JPH01142281A - 過給式圧縮機 - Google Patents

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。

Description

【発明の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 本発明は、冷蔵庫、空調機に使用さているロータリ圧縮
機に係り、特に圧縮機の高速運転域での性能を向上する
のに好適な慣性過給に関する。

〔従来の技術〕

従来のこの種装置は、実開昭５７−４０６７９号、実開
昭５７−４０６８０号、実開昭５７−４０６８１号及び
実開昭５７−４０６８２号公報に記載のように、吸入管
の長さを変えるために、圧縮機の吸入管と蒸発器の出口
側の管の両管に対し摺動自在に嵌合したＵ字形吸入管を
駆動装置で動かす方法、吸入管の長さを長くすると共に
吸入室の中間に開口する中間ポートを設けて中間チャン
バを接続する方法、吸入側の脈流の周波数とほぼ等しい
遅れ要素を取りつける方法などである。

〔発明が解決しようとする問題点〕

しかし、これらに開示のものでは、脈流を生じさせるた
めには付加的な装置を設ける必要がある。

前に述べた第１の例では、Ｕ字形吸入管を摺動自在にす
るためには、駆動するモータが必要である他、気体の洩
れを防止するためシールが必要であり、吸入管等の加工
精度が要求される。第２の例では、圧縮機の運転条件が
共振周波数からずれた場合は、デッドボリュームとして
作用するため却って圧縮機の効率が低下する。第３の例
では、遅れ要素として、バネ・マス系を利用しているた
め共振する周波数帯域は狭い、又、これらの考案は。

長い吸入管を有しており、圧縮機の低速側の体積効率の
向上に重点をおいており高速側については、特に配慮さ
れていない。

圧縮機をインバータを用いて回転数制御した場合、高速
運転域では、第２図に示したように吸入側の圧力損失な
どのため体積効率は低下する。そのため、必要な冷媒循
環量を得るためには、圧縮機の理論容量を大きくするか
圧縮機をより高速化させる必要がある。理論容積を大き
くすると低速側はより低速で運転することになり、主に
洩れのため体積効率が低下する問題が生じてくる。又。

圧縮機をより高速化すると軸受の寿命が短くなり、信頼
性上問題となる。従来の技術はこれらの点について配慮
がなされておらず、圧縮機をより高速化して運転するこ
とが課題となっていた。

本発明の目的は、上記の問題を解決するために、圧縮機
の高速運転域において、体積効率を向上することにある
。

〔問題を解決するための手段〕

上記目的を達成するための本発明の特徴は、圧縮機構部
と、その圧縮機構部の吸入側に設けられた緩衝空間容器
と吸入管を備えた、過給式圧縮機において、吸入管内の
１次モードの気柱振動数と圧縮機の最高回転数が同調す
るように吸入管の長さを定め、かつ、圧縮機の充填効率
が１を超える範囲の吸入管の流動抵抗係数μと慣性過給
特性数Ｚｏを満たすように吸入管の断面積を定めたこと
にある。

〔作用〕

吸入管の長さを１次モードの気柱振動数と圧縮機の最高
回転数が同調するように定め、かつ、圧縮機の充填効率
が１を超えるように吸入管の断面積を定めているため、
圧縮機の体積効率を向上することができる。

〔実施例〕

ロータリ圧縮機の吸入側は、第１図に示したように圧縮
機に液冷媒が吸入されるのを防止するためのアキュムレ
ータ１０．アキュムレータ出口から圧縮機の吸入口まで
をつなぐ吸入パイプ１２、圧縮機構部３などからなる。

また、ケーシング１内に電動機部２．シリンダ５．上部
軸受６．下部軸受７．ローラ８．吐出口９がそれぞれ図
のように配置されている。第９図に示すインバータ駆動
装置１４により圧縮機１３が駆動され、シャフトが回転
すると吸入行程での吸入室の容積は第３図で示したよう
に変化する。吸入行程に入ると吸入室内の圧力が低下す
るため吸入パイプ内の冷媒ガスは圧縮機構部へ向って加
速されはじめる。ガスの流れが生じるとパイプ内面での
摩擦が生じる。

加速された冷媒ガスは慣性力を与えられ、圧縮機構部に
一度吸入されたガスはガスばねように作用する。これを
式で表わすと となる。ここで、Ｘ：吸入パイプ内気柱の移動距離、ｒ
：管摩擦や吸入パイプの絞りなどを含んだ抵抗係数、　
Ｌｖ　：吸入パイプの有効長さ、ρ０　：気体の密度で
ある。これを無次元化するととなる。又、 である、ここで、Ａｓは管路の断面積、Ｖｈは行ωはシ
ャフトの回転角速度、■（θ）は回転角度θでの吸入側
のシリンダ容積、ａｏは音速である。

慣性過給効果は、吸入行程が終了するときに加速された
ガスが慣性力によりガスばね作用、摩擦力に打ち勝って
余分に押し込まれる現象で、圧縮機の充填効率向上とな
って現われる。しかし、その効果を最大にするためには
、吸入行程が終了する時に閉じ込み寸前の上式で示すｑ
の値が大きくなければならない、慣性過給特性数Ｚｏは
、シャフトの回転角速度とガスばね、気柱を集中質量と
みた場合の固有振動数の比を意味する。ロータリ圧縮機
は、往復動形圧縮機がシャフト回転角度１８０＠で吸入
行程を完了するのに比べて、３６０゜１回転で吸入行程
を完了する違いがある。従って、上式の第３項を線形化
した結果から、往復動形圧縮機では、加振力に対し位相
が９０″遅れる慣性過給特性数Ｚｏ　Ｏ，５近傍が最適
となり、ロータリ圧縮機では、流動抵抗係数μが小さい
場合、加振力に対し位相が１８０”遅れるＺｏが１より
少し大きい値が最適と推定できる。上式は、非線形方程
式であり、厳密にはこれを解く必要がある。

計算結果を第４図に示す。流動抵抗係数μが大きくなる
と慣性力そのものが小さくなるため、慣性過給の効果は
なくなる。従って、流量抵抗係数はできるだけ小さくし
なければならず、効果が見込めるのは、充填効率ｑが１
を越えるμ±０．５未満である６例えばμ＝０．５では
、慣性過給特性数Ｚｏを大きくして充填効率ｑは１を越
えない。

又、慣性過給効果がある慣性過給特性数Ｚｏの範囲は約
０．６以上とすれば良い。

しかし、慣性過給効果を得るためには、これだけでは不
十分であり、第５図に示した実験結果で分るように、慣
性過給特性数Ｚｏに対し、体積効率η９がピークを示す
条件がある。すなわち、十分な慣性過給効果を得るため
には、吸入行程が周期的に変動するため生じる管内の圧
力変動を大きくして脈動効果を併用し、吸入行程終了時
の閉じ込み圧力を高くしてやる必要がある。吸気管系の
ｍ次の固有振動数ｆ、は、行程容積を加味した等価な管
路長をＬｖ（Ｌｖ＝Ｌｓ＋Ｖｈ／Ａｓ）　、音速をａＯ
として ４Ｌ。

となる、圧縮機の運転周波数をｎとしてその比を振動数
比にと定義し、ｍ＝１の１次モードについて第５図の実
験データを振動数比に対して整理すると、第６図に示し
たように振動数比が１近傍で効果があることが分る。

このように、慣性過給効果を得るためには、（１）流動
抵抗係数μを０．５未満、 （２）慣性過給特性数Ｚｏを０．６以上、（３）管路系
の共鳴周波数の１次モードと圧縮機の運転周波数Φ比を
１近傍とすることが必要である。

以下、本発明の実施例を第７〜８図により説明する。

本発明は、ローリングピストン形ロータリ圧縮機に適用
でき、冷蔵庫に用いられる行程容積３ｄ／ｒｅｖぐらい
の小形の圧縮機から空調機に用いられる５　０　ａｌ　
／　ｒｅｖぐらいまでの中形圧縮機にまで通常適用する
。又、ガスは普通冷蔵庫では冷媒Ｒ−１２が用いられ、
空調機では冷媒Ｒ−２２が用いられる。

本発明を実施する上で最も簡単な構成は、〔作用〕の項
で説明した３つの条件を満たす寸法諸元の吸入パイプを
取りつける構成である。慣性過給効果をねらう圧縮機の
回転速度Ｎ（＋　、行程容積Ｖｈ、を決め、サイクル構
成機器を決めると圧力条件が定まるから音速ａが決まる
。モード１次の共鳴周波数と圧縮機の回転周波数の比が
ほぼ１となるように等価な管路長さＬｖをＬｖ〜□とす
　ｎ る、又、流動抵抗係数μは０．５　以下としなければな
らない。

であり、 であるから、吸入パイプ断面積Ａｓを、管の出入口等の
抵抗係数をλ、管摩擦係数をνとしてとなる範囲で選ぶ
。断面積Ａｓが大きい程、流動抵抗係数μは小さくなる
が、慣性過給特性数Ｚ。

を０．６　　より大きくするためにはＡｓをとなるよう
な値以下とする。

このような寸法諸元の吸入パイプを取り付けた圧縮機の
構造を第７図に体積効率を第８図に示す。

曲線Ａで示すように慣性過給効果をきかす設定回転速度
Ｎυにおいて体積効率は１００％を越える高い値を示す
。従来の慣性過給機能を持たない吸入パイプを取りつけ
た圧縮機の体積効率は曲線Ｂで示しであるように、吸入
通路の圧力損失などのために圧縮機の回転速度が高速に
なるほど低下していく、慣性過給効果は、設定回転速度
Ｎυでピークとなり、その高・低速側に効果の拡がりを
有しているので、回転速度の広い範囲で慣性過給を行わ
ない場合に比べて、かなり体積効率を向上できる。

又、流動抵抗係数μは０．５　未満、慣性過給特性数Ｚ
ｏは０．６　以上としなければならない。

であり、 であるから、断面積Ａｓが大きい程、流動抵抗係数μは
小さくなるが、慣性過給特性数も小さくなる。このこと
から、上記条件を満たす管断面積の範囲があることが分
る。管断面積の範囲の決定方法は、次のようにする。管
の出入口等の抵抗係数をλ、管摩擦係数をνとすると ｄθ　　２π となる。従って、管断面積Ａｓを小さくするに従い、μ
は単調増加となり、μ＝０．５　とする管断面Ａｓ五を
、ただ１つ決定できる。又、Ｚｏ＝０．６とする管断面
積ＡＳ１２は。

となる１以上より吸気管断面積は。

Ａｓ１＜Ａｓ＜Ａｓｓ の範囲に選定する。

このような範囲に吸入管を設定することにより。

圧縮機の体積効率を向上することができる。

〔発明の効果〕

以上のように本発明によれば、圧縮機の体積効率、特に
高速運転域における体積効率を著しく向上できる。その
付随効果として圧縮機の最高回転速度を慣性過給を適用
しない場合よりかなり低くできるため、圧縮機の信頼性
向上につながる他、全断熱効率のより良い領域で運転す
るので圧縮機入力を小さくできる。

【図面の簡単な説明】

第１図は、圧縮機の縦断面図、第２図は、圧縮機の回転
速度に対する効率の変化を示す図、第３図は、吸入室の
容積変化を示す図、第４図は、慣性過給特性数と充填効
率の関係を示す図、第５図は慣性過給特性数と体積効率
との関係を示す図。 第６図は、振動数比と体積効率との関係を示す図、第７
図は、本発明の一実施例の要部断面図、第８図は、回転
速度と体積効率との関係を示す図、第９図は、サイクル
の構成を示す図である。 １・・・ケーシング、２・・・電動部、３・・・圧縮機
構部。 ４・・・シリンダ、５・・・シャフト、６・・・上部軸
受、７・・・下部軸受、８・・・ローラ、９・・・吐出
室、１０・・・アキュムレータ、１１・・・吐出パイプ
、１２・・・吸入パイプ、１３・・・ロータリ圧縮機、
１４・・・インバータ駆動装置、１５・・・凝縮器、１
６・・・膨張弁、１７・・・口承　入　室　〉ｉ辷　オ
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Claims (1)

1. 【特許請求の範囲】 １、圧縮機構部と、その圧縮機構部の吸入側に設けられ
   た緩衝空間容器と吸入管を備えた過給式圧縮機において
   、前記吸入管内の１次モードの気柱振動数と圧縮機の最
   高回転数が同調するように前記吸入管の長さを定め、圧
   縮機の充填効率が１を超える範囲の前記吸入管の流動抵
   抗係数μ及び慣性過給特性数Ｚ＿ｏを満たすように前記
   吸入管の断面積Ａ＿ｓを定めたことを特徴とする過給式
   圧縮機。 ２、特許請求の範囲第１項において、前記吸入管の断面
   積Ａ＿ｓと前記流動抵抗係数μは ▲数式、化学式、表等があります▼ （ただし、Ｖ＿ｈは行程容積、Ｌ＿ｖは管路長、λは管
   の出入口の抵抗係数；νは 管摩擦係数とする。） の関係があることを特徴とする過給式圧縮機。 ３、特許請求の範囲第１項において、前記吸入管の断面
   積Ａ＿ｓと前記慣性過給特性数Ｚ＿ｏはＺ＿ｏ＝（ω／
   ａ＿ｏ）√Ｖ＿ｈ・Ｌ＿ｓ／Ａ＿ｓ（ただし、ωはシャ
   フトの回転角速度、 ａ＿ｏは音速、Ｖ＿ｈは行程容積、Ｌ＿ｓは吸入管の有
   効長さとする。） の関係があることを特徴とする過給式圧縮機。 ４、特許請求の範囲第１項において、流動抵抗係数μを
   ０．５以下、慣性過給特性数Ｚ＿ｏを０．６以上とした
   ことを特徴とする過給式圧縮機。