JPS6331677B2 - - 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。 一般に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、部品点数の多いレジプロ
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
ジ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ジプロ式のコ
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。 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、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、特願昭55−134048
号（特開昭57−70986号）で出願中である。 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 ＝∫₀〓^sθ²a（θ）dθ／∫₀〓^sθ²dθ としたとき、パラメータθ_s／V_pを0.025＜θ_s
ａ／V_p＜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でき、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できるものであ
る。 本発明は、上記発明を利用し、改良を加えるも
のであり、車両用圧縮機において、軽自動車と大
型バス等ではその原動機の設定回転数の範囲ある
いは必要とする冷凍能力も異なり、それらの要求
にあわせた能力制御特性をベーン形圧縮機に持た
せるためには吸入流路の有効面積を設計変更し、
加工工程を設ける必要があつたが、本発明におい
ては、同一のベーン形圧縮機を用い、設計変更や
加工工程の増加の必要なく、使用形態にあわせた
能力制御特性を得ることを目的とするものであ
る。 以上の目的を達成するため、本発明は、ベーン
形圧縮機において、特に、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調整するス
ペーサを備え、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
ツプ部とし、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 ＝∫₀〓^sθ²a（θ）dθ／∫₀〓^sθ²dθ としたとき、パラメータθ_s／V_pを0.025＜θ_s
ａ／V_p＜0.080の範囲となるよう前記スペーサを
構成したものである。 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。 ２００はヘツドカバー、２０１はスペーサ、２
０２は吸入配管継手である。 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はプーリである。 第４図は、スペーサ２０１がヘツドカバー２０
０に形成されたスペーサ収納部２０３に設置され
る手順を示す。本発明では、上記スペーサ２０１
の選択によつて、同一の圧縮機を用いても、エン
ジン、車両の多様な特性にマツチングした能力制
御特性を有する圧縮機を簡易に構成出来る点が特
徴である。 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６図において、２６−ａ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、
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
＝０とし、前記θ＝０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６図イはベーン２８ａ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
ａには吸入孔１７から直接に、また、羽根室Ｂ２
６ｂ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６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Ｂ２６ｂ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Ａ２８ａとベーンＢ２８ｂで仕切られる羽根室
Ａ２６ａに容積は最大となる。 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
２８ａの先端が第６図イのごとく、吸入溝１８を
通過するとき、スペーサ２０１をとりはずした状
態で、吸入配管から羽根室Ｂ２６ｂ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、吸入面積a′吸入溝面積：S₁＝ｅ×ｆ
としたとき、S₁＞a′となる様に、吸入溝を十分深
くシリンダ内壁に形成した。 上記構成でスペーサ２０１を装着すれば、吸入
配管から羽根室に到るまでの吸入流通路の有効面
積：ａは、ほとんどスペーサ２０１の内径：D₂
で決定されることになる。 実施例では、ヘツドカバー２００に吸入配管継
手２０２を取付ける手前の組立の最終工程で、ス
ペーサ２０１を装着すればよく、圧縮機の他の部
分の部品形状、組立の手順は、全く同一にするこ
とが出来た。 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、圧縮機の羽根室に致る
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７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、１０
６は圧力計、１０７は圧力調整弁、１０８は高圧
のエアー源である。 第７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：κ₁＝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、表１の条件、及び吸入有効面積：ａ＝
0.45cm²となるスペーサ２０１を選択して構成され
た本圧縮機の回転数に対する冷凍能力の測定結果
は、第８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
なる圧縮機の一実施例である。 第９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８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９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、従来のレジプロと同等
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
クルにと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、制御パルプを圧縮
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
側羽根室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凍サイクルで実用化さ
れている。しかし、この方法では、低圧側で再膨
張する冷媒の帰還量の分だけ圧縮損が発生し、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／ＡGT_A−PadVa／dt＋dQ／dt ＝ｄ／dt（Cv／Ａγa Va Ta） ２式 上記２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、T_A：供給側冷媒温度、κ：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３式〜５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。 ２式において、左辺第１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
理想気体の法則に従うものとし、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 ＝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γ_a＝P_a／RT_aであり、１式から次式が
得られる。 Ｇ＝dVa／dt（Ａ／CpT_A＋１／κRT_A）＋Pa ＋Va／κRT_A dPa／dt ３式 また、１／Ｒ＝Ａ／Cp＋１／κRの熱力学の関係式を
用い れば Ｇ＝１／RT_A・dVa／dt・Pa＋Va／κRT_A dPa／dt ４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、４式、５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）＝bRc²／２｛（１−m²）θ＋（１−ｍ）²／２s
in2θ−（１−ｍ）sinθ ×√１−（１−）^{2 2}−sin^-1〔（１−ｍ）s
inθ〕｝＋ΔV（θ） ０＜θ＜πのとき、Va（θ）＝Ｖ（θ） π＜θ＜θsのとき、Va（θ）＝Ｖ（θ）−Ｖ（π−
θ）６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。
ΔVθ＝０の場合を第１０図に示す。 第１１図は、４式〜６式及び表１、表２の条件
を用いて、ｔ＝０、P_a＝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、κ＝
1.13、Ｒ＝668Kg・cm／〓Kg、γ_A＝16.8×10^-6Kg／
cm³、T_A＝283〓として解析を行つた。 第１１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／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、吸入冷媒総重量の低下
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、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＝０でVa（０）＝０、
Va′（０）＝０、かつ、吸入行程が終了するｔ＝
θs／ωで、Va（π）＝V₀、Va′（π）＝０なる近似
関数として例えば、６式を選ぶ。 Va（）≒V₀／２（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＝ΩV₀／２ Ps／RT_A｛sinη＋１／κ（１−cos） dη／d｝ ８式 ５式は、 したがつて、上記８式、９式から、 K₁f（η）＝sin・η＋１／κ（１−cos）dη／d1
0式 K₁は以下示す様な無次元量となり K₁＝2aθs／V₀πω・√2_A 11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は羽根枚数とすれば、通常、
Vth＝ｎ×V₀であり、11式は次の様になる。 K₁＝2aθsn／Vthπω√2_A 12式 上記10式において、比熱比：κは冷媒の種類の
み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、10式の解、η＝η（）は、常
に一義的に決定される。 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、損失か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 13式 第１２図は、再度、K₂＝aθs／V₀なるパラメータ を定義し、ΔT＝10degをスーパーヒートとして、
T_A＝283〓の条件下で圧力降下率：ηpを求めたも
のである。 第１２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＝0.0493とな る。 第１２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８図の実験結果では、
冷凍能力の降下率は、16.0％であり、より近似を
示すことが分かる。 さて、本発明からなる圧縮機では、圧縮機の他
の構成を変えないで、スペーサ２０１のみを選択
することにより、第１２図に示すような各種能力
制御特性を任意に選ぶことが出来る。 例えば、某車種に本圧縮機が組み込まれた冷凍
サイクルを適用した場合、要求される冷凍能力特
性の仕様は下記の様であつた。 (i) ω＝1800rpmにおいて、冷凍能力の降下率
（圧力損失）は３％以下のこと。 (ii) ω＝3600rpmにおいて、冷凍能力の降下率は
20％以上のこと。 上記(i)、(ii)を満足するK₂の範囲は 0.045＜K₂＜0.050 14式 したがつて、上記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)の性鹸能を有する能力制御付圧縮機が実現
出来る。表１のパラメータで圧縮機を構成したと
すれば、吸入有効面積：ａは 0.41cm²＜ａ＜0.46cm² 15式 上記範囲に収まる様なスペーサ２０１を選択す
るためには、内径：D₂の異なる各種スペーサ２
０１について前述した第７図の実験を行なえばよ
い。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】

【表】 第８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
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、吸入流通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ついて、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、10式において、K₁がの関数となるた
め、ηは０＜＜η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１３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１３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１３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、一般に圧縮機においては、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場合が多々
有り、以下、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合、
吸入流通路が吸入行程の前半の一区間において
第１４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凍
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、11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１５図は、第１４図イの吸入流通路が遮蔽
される区間（ａ（θ）＝０の区間）をθ₁ととした
とき、θ₁／θsに対する圧力降下率：ηpを求めた
ものである。 ０＜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１６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（図示イ）と、０＜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：θ₂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１７図である。 圧力降下率：ηpはθ₂は比例して増大し、θ₂／
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
０＜θ＜θs／２の区間での影響は僅少であり、０＝ θsに近ず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１８図に、各種重み凾数：ｇ（θ）を示す。
g₁は、０＜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
16式 第１９図は、ベーン走行角度：θの関数である
ａ（θ）と、前述した各種重み凾数：ｇ（θ）から
ａ（θ）の平均値をを求め、かつ、上記と４
式、５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、吸入流通路の面積：ａ（θ）は、第２０
図のイでされる値を用いており、同図のPa（θ）
は、平均値を用いない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１９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＝0.78Kg／
cm²absの圧力損失ある。 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、各種重み凾数を用いた場合の厳密解と
の誤差を示す。 重み凾数：g₁を用いた場合、第１９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、重み凾数：g₂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２０図は、第１３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２１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、０＜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：aθを内径の異なる各種ス
ペーサについて求める。 上記ａ（θ）を用いて、重み平均を求める。
但し、＝∫〓^s ₀θ²a（θ）dθ／∫〓^s ₀θ₂dθ さらに、上記を用いて、パラメータ：K₂
＝aθsn／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、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：V₀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
が楕円型でもよい。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、本発明によれば、スペーサ以外は同一の
圧縮機の構成で、上記スペーサのみを選択、かつ
圧縮機の吸入部に装着することにより、エンジン
ン、車輌の特性にマツチングした能力制御特性を
有する圧縮機を構成出来る。 すなわち、多様な車種の特性に合わせた最適な
カーエアコンを構成することが出来、とくに量産
工程におけるココストダウン、効率アツプの効果
は著しいものがある。

【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
図は同圧縮機の側断面図、第４図はスペーサの装
着の手順を示す図、第５図イは同圧縮機の吸入孔
形状矢視図、第５図ロは上記イのＥ−Ｅ矢視図、
第６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、ロは吸入行程
終了時における各位置関係を示す図、第８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９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
１０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１１図
は同圧縮機の過渡特性の一例を示すグラフ、第１
２図は回転数：ωに対する圧力降下率：η_pの特性
グララフ、第７図は吸入有効面積：ａ測定のため
の実験装置を示す図、第１３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１
４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、ロは同様に後半において閉じ
られる場合のグラフ、第１５図はθ₁／θsに対する
圧力降下率：η_pのグラフ、第１６図は羽根室圧
力：Paの過渡特性を示すグラフ、第１７図は
θ₂／θsに対するη_pのグラフ、第１８図は各種重み
凾数：ｇ（θ）の特性を示すグラフ、第１９図は
羽根室圧力：Paの過渡特性の数例を示すグラフ、
第２０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２１図は
回転数：ωに対する圧力降下率：η_p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、エバポレータから前記羽根室に至る吸入流通
   路の有効面積を調整するスペーサとにより構成さ
   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
   し、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 ＝∫₀〓^sθ²a（θ）dθ／∫₀〓^sθ²dθ としたとき、パラメータθ_s／V_pを0.025＜θ_s
   ａ／V_p＜0.080の範囲となるよう前記スペーサを
   構成したベーン形圧縮機。