WO1983003123A1

WO1983003123A1 - Rotary compressor

Info

Publication number: WO1983003123A1
Application number: PCT/JP1983/000067
Authority: WO
Inventors: Ltd. Matsushita Electric Industrial Co.
Original assignee: Maruyama, Teruo
Priority date: 1982-03-04
Filing date: 1983-03-03
Publication date: 1983-09-15
Also published as: EP0101745B1; EP0101745A4; EP0101745A1; DE3371675D1; US4536141A

Description

明細書

発明の名称

ロータリ —圧縮機

技術分野

本発明は、回転数が広い範囲で変化する、例えばべ一ンを有するカーエアコン用口—タリ —圧縮機に適用することが出来るものである。

背景技術

一般のスライディングべ—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 - a , 2 — bをその側面に .ぉいて密閉する側面（第 1 図では図示せず）と、前記シリンダの中心に配置されるロータ 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 ]?構成される。らー a及び 6 — bはシリンダ ¹ に形成された吸入孔、 7 - a及び

7 - bはシリンダ ¹ に形成された吐出孔， 8 - a , 8 - bはシリンダ 1 内に形成された羽根室 2 - a ，羽根室 2 - b と連絡する流通路である。 9一 a , 9 - bは吸入側止めボルト、 1 O-a, 1 O - bは吐出側止めボルトである。

ベーン 5はロータ 3の回転に伴い、遠心力によって外側に飛出し、その先端面がシリンタ' 1 の内壁面を摺動しつつ、圧縮機のガスの漏洩防止を計っている。

第 2図は、同圧縮機の側面断面図であ 1)、 1 1 は側板であるフロントプレート、 1 2はリア一ブレート、 1 3はフロントケース、 1 4は回転軸、 1 5はシヱル容器、 1 6はフ π ントケ —ス

OM?I 1 3とフロントブレート 1 1 の間に形成された環状吸入流通路、 1 7は吸入配管継手、 1 Sの鎖線で描かれているのが吸入流通路、 ^{1 9}はクラッチのディスク、 ² Oはクラッチのブーリーで ¾» 。

5 第 1 図で示す様るシリンタ' 1 の内面形状が非真円形状の圧縮機にいては、吸入孔，吐出孔が複数組必要である。

シリンダ 1 の内面形状が概略楕円形状である圧縮機では、左右の羽根室 2 - a , 2 - bで圧縮された冷媒は 2つの吐出扎 T-a, 7 - bから、シリンダ ¹ とシェル容器 ^{1 5}で形成される共通の 10 空間 2 1 へ吐出される。

吸入冷媒の 2つの羽根室 2 - a , 2 - への供給は吐出側と分 - 離 ·遮断するために通常、第 2図で示す様構成で行なっている o

すなわち、フロントブレート 1 "1 とフロントケース 1 3 の間に、 2つの吸入孔 6 - a , 6 - b と共通に連絡した環状吸入流通路 1 6を形成し、さらに、フ α ントケース 1 3に設けられた配管継手¹ 7によって外部の冷媒供給源（エバボレータの出口）と違絡する。

上記構成によつて、 2、つ以上のシリンタ'室を有するマルチロー 0 ブ型の圧縮機においても、吸入 ·配管継手はそれぞれ 1 個ずつでよ ο

この様 ¾スライディングベーン式のロータリ一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、小型シンブルな構成が可能であ ])、近年、カークーラ—用の EE縮機に 5 適用されるようになった。しかし、このロータリー式は

' 口式と比べて次の様る問題点があった。

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ッチのプーリ — 2 Oに伝達され、圧縮機の回転軸を駆動する。したがって、スライディ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。

—方、従来から用いられているレシプロ式のコンブレッサを用いた場合は、吸入弁の追従性が高速回転時においては悪く

Ϊ) . 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 ]?、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.して口—タリ —式ではその作用がく、圧縮仕事の増大によって効率を低下させ、あるいは過冷却（冷え過ぎ）の状態にるる。口 —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、ロータリ一圧縮機の吸入孔 6 - a ， 6 — b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、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 ¾る問題点があった。ロータリ —圧縮機の高速時の能力過多を解消する他の方法として、流体クラッチ，遊星歯車等を用いて回転数を一定以上は増速させ ¾い構造が従来から提案されている o

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 π スが大きく、後者は部品点数の多い遊星歯車機構を付加

_ΟΜΡΙ することによ ])寸法形状も大型と ¾ D、省エネルギー化の動向によって增々シンブル化，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一ラー用冷凍サイクルのロータリ一化にともう前述した問題を解消するものとしてロータリ一圧縮機を用た場合の羽根室 E力の過渡現象の詳細な検討結果によ]?、ロータリ一圧縮機の場合でも、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 D、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]?、既に特願昭 5 5 - 1 3 4 O 4 8号明細書で提案している o

また、体積効率のみならず、消費動力までを考慮した圧縮機、の総合特性に関する考察結果から、吸入有効面積の変化を少なくとも 2段構成とし、前半と後半の有効面積を適切に設定することによ ]?、低速回転にいて、駆動トルクの低減が計れ、加うるに、高^回転においても、十分な能力制御効果が得られることを見いだしてお、特願昭 5 6 — 6 2 8ァ 5号明細書で提案している o

発明の開示

本発明は、上記提案の適用範囲をよ ]?一般的な圧縮機にまで拡張したもので、例えば非真円形状のシリンダで構成される圧縮機に能力制御を施す場合の、圧縮機の具体構成を示すものである。例えば、ロータと楕円形状シリンダで形成される空間が左右対称の ²室（ ² ロープ）の圧縮機におて、ロータ内部に分割されて配置されるべ一ンの枚数を少なくとも 4枚以上とし、

OMPI かつ、吸入有効面積が吸入行程中、概略 2段変化を ¾す様に、吸入ポート及び吸入溝を形成することによ j?、低速時の体積効率の低下をもたらさず、駆動トルクが小さく、かつ高速時の冷凍能力の抑制作用が効果的に得られる圧縮機を提供するもので； 5 ベ—ンが摺動可能に設けられたロータと、このロータ及び内に

収納された摺動自在のベーンと、前記ロータを内部に収納する非真円のシリンダと、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、吸入孔及び吐出孔ょ搆 , Ο 成され、吸入行程時にける前記羽根室圧力が、冷媒の供給源

圧力よ ]? 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う圧縮機において、前記吸入孔から前記羽根室に到る流通路の有効面積が吸入行程中後半は前半よ 1? も小さくなる様に少るくとも 2段階に変化するよう構成された口—タリ一圧縮 5 機を提供するものである。 ·

図面の簡単な'説明

第 1 図は一般のスライディングベ—ン型ロータリ一圧縮機の正面断面図、第 2図は第 1 図の側面図、第 3図は本発明の一実施例であるロータリ一圧縮機の正面断面図、第 4図ィは、同圧0 縮機の吸入行程中のベーン，ロータ等の位置関係を示す図、第

4図口は吸入行程終了手前のベ—ン，ロータの位置を示す図、第 4図ハは吸入行程終了時における各位置関係を示す図、第 5 図は吸入溝の断面を示す図、第 6図は 3ベーンロ—タリ —の正面断面図、第 7図ィは吸入行程中の 4ベ—ンロータリーの正面5 断面図、第 7図口は吸入行程終了時における.⁴ベ—ンロータリ

ΟΜΡΙ _ W^IP。 - 一のベーン，ロータの位置を示す図、第 S図はべ一ン枚数と吸入有効面積のパターンを示す図、第 9図は吸入有効面積とベーン走行角度との闋係を示す図、第 1 0図，第 1 1 図及び第 1 2 図はそれぞれベーン走行角度に対する羽根室圧力の関係を示す図、第 1 3図は回転数に対する圧力降下率を示す図、第 1 4図は ρ ·ν線図のモデル図、第¹ 5図は実施例にける Ρ V線図のモデル図、第 1 6図は回転数に対するトルクを示す図、第 1 了図は回転数に対する吸入損失を示す図、第 1 S図は回転数に対する過圧縮損失を示す図、第 1 9図は後半の有効面積を変えた場合の回転数に対する圧力降下率を示す図、第 2 Ο図は回転数に対する圧力降下率のモデル図、第 2 1 図は吸入有効面積が一定の場合の回転数に対する圧力降下率を示すグラフ、第.² 2図は本発明の他の実施例を示す断面図である。

発明を実施するための最良の形態

以下本発明について以下の順に説明する。

I 本発明の基本構成の説明

I 本発明の原理の説明

I 本発明の他の実施例の説明

〔I〕本発明の基本構成の説明

以下実施例として、 2ローブタイプ（シリンダが概略楕円形状）のスライディングベーン圧縮機に本発明を適用した場合について説明する。

第 3図は、本発明の一実施例を示す圧縮機の正断面図である。 5 Οはシリンダ、 5 1 - Αは羽根室 A ， 5 1 - Bは羽根室 B 、 ^{5 2}はロータ ^{5 3}内部で⁵等分して配置されたべーン、 ^{5 3}は

Ο ΡΙ 一ロータ、 5 4 — A , 5 4 — Bは吸入孑し、 5 5 - A ， 5 5二 Bは吸入ノズル、 5 6 — Α ', 5 6 — Βはシリンク' S Oの内壁面に形成された吸入溝、 5 7 - A , 5 7 — Βは吐出孔である。

5 8 - A , 5 8 - Bは吐出弁押え、 5 9 - A , 5 9 — Bは吸入側固定ボルト、 6 O — A ， 6 O — Bは吐出側固定ボルト、 6 1 - A , 6 1 - Bは左右の吸入側と吐出側を分離する位置に形成された切 ]?欠き部である。

さて本発明の一実施例である第³図の圧縮機を、従来圧縮機 (第 1 図）と比較すると、下記の点が大きく異なる。

(0 第 3図の圧縮機においては、吸入孔 5 4 — A , 5 4 - B は、シリンダのトツプ部ァ O A ，ァ O Bによ接近して形成されている o

(|]) シリンダ 5 Oとフロントブレート，リアプレー.ト（図示せず，第 2図参照）を固定する固定ボルト 5 9 - A , ⁵⁹ - B は、吸入孔 5 4 — A , 5 4 - Bが形成される位置に対して、ロータ 5 3の回転方向側に配置される。

(iii) シリンダ 5 Oの内面に、角度の長い区間で形成された吸入溝 5 6 - A ， 5 6 — Bが形成されている o

以下、形状が真円以外のシリンダで構成されるスライディングベーン圧縮機をマルチ口一ブ型と呼ぶことにする。

以下余白ベーン枚数

参考真円パラメータ 3D シリンダ

3 4 5 2ベーン

-5 ベーン先端

の吸込み終 S 150° 135° 126° 270。了 j

&¾, シリンタ'溝

の走行角度 6° 25.4° 32.6° 70^Q0 (制御区間）上記と e_s

の比率 , ⁰ S 0.057 0.175 0.259 0.259

表 1 におけるベーン先端の吸込み終了回転角度： d _s ，シリン5 ダ蘀の走行角度：，及びポート位置角度： e₂ を次の様に定義する o

すなわち、第 4図において、 6 2 — aは下流側羽根室， 6 2 - bは上流側羽根室、 7 O - Aはシリンダ 5 Oのトツブ部、 6 4 - aはべ一ン _& 、 6 4 - bはべーン b、 6 5は吸入溝端部0 である o ロータ ^{5 3} の回転中心を中心とし、シリンダのトッブ部了 O - Aに、ベ— ン先端が通過する位置を = Oとし、前記 ^ = 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 e とする。下流側羽根室 6 2 - aに着目すれば、第 4図ィはべ一5 ン a 6 4 — aが既に吸入孔 5 4 — A ，吸入慝 5 6 - Aを通過し、

OMPI ' 概略 = 90^cの位置にある状態を示している。下流側羽根室 6 2 - aには吸入孔 5 4 - Aから直接に、冷媒が矢印のごとく供給される。

第 4図口は、吸入行程が終了する手前の状態を示し、ベ — ン b 6 4 - b と吸入溝 5 6 — Aの間から下流側羽根室 6 2 - aに冷媒が供給される。

第 4図ハは、下流側羽根室 ^{6 2} - aの吸入行程が終了した時点における状態（ = _s)を示し、ベ— ン b 6 4 — bの先端部は吸入溝端部 ^{6 5}の位置にある o この時点で、ベーン a ^{6 4} - a とべーン 6 4 -： bで仕切られる下流側羽根室 ⁶ 2 一 aの容積は最大とる。

ポ― ト位置角度： θ ₂ はシリンタ' S Oのトップ部 7 0 - Aと吸入ポート 5 4 - Aの中心との間の角度を示す。また、制御区間であるシリンダ溝の走行角度： 0 は、上記： ₂から吸入行程が終了するまで、ベ — ン b 6 4 - bが吸入溝上を走行する角度を示す o

実施例では、の位置に吸入ポート 5 4 — A, 54— B の中心を形成した o

吸入ポ— 卜の位置をトッブ部（ Θ = O ) に近ずける程ロータ⁵³ とシリンダ 5 O間の間隙は小さく、吸入有効面積を大きくとれ ¾ ので、通常 = 2 0。〜3 0⁰以上は、トッブ部了 Ο - A から離して形成する必要がある。

第 5図に、シリンダ 5 Oに形成した吸入溝 ⁵ 6 - Aの断面図を ' 示す。吸入溝 5 6 - Aの断面積： s = e X i に縮流係数をかけた値が、吸入蘀の有効面積と ¾る。さて、本発明の実施例ではマルチローブ型の圧縮機を用いて、吸入有効面積を吸入行程中段付変化させることによ ]?低速で体積効率の損失が少なく、かつ、低消費動力であ 1 高速時でのみ効果的な冷凍能力の抑制作用を有する E縮機を実現することが出来た。

マルチローブ型の圧縮機は、シリンダが真円形状である圧縮機と比べて一つの羽根室が受け持つ冷媒の総重量がく、それゆえ液圧縮，過圧縮等に対する高速耐久性に有利である。

吸 λ面積の段付変化がぜ能力制御特性を効果的にするのかは、〔〕で詳細に説明するが、以下マルチローブの³ ベーン， ⁴ベーンについて前述した 5ベーンの場合と比較する。

第 ⁶図は³ ベーン圧縮機の構成を示し、 ¹ 0 0はロータ，¹0¹ - はシリンク，， 1 0 2は吸入ボート， 1 0 3はべーン a ， 1 O 4 はべ一ン！）， 1 O 5は羽根室 Aである。ベーン ' a 1 0 3に追従するベーン b ¹ 0 4のシリンダ鑄走行角度：は僅か 8.6。しかなく、吸入行程中、吸入有効面積を段付構成にするのは難し V o

第 7図は、 ⁴ベーン圧縮機の構成を示し、 2 0 0はロータ、 2 0 1 はシリンダ、 2 0 2 は吸入ポート、 2 02はベーン a 、 2 0 3はべ—ン、 2 O 4は羽根室 Aである。

上記 /? 3 =2 3.4。， / _s = 0.1 ァ 3であ ] J、 e ^ d_s =

0.259 の 5 ベーン、あるいは真円シリンダの 2ベ一ン β ₂= 20°) と比べて段付構成はやや不利となる ο 第 8図にベーン枚数の異る各圧縮機がと ]?得る吸入有効面積のバターンを^ マルチロープ型の圧縮機に能力制御を施す場合特に低速域での低トルク化と C o p の向上を計るためにはべ—ン枚数の適切選択が必要であることが分かる。

第 3図の実施例においては、従来構造である第 ¹ 図と比べて、前記（i)〜(Hi)で示した様吸入孔 5 4 - A ， 5 4 - B と吸入溝 5 6 A , 5 6 Bの配置上の工夫から、シリンタ'溝の走行角度： d ^を十分大きくとることができた。

第 1 図で示した従来構成では後述する第 9図で示す様吸入有効面積のパターン (口)〜の設定は難しい。

〔n〕本発明の原理の説明

以下、吸入行程中の吸入有効面積を段付変化させることがぜ効果的であるかについて吸入行程の特性解析の結果をもとに説明する o

第 9図及び表 2はべ—ン走行角度：に対する吸入有効面積： aを、各種パターンィ〜への場合について示す。

但し、各種圧縮機の特性の相対比較を行うために、吸入有効面積を能力制御パラメータ： κ₂ で整理した。

(上記 κ₂ については後述）

表 2

ΟΜΡΙ

V/IPO パターンィは、吸入有¹効面積： aが吸入行程中、常に一定の場合であ I 例えば、吸入孔 ^{5 4} - Aの面積に対して、吸入溝 5 6 — Aの断面積： S = 2 X e X f を十分大きく形成する様圧縮機の構成によ実現される（第⁵図参照） o

パターン口〜へは、吸入行程の前半で吸入有効面積を大きく後半におて、小さくした場合を示し、特に口〜ホは低速時での低トルク化を目的とした本発明に相当するものである。

実施例では、パターンィの場合とは逆に、吸入孔 ⁵ 4 - A , 5 4 - Bの有効面積よ ]? も、吸入溝 5 6 - A ， 5 6 - Bの有効面積を小さく形成した。

以下、本発明の重要なボ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った特性解析について述べる o

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 dVa dQ d C_v

—— GT_A-Pa +—— =— (― r , VaT a ) 1 式

A ^A d t dt d t A ^a 上記 1式において、 G ：冷媒の重量流量、 Va : 羽根室容積、 A ：仕事の熟当量、. Cp ：定圧比熱、 T_A ：供給側冷媒温度、 κ ：比熱比、 R ：気体定数、 C_v ：定積比熱、 Pa ：羽根室圧力、 Q ：熱量、 r_a ：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、 r_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

OMPI 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

dQ

熱変化とすれば、 "_a Pa/RTa , - ^- = Ο から次式の様になる o dV a A Va dP a

G = 2式

c

1 A 1

また、 — = - _ + の関係式 F pを用いれば

R Cp κ R a s

一 2

dVa V a. dPa

G = 一 p p 3式

a s 吸入孔を通過する冷媒の重量流量はノズルの理論コが適用出来

K K+ 1

G = a 2 g r A P s 4式

したがって、 3式， 4式を連立させて解くことによ、羽根室圧力： Pa の過渡特性が得られる。

第 1 0図は、 3式〜 4式及び表 1 の 5 ベーン，表 3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、第 9図の吸入有効面積ハの場合の羽根室圧力の過渡特性を求めたものである。また、カーク—ラー用冷凍サイクルの冷媒は通常 R 1 2を用いるため、 c = 1 .1 3 , r_A =

1 β.8 X 1 O^-6 Iq/cA， T_A = 283 。Kとして解析を行った

〇ϊνί?Ι 第 1 O図におて、低速回転時（ ω = 1 000 rpm ) では、吸入行程の終了するノ <?_s = 1 ( Θ = Θ₈ = 26° ) 付近で、既に羽根室圧力： Pa は、供給圧： Ps = 3.1 s ,q/i absに到達してお、吸入行程終了時における羽根室圧力の損失は生じな

5 。回転数が高くると、羽根室の容積変化に冷媒の供給が追いっかず、吸入行程終了時（ ΘΖΘ₃ = 1 ) における圧力損失は増大してく ο 例えば、 N = S OO O rpm では、供給圧： Ps に対する圧力損失：

1 ) であ ]3、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 lO 低下することになる。

3

!5

吸入有効面積が第 9図への場合及び吸入有効面積が第 9図ィの場合を、それぞれ第 1 1 図，第 1 2図に示す。

0 さて、吸入行程終了時における羽根室圧力を Pa = Pa s としたとき、圧力降下率： P を次の様に定義する。

Pa s

V P = ( ) X 1 O O 5式

P s

第 1 3図は、吸入有効面積がそれぞれ異なる場合（第 9図の 5 ィ〜へ）の回転数に対する上記圧力降下率： p の特性を示す

OMPI グラフである o

すなわち、

1 低速： N - 2000 rpm において、吸入有効面積ィ〜へを有する圧縮機の圧力降下率はほぼ一致する。

2 高速： N = 5 OOO rpm において、吸入有効面積が吸入行程中一定であるィの圧縮機は、圧力降下率が最も大きい。

3 吸入有効面積がハである表 1 の実施例にいては、上記ィにほぼ準じた特性を有しまた、吸入有効面積がへの圧縮機においては、能力制御の効果である P は、か ]?小さかつた 0

上記圧力降下率は、吸入行程終了時において、羽根室内に充塡された冷媒総重量の降下率に概略等しいと考えてよい。

したがって、回転数に対する圧力降下率が、第 1 3図ハの様な特性を示す圧縮機は、冷媒の制御量のみを考えても、ほぼ理想に準じた冷凍能力特性が得られることが分かる。

i 低速回転においては、吸入損失による冷凍能力の低下僅少である。

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徵とするが、ロータリ —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る。

ϋ 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る。

iii 抑制効果が得られるのは、 1 800〜2 OOO rpm程度以上に回転数が上昇した場合であ ])、カークーラー用圧縮

OMPI 機として用た場合、理想的な省エネルギー，好フィーリングの冷凍サイクルが実現出来た。

IV 回転数に、ほぼ比例して駆動トルクは低下していき、低速及び高速回転において、大幅な省エネルギーの効果が得られた。

上記 Ί 〜 'ίίίの効果は、既に特願昭 ^{5 5} _ ¹ 3 4 O 4 8号等で得られてるものである。

本発明の実施例では、上記 ί 〜 iiiの効果に加うるに、シリンダが非真円形状であるマルチローブ型圧縮機を用いても、低速で低消費動力の特性が得られるという点が特徵である。

さて、能力制御が施こされた場合、圧縮機の駆動トルクの内分けを示すと、次の様に ¾る。

1 吸入行程における損失

2 圧縮行程における圧縮動力

3 過圧縮 JE力による損失

上記 1 〜 3について、モデル図である第 1 4図及び第 1 5図を用いて説明する。

第 1 4図において、 a b c d で描かれる曲線：は圧縮機の標準的なポリトローブ吸入圧縮行程を示す。

また、 a b' e f g dで描かれる曲線： N₂ が、能力制御を施こした場合であ ]?、吸入有効面積が吸入行程中一定の、例えば、第 9図ィの有効面積を有する場合の P V騄図である。

能力制御が施こされた場合、圧縮行程開始点における羽根室 ≡力： P a は、回転数が高い程低下する。

能力制御が施こされない場合、羽根室内に冷媒は完全に充¾

( ΟΜΡΙ 、されるため圧縮行程調始点： bすわち Va-Va mas: ( あるいは、吸入行程終了点）における羽根室圧力： P a は、回転数によらず一定である。

第 1 5図の曲線： N₃ が、吸入有効面積が 2段構成である第 9図の口〜へに相当する P V線図である。

面積：が吸入行程における損失動力，面積： s₂ が能力制御効果による圧縮動力の低下分，面積： s₃ が過圧縮動力の損失である o

吸入有効面積が吸入行程中一定の場合（第 9図ィ）羽根室圧力： Pa は羽根室体積： Va が小さなうちから降下を始めるた ¾Χ その吸入損失動力： S_j (第 1 4図）は大きい o —方、吸入有効面積が吸入行程の前半では大きく、後半で小さく ¾る場合 (例えば第 9図ハ）前半においては、羽根室圧力： Pa の降下が小さいため、全体として、吸入損失： S （第 1 4図）は前者と比べて小さくるる。第 1 6図に、吸入有効面積のパタ -ンがそれぞれ異るる場合の回転数に対する駆動トルク特性の一例を示す o

第 1 7図，第 1 8図に、各回転数に対する上記ィ一への吸入損失、及び過圧縮損失の内分けを示す。吸入有効面積の吸入行程中の変化が小さい程、吸入損失は大きく、逆に過圧縮損失は大きく ¾ることが分かる o

以上の結果から分かる様に、吸入有効面積を段付構成とすることによ ]5、能力制御効果を適度に保ちつつ、低速で低トルク化を計ることが出来る。吸入有効面積の段付構成は、前述した様に ³ ベ — ンタイプでは難しく、実施例では⁵ ベーンがべス卜である o

またべ一ン枚数を必要以上に多くすることは、ベーンとシリンタ'間の機械摺動損失を増加させるため、実施例では 4〜 5枚が適切であった。

さて、羽根室： Va は、ロータ径： Rr , シリンダ形状等の関数であるが、次の様な近似面数を用いて、 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。

V。を冷媒の最大吸込容積、かつ、 φ = ΩΛ= πωΖΘ _s) tヒして角度を pに変換する。

c

このとき、は Oから 7Tまで変化し、 t = Oで（0)= O ，尸 (0)

一 ^ 2

¾る近似函数： W を定義する。

このとき体積： Va は

V o - {φ) 6式 (φ) として例えば f{<P) COS 7式こで、 7 = P a/T s とおけば

P s X2 o (φ) d v

G = { f'{9) ' V + — } 8式

R丄 κ d φ

第 4式は

G = a P s _A .2g · V K 9式

I一したがって、 8式， 9式から

,, Ο ΡΙ Λ<Ρ) d V

K₁ •g(v)=f^,(<p) · V + O式

K d φ

yc + 1

K

g(?)= V 1 式 1 は以下示す様無次 2元量と ¾ a ds

2gRT_A 2式

Vo π <a スライディングべ— ン式の圧縮機の場合、 V th を理論吐出量 nを羽根枚数、 mをローブ数とすれば、通常、 V tii

であ、 1 2式は次の様になる。 a « _g nm

, = 2gRT H 1 3式 V th π a) 上記 1 O式におて、比熱比： A:は冷媒の種類のみで決まる定数である o

上記 1 3式におて、吸入有効面積： aは無次元化したベーン走行角度：の面数であ j？、それゆえ、パラメータ： K₁ φ の函数と ¾る。

それゆえ 1 Ο式の解 = ^は 1^ ）の値によつて決定される。

また、 1 3式において R , 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 ¾能力制御パラメ—タを再度定義できる。 ·

Κ₂(φ)= 2 d_s/ o 1 4式すわち、吸入行程中の羽根室圧力特性は、上記 κ₂ ）によつて一義的に決定されることが分かる o ここで、吸入行程の前半と後半の吸入有効面積 a_] , a₂ を用て、 Κ₂₁ , K₂₂ を次の様に定義する。

a ₁ · C _S

-β- = 1 5式

o

a2^{, <7}s

^K22 ⁼ 6式

Vo 第 9図，第 1 3図の検討結果から次の事が分かる。すなわち、前半の有効面積： ( あるいは K₂₁ ) を大幅に変化させると高速時の圧力損失： Ρ に影響を与えるが、低速時の ρ にはあま J?影響を与えず、例えば Ν = 2 O O O rpmの？ ρは、後半の有効面積： a₂ ( あるいは K₂₂ ) の僅かな補正（ 0.03 86 く Κ₂₂ く 0.043 6 ) を行うだけで一定に出来る ο 次に、後半の吸入有効面積： a₂ ( あるいは K₂₂ ) を変えたとき、回転数： wに対する圧力降下率： ρ がどの様に変化するかを把握するため、以下述べる様な場合について解析を行う。第 1 9図は前半の吸入有効面積を一定（ Κ₂₁ =0.060 ) に維持したままで、表 4の各条件で、後半の吸入有効面積： a₂

(すなわち： K₂₂ ) を変えたときの Nに対する p の特性を求めたものである ο 以下余白

?o 4

m ^K22

(ト） 0.0 3 0

0.0 4 0

(リ） 0.0 5 0

(ヌ） 0.0 6 0

以上の結果をモデル図である第² Ο図を用いて要約すると、

1 Κ₂₁ を変化させると回転数： Νに対する ρ の傾きは A

→Cのごとく変化する。

2 K₂₂ を変化させると Νに対する τί の曲線は Α→Βのごとく平行移動する。

以上の結果から、前半の有効面積すなわち後半のパラメータ： κ₂₂は実用的な範囲で、ィとへの間にあ？、

K₂₂ < Κ ₁ < 0.1 Ο 1 7式吸入有効面積： aが吸入行程中一定の場合、 1 3式で得られるパラメータ： (φ) は一定とる。吸入有効面積が一定の場合、次の様 ¾パラメータ： κ₂ を再度定義する。

^Κ2 = 1 8式

Vo

第 2 1 図は、吸入行程における吸入有効面積が一定の場合について、 JT= 1 0 deg をスーパ一ヒートとして、 T_A = 2S3 ¾：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。

O PI

' 管。第 1 9図と第 2 1 図を比較すれば分かる様に、と :₂ が等しい曲線では、前半のパラメータ： κ₂₁ が κ₂ と異るにもかかわらず ρ ^ Ο とる回転数： Νの値はほとんど等しい。つま能力制御が開始される回転数： Ns は前半の有効面積： &₁ (パラメータ： l₂₁ ) に関係なくほとんど後半の有効面積： a₂ ( パラメータ K₂₂) によって決定されることが分かる。

( Ns に関してはモデル図である第² O図参照） o

さて、車両のアイドリング時のエンジンの回転数は通常 N_j = 800〜1 000 01に設定される₀

また、車両の走行速度： u = 4 O km h. のときのエンジンの回転数： N₂ = 1 800~2 200 rpm である。

'本発明の実施例を一般の車両に適用した検討結杲!

の。範囲で、能力制御の開始点を設定する要望が最も大きかった。第 2 1 図から、パラメータ： K₂₂の範囲は、

0.025 < ₉ < 0.055 1 9式上記 1 5式， ¹ 6式を計算する際の吸入有効面積 _&1， a₂ は、それぞれ平均値を用いればよい。

なお、吸入有効面積は、吸入流通路の幾何学形状で決まる断面積に縮流係数をかけて得られる。

以上、本発明の実施例では、第 1 了式，第 1 9式を同時に満足する構成から低速時で低トルクで、高速時でも十分な能力制御効果の得られる圧縮機を構成することができた。

〔ΠΙ〕本発明の他の実施例の説明

第 2 2図は、本発明の他実施例を示すもので、 3 0 0は口 —タ， 3 0 1 はシリンダ， 3 0 2はべーン， 3 0 3は吸入孑し、 3 0 4は吸入溝， 3 0 5は吸入側止めボルト， 3 0 6は吐出側止めボルト， 3 0ァは吸入ノズルである。

第 2 2図の構成では、フロントブレート、リアブレート（共に図示せず）とシリンダ 3 O 1 を固定するための吸入側止めボルト 3 0 5は、吸入孔 3 0 3 とシリンダのトツプ部 3 O 8の間に形成した。但し、吸入ノズル 3 0 7の中心位置は、シリンダ溝の走行角度： ( 表¹ 参照）を十分大きぐとるために、トツブ部 3 O 8に接近して形成した。

以上、吸入有効面積に段付変化をほどこすためにマルチローブ型の圧縮機を実施例に上げ、その構成について提案した。吸入有効面積の前半を大きくすることは、吸入行程中の羽根室に流入する高圧側からの漏れの影響に対しても効果的である。それゆえ低速時の体積効率の向上にも大きく寄与することができ O

産業上の利用可能性

以上、本発明の効果を要約すれば

1 低速回転（ 1 000〜2000 rpm ) において冷凍能力の損失が少い。

2 高速回転（ 35 OO〜ち OOO rpm ) において冷凍能力の大き抑制効果が得られる。

3 特に低速回転において低トルク駆動である。

上記 1 〜 3を本発明では実現することが出来る。

Claims

請求の範囲

1 · ベーンが摺動可能に設けられたロータと、このロータ及び内に収納された摺動自在のベーンと、前記ロータを内部に収納する非真円のシリンダと、前記シリンダの両側面に固定され、前記べーン，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、吸入孔及び吐出孔よ ]9構成され、吸入行程時における前記羽根室圧力が、冷媒の供給源圧力よ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う圧縮機において、前記吸入孔から前記羽根室に到る流通路の有効面積が吸入行程中後半は前半よ ]3 も小さくなる様に少なくとも 2段階に変化するよう構成されたことを特徵とするロータリ一圧縮機。

2. 後半のベーンの走行角度を , 吸入行程中のベーンの全走行角度を ₃ としたとき、 ^〉。."！ 70 の範囲で構成された事を特徵とする請求の範囲第 1 項記載の口—タリ一圧縮 o

3. Vo を冷媒の最大吸込み容積、 ^ を吸入行程前半におけ. る吸入有効面積、 K₂₂ = /Vo としたとき、 0.025く 2₂<0.055 の範囲で構成されている事を特徵とする請求の範囲第 1 項記載のロータリ一圧縮機。