JPS6321755Y2 - - Google Patents
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- JPS6321755Y2 JPS6321755Y2 JP4930783U JP4930783U JPS6321755Y2 JP S6321755 Y2 JPS6321755 Y2 JP S6321755Y2 JP 4930783 U JP4930783 U JP 4930783U JP 4930783 U JP4930783 U JP 4930783U JP S6321755 Y2 JPS6321755 Y2 JP S6321755Y2
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- Rotary Pumps (AREA)
Description
【考案の詳細な説明】
（産業上の利用分野）
本考案は、エンジンの過給機等に使用されるベ
ーンタイプの回転圧縮機の回転スリーブに関する
ものである。[Detailed Description of the Invention] (Industrial Application Field) The present invention relates to a rotary sleeve for a vane-type rotary compressor used in an engine supercharger or the like.
（従来技術）
この種の回転圧縮機としては、円筒状内周面を
有するハウジング内において該ハウジングとの間
にオイルベアリング作用を生じて回転する回転ス
リーブと、該回転スリーブ内に偏心配置されたベ
ーン付ロータとを有する〔例えば「容積形圧縮
機」（昭和54年４月５日産業図書株式会社発行）
参照〕ものがある。(Prior Art) This type of rotary compressor includes a rotary sleeve that rotates within a housing having a cylindrical inner circumferential surface while producing an oil bearing action between the housing and the rotary sleeve, and a rotary sleeve that is eccentrically arranged within the rotary sleeve. [For example, "displacement compressor" (published by Sangyo Tosho Co., Ltd. on April 5, 1971)
Reference] There is something.
しかし、スリーブを回転させるようにしたもの
では、回転スリーブ内周面とロータ外周面とで画
成される圧縮室の高圧側（吐出ポート側）と低圧
側（吸入ポート側）との差圧によつて生じる回転
スリーブの内的作用力によつて、該回転スリーブ
がセンターハウジング内周面の吐出ポート側へ押
しやられ、該センターハウジング内周面と接触し
て局部摩耗を生じる外、スリーブの回転も制限さ
れることとなり、回転スリーブ本来の機能が十分
に発揮できないものとならざるを得なかつた。前
述した従来の回転圧縮機はこれらの問題点を解決
するためにスリーブとセンターハウジングの間に
オイルを供給してオイルベアリングの作用を付与
せしめているが、このオイルの供給は摩耗を減じ
るには効果があるが、数十ミクロンの間隙しかな
い回転スリーブとセンターハウジング間にオイル
が充満し、その高い粘性によりスリーブの回転を
抑制する抵抗源となり、圧縮機の駆動トルク損失
の増大となるのを避けられず、低速回転の圧縮機
ならともかく毎分数千回転という高速回転が要求
されるエンジンの過給機用としては実用に供せな
いものであつた。 However, with a rotating sleeve, the pressure difference between the high pressure side (discharge port side) and low pressure side (suction port side) of the compression chamber defined by the inner circumferential surface of the rotating sleeve and the outer circumferential surface of the rotor The resulting internal force of the rotating sleeve pushes the rotating sleeve toward the discharge port side of the inner circumferential surface of the center housing, causing local wear as it comes into contact with the inner circumferential surface of the center housing, as well as rotation of the sleeve. As a result, the rotary sleeve cannot fully demonstrate its original function. In order to solve these problems, the conventional rotary compressor mentioned above supplies oil between the sleeve and center housing to provide an oil bearing effect, but this oil supply is insufficient to reduce wear. Although it is effective, oil fills between the rotating sleeve and the center housing, which has a gap of only a few tens of microns, and its high viscosity becomes a source of resistance that suppresses the rotation of the sleeve, increasing the drive torque loss of the compressor. Unavoidably, although it is a compressor that rotates at a low speed, it cannot be used practically as a supercharger for an engine that requires high speed rotation of several thousand revolutions per minute.
上記従来の問題点を解決すべく空気ベアリング
タイプの回転圧縮機を開発研究中であるが、この
回転圧縮機においてはハウジングと回転スリーブ
との間に空気ベアリング作用を良好に作用させる
ことが重要であり、この空気ベアリング作用が不
十分であると、ハウジングと回転スリーブとが接
触して焼き付きを生じ、また駆動トルク損失の増
大にもつながる。 We are currently developing and researching an air bearing type rotary compressor to solve the above conventional problems, but it is important for this rotary compressor to have a good air bearing effect between the housing and the rotating sleeve. However, if this air bearing action is insufficient, the housing and rotating sleeve will come into contact, resulting in seizure, and will also lead to an increase in drive torque loss.
（考案の目的）
本考案は、上記問題点に鑑み、空気ベアリング
タイプの回転圧縮機において、回転スリーブの中
央部に特定の設定条件を満足する多数の連通孔を
形成することにより、吐出側における回転スリー
ブとハウジングとの間に流体フイルムを形成さ
せ、以つて、空気ベアリング作用を最大限に引き
出し得るようにして回転スリーブとハウジングと
の接触による焼き付きをなくし、且つ駆動トルク
損失を低減した回転圧縮機を得ることを目的とす
るものである。(Purpose of the invention) In view of the above-mentioned problems, the present invention is an air bearing type rotary compressor, by forming a large number of communication holes that satisfy specific setting conditions in the center of the rotary sleeve. Rotary compression that forms a fluid film between the rotating sleeve and the housing to maximize air bearing action, eliminates seizure caused by contact between the rotating sleeve and the housing, and reduces drive torque loss. The purpose is to seize the opportunity.
（考案の構成）
本考案は、円筒状内周面を有するハウジング内
において該ハウジングとの間に空気ベアリング作
用を生じて回転する回転スリーブの中央部に、内
外周を連通して圧縮行程にある作動室から回転ス
リーブとハウジングとの間の隙間に空気を噴出す
るための多数の連通孔が形成され、且つ該連通孔
における１個当りの孔面積Ｓ（mm2）及び連通孔間
周方向距離Ｈ（mm）が、0.7≦3.0，10≦Ｈ≦20の
範囲となるように決定されていることを特徴と
し、このことにより、回転スリーブが内的作用力
によつてハウジング内周面に近接するとき、両者
間に流体フイルムを形成し、該流体フイルムの反
力によつて回転スリーブを平衡状態を保ち得る位
置まで移動させ、両者の接触を未然に防ぐように
したものである。(Structure of the invention) The present invention has a central part of a rotating sleeve that rotates in a housing having a cylindrical inner circumferential surface and generates an air bearing action between the housing and the inner circumferential surface thereof, and the inner and outer circumferences thereof are in communication with each other during the compression stroke. A large number of communication holes are formed for blowing air from the working chamber into the gap between the rotating sleeve and the housing, and each communication hole has a hole area S (mm 2 ) and a circumferential distance between the communication holes. H (mm) is determined to be in the range of 0.7≦3.0, 10≦H≦20, which allows the rotating sleeve to approach the inner circumferential surface of the housing due to internal force. At this time, a fluid film is formed between the two, and the reaction force of the fluid film moves the rotating sleeve to a position where it can maintain an equilibrium state, thereby preventing contact between the two.
（実施例）
以下添付の図面を参照して、本考案の実施例に
かかる回転圧縮機の回転スリーブを説明する。(Embodiment) A rotary sleeve for a rotary compressor according to an embodiment of the present invention will be described below with reference to the accompanying drawings.
この回転圧縮機は、円筒状内周面１０を有する
ハウジング１と、該ハウジング１内においてハウ
ジング１との間に空気ベアリング作用を生じて回
転する回転スリーブ４と、該回転スリーブ４内に
偏心配置されたベーン付ロータ５とによつて構成
されている。 This rotary compressor includes a housing 1 having a cylindrical inner circumferential surface 10, a rotary sleeve 4 that rotates within the housing 1 with an air bearing action between the housing 1 and the rotary sleeve 4, and an eccentric arrangement within the rotary sleeve 4. The rotor 5 has a vaned rotor 5.
前記ハウジング１は、円筒状のセンターハウジ
ング２の両側に円盤状のサイドハウジング３，３
をボルト１８，１８…で固着せしめて構成されて
いる。 The housing 1 includes disk-shaped side housings 3, 3 on both sides of a cylindrical center housing 2.
are fixed with bolts 18, 18, . . . .
前記回転スリーブ４の外径は、センターハウジ
ング２の内径よりも若干小さくされており、両者
間には30〜50μの空気軸受室１５が形成されてい
る。 The outer diameter of the rotating sleeve 4 is slightly smaller than the inner diameter of the center housing 2, and an air bearing chamber 15 of 30 to 50 microns is formed between the two.
前記ロータ５は両側に突出した回転軸６，６を
サイドハウジング３，３に設けた軸受７，７に支
持されることによつて回転自在とされている。 The rotor 5 is rotatable by having rotary shafts 6, 6 protruding from both sides supported by bearings 7, 7 provided in the side housings 3, 3.
又、前記ロータ５には、その外面より軸心部近
傍に至る４つのベーン溝８，８…が互いに直角と
なるように形成されており、各ベーン溝８にベー
ン９が回転スリーブ４へ向けて突出できるように
遊嵌されている。つまり、ベーン９はロータ５の
回転による遠心力でベーン溝８より突出する方向
へ付勢され、その外端面が回転スリーブ４の内周
面１９に圧接するようになされ、該圧接により、
回転スリーブ４とロータ５との空間を４つの作動
室１１ａ，１１ｂ，１１ｃ，１１ｄに区分するよ
うになされている。そして、回転スリーブ４は、
ベーン９，９…の圧接力によつてロータ５と同期
的に回転されるようになつている。 Further, the rotor 5 has four vane grooves 8, 8, . It is loosely fitted so that it can be protruded. That is, the vane 9 is urged in the direction of protruding from the vane groove 8 by the centrifugal force caused by the rotation of the rotor 5, and its outer end surface is brought into pressure contact with the inner circumferential surface 19 of the rotating sleeve 4, and due to this pressure contact,
The space between the rotating sleeve 4 and the rotor 5 is divided into four working chambers 11a, 11b, 11c, and 11d. And the rotating sleeve 4 is
It is designed to be rotated synchronously with the rotor 5 by the pressure contact force of the vanes 9, 9, . . .
更に、前記回転スリーブ４には、第４図に示す
ように中央部及びその左右両側部にそれぞれ周方
向に中央列ａ及び左右両側列ｂ，ｃをなす如く多
数の連通孔１３，１３…が形成されている。該連
通孔１３，１３…は、回転スリーブ４の内外を連
通するものであり、特に吐出側において圧縮行程
にある作動室から回転スリーブ４とセンターハウ
ジング２との間の空気軸受室１５に向つて空気を
噴出する作用を有している。 Furthermore, as shown in FIG. 4, the rotary sleeve 4 has a large number of communication holes 13, 13, . It is formed. The communication holes 13, 13, . It has the effect of blowing out air.
尚、図面中符号１２はサイドシール、１６は吸
入口、１７は吐出口である。 In the drawings, reference numeral 12 is a side seal, 16 is an inlet, and 17 is an outlet.
この回転圧縮機は次のように作用する。 This rotary compressor works as follows.
吸入口１６より膨張行程にある作動室（図示の
例では作動室１１ａ，１１ｂ）に吸入された流体
はロータ５の回転によつてベーン９で圧縮され、
吐出口１７より吐出される。 The fluid sucked into the working chamber (working chambers 11a and 11b in the illustrated example) in the expansion stroke from the intake port 16 is compressed by the vanes 9 as the rotor 5 rotates,
It is discharged from the discharge port 17 .
この時、ロータ５の回転により、圧縮行程に入
つた作動室（（図示の例では作動室１１ｃ）の圧
力が大きくなるが、回転スリーブ４外側の空気軸
受室１５の圧力よりも前記作動室１１ｃの圧力が
大きくなつた時点において、作動室１１ｃ内の空
気は一部連通孔１３を通じて空気軸受室１５内に
吐出される（作動室１１ｃの中心が上死点かから
角度θ＝20〜30゜回転した位置において吐出開
始）。この吐出された空気は、回転状態の作動室
から噴出したものであるから接線方向の運動量も
有し、慣性により回転方向に進もうとするため、
回転スリーブ４とセンターハウジング２とが接触
する領域（第１図に示すＸ点を中心としてトレー
リング側及びリーデイング側にそれぞれ約70゜の
範囲にある吐出側領域）の中心（第１図に示すＸ
点）付近への空気の供給は充分となる。この状態
において、回転スリーブ４が内力（ベーン遠心
力、作動室の高圧側（吐出口側）と低圧側（吸入
口側）との圧力差による内的作用力）を受けてセ
ンターハウジング２側に押されると、局所的に見
れば、回転スリーブ外周面１４とハウジング内周
面１０との間の平坦な部分に流動空気がはさまれ
ることとなり、ここに流体フイルムが形成され
る。この流体フイルムは、バネ剛性を有してお
り、この反力により回転スリーブ４は押し返され
てハウジング１内において平衡を保つのである。
従つて、回転スリーブ４はロータ５と共回りされ
る。 At this time, due to the rotation of the rotor 5, the pressure in the working chamber ((working chamber 11c in the illustrated example) which has entered the compression stroke becomes larger, but the pressure in the working chamber 11c is higher than the pressure in the air bearing chamber 15 outside the rotating sleeve 4. At the point when the pressure becomes large, part of the air in the working chamber 11c is discharged into the air bearing chamber 15 through the communication hole 13 (angle θ = 20 to 30 degrees since the center of the working chamber 11c is at the top dead center). Discharge begins at the rotated position).Since this discharged air is ejected from the rotating working chamber, it also has momentum in the tangential direction and tends to move in the rotational direction due to inertia.
The center of the area where the rotating sleeve 4 and the center housing 2 come into contact (the discharge side area located within a range of about 70 degrees on the trailing side and the leading side, respectively, from the point X shown in FIG. 1) (as shown in FIG. 1) X
There will be sufficient air supply near point). In this state, the rotating sleeve 4 receives an internal force (vane centrifugal force, an internal acting force due to the pressure difference between the high pressure side (discharge port side) and the low pressure side (suction port side) of the working chamber) and moves toward the center housing 2 side. When pressed, the flowing air is locally trapped in the flat area between the outer circumferential surface 14 of the rotating sleeve and the inner circumferential surface 10 of the housing, and a fluid film is formed there. This fluid film has spring rigidity, and this reaction force pushes back the rotating sleeve 4 to maintain balance within the housing 1.
The rotating sleeve 4 is thus rotated together with the rotor 5.
上記の如き原理に基づけば、流体フイルム形成
の必要十分条件は次の３点となる。 Based on the above principle, the following three points are necessary and sufficient conditions for fluid film formation.
(1) 流体フイルム形成のための空気が充分存在す
ること。(1) Sufficient air exists for fluid film formation.
(2) 流体フイルム形成に障害となる形状でないこ
と。(2) The shape does not obstruct fluid film formation.
(3) 空気軸受室のためのクリアランスがある程度
以上設けてあること。(3) A certain amount of clearance must be provided for the air bearing chamber.
かかる条件を満足するためには、連通孔１３の
孔面積Ｓ（mm2）及び連通孔間周方向距離Ｈ（mm）を
適当に設定しなければならない。 In order to satisfy such conditions, the hole area S (mm 2 ) of the communication holes 13 and the circumferential distance H (mm) between the communication holes must be set appropriately.
そこで、連通孔１３による空気の流れを断熱流
れとして、第５図図示の如くモデル化すると、圧
縮縮行程にある作動室１１ｃの中心が上死点から
角度θだけ回転した時（第１図参照）における１
個の連通孔１３から噴出する空気の質量流量Go
は、
と表わされる。 Therefore, when the air flow through the communication hole 13 is modeled as an adiabatic flow as shown in FIG. 5, when the center of the working chamber 11c in the compression stroke rotates by an angle θ from the top dead center (see FIG. 1) ) in 1
Mass flow rate Go of air ejected from communication holes 13
teeth, It is expressed as
ここで、P1，P2：連通孔内外の圧力、T1：絶
対温度、Ｋ：比熱比、Ｒ：気体定数、a0：ノズル
最小断面積、ｇ：重力加速度、X1：初速の影響
（X1≒Ｏとしてよい）。 Here, P 1 , P 2 : Pressure inside and outside the communication hole, T 1 : Absolute temperature, K : Specific heat ratio, R : Gas constant, a 0 : Minimum nozzle cross-sectional area, g : Gravitational acceleration, X 1 : Effect of initial velocity (X 1 ≒O may be used).
そして、前記作動室１１ｃ内の連通孔１３の個
数をｎとすると、作動室１１ｃからの空気軸受室
１５への空気噴出量Ｇは、
Ｇ＝nG0 ……式(2)
となる。 When the number of communication holes 13 in the working chamber 11c is n, the amount G of air jetted from the working chamber 11c to the air bearing chamber 15 is expressed as G=nG 0 (Equation (2)).
従つて、流体フイルム形成に支配的な空気軸受
室１５内の空気流量Ｑは、
Ｑ∝・a0（n1：全連通孔数） ……式(3)
の関係にあり、流体フイルムのバネ剛性は（n1・
a0）の値に依存することになるという結論が導び
かれる。 Therefore, the air flow rate Q in the air bearing chamber 15, which is dominant in the formation of a fluid film, is expressed by the following equation (3): Q∝・a 0 (n 1 : total number of communicating holes) The stiffness is (n 1・
The conclusion is that it depends on the value of a 0 ).
一方、本考案者らは、次の条件下において、実
験を行なつたところ、第６図及び第７図図示の結
果を得た。 On the other hand, the present inventors conducted an experiment under the following conditions and obtained the results shown in FIGS. 6 and 7.
実験条件…容量：400／rev、運転状態：回転圧
縮機無負荷状態、回転スリーブ：外径107mmの鋳
鉄製、回転スリーブ外周面：摺動材料コーテイン
グなし、回転スリーブ内周面無処理、センターハ
ウジング内周面：クロムメツキ、ベーン：カーボ
ンベーン、連通孔の位置：回転スリーブ中央部に
１列。 Experimental conditions: Capacity: 400/rev, Operating condition: Rotary compressor no load, Rotating sleeve: Made of cast iron with outer diameter of 107 mm, Rotating sleeve outer circumferential surface: No sliding material coating, Rotating sleeve inner circumferential surface untreated, Center housing Inner surface: Chrome plated, Vane: Carbon vane, Communication hole position: 1 row in the center of the rotating sleeve.
第６図には、連通孔の孔径ｄ（mm）＝1.5とした
時における連通孔の個数n1に対する平均相対回転
比Ns／Ｎ（ここで、Ｎ：ロータ回転数、Ns：スリ
ーブ回転数）の特性が示され、第７図には、連通
孔の個数n1＝24とした時における連通孔の孔径ｄ
に対するNs／Ｎの特性が示されている。 Figure 6 shows the average relative rotation ratio N s / N (where N: rotor rotation speed, N s : sleeve rotation Figure 7 shows the pore diameter d of the communicating holes when the number of communicating holes n 1 = 24.
The characteristics of N s /N are shown.
これによれば、孔径ｄを一定とした時18≦n1≦
30において平均相対回転比が良好な値を示し、又
個数n1を一定とした時、1.0≦ｄ≦2.0において平
均相対回転比が良好な値を示している。即ち、18
≦n1≦30及び1.0≦ｄ≦2.0の範囲において空気軸
受室１５に流体フイルムが形成されると推察でき
る。 According to this, when the hole diameter d is constant, 18≦n 1 ≦
The average relative rotation ratio shows a good value at 30, and when the number n1 is constant, the average relative rotation ratio shows a good value at 1.0≦d≦2.0. i.e. 18
It can be inferred that a fluid film is formed in the air bearing chamber 15 in the range of ≦n 1 ≦30 and 1.0≦d≦2.0.
尚、第６図において、n1＜18の場合、空気量不
足により流体フイルム形成の条件(1)が満たされて
いないためであり、n1＞30の場合、連通孔が多す
ぎて流体フイルムの形成の場が失なわれるため、
前記条件(2)が満たされていないことによる。又第
７図において、ｄ＜1.0の場合、条件(1)の不足で
あり、ｄ＜2.0の場合、回転スリーブは満足に回
転するものの、圧縮機の体積効率低下及びベーン
の欠損を生じることがある。 In Fig. 6, when n 1 <18, this is because condition (1) for fluid film formation is not satisfied due to insufficient air volume, and when n 1 > 30, there are too many communicating holes and the fluid film is not formed. Because the place for the formation of is lost,
This is because condition (2) above is not met. In addition, in Fig. 7, when d<1.0, condition (1) is insufficient, and when d<2.0, although the rotating sleeve rotates satisfactorily, the volumetric efficiency of the compressor may decrease and the vanes may be damaged. be.
以上の結果に基づいて、孔径ｄを孔面積Ｓ（mm2）
に、孔個数n1を連通孔間周方向距離Ｈ（mm）に換
算すると、0.7≦Ｓ≦3.0，10≦Ｈ≦20の設定値が
得られた。 Based on the above results, the pore diameter d can be calculated as the pore area S (mm 2 ).
When the number of holes n1 was converted into the circumferential distance H (mm) between communicating holes, the set values of 0.7≦S≦3.0 and 10≦H≦20 were obtained.
上記説明は回転スリーブ４中央部にのみ連通孔
１３を形成したものについて記述されているが、
図示の回転スリーブ４の如く複数列（即ち、中央
列ａ及び左右両側列ｂ，ｃ）とした場合における
実験データを第８図に示す。第８図には、中央列
ａに24個の連通孔を形成し、左右両側列ｂ，ｃの
連通孔１３の個数n1を変えた場合（実線図示）と
中央列ａに連通孔を形成しないで左右両側列ｂ，
ｃの連通孔１３の個数n1を変えた場合（点線図
示）とが対比して示されている。 Although the above description describes the case where the communication hole 13 is formed only in the center of the rotating sleeve 4,
FIG. 8 shows experimental data when the rotary sleeve 4 shown in the figure has a plurality of rows (that is, a center row a and left and right rows b and c). FIG. 8 shows a case where 24 communication holes are formed in the center row a, and the number n 1 of communication holes 13 in the left and right rows b and c is changed (shown by a solid line), and a case where communication holes are formed in the center row a. Without doing so, both left and right rows b,
A case where the number n 1 of communicating holes 13 in c is changed (shown by dotted lines) is shown in comparison.
これによれば、流体フイルムの形成には、中央
列ａの連通孔１３が支配的であつて、左右両側列
ｂ，ｃの連通孔１３の個数n1にあまり影響されな
いことがわかる。又左右両側列ｂ，ｃのみでは、
流体フイルムの形成は不十分であることもわか
る。 According to this, it can be seen that the formation of a fluid film is dominated by the communication holes 13 in the center row a, and is not greatly affected by the number n 1 of communication holes 13 in the left and right rows b and c. Also, with only left and right rows b and c,
It can also be seen that the formation of a fluid film is insufficient.
次に、ベーンの枚数によつて流体フイルムの形
成が影響されるかを考察する。 Next, we will consider whether the formation of a fluid film is affected by the number of vanes.
圧縮行程にある作動室１１ｃの中心が上死点か
ら角度θだけ回転している時（第１図参照）の該
作動室１１ｃの容積Ｖ（θ）は近似的に、
Ｖ（θ）＝Dl（１＋cosθ）2π／ＺＬ
と表わされる。 When the center of the working chamber 11c in the compression stroke is rotated by an angle θ from the top dead center (see Figure 1), the volume V(θ) of the working chamber 11c is approximately as follows: V(θ)=Dl It is expressed as (1+cosθ)2π/ZL.
ここで、Ｄ：回転スリーブ内径、ｌ：ロータ偏
心量、Ｚ：ベーン枚数、Ｌ：回転スリーブ長さ、
従つて、ロータ５の回転につれて作動室１１ｃ
内でポリトロープ圧縮が生じるとすると、角度θ
における作動室１１ｃ内の圧力Ｐ（θ）は、
Ｐ（θ）＝P0（２／１＋cosθ）m
となり、作動室内圧力Ｐ（θ）はベーン枚数に依
存しない。 Here, D: inner diameter of the rotating sleeve, l: rotor eccentricity, Z: number of vanes, L: length of the rotating sleeve. Therefore, as the rotor 5 rotates, the working chamber 11c
If polytropic compression occurs within the angle θ
The pressure P(θ) in the working chamber 11c at is P(θ)=P 0 (2/1+cosθ) m , and the pressure P(θ) in the working chamber does not depend on the number of vanes.
ここで、P0：吸入圧力、ｍ：ポリトロープ指
数、
従つて、前記式(1)において、ベーン枚数変更に
よつても質量流量G0が変化しないこととなり、
ベーン枚数に応じて連通孔の設定値を変更する必
要はない。 Here, P 0 : Suction pressure, m : Polytropic index Therefore, in the above formula (1), the mass flow rate G 0 does not change even if the number of vanes is changed,
There is no need to change the setting value of the communication hole depending on the number of vanes.
以上の説明で明らかな如く、回転スリーブ４の
中央部に形成される連通孔１３はスリーブの径と
無関係に次の条件を満足するように決定される。 As is clear from the above description, the communication hole 13 formed in the center of the rotating sleeve 4 is determined so as to satisfy the following conditions regardless of the diameter of the sleeve.
0.7≦Ｓ≦3.0
10≦Ｈ≦20
（考案の効果）
本考案によれば、円筒状内周面を有するハウジ
ングにおいて該ハウジングとの間に空気ベアリン
グ作用を生じて回転する回転スリーブの中央部
に、内外周を連通する多数の連通孔を形成し且つ
該連通孔における１個当りの孔面積Ｓ（mm2）及び
連通孔間周方向距離Ｈ（mm）を0.7≦Ｓ≦3.0，10
≦Ｈ≦20の範囲内に決定して、回転スリーブ外周
面とハウジング内周面との間に流体フイルムが形
成されるようにしたので、回転スリーブがハウジ
ング内に浮遊状態で存することとなり、回転スリ
ーブ径、ベーン枚数に関係なく、ロータと回転ス
リーブとを一体的に回転させることができる。従
つて、ベーンの摩耗及び回転スリーブの焼き付
き、駆動トルク損失の増大等を抑制することがで
き、耐久性及び信頼性が著しく向上するという実
用的な効果がある。 0.7≦S≦3.0 10≦H≦20 (Effects of the invention) According to the invention, in the housing having a cylindrical inner circumferential surface, an air bearing action is generated between the housing and the rotating sleeve at the center of the rotating sleeve. , a large number of communication holes are formed that communicate the inner and outer peripheries, and the hole area S (mm 2 ) of each communication hole and the circumferential distance H (mm) between the communication holes are 0.7≦S≦3.0, 10
≦H≦20 is determined so that a fluid film is formed between the outer circumferential surface of the rotating sleeve and the inner circumferential surface of the housing, so the rotating sleeve exists in a floating state within the housing, and the rotation The rotor and rotating sleeve can be rotated integrally regardless of the sleeve diameter and the number of vanes. Therefore, wear of the vanes, seizure of the rotating sleeve, increase in drive torque loss, etc. can be suppressed, and there is a practical effect that durability and reliability are significantly improved.
第１図は本考案の実施例にかかる回転圧縮機の
縦断面図、第２図は第１図のＡ−Ａ断面図、第３
図は第１図のＢ−Ｂ断面図、第４図は回転スリー
ブの斜視図、第５図は回転スリーブの連通孔にお
ける空気の流れを説明するためのモデル化した略
図、第６図は連通孔の孔径ｄを一定とした時にお
ける連通孔の個数n1に対する平均相対回転比
Ns／Ｎの特性を示す図、第７図は連通孔の個数
n1を一定とした時における連通孔の孔径ｄに対す
る平均相対回転比Ns／Ｎの特性を示す図、第８
図は連通孔を複数列設けた場合において、左右列
の連通孔個数n1に対する平均相対回転比Ns／Ｎ
の特性を示す図（実線：中央列有、点線：中央列
無）である。
１……ハウジング、４……回転スリーブ、５…
…ロータ、１３……連通孔。
FIG. 1 is a longitudinal sectional view of a rotary compressor according to an embodiment of the present invention, FIG. 2 is a sectional view taken along line A-A in FIG.
The figure is a sectional view taken along line B-B in Figure 1, Figure 4 is a perspective view of the rotating sleeve, Figure 5 is a modeled schematic diagram for explaining the air flow in the communication hole of the rotating sleeve, and Figure 6 is a communication diagram. Average relative rotation ratio with respect to the number of communicating holes n 1 when the hole diameter d is constant
A diagram showing the characteristics of N s /N, Figure 7 shows the number of communicating holes.
Figure 8 showing the characteristics of the average relative rotation ratio N s /N with respect to the hole diameter d of the communicating hole when n 1 is constant.
The figure shows the average relative rotation ratio N s /N for the number of communicating holes n 1 in the left and right columns when multiple rows of communicating holes are provided.
(Solid line: center column present, dotted line: center column absent). 1...Housing, 4...Rotating sleeve, 5...
...Rotor, 13...Communication hole.
Claims (1)
ハウジングとの間に空気ベアリング作用を生じて
回転する回転スリーブと、該回転スリーブ内に偏
心配置されたベーン付ロータとを有する容積型の
回転圧縮機において、前記回転スリーブの中央部
には、内外周を連通する多数の連通孔が形成さ
れ、且つ該連通孔における１個当りの孔面積Ｓ
（mm2）及び連通孔間周方向距離Ｈ（mm）が 0.7≦Ｓ≦3.0 10≦Ｈ≦20 の範囲となるように決定されていることを特徴と
する回転圧縮機の回転スリーブ。[Utility Model Claims] In a volumetric rotary compressor having a rotating sleeve that rotates within a housing having a cylindrical inner peripheral surface while generating an air bearing action between the rotating sleeve and the housing, and a vaned rotor that is eccentrically disposed within the rotating sleeve, a number of communication holes that communicate the inner and outer peripheries of the rotating sleeve are formed in the center of the rotating sleeve, and the hole area S of each of the communication holes is
1. A rotating sleeve for a rotary compressor, wherein the diameter S ( mm 2 ) and the circumferential distance H (mm) between the communicating holes are determined to be within the ranges of 0.7≦S≦3.0 and 10≦H≦20.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP4930783U JPS59157593U (en) | 1983-03-31 | 1983-03-31 | Rotating sleeve of rotary compressor |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP4930783U JPS59157593U (en) | 1983-03-31 | 1983-03-31 | Rotating sleeve of rotary compressor |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS59157593U JPS59157593U (en) | 1984-10-23 |
| JPS6321755Y2 true JPS6321755Y2 (en) | 1988-06-15 |
Family
ID=30179816
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP4930783U Granted JPS59157593U (en) | 1983-03-31 | 1983-03-31 | Rotating sleeve of rotary compressor |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPS59157593U (en) |
Families Citing this family (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS59188081A (en) * | 1983-03-31 | 1984-10-25 | Mazda Motor Corp | Turning sleeve of rotary compressor |
-
1983
- 1983-03-31 JP JP4930783U patent/JPS59157593U/en active Granted
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPS59157593U (en) | 1984-10-23 |
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