back and forth from the crosshead through the piston rod. An oil-free model in which the drive arm fixed to the rotor shaft of the swing cylinder and the crosshead of the reciprocating cylinder are connected to a common crankshaft through their respective connection rods to perform swing drive and reciprocating drive respectively. type multistage compressor.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP14839080U JPS6113755Y2 (en) | 1980-10-16 | 1980-10-16 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP14839080U JPS6113755Y2 (en) | 1980-10-16 | 1980-10-16 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS5676179U JPS5676179U (en) | 1981-06-22 |
| JPS6113755Y2 true JPS6113755Y2 (en) | 1986-04-28 |
Family
ID=29666932
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP14839080U Expired JPS6113755Y2 (en) | 1980-10-16 | 1980-10-16 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPS6113755Y2 (en) |
Families Citing this family (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| WO2009061804A1 (en) * | 2007-11-09 | 2009-05-14 | Carrier Corporation | Transport refrigeration system and method of operation |
-
1980
- 1980-10-16 JP JP14839080U patent/JPS6113755Y2/ja not_active Expired
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPS5676179U (en) | 1981-06-22 |
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