JP2017166349A - 気体圧縮機 - Google Patents

Abstract

【課題】気体圧縮機において、複数のシリンダ室に導かれる気体の圧力損失の不均衡を、流量の変化があっても適切に抑制する。【解決手段】コンプレッサ１００は、軸心Ｃ回りに２つ設けられたシリンダ室５３，５４、及び吸入孔２２，２３を有する、１回転の間に各行程を２回以上行う圧縮機構部６０と、吸入ポート１２ａが形成された、圧縮機構部６０を内部に収容するハウジング１０と、を備え、吸入ポート１２ａは、冷媒ガスＧを、２つの吸入孔２２，２３のそれぞれに通じた流路１５，１６に分岐させる開口１８，１９が形成された周壁１７（分岐部）を有し、圧縮機構部６０の回転速度が速くなるにしたがって開度が大きくなるように開閉して冷媒ガスＧの流量を増大させる調整弁７０が配置され、流路１５，１６の面積の総和に対する一方の流路１５，１６ごとの断面積の割合を調整弁７０の開度に応じて変化させる。【選択図】図６Ａ

Description

本発明は、気体圧縮機に関する。

空気調和システム（以下、空調システムという。）には気体圧縮機が用いられている。気体圧縮機は、ハウジングの吸入ポートを通じて、低圧の冷媒ガス（気体）を吸入し、吸入した冷媒ガスを、ハウジングの内部に収容された圧縮機構部のシリンダ室で高圧に圧縮し、得られた高圧の冷媒ガスを吐出ポートを通じて外部に吐出する。

圧縮機構部は、例えば、ベーンロータリ形式の気体圧縮機の場合、回転軸と、回転軸とともに軸回りに回転する円柱状のロータと、ロータの外周面から突出可能に設けられた複数枚のベーンと、ロータの外周面を外方から囲む筒状のシリンダと、シリンダの両端面にそれぞれ組み付けられて、シリンダの端面及びロータの端面を覆う２つのサイドブロックと、を備えている（例えば、特許文献１参照）。ハウジングは、一方の端部が閉じた筒状のケースと、閉じてない側の端部を覆うヘッドと、を備えている。ヘッドには吸入ポートが形成され、ケースには吐出ポートが形成されている。

ここで、圧縮機構部は、回転軸の軸心回りに２つのシリンダ室を有するものがある。この２つのシリンダ室を有する圧縮機構部は、回転軸の１回転の間に、各シリンダ室で、気体の吸入、圧縮及び吐出の各行程が行われる。圧縮機構部には、吸入ポートを通じてハウジングの内部に流入した冷媒ガスを、各シリンダ室に導くための吸入孔がシリンダ室ごとに形成されている。吸入ポートには分岐部が形成されていて、吸入された冷媒ガスは、分岐部で、各シリンダ室に対応した吸入孔に通じる２つの流路に分岐し、各流路を通じて対応するシリンダ室にそれぞれ流れる（例えば、特許文献１参照）。

特開２００４−３５３６２０号公報

ところで、２つの流路の長さには差がある。すなわち、各流路の分岐部から対応するシリンダ室の吸入孔までの長さが互いに異なる。２つの流路の長さが異なることにより、流路抵抗による圧力損失に差が発生する。圧力損失の差が出ると、各流路を通じて冷媒が導かれた２つのシリンダ室からの吐出圧力にも差が発生し、吐出圧力の不均衡が生じる（流路の短い方への流入が支配的になって、吐出圧力が高くなる。）。

なお、２つの流路の長さを同じにすることで、上述した吐出圧力の不均衡を防ぐことができる。しかし、気体圧縮機は自動車等に配置され、その配置の姿勢は客先の要求に応じて変わるため、姿勢に応じて、ハウジング内の圧縮機本体の向きを調整する必要がある。吸入孔は圧縮機本体に形成され。分岐部はハウジングの吸入ポートに形成されているため、気体圧縮機の配置の姿勢に応じて２つの流路の長さを常に同じにすることはできない。なお、この問題は、シリンダ室が２つの気体圧縮機に限って生じるものではなく、３つ以上のシリンダ室を有するものでも同様に生じる。つまり、複数のシリンダ室を有する気体圧縮機に共通した問題である。しかも、圧力損失は、流量に応じて変化する。

本発明は上記事情に鑑みなされたものであって、複数のシリンダ室に導かれる気体の圧力損失の不均衡を、流量の変化があっても適切に抑制することができる気体圧縮機を提供することを目的とする。

本発明は、軸心回りに複数設けられたシリンダ室、及び複数の前記シリンダ室ごとに形成された、前記気体を前記シリンダ室に流入させる吸入孔を有する、前記軸心回りの１回転の間に気体の吸入、圧縮及び吐出の各行程を２回以上行う圧縮機構部と、外部の前記気体を内部に流す１つの吸入ポートが形成された、前記圧縮機構部を内部に収容するハウジングと、を備え、前記吸入ポートは、前記気体を、前記複数の吸入孔のそれぞれに通じた流路に分岐させる分岐部を有し、前記分岐部よりも前記気体の上流側に、前記圧縮機構部の回転速度が速くなるにしたがって開度が大きくなるように開閉し、前記開度が大きくなるにしたがって前記気体の流量を増大させる調整弁が配置され、前記分岐部は、前記分岐部における全ての前記流路の断面積に対する流路ごとの断面積の割合を、前記調整弁の開度に応じて変化させるように形成されている気体圧縮機である。

本発明に係る気体圧縮機によれば、複数のシリンダ室に導かれる気体の圧力損失の不均衡を、流量の変化があっても適切に抑制することができる。

本発明に係る気体圧縮機の一実施形態であるベーンロータリ式コンプレッサを示す縦断面図である。 図１に示した圧縮機構部のＩ−Ｉ線に沿った断面を示す断面図である。 フロントヘッドの、フロントサイドブロックに向いた面の側を示す図である。 図３に示した分岐部の拡大図である。 図４におけるＩＩ−ＩＩ線に沿った断面を示す断面図である。 圧縮機構部が作動しているときの調整弁の動作を示す図であり、作動の速度が低速度で冷媒ガスの流れが低流量の状態を示す。 圧縮機構部が作動しているときの調整弁の動作を示す図であり、作動の速度が高速度で冷媒ガスの流れが高流量の状態を示す。 入口の面積Ａｉ、出口の面積Ａｏ、長さＬ、直径ｄで形成された円柱状のモデルの流路を示す模式図である。 ４つの流量の範囲で面積の増加割合が切り替わるように、開口の輪郭形状に３つの段付きが形成された、実施形態の分岐部の変形例１を示す模式図であり、作動の速度が低速度で冷媒ガスの流れが低流量の状態を示す。 変形例１を示す模式図であり、作動の速度が高速度で冷媒ガスの流れが高流量の状態を示す。 一方の実質的な開口の面積の増加割合が、冷媒ガスが流通し始める最初の段階（流量がゼロを超えた範囲）から、連続的に減少するように開口の輪郭形状が形成された、実施形態の分岐部の変形例２を示す模式図であり、作動の速度が低速度で冷媒ガスの流れが低流量の状態を示す。 変形例２を示す模式図であり、作動の速度が高速度で冷媒ガスの流れが高流量の状態を示す。 変形例２に対して、他方の実質的な開口の面積の増加割合が、冷媒ガスが流通し始める最初の段階（流量がゼロを超えた範囲）から、連続的に増加するように開口の輪郭形状が形成された、実施形態の分岐部の変形例３を示す模式図であり、作動の速度が低速度で冷媒ガスの流れが低流量の状態を示す。 変形例３を示す模式図であり、作動の速度が高速度で冷媒ガスの流れが高流量の状態を示す。

以下、本発明に係る気体圧縮機の実施形態について、図面を参照して説明する。図１は本発明に係る気体圧縮機の一実施形態であるベーンロータリ式コンプレッサ１００を示す縦断面図、図２は図１に示した圧縮機構部６０のＩ−Ｉ線に沿った断面を示す断面図である。

本発明に係る気体圧縮機の一実施形態であるベーンロータリ式コンプレッサ１００（以下、単にコンプレッサ１００という。）は、冷却媒体の気化熱を利用して冷却を行なう空気調和システム（以下、単に空調システムという。）の一部として構成され、この空調システムの他の構成要素である凝縮器、膨張弁、蒸発器等とともに、冷却媒体の循環経路上に設けられている。

コンプレッサ１００は、空調システムの蒸発器から取り入れた気体状の冷却媒体としての冷媒ガスＧ（気体）を圧縮し、この圧縮された冷媒ガスを空調システムの凝縮器に供給する。凝縮器は、圧縮された冷媒ガスを周囲の空気等との間で熱交換することにより冷媒ガスから放熱させて液化させ、高圧で液状の冷媒として膨張弁に送出する。高圧で液状の冷媒は、膨張弁で低圧化され、蒸発器に送出される。低圧の液状の冷媒は、蒸発器において周囲の空気から吸熱して気化し、この冷媒の気化に伴う熱交換により蒸発器の周囲の空気を冷却する。気化した低圧の冷媒ガスＧは、コンプレッサ１００に戻って圧縮され、以下、上記行程を繰り返す。

＜コンプレッサの構成＞
コンプレッサ１００は、図１に示すように、低圧の冷媒ガスＧを内部に吸入し、高圧に圧縮して吐出する圧縮機構部６０と、圧縮機構部６０を内部に収容するハウジング１０とを備えている。なお、このコンプレッサ１００は、回転軸５１が１回転する間に、吸入行程、圧縮行程、吐出行程という一連のサイクルを２回行うように構成されている。２つの吸入行程、２つの圧縮行程、２つの吐出行程は、回転軸５１の軸心Ｃを挟んで回転角度１８０［度］だけずれた範囲に設定されている。

ハウジング１０は、一方の端部が閉じたケース１１とケース１１の開放された端部１１ｂを覆うフロントヘッド１２とを備えている。フロントヘッド１２がケース１１の端部１１ｂを覆った状態で、ハウジング１０の内部に、圧縮機構部６０を収容する空間が形成される。

圧縮機構部６０は、回転軸５１と、回転軸５１とともに軸心Ｃ回りに回転する円柱状のロータ５０（回転体）と、ロータ５０の外周面から突出可能に設けられた５枚のベーン５８と、ロータ５０の外周面を外方から囲む、内周面４９の断面輪郭形状が概略楕円形状に形成された筒状のシリンダ４０と、シリンダ４０の両端面にそれぞれ組み付けられて、シリンダ４０の端面及びロータ５０の端面を覆うフロントサイドブロック（ＦＢ）２０、リアサイドブロック（ＲＢ）３０と、を備えている。

このように、圧縮機構部６０は、シリンダ４０の一方の端面に対応した端部をフロントサイドブロック２０で覆い、シリンダ４０の他方の端面に対応した端部をリアサイドブロック３０で覆うことで仕切られた空間に、ベーン５８、ロータ５０及び回転軸５１の一部を収容している。そして、圧縮機構部６０の内部は、シリンダ４０と両サイドブロック２０，３０とロータ５０とによって、図２に示すように、断面輪郭が概略三日月状である２つのシリンダ室５３，５４を形成している。これら２つのシリンダ室５３，５４は、軸心Ｃ回りに対称に形成されている。

なお、回転軸５１のうちロータ５０の一方の端面から突出した部分はフロントサイドブロック２０の軸受に回転自在に支持され、動力伝達機構８０に連結されていて、動力伝達機構８０が、例えば自動車のエンジンの駆動力を受けて回転軸５１を回転させる。回転軸５１の、ロータ５０の他方の端面から突出した部分はリアサイドブロック３０の軸受に回転自在に支持されている。

各シリンダ室５３，５４は、ロータ５０に、軸心Ｃ回りの等角度間隔に設けられた５枚のベーン５８によって複数の圧縮室４８に仕切られている。本実施形態では、５枚のベーン５８により、５つ又は６つの圧縮室４８に仕切られている。各圧縮室４８は、ロータ５０（回転軸５１）の１回転の間に、容積が変化し、吸入行程、圧縮行程、吐出行程という一連のサイクルを行う。これにより、圧縮機構部６０は、回転軸５１の軸心Ｃ回りの１回転の間に、吸入行程、圧縮行程、吐出行程という一連のサイクルを２サイクル行う。

フロントヘッド１２には、図１に示すように、蒸発器からの低圧の冷媒ガスＧを内部に流す１つの吸入ポート１２ａが形成されている。ハウジング１０の内部には、吸入ポート１２ａを通じて流入した低圧の冷媒ガスＧが導入される空間である吸入室１３と、ケース１１に形成された吐出ポート１１ａを通じて凝縮器に吐出される高圧の冷媒ガスＧが通過する空間である吐出室１４とが形成されている。吸入室１３は、フロントヘッド１２と圧縮機構部６０のフロントサイドブロック２０とにより仕切って形成されている。吐出室１４は、ケース１１と圧縮機構部６０のリアサイドブロック３０とにより仕切って形成されている。

吸入室１３とシリンダ室５３とは、図２に示すように、フロントサイドブロック２０に形成された吸入孔２２によって、圧縮室４８の容積が増大する行程で連通している。吸入室１３とシリンダ室５４とは、図２に示すように、フロントサイドブロック２０に形成された吸入孔２３によって、圧縮室４８の容積が増大する行程で連通している。これらにより、吸入行程（容積が増大する行程）の圧縮室４８に、吸入室１３の冷媒ガスＧが供給される。

一方、吐出室１４と圧縮室４８とは、シリンダ４０に形成された吐出孔４４及びリアサイドブロック３０に形成された連通孔によって、圧縮室４８の容積が減少した行程で連通している。これにより、圧縮行程の終盤に相当する吐出行程で、圧縮室４８から高圧の冷媒ガスＧが吐出室１４に吐出される。なお、圧縮室４８と吐出室１４との間の冷媒ガスＧの経路上に、圧縮室４８から吐出された冷媒ガスＧに混ざった冷凍機油Ｒを分離するための油分離器６５が設けられている。

図３はフロントヘッド１２の、フロントサイドブロック２０に向いた面の側を示す図、図４は図３に示した分岐部の拡大図、図５は図４におけるＩＩ−ＩＩ線に沿った断面を示す断面図である。フロントヘッド１２の吸入ポート１２ａには、図３に示すように、吸入室１３に吸入される冷媒ガスＧの流量を調整する調整弁７０が設けられている。

調整弁７０は、図５に示すように、吸入ポート１２ａの円筒状の周壁１７に内接して吸入ポート１２ａの軸心Ｃ１方向に摺動する弁体７１と、図示の下端が吸入ポート１２ａの底面に接し、図示の上端が弁体７１に接して、弁体７１を図示上方に付勢しているコイルスプリング７２と、弁体７１の図示上側の限界位置を規制するストッパ部材７３とを備えた構成である。

弁体７１が内接したが吸入ポート１２ａの周壁１７には、図４に示すように２つの開口１８，１９が形成されている。一方の開口１８は、吸入室１３における、一方のシリンダ室５３に通じた吸入孔２２（図２参照）に隣接した吸入端部１５ａに向かうように開口している。他方の開口１９は、吸入室１３における、他方のシリンダ室５４に通じた吸入孔２３（図２参照）に隣接した吸入端部１６ａに向かうように開口している。

すなわち、吸入室１３には、開口１８から吸入端部１５ａまでの第１流路１５と、開口１９から吸入端部１６ａまでの第２流路１６とが形成される。そして、開口１８と開口１９とが形成された周壁１７は、吸入ポート１２ａを流れる冷媒ガスＧを、第１流路１５と第２流路１６とに分岐する分岐部として機能している。

第１流路１５は、吸入孔２２に隣接した吸入端部１５ａから、吸入孔２２を通じて一方のシリンダ室５３に冷媒ガスＧが吸入される。また、第２流路１６は、吸入孔２３に隣接した吸入端部１６ａから、吸入孔２３を通じて他方のシリンダ室５４に冷媒ガスＧが吸入される。なお、コンプレッサ１００においては、第１流路１５は第２流路１６よりも長さが短い。

調整弁７０の弁体７１は、分岐部よりも冷媒ガスＧの上流側に配置されていて、圧縮機構部６０が作動していないときは、コイルスプリング７２の付勢力によって、図４に示すように開口１８，１９よりも図示の上方に位置している。したがって、開口１８，１９が弁体７１よりも上方の空間と通じている程度を表す開度はゼロである（開口１８，１９は弁体７１よりも上方の空間と全く通じていない）。

図６Ａ及び図６Ｂは、圧縮機構部６０が作動しているときの調整弁７０の動作を示す図であり、図６Ａは作動の速度が低速度で冷媒ガスＧの流れが低流量の状態、図６Ｂは作動の速度が高速度で冷媒ガスＧの流れが高流量の状態を示す。

圧縮機構部６０が作動しているときは、吸入室１３が負圧になって、図６Ａ及び図６Ｂに示すように弁体７１がコイルスプリング７２の付勢力に勝って、吸入ポート１２ａの軸心Ｃ１に沿った図示の下方に移動される。そして、弁体７１よりも上方の空間と各流路１５，１６とが、開口１８，１９を通じて繋がり、蒸発器からの冷媒ガスＧを各流路１５，１６に流入させる。

ここで、各流路１５，１６の圧力は、圧縮機構部６０の回転軸５１の回転速度が速くなるにしたがって低下し、弁体７１の下方に移動する量が大きくなり、開口１８，１９のうち弁体７１で遮られていない実質的な開口１８ａ，１９ａの面積（弁体７１の開度）が増大する。すなわち、圧縮機構部６０が低速度で回転しているときは、弁体７１は、例えば図６Ａに示すように弁体７１の上下方向の可動範囲の中間程度まで下がった状態となる。一方、圧縮機構部６０が高速度で回転しているときは、弁体７１は、例えば図６Ｂに示すように弁体７１の上下方向の可動範囲の下端付近まで下がった状態となる。

図６Ｂに示した高速度の状態は、図６Ａに示した低速度の状態よりも、弁体７１の開度がそれぞれ大きくなる。したがって、圧縮機構部６０の回転速度が速いときは遅いときよりも各流路１５，１６を流れる冷媒ガスＧの流量が増大する。つまり、調整弁７０は、圧縮機構部６０の回転速度に応じて、各流路１５，１６を流れる冷媒ガスＧの流量を調整する。

ここで、分岐部である周壁１７は、図６Ａ，６Ｂに示すように、弁体７１の開度が小さいとき（図６Ａ参照）と、弁体７１の開度が大きいとき（図６Ｂ）とで、各実質的な開口１８ａ，１９ａの面積比を変化させるように、各開口１８，１９の輪郭を規定している。なお、実質的な開口１８ａ，１９ａの各面積は、流路１５，１６の入口での断面積となる。

具体的には、相対的に長さの短い第１流路１５に通じる開口１８の面積と相対的に長さの長い第２流路１６に通じる開口１９の面積とを比較すると、開口１８よりも開口１９の方が面積が大きく設定されている。しかも、弁体７１の開度が小さいとき（図６Ａ参照）よりも、弁体７１の開度が大きいとき（図６Ｂ参照）の方が、その面積の差が大きくなっている。すなわち、開口１８の面積と開口１９の面積との合計に対する、開口１８の面積の比は、調整弁７０の開度が小さいときよりも大きいときの方が、小さくなるように設定されている。反対に、開口１８の面積と開口１９の面積との合計に対する、開口１９の面積の比は、調整弁７０の開度が小さいときよりも大きいときの方が、大きくなるように設定されている。

本実施形態は、開口１８の側には、調整弁７０の開度が小さいとき（図６Ａ）と調整弁７０の開度が大きいとき（図６Ｂ）との間に、開度が増大するにしたがって、実質的な開口１８ａの面積の増加率を小さくする段付き１８ｂが形成されている。これにより、調整弁７０の開度が増大するにしたがって、実質的な開口１８ａの面積の増加率は、段付き１８ｂの上方では一定、段付き１８ｂよりも下方では、増加率が低下する。一方、開口１９の側は、段付きが形成されていないため、低流量のときも高流量のときも、調整弁７０の開度が増大するにしたがって実質的な開口１９ａの面積の増加率は一定となっている。

なお、段付き１８ｂよりも上方の部分のみでは、例えば開口１８の面積と開口１９の面積との比は１：１．１に設定されていて、開口１９が開口１８よりも１０［％］程度大きい。一方、段付き１８ｂより下方の部分のみでは、例えば、開口１８の面積と開口１９の面積との比は１：１．５に設定されていて、開口１９が開口１８よりも５０［％］程度大きい。これらの面積の比の例示であって、本発明に係る気体圧縮機は、これらの具体的な数値のものに限定されるものではない。

これにより、開口１８の面積と開口１９の面積との合計に対する、開口１８の面積の比は、弁体７１が段付き１８ｂよりも上方に配置されている低流量のときよりも、段付き１８ｂよりも下方に配置されている高流量のときの方が小さくなり、合計に対する開口１９の面積の比は、弁体７１が段付き１８ｂよりも上方に配置されている低流量のときよりも、段付き１８ｂよりも下方に配置されている高流量のときの方が大きくなる。

なお、本実施形態においては、弁体７１が段付き１８ｂよりも上方に配置されている低流量（調整弁７０の開度が相対的に小さい範囲）のときは、調整弁７０の開度に拘わらず、開口１８の面積と開口１９の面積との合計に対する、開口１８の面積の比及び開口１９の面積の比は一定となっている。

＜コンプレッサの作用、効果＞
以上のように構成されたコンプレッサ１００によると、吸入ポート１２ａにおける分岐部の２つの開口１８，１９が、吸入ポート１２ａに配置された調整弁７０の開度に応じて、分岐部で分岐される２つの流路１５，１６の面積の合計に対する流路１５，１６ごとの断面積の割合を変化させ。これにより、長さの長い流路１６（長さは、開口１９から吸入孔２３までの距離）における開口１９の面積の割合を、吸入ポート１２ａを通過する冷媒ガスＧの流速が速くなるにしたがって大きくし、長さの短い流路１５（長さは、開口１８から吸入孔２２までの距離）における開口１８の面積の割合とを、吸入ポート１２ａを通過する冷媒ガスＧの流速が速くなるにしたがって小さくする。

一般に、流路の断面積が同じである場合、長い流路を通過した媒体の圧力損失は、短い流路を通過した媒体の圧力損失よりも大きい。本実施形態においては、流路１６を通過して吸入孔２３に到達した冷媒ガスＧの圧力損失は、流路１５を通過して吸入孔２２に到達した冷媒ガスＧの圧力損失よりも大きい。また、流路の長さが同じである場合、入口の断面積が小さい流路を通過した媒体の圧力損失は、入口の断面積が大きい流路を通過した媒体の圧力損失よりも大きい。本実施形態においては、流路１５を通過して吸入孔２２に到達した冷媒ガスＧの圧力損失は、流路１６を通過して吸入孔２３に到達した冷媒ガスＧの圧力損失よりも大きい。

したがって、本実施形態のコンプレッサ１００は、長さの異なる２つの流路１５，１６をそれぞれ通過したことによって発生する冷媒ガスＧの圧力損失の差を、流路１５，１６の入口である開口１８，１９の面積を異ならせることにより、抑制することができる。

また、一般に、流路を通過した媒体の圧力損失は、通過する媒体の速度が速くなるにしたがって大きくなり、その大きくなる割合は流路が長くなるにしたがって大きくなる。本実施形態においては、冷媒ガスＧの流速が遅い低流量の範囲と流速が速い高流量の範囲との間に、流路１５の入口である開口１８に段付き１８ｂを形成して、調整弁７０の開度が大きくなるにしたがって、流路１５の実質的な開口１８ａの面積の増加割合を、流路１６の実質的な開口１９ａの面積の増加割合よりも小さく変化させている。これにより、本実施形態のコンプレッサ１００は、長さの異なる２つの流路１５，１６をそれぞれ通過した冷媒ガスＧの圧力損失の差を、流速の高低にも適応して、抑制することができる。

なお、上述した流路を通過した媒体の圧力損失についての一般論を、以下に説明する。図７は、入口の面積Ａｉ、出口の面積Ａｏ、長さＬ、直径ｄで形成された円柱状のモデルの流路を示す模式図である。図７に示した流路に密度ρの媒体が入口での流速ｖｉ、出口での流速ｖｏ、管摩擦係数λで通過したときの媒体の圧力損失ΔＰは、以下の式で表すことができる。
ΔＰ＝（１−Ａｉ／Ａｏ）^２（ρ／２）ｖｉ^２＋λ（Ｌ／ｄ）（１／２）ρｖｏ^２

このモデルの式を、流路１５，１６に適用すると、流路１５について入口の面積Ａ１ｉ、出口の面積Ａ１ｏ、長さＬ１、直径ｄ１、密度ρの媒体が入口での流速ｖ１ｉ、出口での流速ｖ１ｏ、管摩擦係数λで通過したときの冷媒ガスＧの圧力損失ΔＰ１、流路１６について入口の面積Ａ２ｉ、出口の面積Ａ２ｏ、長さＬ２、直径ｄ２、密度ρの媒体が入口での流速ｖ２ｉ、出口での流速ｖ２ｏ、管摩擦係数λで通過したときの冷媒ガスＧの圧力損失ΔＰ２はそれぞれ以下の式で表すことができる。
ΔＰ１＝（１−Ａ１ｉ／Ａ１ｏ）^２（ρ／２）ｖ１ｉ^２＋λ（Ｌ１／ｄ１）（１／２）ρｖ１ｏ^２
ΔＰ２＝（１−Ａ２ｉ／Ａ２ｏ）^２（ρ／２）ｖ２ｉ^２＋λ（Ｌ２／ｄ２）（１／２）ρｖ２ｏ^２

そして、両流路１５，１６を通過した冷媒ガスＧの圧力損失ΔＰ１，ΔＰ２が等しいとき、下記の式が成立する。
（１／ｍ−１／（１−ｍ））（Ｊ（１／ｍ＋１／（１−ｍ））−２）＝Ｋｖ^{(−１／４)}

ただし、Ａ１ｏ＝Ａ２ｏ、ｄ１＝ｄ２＝ｄ、ｖ１ｏ＝ｖ２ｏ＝ｖｏ、ｖ１ｉ＝（Ａ１ｏ／Ａ１ｉ）ｖ１ｏ、ｖ２ｉ＝（Ａ２ｏ／Ａ２ｉ）ｖ２ｏ、ｍ＝Ａ２ｉ／（Ａ１ｉ＋Ａ２ｉ）、λ＝０．３１６４／（ρｖｏｄ／μ）^１／４、Ｊ，Ｋ：定数

この式より、実質的な開口１８ａ，１９ａの面積の比ｍは、出口（吸入孔２２，２３）での冷媒ガスＧの流速ｖｏの関数であり、圧縮機構部６０の回転速度に依存することが明らかである。

また、本実施形態のコンプレッサ１００は、調整弁７０が、吸入ポート１２ａの軸心Ｃ１方向に移動して吸入ポート１２ａを流れる冷媒ガスＧの流量を増減する弁体７１を有し、分岐部が、弁体７１が移動する範囲を囲む一部に２つの開口１８，１９が形成された周壁１７である。したがって、調整弁７０の弁体７１が移動する範囲で、その弁体７１を囲む、２つの開口１８，１９が形成された周壁１７を分岐部とすることにより、２つの開口１８，１９の輪郭形状を互いに異なるものとして、弁体７１の移動した位置に応じて、すなわち冷媒ガスＧの流量に応じて、周壁１７における開口１８，１９の面積の割合を容易に変化させることができる。

なお、本実施形態のコンプレッサ１００は、調整弁７０が配置される吸入ポート１２ａを形成した周壁１７に、分岐部となる開口１８，１９を形成したものであるが、本発明に係る気体圧縮機は、この形態に限定されるものではない。すなわち、吸入ポート１２ａには、調整弁７０を保持する部分だけを形成し、調整弁７０が、弁体７１の移動範囲に亘って弁体７１の外周面に接触する円筒状のケースを備えたものとし、このケースを分岐部とすることができる。この場合、ケースが周壁１７となり、ケースに開口１８，１９を形成すればよい。

また、コンプレッサ１００は、分岐部が、分岐部における全ての流路１５，１６の面積に対する流路１５，１６ごとの面積の割合を、調整弁７０の開度が相対的に小さい範囲（流量が少ない範囲）では変化させずに一定とし、調整弁７０の開度が相対的に大きい範囲（流量が大きい範囲）では変化させるように形成されている。調整弁７０の開度が相対的に小さい範囲（例えば、開度５０［％］以下の範囲）では、冷媒ガスＧの流量の変化に応じた流路１５，１６での圧力損失の変化が少ないため、分岐部における各流路１５，１６の開口１８，１９の面積の割合を一定にしていても、シリンダ室５３，５４ごとの圧力損失の不均衡を抑制した状態で維持することができる。

これにより、開口１８，１９の面積の割合を、流量が少ない範囲から連続的に変化させたものよりも、分岐部における開口１８，１９の輪郭形状を簡単な形状にすることができる。

（変形例１）
上述した実施形態のコンプレッサ１００は、長さが相対的に短い流路１５の入口に対応した実質的な開口１８ａの面積の増加割合を、１つの段付き１８ｂによって、相対的に低流量の範囲と相対的に高流量の範囲とで切り替える構成であるが、本発明に係る気体圧縮機は、１つの段付き１８ｂで切り替えるものに限定されない。

図８Ａ，８Ｂは、４つの流量の範囲で面積の増加割合が切り替わるように、開口１８の輪郭形状に３つの段付き１８ｃ，１８ｄ，１８ｅが形成された、実施形態の分岐部の変形例１を示す、図６Ａ，６Ｂ相当の模式図である。図示の分岐部を有するコンプレッサ１００は、弁体７１が、最も上方に形成された第１段付き１８ｃよりも上方に配置されている範囲（第１流量範囲）では流量が最も少なく、実質的な開口１８ａの面積と実質的な開口１９ａとの和に対する実質的な開口１８ａの面積の比は最も大きい。コンプレッサ１００は、弁体７１が、最も下方に形成された第３段付き１８ｅよりも下方に配置されている範囲（第４流量範囲）では流量が最も多く、実質的な開口１８ａの面積と実質的な開口１９ａとの和に対する実質的な開口１８ａの面積の比は最も小さい。

さらに、コンプレッサ１００は、弁体７１が、第１段付き１８ｃと上方から２番目に形成された第２段付き１８ｄとの間に配置されている範囲（第２流量範囲）では流量が第１流量範囲に次いで少なく、実質的な開口１８ａの面積と実質的な開口１９ａとの和に対する実質的な開口１８ａの面積の比は、第１流量範囲に次いで大きい。

また、コンプレッサ１００は、弁体７１が、第２段付き１８ｄと第３段付き１８ｅとの間に配置されている範囲（第３流量範囲）では流量が第２流量範囲に次いで少なく、かつ第４流量範囲よりも多く、実質的な開口１８ａの面積と実質的な開口１９ａとの和に対する実質的な開口１８ａの面積の比は、第２流量範囲と第４流量範囲との間の比となる。なお、開口１９については、第１流量範囲から第４流量範囲の全ての流量範囲に亘って、流量の増加にしたがって、面積の増加割合が一定となっている。

そして、このように構成された変形例１のコンプレッサ１００によっても、図６Ａ等に示した実施形態のコンプレッサ１００と同様の作用効果を発揮することができるとともに、実質的な開口１８ａの面積比の変化を多段階に設定することができる。

（変形例２）
上述した実施形態のコンプレッサ１００及び変形例１のコンプレッサ１００は、長さが相対的に短い流路１５の入口に対応した実質的な開口１８ａの面積の増加割合を、流量が少ない範囲では一定にして、流量が増加した所定の範囲からは、実質的な開口１８ａの面積の増加割合を段階的に変化させたものである。しかし、本発明に係る気体圧縮機は、流路の開口の面積の増加割合を段階的に変化させるものに限定されない。

図９Ａ，９Ｂは、実質的な開口１８ａの面積の増加割合が、冷媒ガスＧが流通し始める最初の段階（流量がゼロを超えた範囲）から、連続的に減少するように開口１８の輪郭形状が形成された、実施形態の分岐部の変形例２を示す、図８Ａ，８Ｂ相当の模式図である。なお、開口１９については、第１流量範囲から第４流量範囲の全ての流量範囲に亘って、流量の増加にしたがって、面積の増加割合が一定となっている。

このように構成された変形例２のコンプレッサ１００によっても、図６Ａ等に示した実施形態のコンプレッサ１００や変形例１のコンプレッサ１００と同様の作用効果を発揮することができるとともに、実質的な開口１８ａの面積比の変化を連続的に設定することができる。

（変形例３）
上述した変形例２のコンプレッサ１００は、長さが相対的に短い流路１５の入口に対応した実質的な開口１８ａの面積の増加割合を、冷媒ガスＧが流通し始める最初の段階（流量がゼロを超えた範囲）から連続的に減少するように開口１８の輪郭形状が形成されたものであるが、長さが相対的に長い流路１５の入口に対応した実質的な開口１９ａの面積の増加割合を、冷媒ガスＧが流通し始める最初の段階（流量がゼロを超えた範囲）から連続的に増加させるように開口１９の輪郭形状が形成されたものとしてもよい。

図１０Ａ，１０Ｂは、変形例２に対して、実質的な開口１９ａの面積の増加割合が、冷媒ガスＧが流通し始める最初の段階（流量がゼロを超えた範囲）から、連続的に増加するように開口１９の輪郭形状が形成された、実施形態の分岐部の変形例３を示す、図９Ａ，９Ｂ相当の模式図である。

このように構成された変形例３のコンプレッサ１００によっても、図６Ａ等に示した実施形態のコンプレッサ１００や変形例２のコンプレッサ１００と同様の作用効果を発揮することができるとともに、弁体７１の開度に応じた、実質的な開口１８ａの面積の増加割合の減少程度及び実質的な開口１９ａの面積の増加割合の増加程度を、変形例２のコンプレッサよりも大きくすることができる。

本実施形態のコンプレッサ１００及び変形例のコンプレッサは、分岐部で、２つのシリンダ室５３，５４に対応して２つの流路１５，１６に分岐する構成であるが、本発明に係る気体圧縮機は、この構成の気体圧縮機に限定されるものではない。したがって、分岐部で分岐する流路の数は、３つ以上のシリンダ室を有するものであれば、それら３つ以上のシリンダ室に対応する３つ以上とすればよい。

本実施形態のコンプレッサ１００及び変形例のコンプレッサは、ベーンロータリ形式の気体圧縮機であるが、本発明に係る気体圧縮機は、ベーンロータリ形式の気体圧縮機に限定されるものではない。したがって、ベーンロータリ形式以外の形式の気体圧縮機（斜板式の気体圧縮機、スクロール形式の気体圧縮機等）も本発明の対象となる。

１０ ハウジング
１２ フロントヘッド
１２ａ 吸入ポート
１３ 吸入室
１５ 第１流路
１５ａ，１６ａ 吸入端部
１６ 第２流路
１７ 周壁
１８，１９ 開口
１８ａ，１９ａ 実質的な開口
１８ｂ 段付き
２０ フロントサイドブロック
２２ 吸入孔
２３ 吸入孔
５１ 回転軸
５３，５４ シリンダ室
６０ 圧縮機構部
７０ 調整弁
７１ 弁体
８０ 動力伝達機構
１００ ベーンロータリ式コンプレッサ（気体圧縮機）
Ｇ 冷媒ガス（気体）

Claims (3)

1. 軸心回りに複数設けられたシリンダ室、及び複数の前記シリンダ室ごとに形成された、気体を前記シリンダ室に流入させる吸入孔を有する、前記軸心回りの１回転の間に気体の吸入、圧縮及び吐出の各行程を２回以上行う圧縮機構部と、
   外部の前記気体を内部に流す１つの吸入ポートが形成された、前記圧縮機構部を内部に収容するハウジングと、を備え、
   前記吸入ポートは、前記気体を、前記複数の吸入孔のそれぞれに通じた流路に分岐させる分岐部を有し、
   前記分岐部よりも前記気体の上流側に、前記圧縮機構部の回転速度が速くなるにしたがって開度が大きくなるように開閉し、前記開度が大きくなるにしたがって前記気体の流量を増大させる調整弁が配置され、
   前記分岐部は、前記分岐部における全ての前記流路の断面積に対する流路ごとの断面積の割合を、前記調整弁の開度に応じて変化させるように形成されている気体圧縮機。
2. 前記調整弁は、前記吸入ポートの軸心方向に移動して前記吸入ポートを流れる前記気体の流量を増減する弁体を有し、
   前記分岐部は、前記弁体の移動する範囲を囲む一部に、複数の前記開口が形成された周壁である請求項１に記載の気体圧縮機。
3. 前記分岐部は、前記分岐部における全ての前記流路の断面積に対する流路ごとの断面積の割合を、前記調整弁の開度が相対的に小さい範囲の一部では変化させずに一定とし、前記調整弁の開度が相対的に大きい範囲の一部において変化させるように形成されている請求項１又は２に記載の気体圧縮機。