JPS627397B2

JPS627397B2 -

Info

Publication number: JPS627397B2
Application number: JP9290380A
Authority: JP
Inventors: Seiichi Iida; Koji Takeshita; Yutaka Ozawa; Zenichi Yoshida; Otomasa Mukohara
Original assignee: Mitsubishi Heavy Industries Ltd
Current assignee: Mitsubishi Heavy Industries Ltd
Priority date: 1980-07-08
Filing date: 1980-07-08
Publication date: 1987-02-17
Also published as: JPS5718493A

Description

【発明の詳細な説明】本発明は、ローリングピストン形ロータリ圧縮
機に関する。

一般に、ローリングピストン形ロータリ圧縮機
は、ブレードが１枚のものが広く実用化されてい
る。これに対し、ブレードを２枚にすると、シリ
ンダなどの容積を大きくせずに容量をおよそ２倍
にすることが期待される。

そこで、従来、第１図に示すように、２個のブ
レードを有するローリングピストン形ロータリ圧
縮機が提案されており、図中の符号１はクランク
軸、２はロータ、３はシリンダ、４はブレード、
５は吐出弁、６はリテーナ、７はブレード４を押
えるバネ、８は吸入ポート、９は吐出ポート、１
０は吐出弁取付用ボルト、１１はハウジング、１
２はアキユムレータ、１３は吸入管を示してい
る。またＡはシリンダ３内の吸入行程中の容積部
分としての吸入室であり、Ｂは同じく圧縮行程中
の圧縮室であり、Ｃは圧縮室である。

ローリングピストン形ロータリ圧縮機では、ク
ランク軸１に、ロータ２がはめ込まれており、シ
リンダ３の内径をDcとし、ロータ２の外径をＤ_R
とし、クランク軸１のクランク部の偏心量をｅと
するとき、Dc＝Ｄ_R＋2eにすると、ロータ２の外
周部の１個所がシリンダ３の内径に接し、クラン
ク軸１の回転により、ブレード４と前述のロータ
２とシリンダ３の接触部で構成される容積が小さ
くなり、吸入ポート８より吸入したガスが圧縮さ
れた吐出ポート９、弁５を経て吐出される。

従来、一般に利用されているローリングピスト
ン形ロータリ圧縮機では、ブレード４が１枚の構
造になつている。これを２枚にすると、第２図ａ
〜ｅに示すように、ロータ２の回転角φが、０
゜，90゜，180゜と大きくなるに従つて、吸入室
Ａの容積が大きくなり、ガスを吸入する。そして
180゜から270゜に行くに従い容積は大きくなり、
270゜で最大になる。

次に、270゜〜360゜の間では容積が減少し、こ
の点より吸入室Ａは吸入工程から圧縮行程に入
る。ブレード４を２枚にすると以上のように、
270゜で一且吸入したガスを吸入ポートより排出
し、360゜より圧縮を開始する。

したがつて、ブレード４を２枚用いたローリン
グピストン形ロータリ圧縮機では、吸入管におけ
る脈流が大きくなるという欠点があり、構造も複
雑になつて、実用的でないと考えられて来た。

また、一且吸入した吸入ガスをすべて圧縮する
のでなく、一部排出してしまい、その後圧縮する
ため、圧縮機が本来持つている容量いつぱいの能
力を出すことができない。

本発明は、吸入工程における、容積が縮少する
ことを利用し、長い吸入管１３を用いて吸入室の
容積で構成される気体の圧力振動を利用して、吸
入ポート８が閉じられる瞬間の圧力を最大にし、
この圧力を吸入圧力より高くするようにした過給
を行なわしめ、圧縮機の能力（吐出量）を大きく
できるようにした、ローリングピストン形ロータ
リ圧縮機を提供することを目的とする。

このため本発明のローリングピストン形ロータ
リ圧縮機は、シリンダの中心に対して偏心し同シ
リンダの内面を転動するロータと、このロータに
圧接しシリンダ室を吸入室と圧縮室とに分離する
ブレードとから構成されるローリングピストン形
ロータリ圧縮機において、同ロータリ圧縮機にお
ける１個のシリンダに２枚以上のブレードをそな
えるとともに、上記シリンダの吸入ポートに吸入
管を介して接続されたアキユムレータをそなえ、
上記アキユムレータの圧力より高い圧力を上記吸
入室へ過給すべく、上記シリンダ内の吸入室の容
積および上記吸入管の長さによつて定まる気体振
動の固有値を、この圧縮機の運転による脈流の周
波数とほぼ等しくさせたことを特徴としている。

以下、図面により本発明の実施例としてのロー
リングピストン形ロータリ圧縮機について説明す
ると、第１図は２枚のブレードを有するローリン
グピストン形ロータリ圧縮機の断面図、第２図は
上記ロータリ圧縮機の作用を示す説明図、第３図
は第２図に対応させて、圧縮機内の容積の変化を
示すグラフであり、第４〜７図は本発明の実験例
を示すもので、第４図は１枚のブレードを有する
ローリングピストン形ロータリ圧縮機の断面図、
第５図ａ〜ｃおよび第６，７図はいずれもその作
用を説明するためのグラフである。

本発明のブレード４を２枚有するローリングピ
ストン形ロータリ圧縮機の構造も、概略的には第
１図に示したとおりであるが、本発明の圧縮機で
は、吸入管１３を比較的長くし、圧縮機側と反対
の端をアキユムレータ１２に連結する。アキユム
レータ１２は所定の容積をもつた容器で、吸入管
１３の脈流を緩和するためのものである。

第３図は、第２図ａ〜ｅに示したφの変化に対
する圧縮機の容積の変化を示したものである。２
枚のブレードを有するローリングピストン形ロー
タリ圧縮機では、φが０゜〜360゜の間は吸入行
程で、これに続くφが360゜〜540゜の間では圧縮
行程になる。前述のように270゜で吸入室Ａの容
積が最大になり、270゜から360゜の間では再び容
積が小さくなり、このとき吸入ポート８は開かれ
たままになつているため、一且吸入室Ａに入つた
ガスが吸入ポート８より逆流しようとする。

しかし、吸入管１３を長くしてあるため、φが
270゜になつても、すなわち吸入室Ａの容積が最
大で、容積の変化率がゼロになつても、吸入管１
３内のガスは、その慣性力のため吸入ポート８へ
の速度を有しており、ガスの慣性力の加速度（正
確には減速度）と吸入室Ａ内の圧力とがバランス
するまで、吸入室Ａの容積が変化しなくても、ま
たその容積が小さくなりつつあるときでも、吸入
室Ａへガスが流入し、吸入室Ａ内のガスを圧縮す
る。これを簡単に式で表わすと、吸入室Ａ内の圧
力上昇ΔＰは、ガスの密度をρ、吸入管１３の長
さを、吸入管１３内のガスの流速をｕ、時間を
ｔで表わすとき、 ΔＰ＝−ρ・・ｄｕ／ｄｔとなる。そして発生する圧力ΔＰは、ρ，，
ｄｕ／ｄｔに比例している。

φ＝270゜の時点では、シリンダ３吸入室Ａの
容積変化率はゼロであるが、減速度（−ｄｕ／ｄｔ）が比較的大きく、これにより発生する圧力で吸入管
Ａのガスを圧縮する。このときの吸入室Ａの容積
および吸入管１３の長さによつて決まる気体振
動の固有地を、この圧縮機の運転による脈流の周
波数とほぼ等しくさせるように選定し、φ＝360
゜のときに−ｄｕ／ｄｔが最大すなわち発生圧力が最大になるようにすることにより、吸入ポート８が閉
じる寸前には、アキユムレータ１２の圧力より高
い圧力が吸入室Ａの中に発生し、吸入室Ａのガス
の密度が高くなり、いわゆる過給が行なわれる。

このようにして、限られた容積の吸入室Ａに高
圧力で高密度のガスを吸入させ、圧縮機の吐出量
を増大させることができる。したがつて圧縮機の
小型軽量化がはかれると同時に、小形のまま、大
きな容量の圧縮機となるため、相対的に機械的損
失が小さくなり、効率のよい圧縮機にすることが
できる。

また、従来かえりみられなかつた２枚のブレー
ドのローリングピストン形ロータリ圧縮機が、本
発明の過給により、その欠点を改善されると、従
来の１枚ブレード形に比べてトルク変動が軽減さ
れるので、低騒音化にも大きな効果がある。

ところで、第４図に示すローリングピストン形
ロータリ圧縮機の吸入配管系における吸込みガス
の脈動流について解析および実験を実施した結果
を次に示す。

まず、解析において、いま対象とする圧縮機の
吸入配管系（第４図参照）の流れにおいて以下の
仮定をする。

(1) 圧縮ガスは理想気体とする。

(2) 配管内の流れは、１次元圧縮性断熱流れとす
る。

(3) 配管壁の摩擦による発熱を無視する。

(4) アキユムレータは十分大きな容積とし、その
内部でのガスの状態値は一定とする。

(5) 配管の両端での拡大収縮圧損は無視する。こ
のとき連続の式、運動量保存則および音速は次
のように与えられる。

∂ρ／∂ｔ＋ρ∂ｕ／∂ｘ＋ｕ∂ρ／∂ｘ＝０（2.1
） ∂ｕ／∂ｔ＋ｕ∂ｕ／∂ｘ＋１／ρ ∂ｐ／∂ｘ＋４ｆ／Ｄｕ^２／２ｕ／｜ｕ｜＝０（2.2） a²＝（∂ｐ／∂ρｓ）＝ｋ_ｐ／ρ （2.3）上式に対する境界条件を次のように与える。

(1) ｔ＝０で、配管内のガスの状態値は、アキユ
ムレータ内のガスの状態値に等しく、また、流
速ｕ（ｘ，０）＝０とする。

(2) 吸入配管入口（ｘ＝０）とアキユムレータ内
部のガスの間には、エネルギー保存則が成立す
る。

(3) 吸入室内のガス温度一定とし、配管出口（ｘ
＝Ｌ）のガスの状態値と吸入室容積Ｖ（ｔ）に
ついては、状態方程式より次の関係が成立す
る。

ｄ／ｄｔ（Pe・Ｖ）＝π／４D²ρｅ・ｕ_e・ａ_ｅ ^２／
ｋ（2.4）基礎方程式（2.1）〜（2.3）式および境界条
件を無次元化する。

Ａ≡ａ／ａ_０＝（Ｐ／Ｐ_０），Ｕ≡ｕ／ａ_０，Ｚ≡ａ_０／Ｌ，Ｘ≡ｘ／Ｌ，Ｃ≡Ｖ／Ｖ_０ただし、ｘ：配管長手方向の座標ｔ：時間座標、Ｐ（ｘ，ｔ）：吸込みガス圧力 ρ（ｘ，ｔ）：吸込みガス密度ａ（ｘ，ｔ）：吸込みガスの音速ｕ（ｘ，ｔ）：吸込みガスの速度ｋ：吸込みガスの比熱比ｆ：管摩擦係数｛τ_w／（ρ_u ^２／２），｝ τ_w：管壁の剪断力Ｄ：吸入配管径、Ｌ：吸入配管長 Pe（ｔ）＝Ｐ（Ｌ，ｔ） ρｅ（ｔ）＝ρ（Ｌ，ｔ） ae（ｔ）＝ａ（Ｌ，ｔ）ｕ_e（ｔ）＝ｕ（Ｌ，ｔ）Ｖ（ｔ）：吸入室容積 P₀：アキユムレータ内のガス圧力 a₀：アキユムレータ内のガスの音速 V₀：圧縮機理論吸込み容積このとき、基礎式および境界条件は次のように
なる。

∂Ａ／∂Ｚ＋ｋ−１／２Ａ∂Ｕ／∂Ｘ＋Ｕ∂Ａ／∂Ｘ
＝０（2.5） ∂Ｕ／∂Ｚ＋１／ｋ−１ ∂Ｅ／∂Ｘ＋BU｜Ｕ｜＝０
（2.6）Ｅ（Ｘ，Ｚ）≡Ａ（Ｘ，Ｚ）^２＋ｋ−１／２Ｕ（Ｘ，Ｚ）^２（2.7）ｄＡｅ／ｄＺ＝ｋ−１／２ｋＡｅ／Ｃ（τ）［αAe
−γｄＣ／ｄτ］（2.8）Ａ（Ｘ，０）＝１，Ｕ（Ｘ，０）＝０，Ｅ（０，ｔ）＝１，Ae（Ｚ）＝Ａ（１，Ｚ），Ue（Ｚ）＝Ｕ（１，Ｚ）ただし、 α≡（π／４）Ｄ^２Ｌ／Ｖ_０，β≡２ｆ／（Ｄ／Ｌ）
， γ≡Ｌ／ａ_０τ_０，τ≡γＺ τ_０は圧縮機の回転周期とする。

上記を解析するために、（2.5），（2.6）式にＸ
方向について差分法を適用しＺに関する複数個の
常微分方程式を導出し、ルンゲークツタ法により
それらを連立して数値計算した。

なお、配管の両端については、（2.5），（2.6）
式より得られる差分方程式に代え、特性曲線法を
適用した。計算は、Ｚ＝０の静止状態から吸入室
の容積変化に対応した定常的な周期解が得られる
まで実行する。本研究で実施した計算例では、圧
縮機の５〜６周期相当の計算で定常な解が得られ
た。

第５図に計算結果の一例を示す。この例では、ｋ＝1.246，α＝3.566， β＝1.813，γ＝0.23 とし、配管長を10等分して計算した。第５図ａに
吸入室の容積変化を示す。容積が急に減少する点
が吸入完了位置である。第５図ｂおよびｃに配管
出口での圧縮ガスの無次元圧力（Pe／P₀），無次
速度（ｕ／a₀）を示す。本例では、吸入完了時の
（Pe／P₀）が1.0を越えている。したがつて、圧縮
ガスの吸入完了時、すなわち圧縮開始時の圧力が
アキユムレータ入口での設定圧以上となり、圧縮
ガスが過充填されることがわかる。

このように、解析により求められた結果と比較
すべく、実験結果を次に示す。

空調用ローリングピストン形ロータリ圧縮機
（冷媒R22）を用いて、吸入配管の圧力計測を実
施した。

第６図に、圧力波形の計測結果と計算結果とを
示す。このときの試験条件は、アキユムレータ入
口設定圧0.625MPa，入口ガス温度35℃、圧縮機
回転数3300rpm、吸入配管長0.925mである。第
４図は、配管入口より0.785mでの圧力波形であ
り、横軸には圧縮機のクランク軸の回転角を示し
てある。計測および計算の両者の結果を比較する
と、圧力変動幅に若干の差はあるが、両者はよく
一致していることがわかる。

そこで、吸入弁のないローリングピストン形ロ
ータリ圧縮機について、本解析手法を用い配管長
と吸入完了時の吸入室の圧力の関係について検討
した。第７図に無次元配管長さγ≡Ｌ／（a₀τ
_０）と吸入完了時（φ＝24゜）の吸入配管出口圧
の無次元値Pec／P₀との関係を示す。（ただし、
Ｄ＝８×10^-3m，ｆ＝0.001とした。）これによる
と、吸入室入口での圧損を無視すると、γ＝0.2
のとき吸入圧が設定圧の1.2倍となり理論吸入流
量に比べ圧縮ガスを約20％過充填できることがわ
かる。

このように、解析結果および実験例に基づき、
２つの吸入管１３の長さをいずれも約1mとし
て、吸入室Ａの容積を所定の状態として、圧縮機
の回転数を3300rpmとすることにより、従来用い
られている圧縮機に比べて吸入管１３は長くなる
が、これによつて、脈流を小さくすることができ
る。

上述の本発明の実施例では、ブレード４が２枚
の場合について説明したが、このブレードを３枚
あるいは４枚にしても同様の効果を得ることがで
きる。

すなわち、シリンダ３の吸入室Ａの容積および
吸入管１３の長さによつて定まる気体振動の固有
振動数（固有値）と、圧縮機の運転による脈流の
周波数とをほぼ等しくすることによつて、共振現
象を起こし、前述の作用効果を得ることができる
が、２次、３次の脈流で、上記固有値と共振させ
ることにより圧力変動を生じさせることによつて
も、前述と同等の作用効果を得ることができる。

【図面の簡単な説明】

第１〜３図は従来のローリングピストン形ロー
タリ圧縮機と本発明の一実施例としてのローリン
グピストン形ロータリ圧縮機を説明するもので、
第１図は２枚のブレードを有するローリングピス
トン形ロータリ圧縮機の断面図、第２図は上記ロ
ータリ圧縮機の作用を示す説明図、第３図は第２
図に対応させて、圧縮機内の容積の変化を示すグ
ラフであり、第４〜７図は本発明の実験例を示す
もので、第４図は１枚のブレードを有するローリ
ングピストン形ロータリ圧縮機の断面図、第５図
ａ〜ｃおよび第６，７図はいずれもその作用を説
明するためのグラフである。１…クランク軸、２…ロータ、３…シリンダ、
４…ブレード、５…吐出弁、６…リテーナ、７…
バネ、８…吸入ポート、９…吐出ポート、１０…
吐出弁取付用ボルト、１１…ハウジング、１２…
アキユムレータ、１３…吸入管、Ａ…吸入室、
Ｂ，Ｃ…圧縮室。

Claims

【特許請求の範囲】

１シリンダの中心に対して偏心し同シリンダの
内面を転動するロータと、このロータに圧接しシ
リンダ室を吸入室と圧縮室とに分離するブレード
とから構成されるローリングピストン形ロータリ
圧縮機において、同ロータリ圧縮機における１個
のシリンダに２枚以上のブレードをそなえるとと
もに、上記シリンダの吸入ポートに吸入管を介し
て接続されたアキユムレータをそなえ、上記アキ
ユムレータの圧力より高い圧力を上記吸入室へ過
給すべく、上記シリンダ内の吸入室の容積および
上記吸入管の長さによつて定まる気体振動の固有
値を、この圧縮機の運転による脈流の周波数とほ
ぼ等しくさせたことを特徴とする、ローリングピ
ストン形ロータリ圧縮機。