JP2017166349A - 気体圧縮機 - Google Patents
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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)。
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。
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。
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。
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)vi2+λ(L/d)(1/2)ρvo2
ΔP=(1−Ai/Ao)2(ρ/2)vi2+λ(L/d)(1/2)ρvo2
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)v1i2+λ(L1/d1)(1/2)ρv1o2
ΔP2=(1−A2i/A2o)2(ρ/2)v2i2+λ(L2/d2)(1/2)ρv2o2
ΔP1=(1−A1i/A1o)2(ρ/2)v1i2+λ(L1/d1)(1/2)ρv1o2
ΔP2=(1−A2i/A2o)2(ρ/2)v2i2+λ(L2/d2)(1/2)ρv2o2
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)
(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。
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。
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。
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)
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)
- 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。 - 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。 - 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。
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP2016050034A JP2017166349A (ja) | 2016-03-14 | 2016-03-14 | 気体圧縮機 |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
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JP2016050034A JP2017166349A (ja) | 2016-03-14 | 2016-03-14 | 気体圧縮機 |
Publications (1)
Publication Number | Publication Date |
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JP2017166349A true JP2017166349A (ja) | 2017-09-21 |
Family
ID=59908675
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
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JP2016050034A Pending JP2017166349A (ja) | 2016-03-14 | 2016-03-14 | 気体圧縮機 |
Country Status (1)
Country | Link |
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JP (1) | JP2017166349A (ja) |
-
2016
- 2016-03-14 JP JP2016050034A patent/JP2017166349A/ja active Pending
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