JPS6135391B2 - - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】

本発明は特にカーエアコン等に使用するベーン
形圧縮機に関するものである。 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、レジ
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。 本発明は、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もの
で、従来の構成に対し、制御バルブやクラツチ等
の部品をなんら付加することなく、能力調整を可
能にするベーン形圧縮機を提供することを目的と
するものである。 上記目的を達成するため、本発明では、特にロ
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_pcc、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 ＝∫〓^ｓ _０θ²a（θ）ｄθ／∫〓^ｓ _０θ²dθ としたとき、パラメータθ_s／Ｖ_pを 0.025＜θ_s／Ｖ_p＜0.080の範囲となるようベー
ン形圧縮機を構成するものであり、本発明から見
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。 以下、実施例として、２ベーンタイプのスライ
デイングベーンコンプレツサに本発明を適用した
場合について説明する。 以下、本発明を次の順序で説明する。 （〕 吸入有効面積が吸入行程中一定とみなさ
れる場合。 〔〕 吸入有効面積が吸入行程中変化する場
合。 まず、〔〕の場合について以下説明する。 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、１２は低圧側羽根室、１３は
高圧側羽根室、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、２２１はリアーパネル、２２は回転軸、２
３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
る。さて、実施例における圧縮機は下記の条件で
構成されたものである。

【表】 〓〓〓〓〓

【表】 表１におけるベーン先端の吸込終了回転角度：
θ_sを下記の様に定義する。 すなわち、第４図において、２６−１は羽根室
Ａ，２６−２は羽根室Ｂ、２７はシリンダ１１の
トツプ部、２８−１はベーンＡ，２８−２はベー
ンＢ、２９は吸入溝端部である。 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
２６−１に着目すれば、第４図イはベーンＡ２８
−１が吸入孔１７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
Ａ２６−１には吸入孔１７から直接に、また、羽
根室Ｂ２６−２には吸入溝１８を通つて冷媒が矢
印のごとく供給される。 第４図ロは、羽根室２６−１の吸入行程が終了
する直後の位置を示し、ベーンＢ２８−２の先端
部は吸入溝端部２９の位置にある。この時点で、
ベーンＡ２８−１とベーンＢ２８−２で仕切られ
る羽根室Ａ２６−１の容積は最大となる。 また実施例では、シリンダ１１の内壁面に形成
する吸入溝１８を第５図の様に形成した。ベーン
２８−１の先端が第４図イのごとく、吸入溝１８
を通過するとき、吸入孔１７から羽根室Ｂ−２６
−２に到るまでの流体経路の断面積の中で、吸入
孔１７の面積が最小となる様に吸入溝及び吸入孔
を形成した。 すなわち、吸入溝面積：S₁＝２×ｅ×ｆとした
とき、S₁＞ａとなるように、吸入溝を十分深くシ
リンダ内壁に形成した。 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６図の様であ
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】 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
る圧縮機の一実例である。 第７図は本圧縮機の体積効率：η_vの測定デー
タである。 実施例の圧縮機は、第６図ニで示される様な、
理想的な冷凍能力特性を示し、ロータリー式は高
速時において能力過多になるという従来の常識と
は異なるものであつた。すなわち、 (i) 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。 第７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。 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、ロータリー式の本圧縮機は、レシプロ式
と比べても遜色のない特性が得られた。 （低速回転ではロ，ハは一致する） (ii) 高速回転においては、従来のレシプロと同等
以上の冷凍能力の抑制効果が得られた。 (iii) 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。 上記(i)〜(iii)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。 従来、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
側バルブに帰還させて能力制御を行う方法が、例
えばルーム用エアコンの冷媒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
圧側での冷媒の再膨張によつて、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。 本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、本発明は、後述す
る様に、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
実現出来るのである。 以下、本発明の重要なポイントである冷媒圧力
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。 羽根室圧力の過度特性は、次の様なエネルギー
方程式によつて記述出来る。 Ｃｐ／ＡGT_A−PaｄＶａ／ｄｔ＋ｄＱ／ｄｔ＝ｄ／ｄ
ｔ （Ｃ_Ｖ／Ａγ_aVaTa） 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、Ｃ_P：定圧比
熱、Ｔ_A：供給側冷媒温度、ｋ：比熱比、Ｒ：気
体定数、Ｃ_V：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、γ
Ａ：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。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＝０である。また冷媒は理想気体の法則に 従うものとすれば、γａ＝Pa／RTaであり、１
式から次式が得られる。 Ｇ＝ｄＶａ／ｄｔ（Ａ／ＣｐＴ_Ａ＋１／ｋＲＴ_Ａ）Pa＋
Ｖａ／ｋＲＴ_Ａ ｄＰａ／ｄｔ２式 また、１／Ｒ＝Ａ／Ｃ_Ｐ＋１／ｋＲの熱力学の関係式を
用いれば Ｇ＝１／ＲＴ_Ａ・ｄＶａ／ｄｔ・Pa＋Ｖａ／ｋＲＴ_Ａ
ｄＰａ／ｄｔ３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＝
Rr／Rcとして Ｖ（θ）＝ｂＲｃ^２／２｛（１−m²）θ＋（１−ｍ）
^２／２sin2θ −（１−ｍ）sinθ ×√１−（１−）^{2 2}−sin^-1〔１−ｍ）
sinθ〕｝＋△Ｖ（θ） Ｏ＜θ＜πのとき、Va（θ）＝Ｖ（θ） 〓〓〓〓〓
π＜θ＜θｓのとき、Va（θ）＝Ｖ（θ）−Ｖ
（θ−π） ５式 上記：△Ｖ（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。△Ｖ
（θ）＝Ｏの場合を第８図に示す。 第９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^-6
Kg/cm³，Ｔ_A＝283〓として解析を行つた。 第９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＝3.18
Kg/cm²abs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る。例えば、ω＝5000rpmで
は、供給圧：Paに対する圧力損失：△Ｐ＝1.37
Kg/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。 V₀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０からπまで変化し、ｔ＝ｏ
でVa（０）＝ｏ，Va′（０）＝ｏ、かつ、吸入行程
が終了するｔ＝θｓ／ωで、Va（π）＝V₀，
Va′（π）＝ｏなる近似関数として例えば、６式
を選ぶ。 Va（）≒Ｖ_０／２（１−cos） ６式 また、η＝Pa／Psとおけば、３式は次式のよ
うになる。 Ｇ＝ΩＶ_０／２ Ｐｓ／ＲＴ_Ａ｛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−cosψ）ｄη／
ｄ９ 式 K₁は以下に示す様な無次元量となり K₁＝２ａθｓ／Ｖ_０πω・√2_A10−１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×V₀であり、10−１式は次の様になる。 K₁＝２ａθｓｎ／Ｖｔｈπω√2_A 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（ψ）は、常に
一義的に決定されることになる。 つまり、K₁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：Ω
Kcal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／Ｐａ）×100 12式 さらに、能力制御効果を評価するために、圧縮機
の形状寸法で決まる次の様なパラメータ：K₂を
再度定義する。 K₂＝ａθ_s／V₀ 10−２式 第１０図は、△Ｔ＝10degをスーパーヒートして
Ｔ_A＝283〓の条件下で３式、４式を解き上記パラ
メータK₂で整理したものである。 第１０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
ては圧力損失が極力小さく、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＝0.04
93とな る。 第１０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。後述する様に、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）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機のパ
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機が実現
出来る。但し、13式は、冷媒温度：Ｔ_A＝283゜Ｋ
の条件下による場合得られるK₂の値であり、上
記Ｔ_A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：Ｔ_A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：Ｔ
_A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、Ｔ_A＝−５℃近傍がベストであり、実
用上許容出来るところで、Ｔ_A＝−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、車輛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Ｔ_A＝10℃程度が実用上の限界であり、Ｔ_A＝
５℃の程度に押さえられるならば、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℃＜Ｔ_A＜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Ｔ_Aにスーパーヒート：ΔＴ＝
10degを見込むと、 O′C＜Ｔ_A＜20℃ 16式 しがつて、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
までの流体経路の中で、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１１図は、その実験方法の一例を示すもの
で、１００は圧縮機、１０１は車輛に実装する際
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１１図の一点鎖線：Ｎで包まれる部分が、本
発明の対称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３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、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/cm²abg、空気の比熱比：k₁＝1.0、比重
量：γ_１、重力加速度：ｇ＝980cm/sec^２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が各種異なる圧縮機を
塔載した実車走行テストの結果は、次の様であつ
た。

【表】 第６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致る。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塔載出来る大
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。 〔〕 吸入有効面積が吸入行程中変化する場合 以上、吸入流動路の羽根室へ通ずる有効面積が
吸入行程中一定とみなされる場合によいて、実施
例をあげ説明してきた。しかし、例えば、吸入流
通路の羽根室開口部がベーン走行方向で長く形成
され、ベーンの走行位置による前記開口部の有効
面積の変化が無視出来ない場合は、前述したパラ
メータ：K₁及びK₂による整理は出来ない。なぜ
ならば、９式において、K₁がの関数となるた
め、ηはｏ＜＜πの範囲で、K₁（）によつ
て任意に変わり得るからである。 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、第１２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５図参照） 第１２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。 第１２図の様な吸入溝形状が圧縮機の特性上、
許容出来るならば、ツール径の分だけ、断面の曲
面を見込むことが出来るため、量産加工上有利で
ある。 この様に、一般の圧縮機においては、加工上あ
るいは全体構成上の配慮等から、吸入行程中、吸
入流通路の有効面積が大きく変化する嬢場合が
〓〓〓〓〓
多々有り、伺下、本発明の適用について述べる。 (i) 吸入流通路が前半において閉じられる場、吸
入流通路が吸入行程の前半の一区間において第
１３図イ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、10−１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１４図は、第１３図イの吸入流通路が遮蔽
される区間（ａ（θ）＝ｏの区間）をθ_１とし
たとき、θ_１／θｓに対する圧力降下率：ηｐ
を求めたものである。 Ｏ＜θ_１／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１５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（図中ロ）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。 (ii) 吸入流通路が後半において閉じられる場合吸
入流通路が後半において、角度：θ_２だけ閉じ
られている場合の最終到達圧力に及ぼす影響を
求めたのが第１６図である。 圧力降下率：ηｐはθ_２に比例して増大し、
θ_２／θｓ＝0.5でほぼηｐ＝80％程度にな
る。 上記(i)，(ii)の検討結果を要約すれば次の様であ
る。すなわち、吸入流通路の開閉状態もしくは、
その開口面積の大小が最終到達圧力に与える影響
の度合は、吸入行程におけるベーン走行角度θに
よつて大きく異なり、吸入行程の前半、すなわち
ｏ＜θ＜θｓ／２の区間での影響は僅少であり、θ＝ θｓに近づくにつれて与える影響は増大する。 以上の結果は、吸入流通路の面積：ａ（θ）
に、位置による「重みずけ」を与えることによ
り、任意の関数：ａ（θ）の適切な平均値
（θ）が得られることを示唆するものである。 第１７図に、各種重み函数：ｇ（θ）を示す。
g₁は、Ｏ＜θ／θｓ＜0.5でｇ（θ）＝０，0.5＜
θ／θｓ＜１で、ｇ（θ）＝２（θ／θｓ）−１，
g₂はｇ（θ）＝（θ／θｓ）^２、g₃はｇ（θ）＝
θ／θｓ，g₄はｇ（θ）＝１である。 ここで、重み平均：を次の様に定義する。 ＝∫〓^ｓ _０ｇ（θ）・ａ（θ）ｄθ／∫〓^ｓ _０ｇ
（θ）ｄθ 18式 第１８図は、ベーン走行角度：θの関数である
ａ（θ）と、前述した各種重み函数：ｇ（θ）か
らａ（θ）の平均値をを求め、かつ、上記と
３式、４式を用いて、表１（面積ａを除く）、表
２、回転数：ω＝3600rpmの条件における過渡特
性を求めたものである。 但し、吸入流路の面積：ａ（θ）は、第１９図
のイで示される値を用いており、第１８図のPa
（θ）は、平均値を用いないので求めた厳密解で
ある。ちなみに、ここでの厳密解とは解析解のこ
とではなく、吸入流通路の面積：ａ（θ）を正確
に考慮して計算した数値解析による解を示す。

【表】 第１８図の結果では、厳密解：Pa（θ）は吸
入行程が終了する時点：θ＝270゜において、供
給圧：Ps＝3.18Kg/cm²absに対して、ΔＰ＝0.78
Kg/cm²absの圧力損失がある。 厳密解による圧力Pa（θ）がθs₁＝200゜で再
度大きく降下を始めるのは、吸入流通路の有効面
積が、ａ（θ）＝0.78cm²からａ（θ）＝0.31cm²に減
少するためである。 〓〓〓〓〓
表４に、各種重み函数を用いた場合の厳密解と
の誤差を示す。 重み函数：g₁を用いた場合、第１８図から分か
る様に、重み平均による解は厳密解に対して、や
や小さ目の解が得られ、重み函数：g₃を用いた場
合、厳密解と比べて、g₁の場合とは逆に、大き目
の解が得られる。したがつて、g₁＜g₂＜g₃であ
り、上記条件下ではｇ（θ）＝g₂＝（θ／θｓ）^２
が最もよい近似を与えることが分かつた。 第１９図は、第１２図の吸入溝形状を有する圧
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５）
について示すものである。

【表】 第２０図は、上記イ，ロ，ハのそれぞれについ
て、回転数に対する圧力降下率を、厳密解と重み
平均値：を用いた場合について比較したもので
ある。 いずれの場合も、ω＝3000rpm〜4000rpmの範
囲で極めてよい近似を示すが、回転数に対する圧
力降下率の勾配は、厳密解の方がゆるやかなた
め、回転数が高いところでは、圧力降下率は重み
平均値：を用いた方が若干大きく、逆に低速回
転の領域においては、厳密解を用いた方が若干大
き目になる。 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、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。 重み平均を用いた上記方法は、実用上十分な精
度の近似が得られるため、〔〕で行つた様に、
パラメータ：K₂を用いた特性評価が出来る。 以上、吸入流通路の有効面積が吸入行程中変化
する一般の圧縮機に、本発明を適用する場合を要
約すれば下記の様になる。 ベーン走行角度：θが、ｏ＜θ＜θｓの区間
において、エバポレータから圧縮機羽根室まで
の流通路の有効面積：ａ（θ）を求める。 上記ａ（θ）を用いて、重み平均を求め
る。但し、＝∫〓^ｓ _０θ²a（θ）ａ（θ）ｄ
θ／∫〓^ｓ _０θ²dθ さらに、上記を用いて、パラメータ：K₂
＝θsn／Vthを求める。 例えば、表３を用いて、上記K₂の値から能
力制御の特性評価を行う。 以上、〔〕，〔〕の説明において、本発明の
能力制御の効果を説明するのに、圧力降下率：η
ｐを用いた。その理由は、吸入行程終了時におけ
る圧力損失：ΔＰに対する供給圧：Psの比：Δ
Ｐ／Psのみで、能力制御の効果をほぼ正確に評
価出来るからである。 但し、厳密には、供給側冷媒の比重量と羽根室
冷媒の比重量から冷凍能力の降下率が得られる。
供給側冷媒の比重量をγ_A、羽根室冷媒の比重量
をγａ、吸入行程終了時における羽根室冷媒の比
重量をγａ＝γasとおけば、次の様な冷凍能力の
降下率：η_jが定義出来る。 η_j＝（１−γａｓ／γ_Ａ）×100 19式 吸入行程終了時における冷媒温度をTa＝Tas及
びPa＝Pasとおけば、γ＝Ｐ／RTであり、19式
は η_j＝（１−Ｐａｓ／Ｐｓ・Ｔ_Ａ／Ｔａｓ）×10020式 羽根室の冷媒温度：Taは下記の様にして求める
ことが出来る。 １式のエネルギー方程式において、羽根室冷媒
総重量、G₀＝γ_aＶ_a，ｔ＝ｏでTa＝Ｔ_A，ｄＱ／ｄｔ＝
ｏ とすれば Ｃ_PＴ_A∫^ｔ _０Gdt−Ａ∫^ｔ _０PadVa＝GvGo（Ta−Ｔ
_A） 21式 第２１図は、Ａ＝１／42700KCal／Kg・cm，
Cp＝0.147Kcal／Kg〓，Cv＝0.130Kcal／Kg〓と
して、表１、表２の条件下で21式を解き、羽根室
冷媒温度：Taの過渡特性を求めたものである。 同一の条件下で得られる羽根室圧力の過渡特性
（第９図）と比べて、冷媒の温度：Taの変化は緩
やかであり、供給側冷媒温度：Ｔ_Aからの隔たり
〓〓〓〓〓
は小さい。また、回転数が異なる場合の最終到達
温度の差はたかだか５℃〜12℃程度であり、Ｔ
_A／Tasは1.09〜1.14程度の僅かな範囲でしか変化
しない。したがつて、20式における冷凍能力の降
下率：η_jは、ほとんど冷媒圧力比：Pas／Ps
（あるいは圧力降下率：η_p＝１−Pas／Ps）によ
つて決定されることが分かる。 以上の考察から、圧力効下率：η_pのみで、能
力制御効果を評価してよいことが分かる。 以上、２ベーンタイプのスライデイングベーン
コンプレツサに本発明を適用した実施例について
述べたが、本発明はコンプレツサの吐出量、ベー
ン枚数、型式に関係なく用いることが出来る。ベ
ーンをロータ中心から偏心させることにより、吐
出量を大きくとれるが、勿論、偏心していない構
成でもよい。 また、複数の各ベーン間の角度が等角に配置さ
れた圧縮機でなくてもよく、不等角でもよい。こ
の場合、例えば、最大吸込容積：Voが大きい方
に本発明からなる能力制御を施こせばよい。 シリンダは、本実施例では真円型を用いている
が惰円型でもよい。あるいは、ロータに貫通して
一枚のベーンが径方向に摺動可能に形成されたシ
ングルベーンタイプのコンプレツサにも本発明を
適用することが出来る。 以上の通り、本発明においては、特にロータと
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Vo，cc、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 ＝∫〓^ｓ _０θ²a（θ）ｄθ／∫〓^ｓ _０θ²dθ としたとき、パラメータ、θｓ／V₀の値を
0.025＜θ_s／V₀＜0.080の範囲となるようベー
ン形圧縮機を構成するものであり、本発明から見
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、能力制御が実現出来る。 なお、上記のパラメータ（θ_s／V₀）の値は従
来のベーン形圧縮機では0.080を大きく上まわる
ものであり、上述のような能力制御機能を有する
ものではない。

【図面の簡単な説明】

第１図は一般のスライデイングベーン型ロータ
リー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図イは同圧縮機の吸
入孔形状の第２図における矢視図、第５図ロは第
５図イのVB−VB矢視図、第６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７図は同圧縮機の回転数：ωに対
する体積効率：η_vの実測グラフ、第８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９図は同圧縮機の過
渡特性の一例を示すグラフ、第１０図は回転数：
ωに対する圧力降下率：η_pの特性グラフ、第１
１図は吸入有効面積：ａ測定のための実験装置を
示す図、第１２図は本発明の他の実施例であるロ
ータリー圧縮機の正面断面図、第１３図イは吸入
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１３図ロは同様に後半において閉じられ
る場合のグラフ、第１４図はθ_１／θｓに対する
圧力降下率：η_pのグラフ、第１５図は羽根室圧
力：Paの過渡特性を示すグラフ、第１６図はθ
_２／θｓに対するη_pのグラフ、第１７図は各種
重み函数：ｇ（θ）の特性を示すグラフ、第１８
図は羽根室圧力：Paの過度特性の数例を示すグ
ラフ、第１９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２
０図は回転数：ωに対する圧力降下率：η_pのグ
ラフ、第２１図はベーン走行角度θに対する冷媒
温度：Taのグラフである。 １１…シリンダ、１４…ベーン、１６…ロー
タ、２０…側板、２６−１…羽根室、２７…シリ
ンダ・トツプ部。 〓〓〓〓〓

Claims (1)

1. 【特許請求の範囲】 １ 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
   へ連絡する冷媒の流通路である吸入孔及び吐出孔
   とを備え、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のベーン
   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Vo，cc、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 ＝∫〓^ｓ _０θ²a（θ）ｄθ／∫〓^ｓ _０θ²dθ としたとき、パラメータθ_s／Ｖ_pを 0.025＜θ_s／V₀＜0.080 の範囲となるよう構成されているベーン形圧縮
   機。 ２ θ_sラジアン、V₀，が 0.035＜θ_sV₀＜0.070 である特許請求の範囲第１項に記載のベーン形圧
   縮機。 ３ θ_sラジアン、V₀が 0.040＜θ_s／V₀＜0.065 である特許請求の範囲第１項に記載のベーン形圧
   縮機。