JPH0819913B2 - ロータリ圧縮機 - Google Patents
ロータリ圧縮機Info
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- JPH0819913B2 JPH0819913B2 JP59114684A JP11468484A JPH0819913B2 JP H0819913 B2 JPH0819913 B2 JP H0819913B2 JP 59114684 A JP59114684 A JP 59114684A JP 11468484 A JP11468484 A JP 11468484A JP H0819913 B2 JPH0819913 B2 JP H0819913B2
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- roller
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Description
【発明の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 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。
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。
従来の、少なくとも、シリンダと、このシリンダ内に
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遮蔽す
る端板とを有するロータリ圧縮機は、シリンダが円筒形
であった。
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遮蔽す
る端板とを有するロータリ圧縮機は、シリンダが円筒形
であった。
シリンダが円筒形であるということは、シリンダの高
さが高く、篇平ではないということである。
さが高く、篇平ではないということである。
これでは、シリンダ内面とローラ外面との間、ローラ
外面とベーンとの間を介して高圧側から低圧側へガスの
漏れ量が多くなり圧縮機効率が悪く、このため、ある仕
事をするためには余計に圧縮機を回転させねばならない
ので結果的に機械摩擦損失が大きくなるという問題があ
った。
外面とベーンとの間を介して高圧側から低圧側へガスの
漏れ量が多くなり圧縮機効率が悪く、このため、ある仕
事をするためには余計に圧縮機を回転させねばならない
ので結果的に機械摩擦損失が大きくなるという問題があ
った。
また従来、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、例えば、特開昭57
−119190号公報に開示されているように、シリンダの高
さＨと、該シリンダの内径Dcとローラの外形Drとの差
（Dc−Dr）との比、すなわちH/（Dc−Dr）を1.65近接に
設定したものが知られている。
適な圧縮機構成部品寸法に関しては、例えば、特開昭57
−119190号公報に開示されているように、シリンダの高
さＨと、該シリンダの内径Dcとローラの外形Drとの差
（Dc−Dr）との比、すなわちH/（Dc−Dr）を1.65近接に
設定した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，ガスの洩れ量，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/（Dc−Dr）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
c−Dr）比を実験的に見出だしたものである。しかし、
任意の理論押のけ量Vth（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Vthは、 で表されるから、寸法Dc,Dr,Hの内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/（Dc−D
r）比だけでは一義的に求まらない。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実情であった。
擦損失，ガスの洩れ量，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/（Dc−Dr）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
c−Dr）比を実験的に見出だしたものである。しかし、
任意の理論押のけ量Vth（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Vthは、 で表されるから、寸法Dc,Dr,Hの内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/（Dc−D
r）比だけでは一義的に求まらない。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実情であった。
前述の如く、シリンダが円筒形である従来のロータリ
圧縮機は、シリンダ内面とローラ外面との間、ローラ外
面とベーンとの間の機械摩擦損失とガス漏れ量が大きい
という問題があった。また、特開昭57−119190号公報記
載のものにおいても、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かった。
圧縮機は、シリンダ内面とローラ外面との間、ローラ外
面とベーンとの間の機械摩擦損失とガス漏れ量が大きい
という問題があった。また、特開昭57−119190号公報記
載のものにおいても、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かった。
本発明は、上記従来技術の問題を解決するためになさ
れたもので、その目的は、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するとともにガスの漏れ量
を低減し、圧縮機効率の向上を図りうるロータリ圧縮機
を提供することにある。
れたもので、その目的は、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するとともにガスの漏れ量
を低減し、圧縮機効率の向上を図りうるロータリ圧縮機
を提供することにある。
上記目的を達成するために、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遮蔽す
る端板とを有するロータリ圧縮機において、前記シリン
ダを、シリンダ径が大きくシリンダ高さの小さい篇平な
形状とし、かつ、前記ローラの厚みを増すように形成
し、シリンダ内面とローラ外面、ローラ外面とベーン先
端の各接触面を小さくするものとして、前記シリンダの
高さをＨ、該シリンダの内半径をRc、前記ローラの外半
径をRrとしたとき、比Rr/RcおよびH/Rc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。
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遮蔽す
る端板とを有するロータリ圧縮機において、前記シリン
ダを、シリンダ径が大きくシリンダ高さの小さい篇平な
形状とし、かつ、前記ローラの厚みを増すように形成
し、シリンダ内面とローラ外面、ローラ外面とベーン先
端の各接触面を小さくするものとして、前記シリンダの
高さをＨ、該シリンダの内半径をRc、前記ローラの外半
径をRrとしたとき、比Rr/RcおよびH/Rc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。
上記技術的手段による働きは次のとおりである。
シリンダを篇平な形状にすると、シリンダ高さが減少
する。ガスの漏れはシリンダ内面とローラ外面との間、
ローラ外面とベーン端面との間の接触面によるので、圧
縮室の容積が等しいとすると、シリンダ高さが小さくな
ることにより接触面は小さくなりガス漏れは減少する。
このため、圧縮機効率が増加し、機械摩擦損失が低下す
る。ただし、シリンダ高さを極端に小さくするとベーン
の往復量が増加し損失を招くので、シリンダの篇平の程
度は適正な値を選ばなければならない。本発明では、圧
縮機構成部品の最適寸法を設定した。
する。ガスの漏れはシリンダ内面とローラ外面との間、
ローラ外面とベーン端面との間の接触面によるので、圧
縮室の容積が等しいとすると、シリンダ高さが小さくな
ることにより接触面は小さくなりガス漏れは減少する。
このため、圧縮機効率が増加し、機械摩擦損失が低下す
る。ただし、シリンダ高さを極端に小さくするとベーン
の往復量が増加し損失を招くので、シリンダの篇平の程
度は適正な値を選ばなければならない。本発明では、圧
縮機構成部品の最適寸法を設定した。
以下、本発明の実施例を第１図ないし第８図を参照し
て説明する。
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II−II矢視断面図であ
る。
横断面図、第２図は、第１図のII−II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（高さ
H,内半径Rc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Rrであり、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とに仕切るベ
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１外の密閉容器13内圧力（吐
出圧力）により押され、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1a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の両端開口を遮閉する端板
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。
H,内半径Rc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Rrであり、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とに仕切るベ
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１外の密閉容器13内圧力（吐
出圧力）により押され、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1a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の両端開口を遮閉する端板
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
影響するのはガスの漏れ量と機械摩擦損失であり、筆者
らの損失分析の研究から、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Rc、ローラ２の外半径Rrの関係を無次元で表す形
状パラメータζ（＝Rc/Rr）、ξ（＝H/Rc）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。
最適化を考える場合、圧縮機構成部品寸法が最も大きく
影響するのはガスの漏れ量と機械摩擦損失であり、筆者
らの損失分析の研究から、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Rc、ローラ２の外半径Rrの関係を無次元で表す形
状パラメータζ（＝Rc/Rr）、ξ（＝H/Rc）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，ξの値を限定した理由
を、第３〜８図を参照して説明する。
を、第３〜８図を参照して説明する。
第３図は、理論押のけ量Vthを一定（ここでは、12.5c
m3/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。
m3/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。
第３図は、横軸に形状パラメータζ（＝Rr/Rc）、縦
軸にシリンダ１の内径Dc（＝2Rc）（mm）、シリンダ１
の高さＨ（mm）、偏心量ａ（＝Rc−Rr）（mm）をとり、
圧縮機構成部品寸法Dc,H,aごとに、形状パラメータ（＝
H/Rc）の値0.8,1.0,1.4を実線で示している。
軸にシリンダ１の内径Dc（＝2Rc）（mm）、シリンダ１
の高さＨ（mm）、偏心量ａ（＝Rc−Rr）（mm）をとり、
圧縮機構成部品寸法Dc,H,aごとに、形状パラメータ（＝
H/Rc）の値0.8,1.0,1.4を実線で示している。
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Dcとシリンダ
１の高さＨは、形状パラメータξ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、Dc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。
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Dcとシリンダ
１の高さＨは、形状パラメータξ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、Dc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。
生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−ps）によるベーン側面に
加わる荷重Fsと、ベーン５の往復運動により引き起こさ
れるものであるので、このベーン側面摩擦損失LAを減ら
すためには、偏心量ａ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図から、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り、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。
７と圧縮室８との圧力差（pc−ps）によるベーン側面に
加わる荷重Fsと、ベーン５の往復運動により引き起こさ
れるものであるので、このベーン側面摩擦損失LAを減ら
すためには、偏心量ａ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図から、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り、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
り速度により発生し、このベーン先端摩擦損失LB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がローラ２に負荷として
加わって生ずるものであり、クランク３の角速度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、ローラ２の自転角速度ωPに対す
るベーン先端摩擦損失LB，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。
によるベーン押付力FNと、ベーン５とローラ２とのすべ
り速度により発生し、このベーン先端摩擦損失LB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がローラ２に負荷として
加わって生ずるものであり、クランク３の角速度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、ローラ２の自転角速度ωPに対す
るベーン先端摩擦損失LB，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。
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。
ロ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LB,LCは相反する特性となり、（LB＋LC）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
になる。
損失LB,LCは相反する特性となり、（LB＋LC）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
になる。
ローラ自転角速度ωPは、ローラ２に加わるモーメン
トのつりあいから理論的に求めることができ、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。
トのつりあいから理論的に求めることができ、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
との関係図であり、横軸に形状パラメータξ，縦軸に自
転角速度ωP（rad/s）をとり、形状パラメータξの値0.
6,0.8,1.0,1.4を実線で示している。
との関係図であり、横軸に形状パラメータξ，縦軸に自
転角速度ωP（rad/s）をとり、形状パラメータξの値0.
6,0.8,1.0,1.4を実線で示している。
この第６図から、ζが大きく、ξが小さいほどωPは
小さくなり、ベーン先端摩擦損失LBに対しては有利とな
る。
小さくなり、ベーン先端摩擦損失LB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
関係図であり、横軸に形状パラメータξ、縦軸に最大負
荷荷重FPmax（kgf）をとり、形状パラメータξの値0.6,
0.8,1.0,1.4を実線で示している。
関係図であり、横軸に形状パラメータξ、縦軸に最大負
荷荷重FPmax（kgf）をとり、形状パラメータξの値0.6,
0.8,1.0,1.4を実線で示している。
この第７図から、ζ，ξともに小さいほど最大負荷荷
重FPmax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。
重FPmax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。
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,LB,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＋LB＋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。
失LA,LB,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＋LB＋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。
を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
の関係図であり、横軸に形状パラメータξ、縦軸に全機
械摩擦損失（Ｗ）をとり、ロータリ圧縮機のモータ回転
数ｎが1500,3000,6000,10000rpmの各段階ごとに、形状
パラメータξの値0.6,0.8,1.0,1.4を実線で示してい
る。
の関係図であり、横軸に形状パラメータξ、縦軸に全機
械摩擦損失（Ｗ）をとり、ロータリ圧縮機のモータ回転
数ｎが1500,3000,6000,10000rpmの各段階ごとに、形状
パラメータξの値0.6,0.8,1.0,1.4を実線で示してい
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
ることがわかり、ｎ＝1500rpmではζ＝0.92、ξ＝0.4、
ｎ＝10000rpm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。
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
ることがわかり、ｎ＝1500rpmではζ＝0.92、ξ＝0.4、
ｎ＝10000rpm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の値を設定すること
により、一般にζ＝0.8、ξ＝1.2程度の値が採用されて
いた従来のロータリ圧縮機に比べて、シリンダ１の径Dc
が大きく、シリンダ１の高さＨの小さい篇平な形状とな
る。ローラ２の半径Rr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れ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qm（この漏れ量qm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ず、漏れ損失の低減にも有効であ
り、圧縮機効率の向上を図ることができる。
により、一般にζ＝0.8、ξ＝1.2程度の値が採用されて
いた従来のロータリ圧縮機に比べて、シリンダ１の径Dc
が大きく、シリンダ１の高さＨの小さい篇平な形状とな
る。ローラ２の半径Rr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れ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qm（この漏れ量qm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ず、漏れ損失の低減にも有効であ
り、圧縮機効率の向上を図ることができる。
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に自転自由にかん合されたローラ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の容積は大きくなり、吸込ポー
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、吐出ポート12から密閉容
器13内へ吐出され、圧縮作用が行われる。
３に自転自由にかん合されたローラ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の容積は大きくなり、吸込ポー
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、吐出ポート12から密閉容
器13内へ吐出され、圧縮作用が行われる。
この場合、シリンダ１の高さＨ、シリンダ１の内半径
Rcおよびローラ２の外半径Rrを上記のように設定したの
で、機械摩擦損失が従来よりも低減し、圧縮機効率が向
上する。
Rcおよびローラ２の外半径Rrを上記のように設定したの
で、機械摩擦損失が従来よりも低減し、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Ｈ、シリンダ１の内半径Rc、ローラ２の外半
径をRrとしたとき、圧縮機構成部品の形状パラメータζ
（＝Rr/Rc）、ζ（（＝H/Rc）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り全機
械摩擦損失（＝LA＋LB＋LC）を最小にするとともにガス
の漏れ量を低減し、圧縮機効率の高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。
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Ｈ、シリンダ１の内半径Rc、ローラ２の外半
径をRrとしたとき、圧縮機構成部品の形状パラメータζ
（＝Rr/Rc）、ζ（（＝H/Rc）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り全機
械摩擦損失（＝LA＋LB＋LC）を最小にするとともにガス
の漏れ量を低減し、圧縮機効率の高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すると
ともにガスの漏れ量を低減し、圧縮機効率の向上を図り
うるロータリ圧縮機を提供することができる。
成部品寸法を最適化して、機械摩擦損失を最小にすると
ともにガスの漏れ量を低減し、圧縮機効率の向上を図り
う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II−II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とローラ自転各速
度との関係図、第７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、Rc…シリンダの内半径、Rr…ローラの外半径。
断面図、第２図は、第１図のII−II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とローラ自転各速
度との関係図、第７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、Rc…シリンダの内半径、Rr…ローラの外半径。
Claims (1)
- 【請求項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遮蔽する
端板とを有するロータリ圧縮機において、 前記シリンダを、シリンダ径が大きくシリンダ高さの小
さい扁平な形状とし、かつ、前記ローラの厚みを増すよ
うに形成し、シリンダ内面とローラ外面、ローラ外面と
ベーン先端の各接触面を小さくするものとして、 前記シリンダの高さをＨ、該シリンダ内半径をRc、前記
ローラの外半径をRrとしたとき、比Rr/RcおよびH/Rc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 JPS60259790A (ja) | 1985-12-21 |
| JPH0819913B2 true 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 (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 |
Families Citing this family (5)
| 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 |
| JP4864572B2 (ja) * | 2006-07-03 | 2012-02-01 | 東芝キヤリア株式会社 | 回転式圧縮機及びこれを用いた冷凍サイクル装置 |
| JP5132351B2 (ja) * | 2008-02-20 | 2013-01-30 | 三菱電機株式会社 | 密閉型圧縮機 |
| JP6426645B2 (ja) * | 2016-03-18 | 2018-11-21 | 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 |
| CN223152268U (zh) * | 2024-08-02 | 2025-07-25 | 广东美芝精密制造有限公司 | 压缩机和制冷设备 |
Family Cites Families (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 |
-
1984
- 1984-06-06 JP JP59114684A patent/JPH0819913B2/ja not_active Expired - Lifetime
Cited By (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 |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPS60259790A (ja) | 1985-12-21 |
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