JPH024792B2 - - Google Patents
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- JPH024792B2 JPH024792B2 JP56012427A JP1242781A JPH024792B2 JP H024792 B2 JPH024792 B2 JP H024792B2 JP 56012427 A JP56012427 A JP 56012427A JP 1242781 A JP1242781 A JP 1242781A JP H024792 B2 JPH024792 B2 JP H024792B2
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- JP
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- suction
- compressor
- cylinder
- blade chamber
- vane
- Prior art date
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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
- F04C29/00—Component parts, details or accessories of pumps or pumping installations, not provided for in groups F04C18/00 - F04C28/00
- F04C29/12—Arrangements for admission or discharge of the working fluid, e.g. constructional features of the inlet or outlet
-
- 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
- F04C28/00—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, pumps or pumping installations specially adapted for elastic fluids
- F04C28/18—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, pumps or pumping installations specially adapted for elastic fluids characterised by varying the volume of the working chamber
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- Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Rotary Pumps (AREA)
Description
本発明は特にカーエアコン等に使用する２ベー
ン形圧縮機に関するものである。 従来のスライデイングベーン式の圧縮機は、第
１図に示すように、内部に円筒空間を有するシリ
ンダ１と、この両側面に固定され、シリンダ１の
内部空間である羽根室２をその側面において密閉
する側板（第１図では図示せず）と、前記シリン
ダ１内に偏芯して配置されるロータ３と、このロ
ータ３の設けた溝４に摺動可能に係合されたベー
ン５より構成される。６は側板に形成された吸入
孔、７はシリンダ１に形成された吐出孔である。
ベーン５は、ロータ３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１の内
壁面を摺動しつつ、圧縮機のガスの漏洩防止を図
つている。 ロータリー式の圧縮機は、構成が複雑で、部品
点数の多いレシプロ式の圧縮機と比べ、小型シン
プルな構成が可能であり、近年、カークーラー用
の圧縮機に適用されるようになつた。しかし、こ
のロータリー式はレシプロ式と比べて次の様な問
題点あつた。 すなわち、カークーラーの場合、エンジンの駆
動力は、ベルトを介してクラツチのプーリーに伝
達され、圧縮機の回転軸を駆動する。したがつ
て、スライデイングベーン式の圧縮機を用いた場
合、その冷凍能力は車のエンジンの回転数に比例
してほぼ直線的に上昇していく。 一方、従来から用いられているレシプロ式のコ
ンプレツサを用いた場合は、吸入弁の追従性が高
速回転時においては悪くなり、圧縮ガスを十分に
シリンダ内に吸入出来ず、その結果、冷凍能力は
高速時においては飽和してしまう。つまり、レシ
プロ式では、高速走行時においては冷凍能力の抑
制作用が自動的に働くのに対してロータリー式で
はその作用がなく、圧縮仕事の増大によつて効率
を低下させ、あるいは過冷却（冷え過ぎ）の状態
になる。ロータリー圧縮機の前述した問題点を解
消させる方法として、ロータリー圧縮機の吸入孔
に通ずる流通路に流通路の開口面積が変化する制
御バルブを構成し、高速回転時に開口面積を絞る
ことにより、その吸入損失を利用して能力制御を
行う方法が従来から提案されている。但し、この
場合、上記制御バルブを別途付加せねばならず、
構成が複雑化し、コスト高となる問題点があつ
た。ロータリー圧縮機の高速時の能力過多を解消
する他の方法として、流体クラツチ、遊星歯車等
を用いて回転数を一定以上は増速させない構造が
従来から提案されている。 しかし、例えば、前者は相対移動面の摩擦発熱
によるエネルギーロスが大きく、後者は部品点数
の多い遊星歯車機構を付加することにより寸法形
状も大型となり、省エネルギー化の動向によつて
増々シンプル化、コンパクト化が要求されている
昨今において、実用化は難しい。 カークーラー用冷凍サイクルのロータリー化に
ともなう前述した問題を解消するために、本発明
者らは、ロータリー圧縮機を用いた場合の羽根室
圧力の過渡現象の詳細な検討結果により、ロータ
リー圧縮機の場合でも、その吸入孔面積、吐出
量、羽根枚数等のパラメータを適切に選択、組合
せることにより、何ら新しい要素部品を附加する
ことなく従来のレシプロ式同様に、高速回転時に
おける冷凍能力の自己抑制作用が効果的に働くこ
とを見い出しており、既に特願昭55−134048号
（特開昭57−70986号公報参照）で出願中である。 すなわち、上記出願の発明では、ロータとシリ
ンダ間が、他と比べて最も近接している部分をシ
リンダ・トツプ部とするベーン形圧縮機におい
て、ロータの回転中心を中心とし、前記シリンダ
トツプ部から前記ベーンのシリンダ側の端部まで
の角度をθラジアン、吸入行程終了時の前記角度
θラジアンの値をθsラジアン、吸入行程終了時の
前記角度θsラジアンのときの前記羽根室の容積を
Vpcc、エバポレータから前記羽根室に至る吸入流
通路の前記角度θラジアンの時の有効面積をａ
（θ）cm2、重み平均を ＝∫〓0 sθ2a（θ）dθ／∫〓0 sθ2dθ としたとき、パラメータθs／VOを、0.025＜θs
ａ／VO＜0.080の範囲となるようベーン形圧縮機
を構成したものであり、上記発明から見い出され
る条件下で圧縮機を構成すれば、低速時では吸入
圧力の損失を極力小さくすることが出来、高速時
でのみ、有効な圧力損失が発生するため、従来の
ロータリー圧縮機に何ら附加しないシンプルな構
成で、効果的な能力制御が実現出来るものであ
る。 しかしながら、上記発明においては、吸入有効
面積が吸入工程中において終了に近い部分で変化
するような構成となつていた。 その結果、自己抑制作用による能力制御が効果
的に行なえないという課題を有していた。 本発明は、上記課題を解決するため、シリンダ
の内壁あるいは側板に形成されたシリンダトツプ
部とは反対側の端部で吸入孔と連通する吸入溝を
吸入孔からシリンダトツプに至るまでの間に設け
たもので、これによつて吸入行程の終了に近い部
分での吸入有効面積の変化を防止することによつ
て２ベーン形圧縮機での高速回転時の上記発明に
おける能力制御作用をより効果的に行なえるよう
にしたものである。 以下、本発明の一実施例について第２図〜第４
図により説明する。 第２図は、本発明の一実施例を示す圧縮機の正
面断面図、第３図は側面図である。 １１はシリンダ、１４はベーン、１５はベーン
の摺動溝、１６はロータ、１７は吸入孔、１８は
シリンダ１１の内壁面に形成された吸入溝、１９
は吐出孔である。 第３図において、２０は側板であるフロントパ
ネル、２１はリアーパネル、２２は回転軸、２３
はリアーケース、２４は回転軸２２に固着する側
のクラツチのデイスク、２５はプーリーであり表
１に示す条件で構成されている。
ン形圧縮機に関するものである。 従来のスライデイングベーン式の圧縮機は、第
１図に示すように、内部に円筒空間を有するシリ
ンダ１と、この両側面に固定され、シリンダ１の
内部空間である羽根室２をその側面において密閉
する側板（第１図では図示せず）と、前記シリン
ダ１内に偏芯して配置されるロータ３と、このロ
ータ３の設けた溝４に摺動可能に係合されたベー
ン５より構成される。６は側板に形成された吸入
孔、７はシリンダ１に形成された吐出孔である。
ベーン５は、ロータ３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１の内
壁面を摺動しつつ、圧縮機のガスの漏洩防止を図
つている。 ロータリー式の圧縮機は、構成が複雑で、部品
点数の多いレシプロ式の圧縮機と比べ、小型シン
プルな構成が可能であり、近年、カークーラー用
の圧縮機に適用されるようになつた。しかし、こ
のロータリー式はレシプロ式と比べて次の様な問
題点あつた。 すなわち、カークーラーの場合、エンジンの駆
動力は、ベルトを介してクラツチのプーリーに伝
達され、圧縮機の回転軸を駆動する。したがつ
て、スライデイングベーン式の圧縮機を用いた場
合、その冷凍能力は車のエンジンの回転数に比例
してほぼ直線的に上昇していく。 一方、従来から用いられているレシプロ式のコ
ンプレツサを用いた場合は、吸入弁の追従性が高
速回転時においては悪くなり、圧縮ガスを十分に
シリンダ内に吸入出来ず、その結果、冷凍能力は
高速時においては飽和してしまう。つまり、レシ
プロ式では、高速走行時においては冷凍能力の抑
制作用が自動的に働くのに対してロータリー式で
はその作用がなく、圧縮仕事の増大によつて効率
を低下させ、あるいは過冷却（冷え過ぎ）の状態
になる。ロータリー圧縮機の前述した問題点を解
消させる方法として、ロータリー圧縮機の吸入孔
に通ずる流通路に流通路の開口面積が変化する制
御バルブを構成し、高速回転時に開口面積を絞る
ことにより、その吸入損失を利用して能力制御を
行う方法が従来から提案されている。但し、この
場合、上記制御バルブを別途付加せねばならず、
構成が複雑化し、コスト高となる問題点があつ
た。ロータリー圧縮機の高速時の能力過多を解消
する他の方法として、流体クラツチ、遊星歯車等
を用いて回転数を一定以上は増速させない構造が
従来から提案されている。 しかし、例えば、前者は相対移動面の摩擦発熱
によるエネルギーロスが大きく、後者は部品点数
の多い遊星歯車機構を付加することにより寸法形
状も大型となり、省エネルギー化の動向によつて
増々シンプル化、コンパクト化が要求されている
昨今において、実用化は難しい。 カークーラー用冷凍サイクルのロータリー化に
ともなう前述した問題を解消するために、本発明
者らは、ロータリー圧縮機を用いた場合の羽根室
圧力の過渡現象の詳細な検討結果により、ロータ
リー圧縮機の場合でも、その吸入孔面積、吐出
量、羽根枚数等のパラメータを適切に選択、組合
せることにより、何ら新しい要素部品を附加する
ことなく従来のレシプロ式同様に、高速回転時に
おける冷凍能力の自己抑制作用が効果的に働くこ
とを見い出しており、既に特願昭55−134048号
（特開昭57−70986号公報参照）で出願中である。 すなわち、上記出願の発明では、ロータとシリ
ンダ間が、他と比べて最も近接している部分をシ
リンダ・トツプ部とするベーン形圧縮機におい
て、ロータの回転中心を中心とし、前記シリンダ
トツプ部から前記ベーンのシリンダ側の端部まで
の角度をθラジアン、吸入行程終了時の前記角度
θラジアンの値をθsラジアン、吸入行程終了時の
前記角度θsラジアンのときの前記羽根室の容積を
Vpcc、エバポレータから前記羽根室に至る吸入流
通路の前記角度θラジアンの時の有効面積をａ
（θ）cm2、重み平均を ＝∫〓0 sθ2a（θ）dθ／∫〓0 sθ2dθ としたとき、パラメータθs／VOを、0.025＜θs
ａ／VO＜0.080の範囲となるようベーン形圧縮機
を構成したものであり、上記発明から見い出され
る条件下で圧縮機を構成すれば、低速時では吸入
圧力の損失を極力小さくすることが出来、高速時
でのみ、有効な圧力損失が発生するため、従来の
ロータリー圧縮機に何ら附加しないシンプルな構
成で、効果的な能力制御が実現出来るものであ
る。 しかしながら、上記発明においては、吸入有効
面積が吸入工程中において終了に近い部分で変化
するような構成となつていた。 その結果、自己抑制作用による能力制御が効果
的に行なえないという課題を有していた。 本発明は、上記課題を解決するため、シリンダ
の内壁あるいは側板に形成されたシリンダトツプ
部とは反対側の端部で吸入孔と連通する吸入溝を
吸入孔からシリンダトツプに至るまでの間に設け
たもので、これによつて吸入行程の終了に近い部
分での吸入有効面積の変化を防止することによつ
て２ベーン形圧縮機での高速回転時の上記発明に
おける能力制御作用をより効果的に行なえるよう
にしたものである。 以下、本発明の一実施例について第２図〜第４
図により説明する。 第２図は、本発明の一実施例を示す圧縮機の正
面断面図、第３図は側面図である。 １１はシリンダ、１４はベーン、１５はベーン
の摺動溝、１６はロータ、１７は吸入孔、１８は
シリンダ１１の内壁面に形成された吸入溝、１９
は吐出孔である。 第３図において、２０は側板であるフロントパ
ネル、２１はリアーパネル、２２は回転軸、２３
はリアーケース、２４は回転軸２２に固着する側
のクラツチのデイスク、２５はプーリーであり表
１に示す条件で構成されている。
【表】
表１におけるベーン先端の吸込終了回転角度：
θsを下記の様に定義する。 すなわち、第４図において、２６ａは羽根室
Ａ、２６ｂは羽根室Ｂ、２７はシリンダ１１のト
ツプ部、２８ａはベーンＡ、２８ｂはベーンＢで
ある。 ロータ１６の回転中心を中心とし、シリンダの
トツプ部２７に、ベーン先端が通過する位置をθ
＝Ｏとし、前記θ＝Ｏを原点として、ベーン先端
の任意の位置における角度をθとする。羽根室Ａ
２６ａに着目すれば、第４図イはベーン２８ａが
トツプ部２７を通過した直後であり、吸入行程が
開始された直後の状態を示している。羽根室Ａ２
６ａには吸入溝１８を通つてまた、羽根室Ｂ２６
ｂには吸入孔１７から直接に冷媒が矢印のごとく
供給される。 第４図ロは、羽根室２６ａの吸入行程が終了す
る直後の位置を示し、ベーンＢ２８ｂの先端部は
吸入孔１７の位置にある。この時点で、ベーンＡ
２８ａとベーンＢ２８ｂで仕切られる羽根室Ａ２
６ａの容積は最大となる。 上記パラメータで構成された本圧縮機の回転数
に対する冷凍能力の測定結果を第５図に示す。 但ち、上記測定結果は、２次冷媒式カロリーメ
ータを用い、表２に示す条件下におけるものであ
る。
θsを下記の様に定義する。 すなわち、第４図において、２６ａは羽根室
Ａ、２６ｂは羽根室Ｂ、２７はシリンダ１１のト
ツプ部、２８ａはベーンＡ、２８ｂはベーンＢで
ある。 ロータ１６の回転中心を中心とし、シリンダの
トツプ部２７に、ベーン先端が通過する位置をθ
＝Ｏとし、前記θ＝Ｏを原点として、ベーン先端
の任意の位置における角度をθとする。羽根室Ａ
２６ａに着目すれば、第４図イはベーン２８ａが
トツプ部２７を通過した直後であり、吸入行程が
開始された直後の状態を示している。羽根室Ａ２
６ａには吸入溝１８を通つてまた、羽根室Ｂ２６
ｂには吸入孔１７から直接に冷媒が矢印のごとく
供給される。 第４図ロは、羽根室２６ａの吸入行程が終了す
る直後の位置を示し、ベーンＢ２８ｂの先端部は
吸入孔１７の位置にある。この時点で、ベーンＡ
２８ａとベーンＢ２８ｂで仕切られる羽根室Ａ２
６ａの容積は最大となる。 上記パラメータで構成された本圧縮機の回転数
に対する冷凍能力の測定結果を第５図に示す。 但ち、上記測定結果は、２次冷媒式カロリーメ
ータを用い、表２に示す条件下におけるものであ
る。
【表】
特性曲線：イは冷凍能力の損失がない場合の理
論吐出量から決まる冷凍能力を示す。ロは従来の
ロータリー圧縮機の冷凍能力の特性の一例、ハは
従来のレシプロ式圧縮機の一例、ニは本発明から
なる圧縮機の一実施例である。 第６図は本圧縮機の体積効率：ηVの測定データ
である。 第６図から、ω＝1400rpm以下で体積効率の低
下がみられるが、これは摺動部の冷媒の漏れに起
因するものである。 上記実施例においては、第５図、第６図に示す
ように上記圧縮損となる様な無駄な機械仕事を行
なわないで能力制御を行うことが出来、省エネ、
高効率の冷凍サイクルを実現することが出来る。
これは、羽根室圧力の過渡現象を、圧縮器の各パ
ラメータの適切な組み合わせによつて、効果的に
利用した結果得られたものである。 ここで、冷媒圧力の過渡現象を詳細に把握する
ため行つた特性解析について述べる。 羽根室圧力の過渡特性は、次の様なエネルギー
方程式によつて記述出来る。 Cp／ＡGTA−PadVa／dt＋dQ／dt＝ｄ／dt （CV／ＡγaVaTa） １式 上記１式において、Ｇ：冷媒の重量流量、
Va：羽根室容積、Ａ：仕事の熱当量、Cp：定圧
比熱、TA：供給側冷媒温度、ｋ：比熱比、Ｒ：
気体定数、Cv：定積比熱、Pa：羽根室圧力、
Ｑ：熱量、γa：羽根室冷媒の比重量、Ta：羽根
室冷媒の温度である。また、以下２式〜４式にお
いて、ａ：吸入孔有効面積、ｇ：重力加速度、
γA：供給側冷媒の比重量、Ps：供給側冷媒圧力
である。 １式において、左辺第一項は吸入孔を通過して
単位時間に羽根室にもちこまれる冷媒の熱エネル
ギー、第二項は冷媒圧力が単位時間に外部に対し
てなす仕事、第三項は外壁を通して外部から単位
時間に流入する熱エネルギーを示し、右辺は系の
内部エネルギーの単位時間の増加を示す。冷媒が
理想気体の法側に従うものとし、また圧縮機の吸
入行程は急速であるために、断熱変化とすれば、
dQ／dt＝Ｏである。また冷媒は理想気体とすれば、 γa＝Pa／RTaであり１式から次式が得られる。 Ｇ＝dVa／dt（Ａ／CpTA＋１／kRTA）Pa ＋Va／kRTA dPa／dt ２式 また、１／Ｒ＝Ａ／Cp＋１／kRの熱力学の関係式を用
い れば Ｇ＝１／RTA・dVa／dt・Pa＋Va／kRTA dPa／dt ３式 吸入孔を通過する冷媒の重量流量はノズルの理
論が適用出来 したがつて、３式、４式を連立させて解くこと
により、羽根室圧力：Paの過渡特性が得られる。
但し、上記羽根室の容積：Va（θ）は、ｍ＝
Ra／Rcとして Ｖ（θ）＝bRc2／２｛（１−m2）θ＋（１−ｍ）
2／２sin2θ−（１−ｍ）sinθ ×√１−（１−）2 2−-1〔（
１−）〕｝＋ΔV（θ） Ｏ＜θ＜πのとき、Va（θ）＝Ｖ（θ） π＜θ＜θsのとき、 Va（θ）＝Ｖ（θ）−Ｖ（π−θ） ５式 上記：ΔV（θ）は、ベーンがロータ中心に対
して偏芯されて配置されていることによる補正項
であるが、通常１〜２％のオーダーである。ΔV
（θ）＝Ｏの場合を第７図に示す。 第８図は、３式〜５式及び表１，表２の条件を
用いて、ｔ＝Ｏ，Pa＝Psの初期条件のもとに、
回転数をパラメータとして、羽根室圧力の過渡特
性を求めたものである。また、カークーラー用冷
凍サイクルの冷媒は通常R12を用いるため、ｋ＝
1.13，Ｒ＝668Kg・cm／〓Kg，γA＝16.8×10-6Kg／
cm3，TA＝283〓として解析を行つた。 第８図において、低速回転時（ω＝1000rpm）
では、吸入行程の終了する手前θ＝260゜附近で、
既に羽根室圧力：Paは、供給圧：Ps＝3.18Kg／
cm2adsに到達しており、吸入行程終了時における
羽根室圧力の損失は生じない。回転数が高くなる
と、羽根室の容積変化に冷媒の供給が追いつか
ず、吸入行程終了時（θ＝270゜）における圧力損
失は増大していく。例えば、ω＝4000rpmでは、
供給圧：Psに対する圧力損失：ΔP＝1.37Kg／cm2
であり、吸込冷媒総重量の低下をもたらすため、
大幅に冷凍能力が低下することになる。 さて、羽根室の容積Vaを求める５式を用いる
代りに、次の様な近似関数を用いて、３式、４式
を整理し、各パラメータと能力制御効果の相函を
把握する方法を提案する。 Vpを冷媒の最大吸込容積、かつ、＝Ωｔ＝
（πω／θs）ｔとして、角度θをに変換する。こ
のとき、はＯからπまで変化し、ｔ＝ＯでVa
（Ｏ）＝Ｏ，Va′（Ｏ）＝Ｏ、かつ吸入行程が終了す
るｔ＝θs／ωで、Va（π）＝Vp，Va′（π）＝Ｏなる
近似関数として例えば６式を選ぶ。 Va（）≒Vp／２（１−cos） ６式 上記６式において、はＯからπまで変化し、
ｔ＝ＯでVa（Ｏ）＝０，Va′（Ｏ）＝０、かつ、吸
入行程が終了するｔ＝θs／ωで、Va（π）＝VO，
Va′（π）＝０となる。 また、η＝Pa／Psとおけば、３式は次式のよ
うになる。 Ｇ＝ΩVO／２ Ps／RTA｛sin・η＋１／ｋ （１−cos）dη／d｝ ７式 ４式は、 したがつて、上記７式、８式から K1f(η)＝sin・η＋１／ｋ(1-cos)dη／d ９式 K1は以下に示す様な無次元量となり K1＝2aθs／VOπω・√2A 10式 スライデイングベーン式の圧縮機の場合、Vth
を理論吐出量、ｎを羽根枚数とすれば、通常、
Vth＝ｎ×VOであり、10式は次の様になる。 K1＝2aθso／Vthπω√2A 11式 上記９式において、比熱比：ｋは冷媒の種類の
みで決まる定数であり、したがつて、K1の一定
の条件下では、９式の解、η＝η（）は、常に
一義的に決定されることになる。 つまり、H1が等しく構成される圧縮機におい
ては吸入行程終了時における羽根室圧力の損失は
等しく、損失がない場合得られる冷凍能力：
Qkcalに対して、同一の割合で能力制御が働くこ
とになる。 さて、吸入行程終了時における羽根室圧力を
Pa＝Pasとしたとき、圧力降下率：ηpを次の様に
定義する。 ηp＝（１−Pas／Ps）×100 12式 第９図は、再度、K2＝aθs／VOなるパラメータを 定義し、ΔT＝10degをスーパーヒートとして、
TA＝283〓の条件下で圧力降下率：ηpを求めたも
のである。 第９図から分かる様に、圧縮機のパラメータを
適切に設定することにより、低速回転時において
は圧力損子が極力小さく、高速時のみ圧力損失を
有効に発生させることが出来る。そのときの回転
数に対する圧力損失の特性は、低速時において、
不感帯とも言うべき領域を有し、この不感帯の存
在が本発明によるロータリー圧縮機において、能
力制御をより効果的にする最も重要なポイントで
ある。 さて、表１の実施例から、上記パラメータ：
K2を求めると、K2＝0.450×4.71／43＝0.0493とな る。 第９図から、上記K2の値における、例えばω
＝3000rpmでの圧力降下率を求めると、ηp＝15％
である。圧力の降下率は冷凍能力の降下率に概略
等しいと考えてよく、第６図の実験結果では、冷
凍能力の降下率は、16.0％であり、よい近似を示
すことが分かる。 さて、圧縮機の実車走行テストの結果、カーク
ーラー用冷凍サイクルにとつて、実用上不十分な
性能が得られる能力制御の効果は、例えば、次の
様であつた。 (i) ω＝1800rpmにおいて、冷凍能力の降下率
（圧力損失）は５％以下のこと。 (ii) ω＝3600rpmにおいて、冷凍能力の降下率は
10％以上のこと。 上記(i)，(ii)を満足するK2の範囲は、 0.040＜K2＜0.075 13式 したがつて、上記13式を満足する様に圧縮器の
パラメータａ，θs，ｎ，Vthを構成すれば、上記
(i)，(ii)の性能を有する能力制御付圧縮器が実現出
来る。但し、13式は、冷媒温度：TA＝283〓の条
件下による場合得られるK2の値であり、上記TA
の設定いかんで、13式の範囲は若干異なつてく
る。 カークーラー用冷凍サイクルに、フロンR12を
用いた場合、冷媒の蒸発温度：TAは、以下述べ
る様な点を考慮して設定される。 エバポレータの熱交換量は、外部空気と循環冷
媒の温度差が大きい程大きいため、冷媒温度：
TAは低い程よい。但し、冷媒温度が空気中の水
分の氷結点以下になると、配管に空気中の水分が
氷結し、熱交換率を著しく低下させる。そのた
め、冷媒が通常、上記氷結点以上の温度になる様
に冷凍サイクルを構成するのが好ましく、流動す
る空気の場合、TA＝−５℃近傍がベストであり、
実用上許容出来るところで、TA＝−10℃程度が
限界である。冷媒の蒸発温度は熱交換条件の悪い
低速走行やアイドリング時に高くなる。熱交換量
はブロアの風量を増すか、エバポレータの表面積
を増せば増加するが、車輌に組み込む際の実用上
の制約から限界がある。そのため、冷媒温度の上
限値はTA＝10℃程度が実用上の限界であり、TA
＝５℃程度に抑えられるならば、より好ましい。
したがつて、実用上支障のない範囲で冷凍サイク
ルを構成するためには、 −10℃＜TA＜10℃ 14式 参考に、このときの冷媒供給圧力：Psは 2.26Kg／cm2abs＜Ps＜4.26Kg／cm2abs 15式 さらに、14式のTAにスーパーヒート ：ΔT＝10degを見込むと、 ０℃＜TA＜20℃ 16式 したがつて、16式から、例えば13式で決めた
K2の範囲が補正出来、K2の上限値は1.8％大き目
に下限値は1.7％小さ目になる様に補正するだけ
でよい。 さて、本発明における吸入有効面積とは、下記
の様なものである。 エバポレータ出口から、圧縮機の羽根室に至る
までの流体径路の中で、その断面積が最小となる
個所があれば、その断面積に縮流係数：Ｃ＝0.7
〜0.9を乗じた値から、吸入有効面積：ａの概略
値が把握出来る。但し、厳密にはJISB8320等で
用いられる方法に準じて下記の様な実験から得ら
れる値を吸入有効面積：ａと定義する。 第１０図は、その実験方法の一例を示すもの
で、１００は圧縮機、１０１は車輌に実装する際
にエバポレータから圧縮機の吸入孔に連結するパ
イプ、１０２は高圧空気供給用パイプ、１０３は
上記両パイプ１０１，１０２を連結するためのハ
ウジング、１０４は熱伝対、１０５は流量計、１
０６は圧力計、１０７は圧力調整弁、１０８は高
圧のエアー源である。 第１０図の一点鎖線：Ｎで包まれる部分が、本
発明の対象となる圧縮機に相当するものである。
但し、上記実験装置において、エバポレータ内部
に流体抵抗として無視出来ない絞り部分があれ
ば、それに相当する絞りを、上記パイプ１０１に
附加する必要がある。 さて、例えば、第２図で示す様な構造の圧縮機
の吸入有効面積：ａを測定する場合は、クラツチ
のデイスク及びプーリー２４，２５をとりはず
し、フロントパネル２０をシリンダ１１からとり
はずした状態で、実験を行なえばよい。 高圧空気源の圧力をP1Kg／cm2abs、大気圧をP2
＝1.03Kg／cm2abs、空気の比熱比：k1＝1.4、比重
量：γ1、重力加速度：ｇ＝980cm／sec2として上
記条件下で得られる重量流量をG1とすれば下記
の様に吸入有効面積：ａが得られる。 但し、0.528＜P2／P1＜0.9の範囲になる様に高
圧：P1を設定する。 さて、パラメータ：K2が各種異なる圧縮器を
搭載した実車走行テストの結果は、次の様であつ
た。
論吐出量から決まる冷凍能力を示す。ロは従来の
ロータリー圧縮機の冷凍能力の特性の一例、ハは
従来のレシプロ式圧縮機の一例、ニは本発明から
なる圧縮機の一実施例である。 第６図は本圧縮機の体積効率：ηVの測定データ
である。 第６図から、ω＝1400rpm以下で体積効率の低
下がみられるが、これは摺動部の冷媒の漏れに起
因するものである。 上記実施例においては、第５図、第６図に示す
ように上記圧縮損となる様な無駄な機械仕事を行
なわないで能力制御を行うことが出来、省エネ、
高効率の冷凍サイクルを実現することが出来る。
これは、羽根室圧力の過渡現象を、圧縮器の各パ
ラメータの適切な組み合わせによつて、効果的に
利用した結果得られたものである。 ここで、冷媒圧力の過渡現象を詳細に把握する
ため行つた特性解析について述べる。 羽根室圧力の過渡特性は、次の様なエネルギー
方程式によつて記述出来る。 Cp／ＡGTA−PadVa／dt＋dQ／dt＝ｄ／dt （CV／ＡγaVaTa） １式 上記１式において、Ｇ：冷媒の重量流量、
Va：羽根室容積、Ａ：仕事の熱当量、Cp：定圧
比熱、TA：供給側冷媒温度、ｋ：比熱比、Ｒ：
気体定数、Cv：定積比熱、Pa：羽根室圧力、
Ｑ：熱量、γa：羽根室冷媒の比重量、Ta：羽根
室冷媒の温度である。また、以下２式〜４式にお
いて、ａ：吸入孔有効面積、ｇ：重力加速度、
γA：供給側冷媒の比重量、Ps：供給側冷媒圧力
である。 １式において、左辺第一項は吸入孔を通過して
単位時間に羽根室にもちこまれる冷媒の熱エネル
ギー、第二項は冷媒圧力が単位時間に外部に対し
てなす仕事、第三項は外壁を通して外部から単位
時間に流入する熱エネルギーを示し、右辺は系の
内部エネルギーの単位時間の増加を示す。冷媒が
理想気体の法側に従うものとし、また圧縮機の吸
入行程は急速であるために、断熱変化とすれば、
dQ／dt＝Ｏである。また冷媒は理想気体とすれば、 γa＝Pa／RTaであり１式から次式が得られる。 Ｇ＝dVa／dt（Ａ／CpTA＋１／kRTA）Pa ＋Va／kRTA dPa／dt ２式 また、１／Ｒ＝Ａ／Cp＋１／kRの熱力学の関係式を用
い れば Ｇ＝１／RTA・dVa／dt・Pa＋Va／kRTA dPa／dt ３式 吸入孔を通過する冷媒の重量流量はノズルの理
論が適用出来 したがつて、３式、４式を連立させて解くこと
により、羽根室圧力：Paの過渡特性が得られる。
但し、上記羽根室の容積：Va（θ）は、ｍ＝
Ra／Rcとして Ｖ（θ）＝bRc2／２｛（１−m2）θ＋（１−ｍ）
2／２sin2θ−（１−ｍ）sinθ ×√１−（１−）2 2−-1〔（
１−）〕｝＋ΔV（θ） Ｏ＜θ＜πのとき、Va（θ）＝Ｖ（θ） π＜θ＜θsのとき、 Va（θ）＝Ｖ（θ）−Ｖ（π−θ） ５式 上記：ΔV（θ）は、ベーンがロータ中心に対
して偏芯されて配置されていることによる補正項
であるが、通常１〜２％のオーダーである。ΔV
（θ）＝Ｏの場合を第７図に示す。 第８図は、３式〜５式及び表１，表２の条件を
用いて、ｔ＝Ｏ，Pa＝Psの初期条件のもとに、
回転数をパラメータとして、羽根室圧力の過渡特
性を求めたものである。また、カークーラー用冷
凍サイクルの冷媒は通常R12を用いるため、ｋ＝
1.13，Ｒ＝668Kg・cm／〓Kg，γA＝16.8×10-6Kg／
cm3，TA＝283〓として解析を行つた。 第８図において、低速回転時（ω＝1000rpm）
では、吸入行程の終了する手前θ＝260゜附近で、
既に羽根室圧力：Paは、供給圧：Ps＝3.18Kg／
cm2adsに到達しており、吸入行程終了時における
羽根室圧力の損失は生じない。回転数が高くなる
と、羽根室の容積変化に冷媒の供給が追いつか
ず、吸入行程終了時（θ＝270゜）における圧力損
失は増大していく。例えば、ω＝4000rpmでは、
供給圧：Psに対する圧力損失：ΔP＝1.37Kg／cm2
であり、吸込冷媒総重量の低下をもたらすため、
大幅に冷凍能力が低下することになる。 さて、羽根室の容積Vaを求める５式を用いる
代りに、次の様な近似関数を用いて、３式、４式
を整理し、各パラメータと能力制御効果の相函を
把握する方法を提案する。 Vpを冷媒の最大吸込容積、かつ、＝Ωｔ＝
（πω／θs）ｔとして、角度θをに変換する。こ
のとき、はＯからπまで変化し、ｔ＝ＯでVa
（Ｏ）＝Ｏ，Va′（Ｏ）＝Ｏ、かつ吸入行程が終了す
るｔ＝θs／ωで、Va（π）＝Vp，Va′（π）＝Ｏなる
近似関数として例えば６式を選ぶ。 Va（）≒Vp／２（１−cos） ６式 上記６式において、はＯからπまで変化し、
ｔ＝ＯでVa（Ｏ）＝０，Va′（Ｏ）＝０、かつ、吸
入行程が終了するｔ＝θs／ωで、Va（π）＝VO，
Va′（π）＝０となる。 また、η＝Pa／Psとおけば、３式は次式のよ
うになる。 Ｇ＝ΩVO／２ Ps／RTA｛sin・η＋１／ｋ （１−cos）dη／d｝ ７式 ４式は、 したがつて、上記７式、８式から K1f(η)＝sin・η＋１／ｋ(1-cos)dη／d ９式 K1は以下に示す様な無次元量となり K1＝2aθs／VOπω・√2A 10式 スライデイングベーン式の圧縮機の場合、Vth
を理論吐出量、ｎを羽根枚数とすれば、通常、
Vth＝ｎ×VOであり、10式は次の様になる。 K1＝2aθso／Vthπω√2A 11式 上記９式において、比熱比：ｋは冷媒の種類の
みで決まる定数であり、したがつて、K1の一定
の条件下では、９式の解、η＝η（）は、常に
一義的に決定されることになる。 つまり、H1が等しく構成される圧縮機におい
ては吸入行程終了時における羽根室圧力の損失は
等しく、損失がない場合得られる冷凍能力：
Qkcalに対して、同一の割合で能力制御が働くこ
とになる。 さて、吸入行程終了時における羽根室圧力を
Pa＝Pasとしたとき、圧力降下率：ηpを次の様に
定義する。 ηp＝（１−Pas／Ps）×100 12式 第９図は、再度、K2＝aθs／VOなるパラメータを 定義し、ΔT＝10degをスーパーヒートとして、
TA＝283〓の条件下で圧力降下率：ηpを求めたも
のである。 第９図から分かる様に、圧縮機のパラメータを
適切に設定することにより、低速回転時において
は圧力損子が極力小さく、高速時のみ圧力損失を
有効に発生させることが出来る。そのときの回転
数に対する圧力損失の特性は、低速時において、
不感帯とも言うべき領域を有し、この不感帯の存
在が本発明によるロータリー圧縮機において、能
力制御をより効果的にする最も重要なポイントで
ある。 さて、表１の実施例から、上記パラメータ：
K2を求めると、K2＝0.450×4.71／43＝0.0493とな る。 第９図から、上記K2の値における、例えばω
＝3000rpmでの圧力降下率を求めると、ηp＝15％
である。圧力の降下率は冷凍能力の降下率に概略
等しいと考えてよく、第６図の実験結果では、冷
凍能力の降下率は、16.0％であり、よい近似を示
すことが分かる。 さて、圧縮機の実車走行テストの結果、カーク
ーラー用冷凍サイクルにとつて、実用上不十分な
性能が得られる能力制御の効果は、例えば、次の
様であつた。 (i) ω＝1800rpmにおいて、冷凍能力の降下率
（圧力損失）は５％以下のこと。 (ii) ω＝3600rpmにおいて、冷凍能力の降下率は
10％以上のこと。 上記(i)，(ii)を満足するK2の範囲は、 0.040＜K2＜0.075 13式 したがつて、上記13式を満足する様に圧縮器の
パラメータａ，θs，ｎ，Vthを構成すれば、上記
(i)，(ii)の性能を有する能力制御付圧縮器が実現出
来る。但し、13式は、冷媒温度：TA＝283〓の条
件下による場合得られるK2の値であり、上記TA
の設定いかんで、13式の範囲は若干異なつてく
る。 カークーラー用冷凍サイクルに、フロンR12を
用いた場合、冷媒の蒸発温度：TAは、以下述べ
る様な点を考慮して設定される。 エバポレータの熱交換量は、外部空気と循環冷
媒の温度差が大きい程大きいため、冷媒温度：
TAは低い程よい。但し、冷媒温度が空気中の水
分の氷結点以下になると、配管に空気中の水分が
氷結し、熱交換率を著しく低下させる。そのた
め、冷媒が通常、上記氷結点以上の温度になる様
に冷凍サイクルを構成するのが好ましく、流動す
る空気の場合、TA＝−５℃近傍がベストであり、
実用上許容出来るところで、TA＝−10℃程度が
限界である。冷媒の蒸発温度は熱交換条件の悪い
低速走行やアイドリング時に高くなる。熱交換量
はブロアの風量を増すか、エバポレータの表面積
を増せば増加するが、車輌に組み込む際の実用上
の制約から限界がある。そのため、冷媒温度の上
限値はTA＝10℃程度が実用上の限界であり、TA
＝５℃程度に抑えられるならば、より好ましい。
したがつて、実用上支障のない範囲で冷凍サイク
ルを構成するためには、 −10℃＜TA＜10℃ 14式 参考に、このときの冷媒供給圧力：Psは 2.26Kg／cm2abs＜Ps＜4.26Kg／cm2abs 15式 さらに、14式のTAにスーパーヒート ：ΔT＝10degを見込むと、 ０℃＜TA＜20℃ 16式 したがつて、16式から、例えば13式で決めた
K2の範囲が補正出来、K2の上限値は1.8％大き目
に下限値は1.7％小さ目になる様に補正するだけ
でよい。 さて、本発明における吸入有効面積とは、下記
の様なものである。 エバポレータ出口から、圧縮機の羽根室に至る
までの流体径路の中で、その断面積が最小となる
個所があれば、その断面積に縮流係数：Ｃ＝0.7
〜0.9を乗じた値から、吸入有効面積：ａの概略
値が把握出来る。但し、厳密にはJISB8320等で
用いられる方法に準じて下記の様な実験から得ら
れる値を吸入有効面積：ａと定義する。 第１０図は、その実験方法の一例を示すもの
で、１００は圧縮機、１０１は車輌に実装する際
にエバポレータから圧縮機の吸入孔に連結するパ
イプ、１０２は高圧空気供給用パイプ、１０３は
上記両パイプ１０１，１０２を連結するためのハ
ウジング、１０４は熱伝対、１０５は流量計、１
０６は圧力計、１０７は圧力調整弁、１０８は高
圧のエアー源である。 第１０図の一点鎖線：Ｎで包まれる部分が、本
発明の対象となる圧縮機に相当するものである。
但し、上記実験装置において、エバポレータ内部
に流体抵抗として無視出来ない絞り部分があれ
ば、それに相当する絞りを、上記パイプ１０１に
附加する必要がある。 さて、例えば、第２図で示す様な構造の圧縮機
の吸入有効面積：ａを測定する場合は、クラツチ
のデイスク及びプーリー２４，２５をとりはず
し、フロントパネル２０をシリンダ１１からとり
はずした状態で、実験を行なえばよい。 高圧空気源の圧力をP1Kg／cm2abs、大気圧をP2
＝1.03Kg／cm2abs、空気の比熱比：k1＝1.4、比重
量：γ1、重力加速度：ｇ＝980cm／sec2として上
記条件下で得られる重量流量をG1とすれば下記
の様に吸入有効面積：ａが得られる。 但し、0.528＜P2／P1＜0.9の範囲になる様に高
圧：P1を設定する。 さて、パラメータ：K2が各種異なる圧縮器を
搭載した実車走行テストの結果は、次の様であつ
た。
【表】
【表】
【表】
第５図の実験データは、吸入圧：Ps、吐出
圧：Pdが一定の条件の場合であるが、実車走行
の場合は、高速回転時において、吸入圧は減少
し、吐出温度が上昇する。 その結果、能力制御がない場合は、圧縮比の増
大によつて、圧縮仕事（トルク）が増大するだけ
ではなく、吐出温度が高いため、コンデンサに過
負荷をきたし、最悪はクーラーの破損に至る。コ
ンデンサが大きい程、過負荷に対する余裕が増す
ため、必然的に大きなコンデンサが搭載出来る大
型車程、圧縮機の過大な冷凍能力に対する余裕度
は大きいと言える。 表３の結果から、排気量の違いによる車種の選
択も見込んで、本発明が実用上、効果的に適用出
来る範囲は、0.025＜K2＜0.080であつた。 さて、本発明の実施例である第４図イ，ロで示
す圧縮機では、羽根室へ連絡する吸入有効面積が
吸入行程直前まで一定となる様に、吸入孔１７の
位置を設置している。その結果、(i)能力制御特性
の向上、(ii)吸入溝加工の簡易化ないしは省略によ
る低コスト化、を計ることが出来たが、以下その
理由を説明する。 例えば、第１図の様に、側板（リアプレート）
に吸入孔６を有する圧縮機の場合は、ベーン５が
前記吸入孔６上を通過する吸入行程の最終段階に
おいて、羽根室へ通ずる有効面積は先細りの傾向
となる。 あるいは、比較例として第１１図に示す様に、
シリンダ内面に吸入溝５６及び吸入孔５４を有
し、かつ、吸入溝５６の幅：ｅと深さ：ｆと溝個
数で決まる有効面積：S1が前記吸入孔５４よりも
小さ目に形成されているときは、吸入行程後半に
おいて、吸入流通路の有効面積は絞られることに
なる（記号ｅ，ｆは第１２図参照）。 第１１図において、５０はロータ、５１はシリ
ンダ、５２はベーン、５３は羽根室、５４は吸入
孔、５５は吐出孔、５６は吸入溝である。 吸入溝５６が曲面を有するのは、ツールの外径
分を見込んでいるからである。例えば、せん盤加
工で上記吸入溝５６を加工する場合には、エンド
ミルの径が大きい程、量産加工上有利であるが、
ベーン走行角度：θに対する有効面積：ａ（θ）
は、吸入行程終了手前で、第１３図イのごとく、
なだらかに減少する。 第１３図は、吸入有効面積が吸入行程中変化す
る圧縮機において、ベーン走行角度：θに対する
流通路有効面積：ａ（θ）を、次の３ケース（表
４）について示すものである。
圧：Pdが一定の条件の場合であるが、実車走行
の場合は、高速回転時において、吸入圧は減少
し、吐出温度が上昇する。 その結果、能力制御がない場合は、圧縮比の増
大によつて、圧縮仕事（トルク）が増大するだけ
ではなく、吐出温度が高いため、コンデンサに過
負荷をきたし、最悪はクーラーの破損に至る。コ
ンデンサが大きい程、過負荷に対する余裕が増す
ため、必然的に大きなコンデンサが搭載出来る大
型車程、圧縮機の過大な冷凍能力に対する余裕度
は大きいと言える。 表３の結果から、排気量の違いによる車種の選
択も見込んで、本発明が実用上、効果的に適用出
来る範囲は、0.025＜K2＜0.080であつた。 さて、本発明の実施例である第４図イ，ロで示
す圧縮機では、羽根室へ連絡する吸入有効面積が
吸入行程直前まで一定となる様に、吸入孔１７の
位置を設置している。その結果、(i)能力制御特性
の向上、(ii)吸入溝加工の簡易化ないしは省略によ
る低コスト化、を計ることが出来たが、以下その
理由を説明する。 例えば、第１図の様に、側板（リアプレート）
に吸入孔６を有する圧縮機の場合は、ベーン５が
前記吸入孔６上を通過する吸入行程の最終段階に
おいて、羽根室へ通ずる有効面積は先細りの傾向
となる。 あるいは、比較例として第１１図に示す様に、
シリンダ内面に吸入溝５６及び吸入孔５４を有
し、かつ、吸入溝５６の幅：ｅと深さ：ｆと溝個
数で決まる有効面積：S1が前記吸入孔５４よりも
小さ目に形成されているときは、吸入行程後半に
おいて、吸入流通路の有効面積は絞られることに
なる（記号ｅ，ｆは第１２図参照）。 第１１図において、５０はロータ、５１はシリ
ンダ、５２はベーン、５３は羽根室、５４は吸入
孔、５５は吐出孔、５６は吸入溝である。 吸入溝５６が曲面を有するのは、ツールの外径
分を見込んでいるからである。例えば、せん盤加
工で上記吸入溝５６を加工する場合には、エンド
ミルの径が大きい程、量産加工上有利であるが、
ベーン走行角度：θに対する有効面積：ａ（θ）
は、吸入行程終了手前で、第１３図イのごとく、
なだらかに減少する。 第１３図は、吸入有効面積が吸入行程中変化す
る圧縮機において、ベーン走行角度：θに対する
流通路有効面積：ａ（θ）を、次の３ケース（表
４）について示すものである。
【表】
第１４図は、回転数に対する圧力降下率を示す
もので 〔〕 吸入有効面積が吸入行程中変化しない場
合。本発明の実施例（第２図）の場合に相当す
る。 〔〕 吸入有効面積が吸入行程中、先細りとな
る様に変化する場合。 例えば、第１図、第１１図の様な圧縮機の場
合に相当する。 の２ケースについて特性を比較したものであ
る。 上記の場合（上記イ，ロ，ハ）、上記の場
合と比較して、回転数に対する圧力降下率の勾配
は小さくなる。すなわち、低速回転時において大
きな圧力損失があるにもかかわらず、高速回転時
の圧力損失の増加は少ない。 この結果から、パラメータ：K2が適切に設定
される範囲では、吸入有効面積が吸入行程中先細
りとなる様な変化をする場合よりも、本発明のよ
うに吸入有効面積が一定の方が理想的な能力制御
特性を得るために好ましい事が分かる。 圧縮機の能力制御特性を決める吸入有効面積
は、吸入行程中変化しない吸入孔１７の面積、も
しくは、エバポレータと吸入孔１７を結ぶ流通路
の面積によつて決定される。吸入行程開始直後で
は、第４図イで示すごとく、羽根室A26aには、
吸入溝１８を通つて冷媒が供給される。 しかし、吸入溝１８が冷媒供給の連絡路となる
ベーンの走行区間は、羽根室Ａ２６ａに着目した
場合、ベーンＡ２８ａが吸入孔１７に到達するま
での間（Ｏ＜θ＜90゜）である。後述する様に、
吸入行程前半における吸入流通路の大小は、羽根
室の最終到達圧力にほとんど影響を与えない。そ
れゆえ、吸入溝１８加工の精度は能力制御特性に
ほとんど影響を与えず、十分にラフでよい。例え
ば、シリンダ１１の量産製作の際は、シリンダの
鋳型を製作する際に、既に吸入溝１８形成してお
き、加工が簡易な吸入孔１７のみを精度よう仕上
げればよい。 また、上記区間（Ｏ＜θ＜90゜）では、羽根室
Ａ２６ａの体積：Vaは十分小さく、それゆえ吸
入溝１８の深さは十分浅くてよい。 以下、吸入流通路が吸入行程の前半の一区間に
おいて第１５図のごとく閉じられる場合、すなわ
ち羽根室への冷媒の供給が遮断された場合に冷媒
の最終到達圧力に与える影響の大きさについて考
察する。そのため、10式における有効面積：ａ
（θ）以外のパラメータを、表１、表２の条件に
設定し、かつ、回転数：ω＝3600rpmとして、以
下述べる様な数値実験を行つた。 第１６図は、第１５図の吸入流通路が遮蔽され
る区間（ａ（θ）＝Ｏの区間）をθ1としたとき、
θ1／θsに対する圧力降下率ηpを求めたものであ
る。 Ｏ＜θ1／θs＜0.5では、吸入流通路の有無は最終
到達圧力にほとんど影響を与えない。つまり、吸
入行程終了時における圧力降下率：ηpは、前半に
おける吸入流通路の開閉状態、あるいは大小に関
係なく、後半の吸入孔面積：ａ（θ）＝0.78cm2のみ
で決定されることが分かる。 第１７図は上記結果の具体例である過渡特性を
比較したもので、吸入流通路面積が全行程中一定
の場合（図中イ）と、Ｏ＜θ／θs＜0.37の区間閉
じられている場合を示す。図中ロの場合、羽根室
圧力：Paは、流通路が閉じられている区間では
大きく降下するが、流通路が開放されると急速に
復帰し、吸入行程の終了する時点：θs＝270゜では
両者（図中イ，ロ）にほとんど差はなくなること
が分かる。 第２図の実施例において、吸入溝１８が冷媒の
流通路として用いられるベーンの走行区間、θは
全行程の1/3程度であり、羽根室の最終到達圧力
にほとんど影響を与えない。 以上の結果から、吸入溝１８の加工精度は能力
制御特性にほとんど影響を与えないことが分か
る。但し、吸入孔１７とシリンダトツプ部２７の
間に形成される吸入溝１８は、トルクアツプ防止
に効果的である。 なぜならば、吸入溝１８がなく、羽根室Ａ２６
ａへの冷媒供給がない場合、羽根室Ａ２６ａの急
激な圧力降下によつて、両羽根室２６ａ，２６ｂ
間の圧力差が増大し、上記Ｏ＜θ＜90゜の区間で、
トルクアツプの要因となるからである。 以上の通り、本発明では、特に圧縮機のパラメ
ータの所定の条件下におき、高速回転時での能力
制御を行なう２ベーン形圧縮機の構成に加え、前
記シリンダの内壁あるいは側板に形成され前記吸
入孔と連通する吸入溝を前記吸入孔から前記シリ
ンダトツプに至るまでの間に設けることによつて
吸入行程の終了に近い部分での吸入有効面積の変
化により能力制御効果が弱くなるのをなくし、２
ベーン形圧縮機で高精度な加工必要がなく、高速
回転時の能力制御を効果的に行なうようにしたも
のである。
もので 〔〕 吸入有効面積が吸入行程中変化しない場
合。本発明の実施例（第２図）の場合に相当す
る。 〔〕 吸入有効面積が吸入行程中、先細りとな
る様に変化する場合。 例えば、第１図、第１１図の様な圧縮機の場
合に相当する。 の２ケースについて特性を比較したものであ
る。 上記の場合（上記イ，ロ，ハ）、上記の場
合と比較して、回転数に対する圧力降下率の勾配
は小さくなる。すなわち、低速回転時において大
きな圧力損失があるにもかかわらず、高速回転時
の圧力損失の増加は少ない。 この結果から、パラメータ：K2が適切に設定
される範囲では、吸入有効面積が吸入行程中先細
りとなる様な変化をする場合よりも、本発明のよ
うに吸入有効面積が一定の方が理想的な能力制御
特性を得るために好ましい事が分かる。 圧縮機の能力制御特性を決める吸入有効面積
は、吸入行程中変化しない吸入孔１７の面積、も
しくは、エバポレータと吸入孔１７を結ぶ流通路
の面積によつて決定される。吸入行程開始直後で
は、第４図イで示すごとく、羽根室A26aには、
吸入溝１８を通つて冷媒が供給される。 しかし、吸入溝１８が冷媒供給の連絡路となる
ベーンの走行区間は、羽根室Ａ２６ａに着目した
場合、ベーンＡ２８ａが吸入孔１７に到達するま
での間（Ｏ＜θ＜90゜）である。後述する様に、
吸入行程前半における吸入流通路の大小は、羽根
室の最終到達圧力にほとんど影響を与えない。そ
れゆえ、吸入溝１８加工の精度は能力制御特性に
ほとんど影響を与えず、十分にラフでよい。例え
ば、シリンダ１１の量産製作の際は、シリンダの
鋳型を製作する際に、既に吸入溝１８形成してお
き、加工が簡易な吸入孔１７のみを精度よう仕上
げればよい。 また、上記区間（Ｏ＜θ＜90゜）では、羽根室
Ａ２６ａの体積：Vaは十分小さく、それゆえ吸
入溝１８の深さは十分浅くてよい。 以下、吸入流通路が吸入行程の前半の一区間に
おいて第１５図のごとく閉じられる場合、すなわ
ち羽根室への冷媒の供給が遮断された場合に冷媒
の最終到達圧力に与える影響の大きさについて考
察する。そのため、10式における有効面積：ａ
（θ）以外のパラメータを、表１、表２の条件に
設定し、かつ、回転数：ω＝3600rpmとして、以
下述べる様な数値実験を行つた。 第１６図は、第１５図の吸入流通路が遮蔽され
る区間（ａ（θ）＝Ｏの区間）をθ1としたとき、
θ1／θsに対する圧力降下率ηpを求めたものであ
る。 Ｏ＜θ1／θs＜0.5では、吸入流通路の有無は最終
到達圧力にほとんど影響を与えない。つまり、吸
入行程終了時における圧力降下率：ηpは、前半に
おける吸入流通路の開閉状態、あるいは大小に関
係なく、後半の吸入孔面積：ａ（θ）＝0.78cm2のみ
で決定されることが分かる。 第１７図は上記結果の具体例である過渡特性を
比較したもので、吸入流通路面積が全行程中一定
の場合（図中イ）と、Ｏ＜θ／θs＜0.37の区間閉
じられている場合を示す。図中ロの場合、羽根室
圧力：Paは、流通路が閉じられている区間では
大きく降下するが、流通路が開放されると急速に
復帰し、吸入行程の終了する時点：θs＝270゜では
両者（図中イ，ロ）にほとんど差はなくなること
が分かる。 第２図の実施例において、吸入溝１８が冷媒の
流通路として用いられるベーンの走行区間、θは
全行程の1/3程度であり、羽根室の最終到達圧力
にほとんど影響を与えない。 以上の結果から、吸入溝１８の加工精度は能力
制御特性にほとんど影響を与えないことが分か
る。但し、吸入孔１７とシリンダトツプ部２７の
間に形成される吸入溝１８は、トルクアツプ防止
に効果的である。 なぜならば、吸入溝１８がなく、羽根室Ａ２６
ａへの冷媒供給がない場合、羽根室Ａ２６ａの急
激な圧力降下によつて、両羽根室２６ａ，２６ｂ
間の圧力差が増大し、上記Ｏ＜θ＜90゜の区間で、
トルクアツプの要因となるからである。 以上の通り、本発明では、特に圧縮機のパラメ
ータの所定の条件下におき、高速回転時での能力
制御を行なう２ベーン形圧縮機の構成に加え、前
記シリンダの内壁あるいは側板に形成され前記吸
入孔と連通する吸入溝を前記吸入孔から前記シリ
ンダトツプに至るまでの間に設けることによつて
吸入行程の終了に近い部分での吸入有効面積の変
化により能力制御効果が弱くなるのをなくし、２
ベーン形圧縮機で高精度な加工必要がなく、高速
回転時の能力制御を効果的に行なうようにしたも
のである。
第１図は一搬のスライデイングベーン型ロータ
リ圧縮機の正面断面図、第２図は本発明の一実施
例であるロータリー圧縮機の正面断面図、第３図
は同圧縮機の側面断面図、第４図イは同圧縮機の
吸入行程の開始直後のベーン、ロータ等の位置関
係を示す図、第４図ロは吸入行程終了時における
各位置関係を示す図、第５図は同圧縮機及び従来
圧縮機の回転数に対する冷凍能力：Ｑを示す実測
グラフ、第６図は同圧縮機の回転数：ωに対する
体積効率：ηvの実測グラフ、第７図は同圧縮機の
ベーン走行角度：θに対する羽根室容積：Vaの
関係を示すグラフ、第８図は同圧縮機の過渡特性
の一例を示すグラフ、第９図は回転数：ωに対す
る圧力降下率：ηpの特性グラフ、第１０図は吸入
有効面積：ａ測定のための実験装置を示す図、第
１１図は本発明との比較例であるロータリー圧縮
機の正面断面図、第１２図イは同ロータリー圧縮
機の側断面図、第１２図ロは第１２図イのEE矢
視図、第１３図はベーン走行角度：θに対する吸
入有効面積：ａ（θ）の特性を示すグラフ、第１
４図は回転数：ωに対する圧力降下率：ηpのグラ
フ、第１５図は吸入流通路が前半において閉じら
れる場合のベーン走行角度：θに対する吸入有効
面積：ａ（θ）のグラフ、第１６図はθ1／θsに対
する圧力降下率：ηpのグラフ、第１７図は羽根室
圧力：Paの過渡特性を示すグラフである。 １１……シリンダ、１４……ベーン、１６……
ロータ、２０……側板、２６ａ……羽根室、２７
……シリンダ・トツプ部。
リ圧縮機の正面断面図、第２図は本発明の一実施
例であるロータリー圧縮機の正面断面図、第３図
は同圧縮機の側面断面図、第４図イは同圧縮機の
吸入行程の開始直後のベーン、ロータ等の位置関
係を示す図、第４図ロは吸入行程終了時における
各位置関係を示す図、第５図は同圧縮機及び従来
圧縮機の回転数に対する冷凍能力：Ｑを示す実測
グラフ、第６図は同圧縮機の回転数：ωに対する
体積効率：ηvの実測グラフ、第７図は同圧縮機の
ベーン走行角度：θに対する羽根室容積：Vaの
関係を示すグラフ、第８図は同圧縮機の過渡特性
の一例を示すグラフ、第９図は回転数：ωに対す
る圧力降下率：ηpの特性グラフ、第１０図は吸入
有効面積：ａ測定のための実験装置を示す図、第
１１図は本発明との比較例であるロータリー圧縮
機の正面断面図、第１２図イは同ロータリー圧縮
機の側断面図、第１２図ロは第１２図イのEE矢
視図、第１３図はベーン走行角度：θに対する吸
入有効面積：ａ（θ）の特性を示すグラフ、第１
４図は回転数：ωに対する圧力降下率：ηpのグラ
フ、第１５図は吸入流通路が前半において閉じら
れる場合のベーン走行角度：θに対する吸入有効
面積：ａ（θ）のグラフ、第１６図はθ1／θsに対
する圧力降下率：ηpのグラフ、第１７図は羽根室
圧力：Paの過渡特性を示すグラフである。 １１……シリンダ、１４……ベーン、１６……
ロータ、２０……側板、２６ａ……羽根室、２７
……シリンダ・トツプ部。
Claims (1)
- １ ２個のベーンが摺動可能に設けられたロータ
と、このロータ及び２個のベーンを収納するシリ
ンダと、前記シリンダの両側面に固定され、前記
ベーン、前記ロータ、前記シリンダで形成される
羽根室の空間をその側面において密閉する側板
と、前記羽根室と外部を連絡する流通路である吸
入孔及び吐出孔より構成され、前記ロータと前記
シリンダ間が、他と比べて最も近接している部分
をシリンダトツプ部とする圧縮機において、ロー
タの回転中心を中心とし、前記シリンダトツプ部
から前記ベーンのシリンダ側の端部までの角度を
θラジアン、吸入行程終了時の前記角度θラジア
ンの値をθsラジアン、吸入行程終了時の前記角度
θsラジアンのときの前記羽根室の容積をVpcc、エ
バポレータから前記羽根室に至る吸入流通路の有
効面積をａcm2としたとき、パラメータθsa／Vpを
0.025＜θsa／Vp＜0.080の範囲となるよう構成し、
かつ前記シリンダの内壁あるいは側板に形成され
前記シリンダトツプ部とは反対側の端部で前記吸
入孔と連通する吸入溝を前記吸入孔から前記シリ
ンダトツプに至るまでの間に設けたことを特徴と
する２ベーン形圧縮機。
Priority Applications (3)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP56012427A JPS57126592A (en) | 1981-01-29 | 1981-01-29 | Compressor |
| US06/341,608 US4413963A (en) | 1981-01-29 | 1982-01-22 | Self-controllable capacity compressor |
| CA000394925A CA1190198A (en) | 1981-01-29 | 1982-01-26 | Compressor |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP56012427A JPS57126592A (en) | 1981-01-29 | 1981-01-29 | Compressor |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS57126592A JPS57126592A (en) | 1982-08-06 |
| JPH024792B2 true JPH024792B2 (ja) | 1990-01-30 |
Family
ID=11804978
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP56012427A Granted JPS57126592A (en) | 1981-01-29 | 1981-01-29 | Compressor |
Country Status (3)
| Country | Link |
|---|---|
| US (1) | US4413963A (ja) |
| JP (1) | JPS57126592A (ja) |
| CA (1) | CA1190198A (ja) |
Families Citing this family (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS5874891A (ja) * | 1981-10-28 | 1983-05-06 | Matsushita Electric Ind Co Ltd | ベ−ン形圧縮機 |
| US5056993A (en) * | 1987-03-17 | 1991-10-15 | Smith Roger R | Liquid intake mechanism for rotary vane hydraulic motors |
Family Cites Families (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS5212843B2 (ja) * | 1973-03-30 | 1977-04-09 |
-
1981
- 1981-01-29 JP JP56012427A patent/JPS57126592A/ja active Granted
-
1982
- 1982-01-22 US US06/341,608 patent/US4413963A/en not_active Expired - Lifetime
- 1982-01-26 CA CA000394925A patent/CA1190198A/en not_active Expired
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| US4413963A (en) | 1983-11-08 |
| CA1190198A (en) | 1985-07-09 |
| JPS57126592A (en) | 1982-08-06 |
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