JPS641675B2 - - Google Patents
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- Publication number
- JPS641675B2 JPS641675B2 JP55045350A JP4535080A JPS641675B2 JP S641675 B2 JPS641675 B2 JP S641675B2 JP 55045350 A JP55045350 A JP 55045350A JP 4535080 A JP4535080 A JP 4535080A JP S641675 B2 JPS641675 B2 JP S641675B2
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- rotor
- cylinder
- seal
- radius
- center
- 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.)
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-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
- F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
- F04C27/00—Sealing arrangements in rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids
- F04C27/001—Radial sealings for working fluid
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
- F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
- F04C18/00—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids
- F04C18/30—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids having the characteristics covered by two or more of groups F04C18/02, F04C18/08, F04C18/22, F04C18/24, F04C18/48, or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members
- F04C18/34—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids having the characteristics covered by two or more of groups F04C18/02, F04C18/08, F04C18/22, F04C18/24, F04C18/48, or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members having the movement defined in group F04C18/08 or F04C18/22 and relative reciprocation between the co-operating members
- F04C18/344—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids having the characteristics covered by two or more of groups F04C18/02, F04C18/08, F04C18/22, F04C18/24, F04C18/48, or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members having the movement defined in group F04C18/08 or F04C18/22 and relative reciprocation between the co-operating members with vanes reciprocating with respect to the inner member
- F04C18/3441—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids having the characteristics covered by two or more of groups F04C18/02, F04C18/08, F04C18/22, F04C18/24, F04C18/48, or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members having the movement defined in group F04C18/08 or F04C18/22 and relative reciprocation between the co-operating members with vanes reciprocating with respect to the inner member the inner and outer member being in contact along one line or continuous surface substantially parallel to the axis of rotation
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Rotary Pumps (AREA)
- Applications Or Details Of Rotary Compressors (AREA)
Description
本発明は、ロータリー式圧縮機の改良に関する
ものである。以下、本発明をスライデイングベー
ン式のロータリー式圧縮機に適用した場合につい
て説明する。従来の一般のロータリー式圧縮機
は、第１図および第２図に示すように、内部に円
筒空間を有するシリンダ２と、この両側面に固定
され、シリンダの内部空間の羽根室８をその側面
において密閉する側板５ａ，５ｂと、前記シリン
ダ２内に偏芯して配置されＡ方向に回転するロー
タ１と、このロータ１に設けた溝４に摺動可能に
係合するベーン３とによつて構成されている。ベ
ーン３は、ロータ１の回転に伴い、遠心力によつ
て外側に飛出し、その先端面がシリンダ２の内壁
面を摺動して回転している。ロータ１は、回転軸
６と一体化されており、回転軸６は側板５ａ（フ
ロントパネル）および５ｂ（リアーパネル）に装
着されたニードルベアリング７ａ，７ｂによつて
支持されている。ところで、上記のロータリー式
圧縮機には、圧縮機内部の冷媒の漏洩に関し、以
下述べるような問題点がある。 ロータリー式圧縮機は、第３図に示すように、
ロータ１のヘツド部１０において、吐出側１１の
羽根室から吸入側１２の羽根室への冷媒（フロン
ガス）の漏洩がある。前記ヘツド部１０は、圧力
差が圧縮機内部で最も大きな箇所であるため、冷
媒の漏洩量が大きく、圧縮機の圧縮体積効率を低
下させる大きな要因となつている。この漏洩を小
さくするためには、ロータ１のヘツド部１０とシ
リンダ２との間隙δが極めて小さくなるよう、例
えば下記のように各部品の組立の精度を高める必
要がある。 (1) ロータ１の外径精度および真円度 (2) 回転軸６に対するロータ１の径の同心度 (3) シリンダ２とロータ１の偏芯量（ｅの精度） 上記(1)〜(3)の部品組立精度以外にも、ニードル
ベアリング７ａ，７ｂの転動体とレース面との間
に存在するガタ、高速回転時における部材の温度
上昇による熱膨張等が、ヘツド部１０の間隙δの
バラツキとなり、冷媒漏洩の原因となつている。
いずれにしても、従来の圧縮機においては、間隙
δが最小限のプラスの値を維持できるよう部品精
度の配慮が必要であり、それゆえ、ヘツド部１０
における冷媒の漏洩は、本質的に避けられない問
題である。 上記漏洩を解消するための手段として、ヘツド
部におけるシリンダの形状を、第４図に示すよう
に、ロータ１の中心O1に対して角度αだけ同心
円とし、吐出側１１から吸入側１２への流体抵抗
を増大させる方法がある（第４図においては、
R1はロータの半径、R2はシリンダ２に形成する
同心円の半径）。しかし、この方法は、組立時に
ロータ１とシリンダ２との間のクリアランスδを
僅少になるように設定しても、実際の駆動時はニ
ードルベアリング７ａ，７ｂのガタやロータ１と
シリンダ２との同心度の誤差等によつて、ロータ
１とシリンダ２間に機械接触が発生し、機械損失
を増大させるという問題点がある。 本発明は、ロータリー式圧縮機の前述した問題
を解消することを目的とするものである。本発明
は、ベーンを摺動自在に設けたロータと、このロ
ータを収納するシリンダと、このシリンダの両側
面に固定されシリンダの内部空間をその側面にお
いて密閉する側板と、前記ロータの周面が前記シ
リンダの内面に近接してその内部を流体の吐出側
と吸入側に区分するロータヘツド部とを有し、前
記シリンダは前記ロータヘツド部におけるすきま
がシリンダの半径より小さい曲率半径を有する円
弧で、回転方向でくさび状になるシール部を形成
する圧縮機において、前記ロータの中心をO1、
前記シリンダの中心をO2、前記シール部の最少
すきまをh2、前記ロータの半径をr1、前記O1と
O2との距離をe2とするとき、前記O1とO2との間
にO1からの距離がe1（０＜e1＜e2）の点に中心を
O3とする半径r2（r2＝r1＋e1＋h2）の仮想のシール
円を設定し、この仮想のシール円の円弧が前記シ
リンダのシール部に形成されることを特徴とする
ものである。 そして、この構成により、ロータとシリンダ間
の機械接触を防止し、機械損失を低下させ、冷媒
の漏洩防止を可能とするものである。 本発明の実施例を第５図および第６図によつて
説明する。同図は、シリンダのヘツド部にロータ
と非同心円のシール円の円弧を形成することによ
つてくさび油膜による動圧軸受効果が得られる本
発明の原理を示している。図において、O1はロ
ータ１の中心、O2はシリンダ２の中心、O3はシ
リンダ２のシール部１４にシール円弧を形成する
シール円１５の中心、e1はO1とO3間の距離、e2
はO1とO2間の距離、r1はロータ１の半径、r2はシ
ール円１５の半径、Ｒはシリンダの半径、2ψ1は
シール円弧の角度である。ロータ１とシール円１
５のすきまｈは、ｃ＝r2−r1とし、シール円弧の
始まる所を原点とし、O1を中心としてロータの
ヘツド部１０への回転角（ラジアン）をθとすれ
ば、 ｈ≒ｃ−e1cos（ψ1−θ） ≒ｃ−e1＋e1／２（ψ1−θ）2 と示すことができる。ここで、ｘ＝r1θ、Ｂ＝
r1ψ1、h2＝ｃ−e1、
ものである。以下、本発明をスライデイングベー
ン式のロータリー式圧縮機に適用した場合につい
て説明する。従来の一般のロータリー式圧縮機
は、第１図および第２図に示すように、内部に円
筒空間を有するシリンダ２と、この両側面に固定
され、シリンダの内部空間の羽根室８をその側面
において密閉する側板５ａ，５ｂと、前記シリン
ダ２内に偏芯して配置されＡ方向に回転するロー
タ１と、このロータ１に設けた溝４に摺動可能に
係合するベーン３とによつて構成されている。ベ
ーン３は、ロータ１の回転に伴い、遠心力によつ
て外側に飛出し、その先端面がシリンダ２の内壁
面を摺動して回転している。ロータ１は、回転軸
６と一体化されており、回転軸６は側板５ａ（フ
ロントパネル）および５ｂ（リアーパネル）に装
着されたニードルベアリング７ａ，７ｂによつて
支持されている。ところで、上記のロータリー式
圧縮機には、圧縮機内部の冷媒の漏洩に関し、以
下述べるような問題点がある。 ロータリー式圧縮機は、第３図に示すように、
ロータ１のヘツド部１０において、吐出側１１の
羽根室から吸入側１２の羽根室への冷媒（フロン
ガス）の漏洩がある。前記ヘツド部１０は、圧力
差が圧縮機内部で最も大きな箇所であるため、冷
媒の漏洩量が大きく、圧縮機の圧縮体積効率を低
下させる大きな要因となつている。この漏洩を小
さくするためには、ロータ１のヘツド部１０とシ
リンダ２との間隙δが極めて小さくなるよう、例
えば下記のように各部品の組立の精度を高める必
要がある。 (1) ロータ１の外径精度および真円度 (2) 回転軸６に対するロータ１の径の同心度 (3) シリンダ２とロータ１の偏芯量（ｅの精度） 上記(1)〜(3)の部品組立精度以外にも、ニードル
ベアリング７ａ，７ｂの転動体とレース面との間
に存在するガタ、高速回転時における部材の温度
上昇による熱膨張等が、ヘツド部１０の間隙δの
バラツキとなり、冷媒漏洩の原因となつている。
いずれにしても、従来の圧縮機においては、間隙
δが最小限のプラスの値を維持できるよう部品精
度の配慮が必要であり、それゆえ、ヘツド部１０
における冷媒の漏洩は、本質的に避けられない問
題である。 上記漏洩を解消するための手段として、ヘツド
部におけるシリンダの形状を、第４図に示すよう
に、ロータ１の中心O1に対して角度αだけ同心
円とし、吐出側１１から吸入側１２への流体抵抗
を増大させる方法がある（第４図においては、
R1はロータの半径、R2はシリンダ２に形成する
同心円の半径）。しかし、この方法は、組立時に
ロータ１とシリンダ２との間のクリアランスδを
僅少になるように設定しても、実際の駆動時はニ
ードルベアリング７ａ，７ｂのガタやロータ１と
シリンダ２との同心度の誤差等によつて、ロータ
１とシリンダ２間に機械接触が発生し、機械損失
を増大させるという問題点がある。 本発明は、ロータリー式圧縮機の前述した問題
を解消することを目的とするものである。本発明
は、ベーンを摺動自在に設けたロータと、このロ
ータを収納するシリンダと、このシリンダの両側
面に固定されシリンダの内部空間をその側面にお
いて密閉する側板と、前記ロータの周面が前記シ
リンダの内面に近接してその内部を流体の吐出側
と吸入側に区分するロータヘツド部とを有し、前
記シリンダは前記ロータヘツド部におけるすきま
がシリンダの半径より小さい曲率半径を有する円
弧で、回転方向でくさび状になるシール部を形成
する圧縮機において、前記ロータの中心をO1、
前記シリンダの中心をO2、前記シール部の最少
すきまをh2、前記ロータの半径をr1、前記O1と
O2との距離をe2とするとき、前記O1とO2との間
にO1からの距離がe1（０＜e1＜e2）の点に中心を
O3とする半径r2（r2＝r1＋e1＋h2）の仮想のシール
円を設定し、この仮想のシール円の円弧が前記シ
リンダのシール部に形成されることを特徴とする
ものである。 そして、この構成により、ロータとシリンダ間
の機械接触を防止し、機械損失を低下させ、冷媒
の漏洩防止を可能とするものである。 本発明の実施例を第５図および第６図によつて
説明する。同図は、シリンダのヘツド部にロータ
と非同心円のシール円の円弧を形成することによ
つてくさび油膜による動圧軸受効果が得られる本
発明の原理を示している。図において、O1はロ
ータ１の中心、O2はシリンダ２の中心、O3はシ
リンダ２のシール部１４にシール円弧を形成する
シール円１５の中心、e1はO1とO3間の距離、e2
はO1とO2間の距離、r1はロータ１の半径、r2はシ
ール円１５の半径、Ｒはシリンダの半径、2ψ1は
シール円弧の角度である。ロータ１とシール円１
５のすきまｈは、ｃ＝r2−r1とし、シール円弧の
始まる所を原点とし、O1を中心としてロータの
ヘツド部１０への回転角（ラジアン）をθとすれ
ば、 ｈ≒ｃ−e1cos（ψ1−θ） ≒ｃ−e1＋e1／２（ψ1−θ）2 と示すことができる。ここで、ｘ＝r1θ、Ｂ＝
r1ψ1、h2＝ｃ−e1、
【式】とすれば、
次式が成立する。
ｈ＝h2〔１＋n2（Ｂ−ｘ）2／B2〕 ………(1)
従つて、ロータ１とシリンダ２との間に形成さ
れるすきまｈは、第６図に示すような放物面に近
似した形状になる。同図において、h1は放物面の
入口の部分（ｘ＝０）のすきま、h2は頂点部（ｘ
＝Ｂ）のすきまである。すきまｈが、第６図のよ
うに傾きをもつて接し、かつすきま内に潤滑油が
充満して油膜がくさび形をなしつつ相対的にすべ
る場合は、ｘの各位置（ロータの円周方向の座
標）において発生する圧力は、周知の次の
Renoldsの方程式で示すことができる。 ｄ／dx（h3／ηdp／dx）＝6Udh／dx………(2
) 上式において、ηは潤滑油の粘度、Ｕはすべり
面の相対速度である。(1)式と(2)式から、軸方向の
長さＬのロータのヘツド部１０に発生する全荷重
（圧力×受圧面積）P1が、次式によつて得られ
る。 P1＝ηr1ωB2L／h2 2CP ………(3) ただし、ωは回転数、CPは潤滑膜の形状での
み決まる荷重定数であり、ｎの関数として表わさ
れる。 ｘ＞Ｂのすきまｈが、末広がりの部分では理論
上、発生する全荷重はP1＜０となるが、負圧は
正圧程大きくならないで、実際はP1０と考え
てよい。 この全荷重P1が最大となるのは、ｎの関数で
あるCPが最大のときである。 従つて、P1を最大とするためには、CPを最大
とするｎの値を定めればよい。 なお、通常のロータリー式圧縮機においては、
ベーンとロータ間、ロータと側板間等の摺動部に
潤滑油が供給されており、冷媒が潤滑油の中に溶
解するため、低粘度化した混相流がロータ、シリ
ンダの内面に付着して摺動部の潤滑を行なつてい
る。 第７図は、(1)式におけるｎを変化させたときの
荷重定数CPの値を示すグラフで、ｎ＝1.73のとき
CPは最大値を取ることを示している。 すなわち、ｎ＝1.73のときCPは最大となり、全
荷重P1が最大となる。 また、
れるすきまｈは、第６図に示すような放物面に近
似した形状になる。同図において、h1は放物面の
入口の部分（ｘ＝０）のすきま、h2は頂点部（ｘ
＝Ｂ）のすきまである。すきまｈが、第６図のよ
うに傾きをもつて接し、かつすきま内に潤滑油が
充満して油膜がくさび形をなしつつ相対的にすべ
る場合は、ｘの各位置（ロータの円周方向の座
標）において発生する圧力は、周知の次の
Renoldsの方程式で示すことができる。 ｄ／dx（h3／ηdp／dx）＝6Udh／dx………(2
) 上式において、ηは潤滑油の粘度、Ｕはすべり
面の相対速度である。(1)式と(2)式から、軸方向の
長さＬのロータのヘツド部１０に発生する全荷重
（圧力×受圧面積）P1が、次式によつて得られ
る。 P1＝ηr1ωB2L／h2 2CP ………(3) ただし、ωは回転数、CPは潤滑膜の形状での
み決まる荷重定数であり、ｎの関数として表わさ
れる。 ｘ＞Ｂのすきまｈが、末広がりの部分では理論
上、発生する全荷重はP1＜０となるが、負圧は
正圧程大きくならないで、実際はP1０と考え
てよい。 この全荷重P1が最大となるのは、ｎの関数で
あるCPが最大のときである。 従つて、P1を最大とするためには、CPを最大
とするｎの値を定めればよい。 なお、通常のロータリー式圧縮機においては、
ベーンとロータ間、ロータと側板間等の摺動部に
潤滑油が供給されており、冷媒が潤滑油の中に溶
解するため、低粘度化した混相流がロータ、シリ
ンダの内面に付着して摺動部の潤滑を行なつてい
る。 第７図は、(1)式におけるｎを変化させたときの
荷重定数CPの値を示すグラフで、ｎ＝1.73のとき
CPは最大値を取ることを示している。 すなわち、ｎ＝1.73のときCPは最大となり、全
荷重P1が最大となる。 また、
【式】より、e1＝2h2／ψ1 2n2で
ある。
従つて、P1すなわちCPを最大とするｎの値が
ｎ＝1.73のとき e1＝2h2／ψ1 2・1.732＝5.99／ψ1 2h2 ………(4) となる。 第８図は、次表のパラメータで圧縮機を構成し
た場合の一実施例を示すものであり、シール円１
５の中心O3とロータ１の中心O1の距離（偏芯量）
e1を変化させたときに発生する荷重を示す図であ
る。 第８図から、偏心量e1＝288μのとき（ｂ点）、
最大荷重P1＝8.2Kgが得られることがわかる。e1
＝０のとき（ａ点）、つまり第４図のような同心
円を形成する従来例においては、くさび圧力の発
生はなくP1＝０となる。また、e1＝e2＝10mmのと
き（ｃ点）、第３図のような従来構造の圧縮機に
おいては、負荷容量P1＝1.7Kg程度と小さく、最
大値のほぼ1/5程度しか得られないことがわかる。
ｎ＝1.73のとき e1＝2h2／ψ1 2・1.732＝5.99／ψ1 2h2 ………(4) となる。 第８図は、次表のパラメータで圧縮機を構成し
た場合の一実施例を示すものであり、シール円１
５の中心O3とロータ１の中心O1の距離（偏芯量）
e1を変化させたときに発生する荷重を示す図であ
る。 第８図から、偏心量e1＝288μのとき（ｂ点）、
最大荷重P1＝8.2Kgが得られることがわかる。e1
＝０のとき（ａ点）、つまり第４図のような同心
円を形成する従来例においては、くさび圧力の発
生はなくP1＝０となる。また、e1＝e2＝10mmのと
き（ｃ点）、第３図のような従来構造の圧縮機に
おいては、負荷容量P1＝1.7Kg程度と小さく、最
大値のほぼ1/5程度しか得られないことがわかる。
【表】
本発明の特徴は、前記シール部に積極的にくさ
び径路を形成し、そのくさび油膜による圧力発生
によつて機械接触を防止する点にある。従つて、
本発明が成立する範囲は、下記の条件で偏芯量e1
を設定した場合にある。 ０＜e1＜e2 ………(5) e1≧e2では、荷重P1が低下し、また、流体通路
の入口のすきまh2が増すために、前記流体通路の
平均流体抵抗も低下して、従来例（第３図）以上
に冷媒の漏洩が増大する。また、第８図において
負荷容量の最大となる箇所は、第７図においてｎ
＝1.73となる箇所に相当する。すなわち、前表の
パラメータで圧縮機を構成したとき、e1＝288μと
すればｎ＝1.73となる。 従つて、偏芯量をe1、頂点部のすきまをh2、シ
ール円の角度を2ψ1としたとき、P1が最大となる
のは(4)式の通りe1＝5.99／ψ1 2h2のときである。 なお、ロータヘツド１０に上記動圧軸受を形成
するためには、半径（r2）＝r1＋2h2／ψ1 2n2＋h2のシ
ー ル円をロータの中心からe1（＝2h2／ψ1 2n2）だけ中心 をずらして形成すればよい。なお、本実施例で
は、シリンダが真円の場合を説明したが、楕円形
シリンダにも適用できることはいうまでもない。
この場合は、シール部１４が２箇所になる。 本発明の実施例を要約すれば、両側面を側板５
ａ，５ｂで密封したシリンダ２の内部にロータ１
を偏心して取付け、ロータ１に設けた複数個の摺
動溝４に板状のベーン３を摺動自在に挿入した構
造において、ロータ１の周面がシリンダ２の内面
に近接して、その内部を流体の吐出側１１と吸入
側１２とに区分するロータヘツド１０と対向する
シリンダ２のシール部１４を下記のように形成す
る。すなわち、 ロータ１の中心O1とシリンダ２の中心O2との
間にその中心O3を有し、その半径r2をr2＝r1＋e1
＋h2とする仮想のシール円１５を円弧状に形成
し、前記O1とO3との間隔e1は、シリンダ２のシ
ール部１４のシール角を2ψ1とし、ロータ１とシ
リンダ２との最小間隙をh2とするとき、e1＝2h2／ψ1 2 n2にする。 本発明は、上記の構成を有するので、前述のよ
うに、ロータヘツド１０とシリンダ２のシール部
１４との間にくさび油膜による大きな動圧軸受効
果が発生し、ロータとシリンダとの接触を阻止す
ることができ、冒頭で述べた従来のこの種のロー
タリー圧縮機における問題点が解決される。換言
すれば、ロータヘツド１０における間隙ｈを従来
よりさらに小さくすることが可能となり、また、
流体通路（Ｂ＝r1ψ1）を長くすることができるこ
とになり、その結果、冷媒の漏洩が減少して圧縮
体積効率の向上を計ることができる。本発明は、
ロータ、ベーン、シリンダおよび側板を基本構成
要素とする容積型圧縮機に適用した場合に、その
効果は極めて顕著である。
び径路を形成し、そのくさび油膜による圧力発生
によつて機械接触を防止する点にある。従つて、
本発明が成立する範囲は、下記の条件で偏芯量e1
を設定した場合にある。 ０＜e1＜e2 ………(5) e1≧e2では、荷重P1が低下し、また、流体通路
の入口のすきまh2が増すために、前記流体通路の
平均流体抵抗も低下して、従来例（第３図）以上
に冷媒の漏洩が増大する。また、第８図において
負荷容量の最大となる箇所は、第７図においてｎ
＝1.73となる箇所に相当する。すなわち、前表の
パラメータで圧縮機を構成したとき、e1＝288μと
すればｎ＝1.73となる。 従つて、偏芯量をe1、頂点部のすきまをh2、シ
ール円の角度を2ψ1としたとき、P1が最大となる
のは(4)式の通りe1＝5.99／ψ1 2h2のときである。 なお、ロータヘツド１０に上記動圧軸受を形成
するためには、半径（r2）＝r1＋2h2／ψ1 2n2＋h2のシ
ー ル円をロータの中心からe1（＝2h2／ψ1 2n2）だけ中心 をずらして形成すればよい。なお、本実施例で
は、シリンダが真円の場合を説明したが、楕円形
シリンダにも適用できることはいうまでもない。
この場合は、シール部１４が２箇所になる。 本発明の実施例を要約すれば、両側面を側板５
ａ，５ｂで密封したシリンダ２の内部にロータ１
を偏心して取付け、ロータ１に設けた複数個の摺
動溝４に板状のベーン３を摺動自在に挿入した構
造において、ロータ１の周面がシリンダ２の内面
に近接して、その内部を流体の吐出側１１と吸入
側１２とに区分するロータヘツド１０と対向する
シリンダ２のシール部１４を下記のように形成す
る。すなわち、 ロータ１の中心O1とシリンダ２の中心O2との
間にその中心O3を有し、その半径r2をr2＝r1＋e1
＋h2とする仮想のシール円１５を円弧状に形成
し、前記O1とO3との間隔e1は、シリンダ２のシ
ール部１４のシール角を2ψ1とし、ロータ１とシ
リンダ２との最小間隙をh2とするとき、e1＝2h2／ψ1 2 n2にする。 本発明は、上記の構成を有するので、前述のよ
うに、ロータヘツド１０とシリンダ２のシール部
１４との間にくさび油膜による大きな動圧軸受効
果が発生し、ロータとシリンダとの接触を阻止す
ることができ、冒頭で述べた従来のこの種のロー
タリー圧縮機における問題点が解決される。換言
すれば、ロータヘツド１０における間隙ｈを従来
よりさらに小さくすることが可能となり、また、
流体通路（Ｂ＝r1ψ1）を長くすることができるこ
とになり、その結果、冷媒の漏洩が減少して圧縮
体積効率の向上を計ることができる。本発明は、
ロータ、ベーン、シリンダおよび側板を基本構成
要素とする容積型圧縮機に適用した場合に、その
効果は極めて顕著である。
第１図はロータリー圧縮機の縦断面図、第２図
は同側断面図、第３図は従来のロータヘツドの拡
大図、第４図は従来の他のロータヘツドの拡大
図、第５図は本発明のロータヘツドを示す図、第
６図は本発明のロータヘツドの説明図、第７図は
荷重定数CPの特性図、第８図は負荷容量と偏芯
量との関係を示した図である。 １……ロータ、２……シリンダ、３……ベー
ン、４……摺動溝、５ａ，５ｂ……側板、６……
回転軸、７ａ，７ｂ……ニードルベアリング、８
……羽根室、１０……ロータヘツド、１１……吐
出側、１２……吸入側、１４……シール部、１５
……シール円。
は同側断面図、第３図は従来のロータヘツドの拡
大図、第４図は従来の他のロータヘツドの拡大
図、第５図は本発明のロータヘツドを示す図、第
６図は本発明のロータヘツドの説明図、第７図は
荷重定数CPの特性図、第８図は負荷容量と偏芯
量との関係を示した図である。 １……ロータ、２……シリンダ、３……ベー
ン、４……摺動溝、５ａ，５ｂ……側板、６……
回転軸、７ａ，７ｂ……ニードルベアリング、８
……羽根室、１０……ロータヘツド、１１……吐
出側、１２……吸入側、１４……シール部、１５
……シール円。
Claims (1)
- 【特許請求の範囲】 １ ベーンを摺動自在に設けたロータと、このロ
ータを収納するシリンダと、このシリンダの両側
面に固定され、シリンダの内部空間をその側面に
おいて密閉する側板と、前記ロータの周面が前記
シリンダの内面に近接してその内部を流体の吐出
側と吸入側に区分するロータヘツド部とを有し、
前記シリンダは前記ロータヘツド部におけるすき
まがシリンダの半径より小さい曲率半径を有する
円弧で、回転方向でくさび状になるシール部を形
成する圧縮機において、前記ロータの中心をO1、
前記シリンダの中心をO2、前記シール部の最少
のすきまをh2、前記ロータの半径をr1、前記O1と
O2との距離をe2とするとき、前記O1とO2との間
にO1からの距離がe1（０＜e1＜e2）の点に中心を
O3とする半径r2（r2＝r1＋e1＋h2）の仮想のシール
円を設定し、この仮想のシール円の円弧が前記シ
リンダのシール部に形成されることを特徴とする
圧縮機。 ２ シール部に形成される円弧のロータの中心か
らみた角度を2ψ1とするときe15.99h2／ψ1 2である特 許請求の範囲第１項記載の圧縮機。
Priority Applications (3)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP4535080A JPS56143382A (en) | 1980-04-07 | 1980-04-07 | Rotary fluid machine |
| US06/251,943 US4395208A (en) | 1980-04-07 | 1981-04-07 | Rotary vane compressor with wedge-like clearance between rotor and cylinder |
| CA000374855A CA1183503A (en) | 1980-04-07 | 1981-04-07 | Compressor |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP4535080A JPS56143382A (en) | 1980-04-07 | 1980-04-07 | Rotary fluid machine |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS56143382A JPS56143382A (en) | 1981-11-09 |
| JPS641675B2 true JPS641675B2 (ja) | 1989-01-12 |
Family
ID=12716824
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP4535080A Granted JPS56143382A (en) | 1980-04-07 | 1980-04-07 | Rotary fluid machine |
Country Status (3)
| Country | Link |
|---|---|
| US (1) | US4395208A (ja) |
| JP (1) | JPS56143382A (ja) |
| CA (1) | CA1183503A (ja) |
Families Citing this family (5)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| GB0706637D0 (en) * | 2007-04-04 | 2007-05-16 | Hammerbeck John P R | Compression method and means |
| US8794941B2 (en) | 2010-08-30 | 2014-08-05 | Oscomp Systems Inc. | Compressor with liquid injection cooling |
| US9267504B2 (en) | 2010-08-30 | 2016-02-23 | Hicor Technologies, Inc. | Compressor with liquid injection cooling |
| JP5743019B1 (ja) * | 2013-12-13 | 2015-07-01 | ダイキン工業株式会社 | 圧縮機 |
| US20150290816A1 (en) * | 2014-04-15 | 2015-10-15 | Fernando A. Ubidia | Pump assembly |
Family Cites Families (4)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US793664A (en) * | 1905-05-17 | 1905-07-04 | Max Kleindienst | Rotary engine. |
| DE1428059A1 (de) * | 1964-08-21 | 1969-05-29 | Rudolf Baer | Turbostroemungssteigerungsmaschine |
| JPS5216564B2 (ja) * | 1972-09-28 | 1977-05-10 | ||
| US3890071A (en) * | 1973-09-24 | 1975-06-17 | Brien William J O | Rotary steam engine |
-
1980
- 1980-04-07 JP JP4535080A patent/JPS56143382A/ja active Granted
-
1981
- 1981-04-07 CA CA000374855A patent/CA1183503A/en not_active Expired
- 1981-04-07 US US06/251,943 patent/US4395208A/en not_active Expired - Lifetime
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPS56143382A (en) | 1981-11-09 |
| CA1183503A (en) | 1985-03-05 |
| US4395208A (en) | 1983-07-26 |
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