JPH024794B2 - - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】

産業上の利用分野 本発明は、ロータリー圧縮機を用いたエアコン
システムにおける冷凍能力の制御に関するもので
ある。 従来の技術 本発明の説明に先立ち、まず、スライデイング
ベーン式のカークーラー用ロータリー圧縮機につ
いて説明する。 一般のスライデイングベーン式の圧縮機は、第
１図に示す様に、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に設けた溝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計
つている。 この様なスライデイングベーン式のロータリー
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があつた。 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
６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附加せねばなら
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附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。 本発明者らは、カークーラー用冷凍サイクルの
前述した問題を解消するために、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、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号で出願中である。 上記出願の発明は、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
プ部とするロータリー圧縮機において、ロータの
回転中心を中心とし、シリンダトツプ部からベー
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θ_sラ
ジアン、吸入行程終了時の前記角度θ_sラジアンの
ときの前記羽根室の容積をV_Occ、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 ＝∫〓_O ^sθ²a（θ）dθ／∫〓_O ^sθ²dθ としたとき、パラメータθ_s／V_Oを 0.025＜θ_s／V_O＜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。 一方、過冷却防止のために、制御バルブを圧縮
機の高圧側と低圧側に連結し、随時上記バルブを
開放状態にさせることにより、高圧側冷媒を低圧
側パルブに帰還させて能力制御を行う方法が、例
えばルール用エアコンの冷凍サイクルで実用化さ
れている。しかし、この方法では、不可逆性をと
もなう低圧側での再膨張によつて、圧縮損が発生
し、効率の低下をもたらすという問題点があつた
が、上記出願の発明からなる圧縮機では、前記圧
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。また、上記出
願の発明は、上述した様に羽根室圧力の過渡現象
を、圧縮機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することを特徴としており、
制御バルブの様な稼動部を有しない。それゆえ、
高い信頼性を有する。また、連続的に能力が変化
するため、バルブを用いるときの様な、不連続な
切換による冷却特性の不自然さもなく、好フイー
リングの能力制御が実現出来る。 発明が解決しようとする問題点 ところで、冷媒の吐出流量が脈動をともなうが
ゆえに発生する圧縮機のトルク変動を小さくし、
好フイーリングの運転状態を得るには、ベーン枚
数の多い圧縮機が有利である。また、大型車を対
象とした冷凍サイクルの場合、大排気量の圧縮機
が要求されるが、回転数がω＝5000rpm以上の高
速時において、過大な過圧縮圧力に耐える高信頼
性の圧縮機の構成は、一つの羽根室の冷媒吐出量
が少なくなるという点で、ベーン枚数が多い程有
利である。 しかしながら、ベーン枚数の多い圧縮機に自己
抑制作用による能力制御を施した場合、上記発明
では低速で体積効率が落ち、高速で体積効率が落
ちず十分な自己能力制御が行なえないという問題
点を有していた。 本発明は、上記問題点を解消し、ベーン枚数の
多い圧縮機（例えば、３ベーン、４ベーン圧縮
機）に、能力制御の機能をより効果的に与える圧
縮機の基本構造を提供するものである。 問題点を解決するための手段 本発明は上記目的を達成するため、個々の羽根
室に流入する冷媒が互いに独立して吸入孔から冷
媒が供給される様に、少なくとも２つ以上の吸入
孔を配置することにより、例えば、２ベーン圧縮
機と比べて何ら遜色ない能力制御特性を得るよう
にしたものである。 具体的には本発明は、シリンダとロータの最も
近接する部分をシリンダ・トツプ部とし、このシ
リンダ・トツプ部に近い吸入孔の１つを第１の吸
入孔、離れた方を第２の吸入孔としたとき、吸入
行程終了間際において、ベーンが第１及び第２の
吸入孔の間を走行することより、前記ベーンを境
として形成される、隣り合う２つの羽根室に、第
１及び第２の吸入孔から冷媒がそれぞれ独立して
供給される様に構成されたものである。 作 用 上記本発明の構成により、低速回転での体積効
率の向上が計れ、ベーン枚数の多い圧縮機、例え
ば４ベーン圧縮機においても、能力制御特性が効
果的に得られる。 実施例 第２図は、本発明の一実施例を示す圧縮機の正
面断面図で、１１はシリンダ、１２はベーン、１
３はベーンの摺動溝、１４はロータ、１５は吸入
孔Ａ、１７は吸入孔Ｂ、２２は吐出孔である。 以下、第３図イ〜ホを用いて、本圧縮機の吸入
行程について説明する。 １８−１は羽根室Ａ、１８−２は羽根室Ｂ、１
８−３は羽根室Ｃ、１９はシリンダ１１のトツプ
部、２０−１はベーンＡ、２０−２はベーンＢ、
である。ロータ１４の回転中心：Ｏを中心とし、
シリンダ１１のトツプ部１９にベーンＡ２０−１
の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Ａ１８−１に着目すれ
ば、第３図イは、ベーンＡ２０−１が、トツプ部
１９を通過した直後の状態を示す。 図ロは、ベーンＡ２０−１が、吸入孔Ａ１５と
吸入孔Ｂ１７の中間の位置にある状態を示し、こ
のとき、羽根室Ａ１８−１には、吸入孔Ａ１５の
みから冷媒が供給される。 図ハは、ベーンＡ２０−１が吸入孔Ｂ１７を通
過しており同時に、ベーンＡ２０−１に追従して
走行するベーンＢ２０−２が吸入孔Ａ１５の上を
通過している状態を示す。 これ以後吸入孔Ａ１５から羽根室Ａ１８−１へ
の冷媒の供給はベーンＢ２０−２によつて遮断さ
れ、代わつて、吸入孔Ｂ１７からの供給が開始さ
れる。 吸入孔Ａ１５の有効面積をa₁吸入孔Ｂ１７の有
効面積をa₂としたとき、実施例では、a₂＝a₁とな
る様に吸入孔Ｂ１７を形成した。 したがつて、本実施例においては、冷媒の供給
源から羽根室Ａ１８−１に到る吸入流通路の吸入
有効面積は、吸入行程中、常に一定である。 図ニは、吸入孔Ｂ１７のみから羽根室Ａ１８−
１に冷媒が供給されている状態を示す。 図ホは、ベーンＢ２０−２が吸入孔Ｂ１７を通
過した直後の状態を示し、吸入孔Ｂ１７からの冷
媒の供給はベーンＢ２０−２によつて遮断される
ため、この時点で吸入行程は終了する。 また、通常の４ベーン圧縮機ではθ＝θ_s1≒225゜
となり、この時点で羽根室容積は最大となる。 以上の説明から分かる様に、本実施例では２つ
の吸入孔１５，１７を設けた圧縮機の構成によ
り、羽根室Ａ−１８−１と羽根室Ｂ１８−２、羽
根室Ｃ１８−３は、互いに相互干渉することな
く、上記２つのいずれかの吸入孔から独立して冷
媒を吸入することが出来る。 したがつて、ベーン枚数が増加することによる
能力制御特性の劣化は、本実施例では改良されて
おり、特願昭55−134048号で示した以上の能力制
御特性が得られるのである。 さて、本発明の一実施例における圧縮機は、次
の条件で構成されたものである。

【表】 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は、第４図ａ，ｂの
様であつた。 但し、上記測定結果は、２次冷媒式カロリーメ
ータを用いた。表２の条件下におけるものであ
る。

【表】 さて、上記構成により、本発明では下記の様な
特徴を有する圧縮機（圧縮機Ｃが本発明のグラ
フ）を実現することが出来た。 すなわち、 低速回転においては、吸入損失による冷凍能
力の低下は僅少であつた。 冷凍能力の自己抑制作用のあるレシプロ式は
低速回転において吸入損失が僅少である事を特
徴とするが、ロータリー式の圧縮機は、第４図
ｂの体積効効率のグラフからも分かるようにレ
シプロ式と比べても遜色のない特性が得られ
た。 高速回転においては、従来のレシプロ以上の
冷凍能力の抑制効果が得られた。 抑制効果が得られるのは、1800〜2000rpm程
度以上に回転数が上昇した場合であり、カーク
ーラー用圧縮機として用いた場合、理想的な省
エネルギー、好フイーリングの冷凍サイクルが
実現出来た。（第４図ａの冷凍能力の曲線のカ
ーブ参照） 上記〜の結果は、カークーラー用冷凍サイ
クルによつて理想的とも言えるもので、従来のロ
ータリーコンプレツサに、何ら新しい要素部品を
附加しないで、達成出来た点、本発明の顕著な特
徴である。 すなわち、小型、軽量でシンプルな構成が可能
なロータリー式圧縮機の特徴をなんら失うことな
く、能力制御付のコンプレツサを実現することが
出来るのである。また、圧縮機の吸入行程におけ
るポリトロープ変化に際して、吸入圧力が低く、
比重量が小さい程、羽根室冷媒の総重量が小さく
圧縮仕事が小さい。したがつて、回転数の増大に
ともなつて、圧縮行程の手前で冷媒総重量の低下
を自動的にもたらす本圧縮機は、高速回転時にお
いて、必然的に駆動トルクの低下をもたらすこと
になる。 能力制御付ロータリー圧縮機を実現させるため
に、本発明者は、従来圧縮機の吸入行程における
羽根室冷媒の過渡的な流動特性に着目し、回転数
に依存して変化する諸特性の詳細な理論的研究を
行つた。 吸入経路とベーン枚数の異なる２つの圧縮機を
対象として、圧力降下特性の回転数に対する依存
性を明らかにした結果、吸入特性に大きな影響を
与え、かつ、従来圧縮機において能力制御の実現
を阻んだ２つの要因があることが明らかとなつ
た。その一つは、吸入行程が終了する間際におけ
る２つの羽根室間の相互の干渉であり、もう一つ
は、吸入行程中の吸入有効面積の変化である。 以下、これらについて詳細に説明する。 次に前記、すなわち、ベーン枚数の多い従来
圧縮機の吸入経路を絞り、能力制御を施こした場
合の吸入特性について考察する。 圧縮機の構成及び吸入経路の違いによつて、吸
入行程における羽根室の圧力流量特性がどの様に
異なるかを把握するため、第２図に示す本発明第
５図、第９図に示す従来圧縮機の３種類の圧縮機
を解析の対象として選ぶ。

【表】 （−）圧縮機Ａの特性解析 第５図において、１００はシリンダ、１０１は
吸入ポート、１０２は羽根室Ａ、１０３は羽根室
Ｃ、１０４はベーンＡ、１０５は吸入溝、１０６
はベーンＢ、１０７は羽根室Ｂである。 第５図イは、ベーンＡ１０４がシリンダ１００
のトツプ部１０８を通過し、吸入行程が開始され
た直後の状態を示す。 第５図ロは、ベーンＡ１０４が吸入溝１０５の
上を通過している状態を示し、羽根室Ａ１０２に
は吸入孔１０１から冷媒が供給されるが同時に吸
入溝１０５を通じて羽根室Ｃ１０３へも流出す
る。 第５図ハは、ベーンＡ１０４に追従して走行す
るベーンＢ１０６が吸入溝１０５を走行している
状態を示し、このときは羽根室Ａ１０２には、吸
入溝１０５のみから冷媒が供給される。 第５図ニは、ベーンＢ１０６が吸入溝１０５を
通過終了した状態を示し通常この時点θ≒225゜で
羽根室Ａ１０２の体積は最大となる。 以下本構成からなる圧縮機の吸入特性を把握す
るため行つた特性解析について述べる。 第５図イ〜ニの各状態によつて、羽根室圧力を
記述する基礎式は異なるが、例えば、ハの状態に
おける基礎式を導びくと下記の様になる。 ハにおいて、羽根室Ｂ１０７を上流側、羽根室
Ａ１０２を下流側羽根室とし、羽根室Ｂ１０７に
着目してエネルギーの平衡式を適用すると du＋APdV−idG＋dq＝Ｏ （１式） （１式）の第１項は、内部エネルギー、第２項
は外部に対してなす仕事、第３項は羽根室へ流
入・流出する冷媒の全熱エネルギー、第４項は外
壁を通して流入する熱エネルギーであり、それぞ
れ、微小時間における微小増加分を示す。 内部エネルギーはdu＝Cvd（G₀T₁）、エンタル
ピ：ｉ＝C_PＴであるが、流入・流出するエンタ
ルピは温度が異なるためそれぞれ異なる。 すなわち idG＝i₁dG₁−i₂dG₂ （２式） 上記（２式）において、右辺第１項は冷媒の供
給源から上流側羽根室へ流入する冷媒の全熱エネ
ルギー、第２項は上流側羽根室から下流側羽根室
へ流出する冷媒の全熱エネルギーを示す。 また、i₁＝C_PT_A，i₂＝C_PT₁、圧縮機の吸入行程
を断熱変化：dq＝Ｏであるとし、冷媒が理想気
体の法則に従い、かつ熱力学の基礎式 C_P／Cv＝ｋ，C_P−Cv＝ARから上流側羽根室
の圧力を記述する下記のエネルギー方程式が得ら
れる。 T_AG₁−T₁G₂＝１／Ｒ dV₁／dtP₁ ＋V₁／kR dP₁／dt （３式） 下流側羽根室についても、同様にエネルギーの
平衡式を適用する。 T₁G₂＝１／Ｒ dV₂／dtP₂＋V₂／KR dP₂／dt（４式） ここで、各ノズルを通過する冷媒の重量流量：
G₁，G₂は摩擦損失のない断熱ノズルの式を適用
する。 但し（５−１式）（６式）において臨界圧条件
が存在し、例えぱ（５−１式）において したがつて、（３式）〜（６式）を２階非線形
の連立微分方程式の初期値問題として解くことに
より、羽根室圧力P₁，P₂が得られる。 但し、C_P：定圧比熱、C_v：定積比熱、Ｒ：気
体定数、ｋ：比熱比、T_A：供給側冷媒温度、
G_O：羽根室冷媒の総重量、P_s：供給圧、P₁：上
流側羽根室圧力、T₁：上流側羽根室温度、V₁：
上流側羽根室体積、P₂：下流側羽根室圧力、
T₂：下流側羽根室温度、V₂：下流側羽根室体積、
G₁：吸入孔１０１を通して上流側羽根室へ流入
する冷媒の重量流量、G₂：シリンダ溝を通して
上流側から下流側羽根室へ流入する冷媒の重量流
量、a₁：吸入孔１０１の有効面積、a₂：シリンダ
溝の有効面積、γ_A：供給側冷媒の比重量、γ₁：上
流側羽根室の比重量である。 ここで、能力制御特性を評価するために、吸入
行程終了時における羽根室圧力：P₂＝P_2s、供給
圧：P_sとして、圧力降下率：η_Pを次の様に定義す
る。 η_P＝（１−P_2s／P_s）×100 （７式） 第６図は、（３式）〜（６式）及び表２、表４
の条件を用いてｔ＝Ｏ，P₁＝P_S，T₁＝T_A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、カーエ
アコン用冷凍サイクルの冷媒は通常Ｒ１２を用い
るため、ｋ＝1.13，γ_A＝16.8×10^-6Kg／cm³，T_A＝
283〓として解析を行つた。実線のグラフは圧縮
機Ａ、鎖線は本発明の一実施例を示し、吸入孔Ａ
及び吸入孔Ｂを表４のa₁，a₂で構成した場合を示
す。

【表】 圧縮機Ａの低速回転：ω＝1000rpmにおいて吸
入行程が終了するθ＝225゜でも、羽根室圧力は供
給圧：P_sに到達せず、圧力損失：Δpを生ずる。 これは、上流側羽根室の吸入行程が終了する時
点で、下流側羽根室は、θ＝225−90゜＝115゜の位
置にあり、その体積が急激に増大しつつある状態
にあるために既に圧力降下を始めているからであ
る。下流側の圧力は上流側以上になりえないため
に、上記ΔPは低速回転においても生じ、体積効
率の低下をもたらすことになる。 吸入溝有効面積：a₂を一定として、吸入孔１０
１の有効面積：a1を変えた場合の圧力降下率の
特性を第７図に示す。 高速において、a₁が大きい程圧力降下率：η_Pが
減少する傾向が見られるが、低速回転においての
圧力損失を減少させる効果は少ない。 吸入孔１０１の有効面積：a₁を一定とし、吸入
溝の有効面積：a₂を変えた場合の圧力降下率は第
８図の様になる。 a₂を大きくすれば、低速での吸入損失は減少す
るが、高速での圧力降下（能力制御効果）は減少
してしまうことが分かる。 以上の結果から、本圧縮機の構成では、高速回
転で高い能力制御効果を得ようとすれば、ω＝
1000〜2000rpmにおける吸入効率（体積効率）が
犠性となる。 カロリーメータを用いた圧縮機Ａの実測結果を
第４図ａ，ｂに示す。 圧縮機Ｂ，Ｃと比べて、冷凍能力：Ｑ、体積効
率：η_vが全体に低いのは、圧縮機の吐出量が小さ
いからであるが、曲線の傾きから本圧縮機が能力
制御を実現するのに不適であることが分かる。 つまり、低速回転：ω＝1000〜2000rpmにおい
て、体積効率が低いにもかかわらず、高速におけ
る冷凍能力の抑制作用はほとんど得られない。 （−）圧縮機Ｂの特性解析 第９図は側板に吸入孔を形成した圧縮機Ｂの構
成を示すもので、２００はシリンダ、２０１は側
板（図示せず）に形成された吸入孔、２０３は上
部羽根室、２０４は下部羽根室、２０５はロー
タ、２０６はベーンである。 上記圧縮機において、吸入孔２０１と連絡する
供給側の流通路の開口面積は十分に大きいとす
る。供給側の冷媒能力は、羽根室圧力の影響を受
けず常に一定とすれば、羽根室圧力を記述する基
礎式は一つのノズルの式に対して一つのエネルギ
ー方程式が対応する。 したがつて、４式、６式からT_A＝T₁，V_a＝
V₂，γ_A＝γ₁，P_a＝P₂，P_S＝P₁，ａ＝a₂とすれば
羽根室圧力は下記の一階の微分方程式をｔ＝Ｏ，
V_a＝Ｏ，P_a＝P_sの初期条件のもとに解くことに
より得られる。 Ｇ＝１／RT_A dVa／dtP_a＋Va／kRT_A dPa／dt（８式
） 第１０図は、吸入行程中の吸入有効面積を求め
たもので、吸入面積ａは側板に形成する吸入孔２
０１の開口面積を十分に大きく形成した場合、吸
入面積ｂは、吸入行程が終了する手前（194゜＜θ
＜225゜）で吸入面積を絞つた場合を示す。 吸入面積ａの場合、第１１図から分かる様に、
低速時における吸入損失は僅少に出来るが、高速
時においても僅かな圧力降下しか生じない。 したがつて、本構成では能力制御の機能はほと
んど得られない。 吸入面積ｂの場合、低速：ω＝1000rpmにおい
ても、η_P＝７〜８％の吸入損失を有し、体積効率
の大幅な低下を招くものと推定される。 また、回転数に対する圧力降下率の勾配は小さ
く高速時における冷凍能力の抑制効果は少ない。 本圧縮機において、能力制御が効果的に得られ
ない理由は、ロータ２０５とシリンダ２００間を
利用して吸入孔２０１を形成するため、吸入行程
が終了する手前の状態、すなわちベーン２０６が
吸入孔２０１を横断するときに、吸入有効面積が
先細りとなる様な変化をしてしまうからである。 吸入有効面積が先細りとなる様なパターンのと
きに、能力制御特性が劣化することは、既に特願
昭55−134048号で示している。 第４−１図、第４−２図に本構成からなる圧縮
機Ｂのカロリーメータによる測定結果を示すが、
圧縮機Ａと同様に、能力制御が要求される条件を
ほとんど満足していないことが分かる。 本発明の原理の説明 以上、ベーン枚数の多い従来圧縮機を対象とし
て検討を行つた結果、従来の構成では理想的な能
力制御特性を得るのが困難であることが分かつ
た。本発明の特徴は、２つもしくは２つ以上の吸
入孔を設置した圧縮機の構成により、ベーンによ
つて遮断される２つの羽根室（例えば第３図の１
８−１と１８−３）は互いに相互干渉することな
く、各吸入孔から独立して冷媒を供給するという
点にある。したがつて、羽根室の圧力を記述する
基礎式は一つのノズル（吸入孔）に対して、一つ
のエネルギー方程式が対応し、表３の電気回路モ
デルで示す一次元モデルが成立する。 つまり、特願昭55−134048号の実施例で示した
２ベーン圧縮機と数式のモデルでは、「等価」と
なる。 第１２図に、２ベーン圧縮機を参考に示す。 ３００はロータ、３０１はシリンダ、３０２は
ベーンＡ、３０３はベーンＢ、３０４は吸入孔、
３０５は吸入溝、３０６は吸入溝端部、３０８は
下流側羽根室、３０９は上流側羽根室である。 図は、ベーンＡ３０２に追従して走行するベー
ンＢ３０３が吸入溝端部３０６に到達し、羽根室
Ａ３０８への冷媒の供給が遮断し吸入行程が終了
した状態を示す。２ベーン圧縮機においては、吸
入行程が終了した時点で、上流側羽根室３０９の
体積：V₂は下流側羽根室３０８の体積：V₁と比
べて十分に小さく、V₂／V₁＝８〜９％である。 それに対して第５図で示す４ベーン圧縮機では
V₂／V₁＝45〜50％である。 つまり、２ベーン圧縮機では表３の圧縮機Ｃの
一次元モデルが近似的に成立し、圧縮機のパラメ
ータの適正な選択によつて、理想的な能力制御特
性が得られることは特願昭55−134048号で実証済
である。 本発明は、吸入行程中の２つの吸入孔１５，１
７（第２図）の切換えによつて、上流側羽根室か
ら受ける影響が皆無であり、２ベーンロータリ以
上のすぐれた能力制御特性が得られるのである。 さて４ベーン圧縮機の場合羽根室の容積：V_a
（θ）は、ｍ＝Rr／Rcとして Ｖ（−θ）＝bRc²／２｛（１−1m²）θ＋（１−ｍ）²
／２sin2θ−（１−ｍ）sinθ ×√１−（１−）^{2 2}−sin^-1〔（１−
ｍ）sinθ〕｝＋ΔV（θ） Ｏ＜θ＜π／２のとき、V_a（θ）＝Ｖ（θ） π／２＜θ＜θsのとき、 V_a（θ）＝Ｖ（θ）−Ｖ（θ−π／２） （10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％のオーダである。 上記（10式）から分かる様に羽根室：V_aは、
ロータ径：Rr、シリンダ形状等の関数であるが、
次の様な近似函数を用いて、式８式、９式及び10
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。 V_Oを冷媒の最大吸入容積、かつ、＝Ωt＝
（πω／θ_s）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ｆ
（Ｏ）＝Ｏ，f′（Ｏ）＝Ｏ、かつ吸入行程が終了する
ｔ＝θ_s／ωでｆ（π）＝１，f′（π）＝Ｏなる近似函
数：ｆ（）を定義する。 このとき体積：V_aは V_a（）≒V_O゜ｆ（） （11式） 11式において、V_O，ｆ（）はRr，Rcの函数
であるがｆ（）はRr，Rcによつてごく僅かしか
変化しない。 ｆ（）として例えば ｆ（）＝１／２（１−cos） （12式） ここで、η＝P_a／P_sとおけば８式は Ｇ＝P_sΩV_O／RT_A｛f′（）・η＋ｆ（）／ｋ ・dη／d｝ （13式） また９式は 13式，14式から K₁・ｑ（η）＝f′（）・η ＋ｆ（）／ｋ dη／d （15式） K₁は以下示す様な無次元量となり、 K₁＝2aθ_s／V_Oπω√2_A （17式） スライデイングベーン式の圧縮機の場合、Vth
を理輪吐出量、ｎを羽根枚数とすれば、通常、
Vth＝ｎ×V_Oであり、17式は次のようになる。 K₁＝2aθ_sｎ／Vthπω√2_A （18式） 上記18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る。 また、吸入有効面積：ａは無元化したベーン走
行角度：の函数であり、それゆえパラメータ
K₁もの函数となる。 それゆえ（15式）の解η＝η（）はK₁（）
の値が決まれば一義的に決定される。 気体定数：Ｒ、供給側冷媒温度：T_Aは圧縮機
の構成によらず同一条件で設定されるため、下記
の様な函数：K₂（）が再定義できる。 K₂（）＝aθ_s／V_O （19式） 吸入孔A15の有効面積：a₁、吸入孔Ｂの有効面
積：a₂において、a₁＝a₂とした場合の吸入有効面
積のグラフを第１４図イに示す。回転数に対する
圧力降下率：η_Pのグラフは第１３図のようにな
る。吸入有効面積が吸入行程中一定のとき、K₂
は一定となり上記：K₂の設定によつて、能力制
御特性を任意に選択出来ることが分かる。さて、
パラメータ：K₂が各種異なる圧縮機を搭載した
実車走行テストの結果は、次の様であつた。なお
K₂を求める際の吸入有効面積の測定方法は特願
昭55−134048号に準ずるものとする。

【表】

【表】 a₁＞a₂とした場合、吸入有効面積は第１４図ロ
の様な段付変化となる。 この場合、特願昭56−62875号で示す様に吸入
損失が減少し、低速で低トルク化が計れる利点が
ある。 但し、回転数に対する圧力降下率の勾配が若干
減少し、能力制御効果が減少するため後半の吸入
有効面積を若干小さ目にする必要がある。 ここでK₂₂＝a₂θ_s／V_Oとおけば、K₂₂＜0.065の
範囲に設定すれば実用上十分な能力制御特性が得
られる。 次に前記、すなわち、本発明の他の実施例に
ついて説明する。 第１５図は、２つの吸入孔の一方を側板に形成
した場合の圧縮機の構成を示す。 ４００はロータ、４０１はシリンダ、４０２は
ベーン、４０３はシリンダ４０１に形成した吸入
孔Ａ、４０４は側板４０５に形成した吸入孔Ｂで
ある。 本構成の場合も同様に、吸入行程中２つの吸入
孔が切り換る様に、また、吸入行程終時点でベー
ン４０２の遮蔽によつて羽根室への冷媒供給が遮
断される様に各吸入孔４０３，４０４を形成す
る。 第１６図は吸入孔Ａに吸入溝を形成し、吸入行
程の途中で、吸入孔Ａ，Ｂの相方から冷媒が供給
される区間を構成した場合を示す。 ４５０はロータ、４５１はシリンダ、４５２は
ベーン、４５３は吸入孔Ａ、４５４は吸入溝、４
５５は吸入孔Ｂ、４５６は羽根室Ａ、４５７は羽
根室Ｂである。 図イにおいて、羽根室Ａ４５６には吸入孔Ａ４
５３と吸入孔Ｂ４５５の相方から冷媒が供給され
る。図ロは羽根室Ａ４５６の吸入行程が終了する
直前の状態を示し、羽根室Ａ４５６には吸入孔Ｂ
４５５のみから冷媒が供給される。 吸入行程中の吸入有効面積を第１４図ハに示
す。 第１７図はシリンダが概略楕円形状の圧縮機に
本発明を適用した場合を示す。 ５００はロータ、５０１はシリンダ、５０２は
吸入孔Ａ、５０３は吸入孔Ｂ、５０４はベーンで
ある。 発明の効果 以上説明した様に本発明は、吸入行程中少なく
とも２つ以上の吸入ポートから羽根室へ冷媒が供
給される様に構成したものであり、低速回転で体
積効率の向上が計れるために、能力制御が不必要
な、例えば定速型の圧縮機にも適用することが出
来、その効果は顕著なものがある。

【図面の簡単な説明】

第１図は従来のスライデイングベーン式の圧縮
機の断面図、第２図は本発明の一実施例である４
ベーンタイプの圧縮機の断面図、第３図イ〜ホは
吸入行程における各羽根室への冷媒の流入状態を
示す説明図、第４図はカロリーメータによる実測
結果を示すもので、第４図ａは冷凍能力、第４図
ｂは体積効率を示すグラフ、第５図イ〜ニは圧縮
機Ａの吸入行程における各羽根室への冷媒の流入
状態を示す図、第６図は圧縮機Ａ及びＣの吸入行
程における羽根室圧力特性を示すグラフ、第７図
は圧縮機Ａの前半の有効面積：a₁を変えた場合の
圧力降下率を示すグラフ、第８図は同圧縮機の後
半の有効面積を変えたグラフ、第９図は圧縮機Ｂ
の正面断面図、第１０図は同圧縮機の吸入有効面
積を示す図、第１１図は同圧縮機の圧力降下率を
示すグラフ、第１２図は特願昭55−134048号の２
ベーンロータリー圧縮機の正面断面図、第１３図
はパラメータ：K₂で整理した圧力降下率のグラ
フ、第１４図は吸入有効面積イ〜ハを示すグラ
フ、第１５図は吸入孔Ｂを側板に形成した圧縮機
で、本発明の他の実施例を示す説明図、第１６図
イ，ロ、第１７図は本発明のさらに他の実施例を
示す説明図である。 １２……ベーン、１４……ロータ、１１……シ
リンダ、１５，１７……吸入孔。

Claims (1)

【特許請求の範囲】
1. １ ベーンが摺動可能に設けられたロータと、こ
   のロータおよび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、前記シリ
   ンダもしくは前記側板に形成され、蒸発器側の吸
   入配管と前記羽根室を連絡する複数個の吸入孔を
   有し、吸入行程における羽根室圧力が、冷媒の供
   給源圧力よりも降下する吸入損を利用して高速駆
   動時の冷凍能力の抑制を行なう圧縮機において、
   前記シリンダと前記ロータの最も近接する部分を
   シリンダ・トツプ部とし、このシリンダ・トツプ
   部に近い前記吸入孔の１つを第１の吸入孔、離れ
   た方を第２の吸入孔としたとき、吸入行程終了間
   際において、前記ベーンが前記第１及び第２の吸
   入孔の間を走行することにより、前記ベーンを境
   として形成される隣り合う２つの羽根室に、前記
   第１及び第２の吸入孔から冷媒がそれぞれ独立し
   て供給される様に構成されることを特徴とする圧
   縮機。