JPH024793B2 - - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】

産業上の利用分野 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。 従来の技術 従来のベーン形圧縮機は、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面（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、部品点数の多いレシプロ
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
シ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ーに伝
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シプロ式のコ
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
制作用が自動的に動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、高速回転時に開口有積を絞
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付加せねばなら
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付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。 本発明者らは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も
のとしてロータリー圧縮機を用いた場合の羽根室
圧力の過度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_pc.c.、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 ＝∫〓_psθ²a（θ）dθ／∫〓_psθ²dθ としたとき、パラメータθ_s／V_pを 0.025＜θ_s／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出
来、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出来る
ものである。 発明が解決しようとする問題点 しかしながら、上記能力制御を施こした場合に
は当然のことながら吸入行程において羽根室圧力
が、冷媒の供給圧より低下し、動力損失を生じ
る。 圧縮機の駆動トルクの内分けを示すと、次の様
になる。 吸入行程における損失 圧縮行程における圧縮動力 過圧縮力による損失 上記〜について、モデル図である第２図を
用いて説明する。 第２図において、abcdで描かれる曲線：N₁は
圧縮機の損失がないとした場合の理論上のポリト
ロープ吸入圧縮行程を示す。 また、ab′efgdで描かれる曲線：N₂が、能力制
御を施こした場合の一例であり、ここでは吸入有
効面積が吸入行程中一定の場合のPV線図である。 能力制御が施こされた場合、圧縮行程開始点
（b′）における羽根室圧力は：Pa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
は完全に充填されるため圧縮行程開始点：ｂ（あ
るいは、吸入行程終了点）における羽根室圧力：
Paは、回転数によらず一定である。面積：S₁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
動力の損失分である。 過圧縮損失は、圧縮・吐出行程の段階で、羽根
室（第１図の２）の圧力が、吐出孔７の出口側の
圧力よりも大きくなることによつて生ずる。特に
回転数が大きくなると、吐出孔７から流出する冷
媒の流速が増加し、吐出孔の流体抵抗によつて羽
根室圧力が上昇し、過圧縮損失が増加する。第２
図のPV線図（圧力・体積線図）において、Ｃ→
ｆ→ｇ→ｄの区間が過圧縮が発生している場合を
示しており、過圧縮が発生しない理想的な場合は
ｃ→ｄの行程をたどることになる。羽根室圧力を
Pa、体積をVaとすれば、圧縮機の仕事Ｗ＝
∫PaVaとなり、したがつて過圧縮損失は第２図
のS₃の面積となる。 特に、カーエアコンにおいて、小馬力のエンジ
ンを持つ軽自動車にカーエコンを登載した場合、
上記圧縮機の使用による駆動トルクの損失は無視
できないものとなる。 本発明は、能力制御を行ないつつ上記駆動トル
クの吸入行程における損失を最少にしたベーン形
圧縮機を提供するものである。 問題点を解決するための手段 本発明においては、上記目的を達成するため、
ベーンとシリンダ内面、あるいはベーンと側板の
間で形成される流通路の有効面積がベーンの走行
位置によつて変化する様にシリンダ内面あるいは
側板に溝あるいは吸入孔を形成し、前記ロータの
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_Oc.c.、エバ
ポレータから前記羽根室に至る吸入流通路の有効
面積の平均値を、有効面積の変化する前後におい
て、前半の有効面積をa₁cm²、後半の有効面積をa₂
cm²とし、重み平均をとしたとき、 H₂₁＝a₁θ_s／V_p H₂₂＝a₂θ_s／V_p ＝∫〓_psθ²a（θ）dθ／∫〓_psθ²dθ と定義し、各パラメータが 0.045＜K₂₁＜0.140 ０＜K₂₂＜0.0450 0.030＜・θ_s／V_p＜0.070 の３式を同時に満足するように構成したものであ
る。 作 用 上記本発明の構成により、必要充分な能力制御
とあわせて、吸入行程時の動力損失の極少化をも
実現できる。 実施例 以下、本発明の一実施例を第３図〜第７図によ
り説明する。 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は吸入
孔と連通してシリンダ１１の内壁面に形成された
吸入溝、１９は吐出孔である。 第４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はプーリーである。 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入行程終了時の角
度：θ_sを下記の様に定義する。 すなわち、第５図において、２６ａは羽根室
Ａ、２６ｂは羽根室Ｂ、２６ｃは羽根室Ｃ、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は吸入溝端部とし、ロー
タ１６の回転中心を中心とし、ロータ１６とシリ
ンダの最接近部であるシリンダのトツプ部２７
に、ベーン先端が通過する位置の角度をθ（ラジ
アン）＝Ｏとし、前記θ＝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θ（ラジアン）
とする。羽根室Ａ２６ａに着目すれば、第５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Ａ２６ａには吸入孔１７から直接に、
また、羽根室Ｂ２６ｂ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５図ロは、吸入行程が終了する手前の状態を
示し、ベーン２８ｂと吸入溝１８の間から羽根室
Ａ２６ａに冷媒が供給される。 第５図ハは、羽根室２６ａの吸入行程が終了し
た時点における状態を示し、ベーンＢ２８ｂ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の容積は最大となる。 第６図は、シリンダ１１の内面に形成された吸
入溝１８の矢視図を示し、第７図は第６図の断面
図を示す。 第８図及び表２はベーン走行角度：θに対する
吸入有効面積：ａを、各種パターン(イ)〜(ヘ)の場合
について示し、特に、(ハ)は表１の実施例に相当す
るものである。

【表】 パターン(イ)は、本発明の実施例ではなく、比較
のために示すもので吸入有効面積：ａが吸入行程
中、常に一定の場合であり、例えば、吸入孔１７
の面積に対して、吸入溝１８の断面積：Ｓ＝２×
ｅ×ｆ（第７図参照）を十分大きく形成する様な
圧縮機の構成により実現される。 パターン(ロ)〜(ヘ)に示すものは、吸入行程の前半
で吸入有効面積を大きく後半において、小さくし
た場合を示し、特に(ロ)〜(ホ)は本発明の実施例を示
すもので、このために実施例では、パターン(イ)の
場合とは逆に、吸入孔１７の有効面積よりも、吸
入溝１８の有効面積を小さく形成している。 次に上記実施例の構成の諸特性について説明す
る。 まず、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。 C_P／ＡGT_A−PadVa／dt＋dQ／dt ＝ｄ／dt（C_V／Ａγ_aVaTa） …(1) 上記１式において、Ｇ：冷媒の重量流量、
Va：羽根室容積、Ａ：仕事の熱当量、C_P：定圧
比熱、T_A：供給側冷媒温度、ｋ：比熱比、Ｒ：
気体定数、C_V：定積比熱、Pa：羽根室圧力、
Ｑ：熱量、γ_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、
γ_A：供給側冷媒の比重量、Ps：供給側冷媒圧力
である。 一式において、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単位時間に外部に対し
てなす仕事、第三者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
理想気体の法側に従うものとし、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γ_a
＝Pa／RTa，dQ／dt＝Ｏから次式の様になる。 Ｇ＝dVa／dt（Ａ／C_PT_A＋１／kRT_A）Pa ＋Va／kRT_A dPa／dt …(2) また、１／Ｒ＝Ａ／C_P＋１／kRの関係式を用いれば、 Ｇ＝１／RT_A・dVa／dtPa＋Va／kRT_A dPa／dt …(3) 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、３式、４式を連立させ解くことに
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／
２sin2θ−（１−ｍ）sinθ ×√１−（１−）²2−sin^-1〔（１−
ｍ）sinθ〕｝＋ΔV（θ） Ｏ＜θ＜πのとき、Va（θ）＝Ｖ（θ） π＜θ＜θ_sのとき、 Va（θ）＝Ｖ（θ）−Ｖ（θ−π） …(5) 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。 第９図は、３式〜５式及び表１、表２(ハ)、表３
の条件を用いて、ｔ＝Ｏ，Ｐ＝Psの初期条件の
もとに、回転数をパラメータとして、第８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、カークーラー用冷凍サイ
クルの冷媒は通常R12を用いるため、ｋ＝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９図において、低速回転時（Ｎ＝1000rpm）
では、吸入行程の終了するθ＝270゜付近で、既に
羽根室圧力：Paは、供給圧：Ps＝3.18Kg／cm²ads
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、Ｎ＝5000rpmでは、供給圧：
Psに対する圧力損失：ΔP＝1.30Kg／cm²であり、
吸込冷媒総重量の低下をもたらすため、大幅に冷
凍能力が低下することになる。

【表】 吸入有効面積が第８図ヘの場合及び吸入有効面
積が第８図イの場合を、それぞれ第１０図、第１
１図に示す。 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：η_Pを次の様に
定義する。 η_P＝（１〜Pas／Ps）×100 …(6) 第１２図は、吸入有効面積がそれぞれ異なる場
合（第８図のイ〜ヘ）の回転数に対する上記圧力
降下率：η_Pの特性を示すグラフである。 すなわち、 低速：Ｎ＝2000rpmにおいて、吸入有効面積
イ〜ヘを有する圧縮機の圧力降下率はほぼ一致
する。 高速：Ｎ＝5000rpmにおいて、吸入有効面積
が吸入行程中一定であるイの圧縮機は、圧力降
下率が最も大きい。 吸入有効面積がハである表１の実施例におい
ては、上記イにほぼ準じた特性を有しまた、吸
入有効面積がヘの圧縮機においては、能力制御
の効果であるη_Pはかなり小さかつた。 第１３図は、吐出ポート有効面積をａ＝0.21cm²
として、吸入有効面積がそれぞれ異なる場合（第
８図のイ〜ヘ）の回転数に対する駆動トルクの特
性を示すものである。 また、第１４図のN₃で示される曲線（ａ，b′，
ｅ，ｆ，ｇ，ｄ）は、吸入有効面積が２段に変化
した場合、すなわち第８図ロ〜ヘの場合のPV線
図である。 なお、第１４図のN₁は従来圧縮機の標準的な
ポリトロープ吸入圧縮行程を示す。 第２図の曲線N₂と第１４図の曲線N₃とを比較
すればあきらかなように、吸入有効面積が吸入行
程中一定の場合（第８図イ）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
ため、その損失動力：S₁は大きい（第２図）。一
方、吸入有効面積が吸入行程の前半では大きく、
後半で小さくなる場合（例えば第６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：S₁（第１４図）は前者と
比べて小さくなる。 第１５図、第１６図に、各回転数に対する上記
イ〜ヘの吸入損失、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
なることが分かる。 さて、以上の検討結果は、圧縮機のパラメータ
を表１、表２の条件下で構成した特殊な場合であ
るが、より一般的な圧縮機の構成条件、すなわち
圧縮機の数多いパラメータがどの様な相関のもと
に設定されたとき上記(1)〜(3)を同時に満足するか
という点について考察する。 そのために、羽根室の容積：Vaを求める５式
を用いる代りに、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
の相関を把握する方法を提案する。 V_pを冷媒の最大吸込容積、かつ、＝Ωｔ＝
（πω／θ_s）ｔとして、角度θをに変換する。 このとき、はＯからπまで変化し、ｔ＝Ｏで
Va（Ｏ）＝Ｏ，Va′（Ｏ）＝Ｏ、かつ、吸入行程が
終了するｔ＝θ_s／ωで、Va（π）＝V_p，Va′（π）＝
Ｏなる近似関数として、例えば、７式を選ぶ。 Va（）≒V_p／２（１−cos） …(7) また、η＝Pa／Psとおけば、 Ｇ＝ΩV_p／２・Ps／PT_A・｛sin・η ＋１／ｋ（１−cos）dη／d） …(8) ４式は、 したがつて、上記７式、８式から K₁・ｆ（η）＝sin・η＋１／ｋ （１−cos）dη／d …(10) K₁は以下示す様な無次元量となり、 K₁＝2aθ_s／V_pπω・√2_A …(11) 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を羽根枚数とすれば、通常、
Vth＝ｎ×V_pであり、10式は次の様になる。 K₁＝2aθ_sｎ／Vthπω√2_A …(12) 上記11式において、比熱比：ｋは冷媒の種類の
みで決まる定数である。 したがつて、12式における吸入有効面積を、第
８図イのごとく吸入行程中一定とすれば、K₁の
一定の条件下では、８式の解、η＝η（）は、
常に一義的に決定されることになる。 つまり、H₁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、損失がない場合得られる冷凍能力：Ｑ(k)
calに対して、同一の割合で能力制御が働くこと
になる。 さて、能力制御効果を評価するために、圧縮機
の形状寸法で決まる次の様なパラメータ：K₂を
再度定義する。 K₂＝aθ_s／V_p …(13) 第１７図は、ΔT＝10degをスーパーヒートと
して、T_A＝283〓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。 上記K₂をどの範囲に設定するかは、圧縮機を
登載する車種によつても異なるが、おおむね次の
様な要求から選定する。 (i) 低速回転（1000〜2000rpm）で吸入損失が大
きければ、効率の低下をもたらすため、圧力降
下率は極力小さいこと。 (ii) 高速回転（3500〜5000rpm）では、大きな圧
力降下率（冷凍能力の抑制効果）が得られるこ
と。 吸入有効面積が一定の圧縮機を用いて、小型車
に登載した実車走行テストの結果を表３−２に示
す。表３−２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
適用出来る範囲は、0.035＜K₂＜0.070であつた。

【表】 ちなみに、吸入有効面積が第８図イの場合の
K₂は、 K₂＝0.45×4.712／47＝0.045 上記：K₂の値を有する圧縮機について、第１
７図を用いて評価すれば、Ｎ＝1800rpmで η_P＝1.8％，Ｎ＝4500rpmでη_P＝40％であり、
極めて理想的な特性を有することが分かる。 本発明は、パラメータ：K₂を上記14式の条件
下で一定とした場合得られるトルク特性に対し
て、さらに低速回転において、上記以上の低トル
ク化を計ることを目的とするものである。 すなわち、吸入行程中の有効面積：ａを、少な
くとも２段に変化する構成とし、前半を大きく、
後半を小さくすることにより、例えば、第１３図
ハのごとくＮ＝1000〜2000rpmの低速回転におい
て低トルク化を計ることが出来る。 吸入有効面積が一定の場合は、低速回転でのト
ルク低下が少ないため、本発明の目的を満足しな
い。 さて、前半の有効面積の概略平均をa₁、後半を
a₂としてそれぞれに、再度能力制御パラメータ：
K₂₁，K₂₂を定義する。 K₂₁＝a₁・θ_s／V_p …(15) K₂₂＝a₂・θ_s／V_p …(16) 第８図から、本発明を満足する前半の有効面積
はイとヘの間にあり、0.45cm＜a₁＜1.4cmである。
実施例のこの結果を15式のパラメータ：K₂₁を用
いて一般化すれば、 0.045＜K₂₁＜0.140 …(17) 後半の有効面積については、a₂＜0.45cm²であ
り、同様に16式を用いて整理すれば、 ０＜K₂₂＜0.0450 …(18) 上記17式、18式は、前半と後半の有効面積の必
要条件をそれぞれ単独に与えることにより得られ
る必要条件であるが、前後を組み合せた結果得ら
れる能力制御効果については、下記の様な制約条
件を与える。すなわち、上記17式、18式の制約条
件に加うるに、次頁に述べる〔〕の補足説明か
ら、吸入有効面積の重み平均：を定義し、か
つ、吸入有効面積：ａが一定の場合の条件14式か
ら、 0.030＜・θ_s／V_p＜0.070 …(19) すなわち、上記17式、18式、19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
ことができる。 〔〕 本発明からなる圧縮機においては、吸入
有効面積が吸入行程中、第８図ロ〜ホのごとく
変化する。したがつて、パラメータ：K₁，K₂
による能力制御効果の評価は、この場合は出来
ない。なぜならば、11式において、K₂がの
関数となるため、ηはＯ＜＜πの範囲で、
K₁（）によつて任意に変わり得るからであ
る。 以下、本発明の範囲を設定するため行つた数値
実験について述べる。 (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１８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媒の最
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、12式における有効面積：ａ（θ）
以外のパラメータを、表１、表３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１９図は、第１８図イの吸入流通路が遮蔽さ
れる区間（ａ（θ）＝Ｏの区間）をθ₁としたとき、
θ₁／θ_sに対する圧力降下率：η_Pを求めたものであ
る。 Ｏ＜θ₁／θ_s＜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：η_P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２０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（図中イ）と、Ｏ＜θ／θ_s＜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：θ_s
＝270゜では両者（図中イ，ロ）にはほとんど差は
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２１図である。 圧力降下率：η_Pはθ₂に比例して増大し、θ₂／θ_s
＝0.5で、ほぼη_P＝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Ｏ＜θ＜
θ_s／２の区間での影響は僅少であり、θ＝θ_s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２２図に、各種重み函数：ｇ（θ）を示す。 g₁は、Ｏ＜θ／θ_s＜0.5でｇ（θ）＝Ｏ，0.5＜
θ／θ_s＜１で、ｇ（θ）＝２（θ／θ_s）−１，g₂はｇ
（θ）＝（θ／θ_s）²，g₃はｇ（θ）＝θ／θ_s，g₄は
ｇ
（θ）＝１である。 ここで、重み平均：を次の様に定義する。 ＝∫〓_psg（θ）・ａ（θ）dθ／∫〓_psg（θ）dθ
…(20) 第２３図は、ベーン走行角度：θの関数である
ａ（θ）と、前述した各種重み函数：ｇ（θ）から
ａ（θ）の平均値をを求め、かつ、上記と３
式、４式を用いて、表１（面積ａを除く）、表２、
回転数：Ｎ＝3600rpmの条件における過渡特性を
求めたものである。 但し、吸入流路の面積：ａ（θ）は、第２４図
のイで示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２３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：Ps3.18Kg／cm²absに対して、 ΔP＝0.78Kg／cm²absの圧力損失がある。 厳密解による圧力Pa（θ）がθ_s1＝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、各種重み函数を用いた場合の厳密解と
の誤差を示す。 重み函数：g₁を用いた場合、第２３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、重み函数：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／θ_s）²が最もよ
り近似を与えることが分かつた。 第２４図は、各種吸入有効面積を有する圧縮機
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２５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、Ｎ＝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。 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
する一搬の圧縮機に、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、Ｏ＜θ＜θ_s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：ａ（θ）を求める。 上記ａ（θ）を用いて、重み平均を求める。
但し、＝∫〓_psθ²a（θ）dθ／∫〓_psθ²dθ さらに、上記を用いて、パラメータ：K₂
＝θ_sｎ／Vthを求める。 例えば、第１７図を用いて、上記K₂の値か
ら能力制御の特性評価を行う。 〔〕 14式は、冷媒温度T_A＝283〓の条件下に
よる場合得られるK₂の値であり、上記T_Aの設
定いかんで、14式の範囲は若干異なつてくる。 カークーラー用冷凍サイクルに、フロンR12を
用いた場合、冷媒の蒸発温度：T_Aは、以下述べ
る様な点を考慮して設定される。 エバポレータの熱交換量は、外部空気と循環冷
媒の温度差が大きい程大きいため、冷媒温度：
T_Aは低い程よい。但し、冷媒温度が空気中の水
分の氷結点以下となると、配管に空気中の水分が
氷結し、熱交換率を著しく低下させる。そのた
め、冷媒が通常、上記氷結点以上の温度になる様
に冷凍サイクルを構成するのが好ましく、流動す
る空気の場合、T_A＝−５℃近傍がベストであり、
実用上許容出来るところで、T_A＝−10℃程度が
限界である。冷媒の蒸発温度は熱交換条件の悪い
低速走行やアイドリング時に高くなる。熱交換量
はロアの風量を増すか、エバポレータの表面積を
増せば増加するが、車輌に組み込む際の実用上の
制約から限界がある。そのため、冷媒温度の上限
値はT_A＝10℃程度が実用上の限界であり、T_A＝
５℃程度に押えられるならば、より好ましい。し
たがつて、実用上支障のない範囲で冷凍サイクル
を構成するためには、 −10℃＜T_A＜10℃ …(21) 参考に、このときの冷媒供給圧力：Psは 2.26Kg／cm²abs＜Ps＜4.26Kg／cm²abs …(22) さらに、21式のT_Aにスーパーヒート：ΔT＝
10degを見込むと、 ０℃＜T_A＜20℃ …(23) したがつて、23式から、例えば14式で決めた
K₂の範囲が補正出来、K₂の上限値は1.8％大き目
に下限値は1.7％小さ目になる様に補正するだけ
でよい。 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、圧縮機の羽根室に至る
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JIS B8320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２６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、１
０６は圧力計、１０７は圧力調整弁、１０８は高
圧のエアー源である。 第２６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
付加する必要がある。 さて、例えば、第４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：k₁＝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。 以上、２ベーン圧縮機を例にとり説明してきた
が、吸入行程が終了するときのベーン走行角度θ_s
は、ベーン枚数がｎ枚の場合は、通常下式の様に
なる。 θ_s≒180＋180／ｎ また、〔〕のごとく吸入孔と吸入溝が入れか
わることを利用して吸入有効面積を変化させる場
合に、吸入有効面積が縮少するときのベーン走行
角度：θ_tは、 θ_t≒360／ｎ＋ａ 上記ａは、シリンダトツプ部から吸入孔の角度
を示し、通常10〜30゜程度である。第２７図は、
吐出ポート有効面積：ａを前述した実施例よりも
大きくし、ａ＝0.40cm²とした場合の回転数に対す
るトルク：Trを示すものである。但し、吸入面
積のパターンイ′，ハ′，ニ′，ヘ′は第８図と同一
のパターンイ，ハ，ニ，ヘを用いている。 吐出行程における過圧縮動力が低下するため、
全体として、回転数が高い程、駆動トルク：Tr
は低下するが、全体の傾向は変わらない。 シリンダは、本実施例では真空型を用いている
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。（但し、この場合には、
ベーンは実質的には２枚分の動作をすると考え
る。） 発明の効果 以上、本発明から見い出される条件下で、圧縮
機を構成すれば、低速時では低損失で低トルクで
作動可能であり、かつ冷凍能力の損失が少なく、
高速時でのみ冷凍能力が効果的に抑制されるた
め、従来のロータリー圧縮機に何ら付加しないシ
ンプルな構成で能力制御が実現出来る。

【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図は本発明の先行
技術としてのロータリー圧縮機のPV線図のモデ
ル図、第３図は本発明の一実施例の正面断面図、
第４図は同実施例の圧縮機の側面断面図、第５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、第５図ロは吸入行程
終了手前のベーン、ロータの位置を示す図、第５
図ハは吸入行程終了時における各位置関係を示す
図、第６図は同圧縮機の吸入孔形状の断面図、第
７図は第６図におけるＥ−Ｅ線の断面図、第８図
は吸入有効面積とベーン走行角度との関係を示す
図、第９図、第１０図及び第１１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１２図は回転数に対する各圧縮機の降下率
を示す図、第１３図は各圧縮機における回転数に
対するトルクを示す図、第１４図は本発明実施例
のPV線図のモデル図、第１５図は吸入損失を示
す図、第１６図は過圧縮損失を示す図、第１７図
は回転数に対する圧力降下率をK₂とパラメータ
として示した図、第１８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）を示す図、第１８
図ロは同様に後半において閉じられる場合の図、
第１９図はθ₁／θ_sに対する圧力降下率：η_Pを示す
図、第２０図は羽根室圧力：Paの過渡特性を示
す図、第２１図はθ₂／θ_sに対する圧力降下率を示
す図、第２２図は各種重み函数：ｇ（θ）の特性
を示す図、第２３図は羽根室圧力：Paの過渡特
性の数例を示す図、第２４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
図、第２５図は回転数：ωに対する圧力降下率：
η_Pを示す図、第２６図は吸入有効面積：ａ測定の
ための装置を示す概略図、第２７図は吐出ポート
有効面積を変えた場合の回転数に対するトルクを
示す図である。 １１……シリンダ、１４……ベーン、１６……
ロータ、２０……側板、２６−１……羽根室、２
７……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と側板と、前記羽根
   室と外部を連絡する流通路である吸入孔及び吐出
   孔とから構成され、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
   トツプ部とした圧縮機において、前記ベーンと前
   記シリンダ内面、あるいはベーンと前記側板の間
   で形成される流通路の有効面積がベーンの走行位
   置によつて変化する様に前記シリンダ内面あるい
   は前記側板に溝あるいは吸入孔を形成し、前記ロ
   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
   有効面積の平均値を、有効面積の変化する前後に
   おいて、前半の有効面積をa₁cm²、後半の有効面積
   をa₂cm²とし、重み平均をとしたとき、 K₂₁＝a₁θ_s／V_p K₂₂＝a₂θ_s／V_p ＝∫〓_psθ²a（θ）dθ／∫〓_psθ²dθ と定義し、各パラメータが 0.045＜K₂₁＜0.140 ０＜K₂₂＜0.0450 0.03５＜・θ_s／V_p＜0.070 の３式を同時に満足するよう構成したベーン形圧
   縮機。