JPS6161996A - Vane type rotary compressor - Google Patents
Vane type rotary compressorInfo
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- JPS6161996A JPS6161996A JP18428484A JP18428484A JPS6161996A JP S6161996 A JPS6161996 A JP S6161996A JP 18428484 A JP18428484 A JP 18428484A JP 18428484 A JP18428484 A JP 18428484A JP S6161996 A JPS6161996 A JP S6161996A
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- suction
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Abstract
Description
【発明の詳細な説明】
（産業上の利用分野）
本発明は、車両用冷房装置等に用いられるベーン型回転
圧縮機に関する。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION (Field of Industrial Application) The present invention relates to a vane-type rotary compressor used in a vehicle cooling system or the like.
（従来技術）
従来のベーン型回転圧縮機は、略楕円形状の筒状に形成
されたカムリングがフロントプレートとりャプレートと
によりその両端が封止されており、カムリング、フロン
トプレートおよびリヤプレートにより組立体が構成され
ている。(Prior art) In a conventional vane type rotary compressor, a cam ring formed in a substantially elliptical cylindrical shape is sealed at both ends with a front plate and a retainer plate, and the cam ring, front plate, and rear plate are assembled together. is configured.
また、カムリング内にはロータが回転可棺に収納され、
このロータには複数のスリットが放射方向に設けられて
おり、各スリット内にベーンが出没可能に収納されてい
る。したがって、ロータの回転に伴って、カムリングと
ロータとの間には隣り合うベーンによって複数の作動室
が画成される。この作動室には、互いに１８０°離隔し
てカムリングに設けられたそれぞれの吸入口から冷媒ガ
スが吸入され、ロータの回転に伴って冷媒ガスが圧縮さ
れ各吸入口に対応してそれぞれ設けられた吐出口から吐
出される。この吐出口から吐出される冷媒ガスの吐出量
および吐出圧は、ロータの回転数に比例して増加する構
成となっている。In addition, the rotor is housed in a rotatable coffin inside the cam ring.
A plurality of slits are provided in the rotor in the radial direction, and a vane is housed in each slit so as to be retractable. Therefore, as the rotor rotates, a plurality of working chambers are defined between the cam ring and the rotor by adjacent vanes. Refrigerant gas is sucked into this working chamber from respective suction ports provided on the cam ring at a distance of 180° from each other, and as the rotor rotates, the refrigerant gas is compressed. It is discharged from the discharge port. The discharge amount and discharge pressure of the refrigerant gas discharged from this discharge port are configured to increase in proportion to the rotational speed of the rotor.
（発明が解決しようとする問題点）
しかしながら、上記従来のベーン型回転圧縮機にあって
は、車両の低速回転時に必要な冷房能力を確保できるよ
うにその吐出量を設定していたため、高速回転時には必
要以上に吐出量が増大し、吐出圧も著しく上昇した。し
たがって、車室内が冷え過ぎるだけでなく、圧縮機での
消費トルクが増大し、その結果、燃費が増大するという
問題点があった。つまり、ロータの回転数と冷房能力と
は正比例する関係にあり、通常、カークーラの冷房能力
（ｋｃａｌ／ Ｉｔ ）は回転数が２，０００ （ｒ
ｐｍ ）のとき、５．０００ （ｋｃａ＋／１１）程
度に設定するので、高速回転時においては冷房能力（吐
出量）が過大となり、吸入圧と吐出圧との圧力差が増大
する。このように、圧力差が著しく増大すると、圧縮機
の圧縮比が過大となり、圧縮効率が悪化し、燃費が増大
するだけでなく、圧縮機自体の耐久性も低下する。(Problem to be Solved by the Invention) However, in the conventional vane type rotary compressor mentioned above, the discharge amount is set so as to ensure the cooling capacity necessary when the vehicle rotates at low speed, so At times, the discharge amount increased more than necessary, and the discharge pressure also increased significantly. Therefore, there are problems in that not only the interior of the vehicle becomes too cold, but also the torque consumed by the compressor increases, resulting in an increase in fuel consumption. In other words, the number of rotations of the rotor and the cooling capacity are in direct proportion to each other, and normally the cooling capacity (kcal/It) of a car cooler is equal to the number of rotations of 2,000 (r
pm), it is set to about 5.000 (kca+/11), so the cooling capacity (discharge amount) becomes excessive during high-speed rotation, and the pressure difference between the suction pressure and the discharge pressure increases. As described above, when the pressure difference increases significantly, the compression ratio of the compressor becomes excessive, compression efficiency deteriorates, fuel consumption increases, and the durability of the compressor itself decreases.
（発明の目的）
そこで、本発明は、作動室へ低圧室からの冷媒ガスを導
く吸入口を少なくとも２個設け、一方の吸入口によって
ロータ回転数の上昇に伴って、冷媒ガスの吸入量を制御
して、高速回転時での冷媒ガスの吸入量を制限し、その
結果、高速回転時の吐出量が過大とならないよう制御す
ることにより、上記問題点を解決することを目的とする
ものである。(Objective of the Invention) Therefore, the present invention provides at least two suction ports that guide refrigerant gas from the low pressure chamber to the working chamber, and uses one of the suction ports to increase the amount of refrigerant gas sucked as the rotor rotational speed increases. The objective is to solve the above problems by controlling the intake amount of refrigerant gas during high-speed rotation and, as a result, controlling the amount of refrigerant gas discharged during high-speed rotation from becoming excessive. be.
（発明の構成）
本発明は、フロントプレート、リヤプレー１・およびカ
ムリングからなる組立体に低圧室と作動室とを連通ずる
少なくとも二種類の吸入口を設け、一方の吸入口を、作
動室の吸入開始時と最大容積時との途中まで開口し且つ
ロータ回転数の上昇に対して冷媒ガスの吸入量が略一定
となるよう形成し、他方の吸入口を、作動室の最大容積
時まで開口し且つロータ回転数の上昇に応じて冷媒ガス
の吸入量が減少するよう形成した構成であり、高速回転
時において、一方の吸入口からの冷媒ガスの吸入量を略
一定にする一方、他方の吸入口からの冷媒ガスの吸入量
を制限し、作動室の吸入量を低減するものである。(Structure of the Invention) The present invention provides an assembly consisting of a front plate, a rear plate 1, and a cam ring with at least two types of suction ports that communicate the low pressure chamber and the working chamber, and connects one suction port to the suction port of the working chamber. The inlet is opened halfway between the starting time and the maximum capacity, and is formed so that the intake amount of refrigerant gas remains approximately constant as the rotor speed increases, and the other inlet is opened until the working chamber reaches its maximum capacity. In addition, the structure is configured such that the amount of refrigerant gas sucked in decreases as the rotor rotational speed increases.During high-speed rotation, the amount of refrigerant gas sucked from one suction port remains approximately constant, while the amount of suction from the other suction port decreases. This limits the amount of refrigerant gas sucked into the working chamber.
（実施例）
以下に本発明の一実施例を第１図および第２図に基づい
て説明する。第１図は本実施例のベーン型回転圧縮機の
横断面を示し、第２図は第１図中のｎ−ｎ矢視断面を示
している。(Example) An example of the present invention will be described below based on FIGS. 1 and 2. FIG. 1 shows a cross section of the vane type rotary compressor of this embodiment, and FIG. 2 shows a cross section taken along the line nn in FIG.
まず、構成を説明すると、第１図、第２図に示すように
、ハウジング１が有底の円筒状に形成されており、この
ハウジング１の開口端（第２図左端）にはフロントハウ
ジング２が固着されている。このハウジング１には圧縮
機構部が収納され、この圧縮機構部は、断面略楕円形の
内周面（カム面）を有する筒体のカムリング３と、カム
リング３の両端開口を密閉するフロントプレート４及び
リヤプレート５と、カムリング３内に回転可能に収納さ
れた円柱形状のロータ６と、により構成されている。First, to explain the configuration, as shown in FIGS. 1 and 2, a housing 1 is formed in a cylindrical shape with a bottom, and a front housing 2 is attached to the open end of the housing 1 (left end in FIG. 2). is fixed. This housing 1 accommodates a compression mechanism section, and this compression mechanism section includes a cylindrical cam ring 3 having an inner peripheral surface (cam surface) with a substantially elliptical cross section, and a front plate 4 that seals both end openings of the cam ring 3. , a rear plate 5 , and a cylindrical rotor 6 rotatably housed within the cam ring 3 .
上記ロータ６は、その回転軸６Ａがフロントハウジング
２および両プレート４．５の各軸孔２Ａ、４Ａ、５Ａに
挿通され、これにより軸支されている。また、回転軸６
Ａの一旦側（第２図中の左＃Ａ）は、フロントハウジン
グ２を貫通する回転軸６Ａと、フロントハウジング２と
の軸封を行うメカニカルシール７が設けられている。さ
らに、回転軸６Ａの突出端には電磁クラッチ８が装着さ
れており、この電磁クラッチ８を介して機関出力軸から
の回転トルクが回転軸６Ａに伝達される。ロータ６には
第１図に示すように略半径方向に延在する複数のスリッ
ト９が形成され、このスリット９内にはそれぞれベーン
１０が出没自在に挿入されている。これらの各スリット
９の基端側にはロータ６の軸方向に背圧通路１１が形成
されており、各背圧通路１１にはロータ６の端面に形成
された連通溝１２及び軸孔５Ａを通じて高圧室１３の底
部に貯えられた潤滑油が導入され、この潤滑油により各
ベーン１０に背圧が加えられている。The rotor 6 is pivotally supported by having its rotating shaft 6A inserted through each shaft hole 2A, 4A, 5A of the front housing 2 and both plates 4.5. In addition, the rotating shaft 6
A rotary shaft 6A passing through the front housing 2 and a mechanical seal 7 for sealing the shaft with the front housing 2 are provided on the first side of A (left #A in FIG. 2). Further, an electromagnetic clutch 8 is attached to the protruding end of the rotating shaft 6A, and rotational torque from the engine output shaft is transmitted to the rotating shaft 6A via the electromagnetic clutch 8. As shown in FIG. 1, the rotor 6 is formed with a plurality of slits 9 extending substantially in the radial direction, and a vane 10 is inserted into each of the slits 9 so as to be retractable. A back pressure passage 11 is formed in the axial direction of the rotor 6 on the base end side of each of these slits 9, and a back pressure passage 11 is formed in each back pressure passage 11 through a communication groove 12 formed on the end surface of the rotor 6 and the shaft hole 5A. Lubricating oil stored at the bottom of the high pressure chamber 13 is introduced, and back pressure is applied to each vane 10 by this lubricating oil.
したがって、ベーン１０は、ロータ６の回転時には遠心
力及びベーン背圧により放射外方に突出して、その先端
が略楕円面であるカムリング３の内周面に摺接しながら
移動し、ロータ６の回転に伴ってスリット９内で出没動
作することになる。この結果、カムリング３の内周面（
カム面）とロータ６の外周面と間には、隣り合うベーン
１０により複数の（５つの）作動室１４が画成され、各
作動室１４はベーン１０の回転に伴いその容積が拡張あ
るいは縮小される。なお、第１図中のＳｌは、作動室１
４を画成する２板のベーン１０のうち、作動室１４の吸
入開始直後（作動室拡張開始直後）に前方のベーン１０
がカム面と摺接する位置を示し、Ｓ４は２板のベーン１
０のうち、作動室１４の最大容積時（作動室拡張終了時
点）に後方のベーン１０がカム面と摺接する位置を示し
ている。Therefore, when the rotor 6 rotates, the vanes 10 protrude radially outward due to centrifugal force and vane back pressure, and move while slidingly contacting the inner circumferential surface of the cam ring 3 whose tip has a substantially ellipsoidal surface. Accordingly, it moves in and out of the slit 9. As a result, the inner peripheral surface of the cam ring 3 (
A plurality of (five) working chambers 14 are defined by adjacent vanes 10 between the cam surface) and the outer peripheral surface of the rotor 6, and the volume of each working chamber 14 expands or contracts as the vanes 10 rotate. be done. In addition, SL in FIG. 1 is the working chamber 1.
4, the front vane 10 immediately after the start of suction into the working chamber 14 (immediately after the start of expansion of the working chamber)
indicates the position where it slides into contact with the cam surface, and S4 is the two-plate vane 1.
0 indicates the position where the rear vane 10 slides into contact with the cam surface when the working chamber 14 has the maximum volume (at the end of the working chamber expansion).
また、前記フロントプレート４とフロントハウジング２
との間には、低圧室１５が画成されており、この低圧室
１５には、フロントハウジング２上部に有する吸入孔１
６から冷媒ガスが導入される。この冷媒ガスは、低圧室
１５から後述する透孔１９、連通路２０、二種類の吸入
口２１と２２を１通じて各作動室１４に導入される。ま
た、リヤプレート５とハウジング１との間に画成された
高圧室１３には作動室１４から圧縮された冷媒ガスがそ
れぞれの吐出口１７を通じて導入される。In addition, the front plate 4 and the front housing 2
A low pressure chamber 15 is defined between the front housing 2 and the suction hole 1 formed in the upper part of the front housing 2.
Refrigerant gas is introduced from 6. This refrigerant gas is introduced into each working chamber 14 from the low pressure chamber 15 through a through hole 19, a communicating path 20, and two types of suction ports 21 and 22, which will be described later. Further, compressed refrigerant gas from the working chamber 14 is introduced into the high pressure chamber 13 defined between the rear plate 5 and the housing 1 through the respective discharge ports 17 .
さらに、上記連通路２０および吸入口２１．２２につい
て詳述すると、カムリング３には、低圧室１５に透孔１
９を介してそれぞれ連通し軸方向に沿う一対の連通路２
０が、カムリング３の周方向に互いに等間隔（１８０”
離隔して）の位置に設けられている。また、これらの各
連通路２０とこれにそれぞれ対応する作動室１４とに連
通ずる一対の吸入口２１と２２がカムリング３に設けら
れている。これら一対の吸入口２１と２２はカムリング
３軸方向に沿う連通路２０の両端側で作動室１４に連通
ずるようカムリング３の周方向に沿ってカムリング３に
形成されると共に、相互にカムリング３の周方向の異な
る位置に形成されている。Furthermore, to explain the communication passage 20 and the suction ports 21 and 22 in detail, the cam ring 3 has a through hole in the low pressure chamber 15.
A pair of communication passages 2 extending in the axial direction and communicating with each other via 9.
0 are equally spaced (180") from each other in the circumferential direction of the cam ring 3.
are located at separate locations). The cam ring 3 is also provided with a pair of suction ports 21 and 22 that communicate with each of the communication passages 20 and the corresponding working chambers 14 . These pair of suction ports 21 and 22 are formed in the cam ring 3 along the circumferential direction of the cam ring 3 so as to communicate with the working chamber 14 at both ends of the communication path 20 along the axial direction of the cam ring 3, and are mutually connected to each other in the cam ring 3. They are formed at different positions in the circumferential direction.
一対の吸入口２１と２２のうち、一方の吸入口２１は、
第１図中の位置Ｓｌ、すなわち、ロータ回転方向に沿う
前方のベーン１０が作動室１４の吸入開始直後に摺接す
る位置から、位置Ｓ１と８４の中途の位置Ｓ２までカム
リング３の周方向に沿い設けられている。したがって、
位置Ｓ、が一方の吸入口２１の開口始端となり、位置Ｓ
２がその開口終端となる。他方の吸入口２２は、位置Ｓ
Ｉと８４の中途の位置Ｓ３から、図中３４の位置すなわ
ち後方のベーン１０が作動室１４の最大容積時に摺接す
る位置まで、カムリング３の周方向に沿い設けられてい
る。したがって、この吸入口２２は、位置Ｓ３がその開
口始端となり、位置Ｓ４がその開口終端となる。さらに
、本実施例では、他方の吸入口２２の開口始端が、カム
リング３の周方向において一方の吸入口２１の開口終端
よりも位置８１側に設けられている。したがって、後方
のヘ−ン１０の位置が位置Ｓ１から位置Ｓ３に至る間で
は、吸入口２１からのみ冷媒ガスが作動室１４に吸入さ
れ、後方のベーン１０の位置が位置Ｓ３から位置Ｓ２に
至る間では、吸入口２１と２２の双方から冷媒ガスが作
動室１４内に吸入され、さらに後方ベーン１０の位置が
位置Ｓ２から位置Ｓ４に至る間では、吸入口２２からの
み吸入される。また、吸入口２１と２２の開口中は低速
回転時に作動室１４へ冷媒ガスを充分に吸入できる寸法
で形成されている。さらに、連通路２０の一方の吸入口
２１と他方の吸入口２２との間には、他方の吸入口２２
から吸入される冷媒ガスの流量を規制するオリフィス（
絞り弁）２３が設けられている。このオリフィス２３は
その径が、高速の設定回転数において流量が大巾に減少
する大きさに形成されている。したがって、一方の吸入
口２１からは吸入される冷媒ガスの吸入量が略−定に保
持される一方、他方の吸入口２２からは吸入量がロータ
６の回転数の上昇に伴って制限される構造となっている
。Among the pair of suction ports 21 and 22, one suction port 21 is
Along the circumferential direction of the cam ring 3 from position Sl in FIG. It is provided. therefore,
The position S is the opening start end of one of the suction ports 21, and the position S
2 is the opening end. The other suction port 22 is located at position S
It is provided along the circumferential direction of the cam ring 3 from a position S3 midway between I and 84 to a position 34 in the figure, that is, a position where the rear vane 10 makes sliding contact when the working chamber 14 has the maximum volume. Therefore, the opening end of this suction port 22 is at position S3, and the opening end is at position S4. Further, in this embodiment, the opening start end of the other suction port 22 is provided closer to position 81 than the opening end of one suction port 21 in the circumferential direction of the cam ring 3 . Therefore, while the position of the rear vane 10 is from position S1 to position S3, refrigerant gas is sucked into the working chamber 14 only from the suction port 21, and the position of the rear vane 10 is from position S3 to position S2. During this period, refrigerant gas is sucked into the working chamber 14 from both the suction ports 21 and 22, and when the rear vane 10 moves from position S2 to position S4, refrigerant gas is sucked only from the suction port 22. Further, the openings of the suction ports 21 and 22 are formed with a size that allows sufficient refrigerant gas to be sucked into the working chamber 14 during low speed rotation. Furthermore, between one suction port 21 and the other suction port 22 of the communication path 20, the other suction port 22
An orifice (
A throttle valve) 23 is provided. This orifice 23 is formed to have a diameter such that the flow rate is significantly reduced at a high set rotational speed. Therefore, the amount of refrigerant gas sucked in from one suction port 21 is kept approximately constant, while the amount sucked from the other suction port 22 is limited as the rotational speed of the rotor 6 increases. It has a structure.
なお、上記一対の吸入口２１と２２は、本実施例では回
転逆方向に沿って、他方の吸入口２２の始端Ｓ３が、一
方の吸入口２１の終端Ｓ２よりもその始端Ｓｌ側に接近
して形成され、冷媒ガスが双方の吸入口２１と２２から
吸入される区間を有する構造であるが、これに限らず、
一方の吸入口２１の終端Ｓ２と他方の吸入口２２の始端
Ｓ３をカムリング周方向の同位置に設けてもよく、また
、他方の吸入口２２の始端Ｓ３を一方の吸入口２１の終
端Ｓ２とカムリング周方向に沿い間隔を保って設けても
よい。また、オリフィス２３の径の大きさは、圧縮機の
容量により適宜、設定すればよい。さらに、上記連通路
２０および吸入口２１．２２はカムリング３に限らず、
組立体を構成するフロントプレート４等に設けることも
できる。In addition, in this embodiment, the pair of suction ports 21 and 22 have a starting end S3 of the other suction port 22 closer to the starting end Sl side than a terminal end S2 of one of the suction ports 21 along the opposite direction of rotation. The structure has a section where the refrigerant gas is sucked in from both suction ports 21 and 22, but the structure is not limited to this.
The terminal end S2 of one suction port 21 and the starting end S3 of the other suction port 22 may be provided at the same position in the circumferential direction of the cam ring. They may be provided at intervals along the circumferential direction of the cam ring. Further, the diameter of the orifice 23 may be appropriately set depending on the capacity of the compressor. Furthermore, the communication passage 20 and the suction ports 21 and 22 are not limited to the cam ring 3;
It can also be provided on the front plate 4 or the like that constitutes the assembly.
次に作用を説明すると、まず、エンジンの低速回転時で
は、ロータ６の回転数が小さいので、低圧室１５から透
孔１９、連通路２０、吸入口２１と２２を通じて作動室
】４へ吸入される冷媒ガスの流速が低い。ロータ６の回
転に伴って隣り合う２枚のベーン１０のうち、前方のベ
ーン１０が位置Ｓ、を通過すると、吸入行程にある作動
室１４には冷媒ガスが吸入される。この場合、冷媒ガス
の流路は前方、後方のベーン１０の位置によって異なる
。すなわち、前方のベーン１０が位置Ｓ３に至る間では
一方の吸入口２１からのみ吸入され、後方のベーン１０
が位置Ｓ３に至る間では双方の吸入口２１と２２から吸
入される。これは、冷媒ガスの流速が低いことから連通
路２０のオリフィス２３での流路抵抗が低くなるので、
オリフィス２３の影響を受けることがないため、他方の
吸入口２２からも冷媒ガスが吸入される。また、後方の
ベーン１０が位置Ｓ２から位置Ｓ４に至る間では、一方
の吸入口２１からは吸入されず、他方の吸入口２２から
のみ吸入される。したがって、低速回転時においては双
方の吸入口２１と２２から冷媒ガスが吸入される結果、
作動室１４にはその容積を充分に満たす吸入量が吸入さ
れ、これに伴って吐出口１７からは所定圧力に圧縮され
た冷媒ガスが吐出される。Next, the operation will be explained. First, when the engine rotates at low speed, the rotation speed of the rotor 6 is small, so suction is drawn from the low pressure chamber 15 into the working chamber 4 through the through hole 19, the communication passage 20, and the suction ports 21 and 22. The flow rate of refrigerant gas is low. When the front vane 10 of the two adjacent vanes 10 passes through position S as the rotor 6 rotates, refrigerant gas is sucked into the working chamber 14 which is in the suction stroke. In this case, the flow path of the refrigerant gas differs depending on the position of the front and rear vanes 10. That is, while the front vane 10 reaches position S3, suction is taken only from one suction port 21, and the rear vane 10
While reaching position S3, air is inhaled from both suction ports 21 and 22. This is because the flow resistance at the orifice 23 of the communication passage 20 is low due to the low flow rate of the refrigerant gas.
Since it is not affected by the orifice 23, refrigerant gas is also sucked from the other suction port 22. Further, while the rear vane 10 is moving from position S2 to position S4, air is not sucked in through one suction port 21, but only through the other suction port 22. Therefore, during low speed rotation, refrigerant gas is sucked from both suction ports 21 and 22, and as a result,
A suction amount sufficient to fill the volume of the working chamber 14 is sucked in, and refrigerant gas compressed to a predetermined pressure is discharged from the discharge port 17 accordingly.
次に、エンジンの回転数が上昇するとこれに伴って冷媒
ガスの流速が増し、オリフィス２３を通貨する冷媒ガス
の流路抵抗が次第に増大する。そのため、回転数の上昇
に対応して他方の吸入口２２から作動室１４に吸入され
る冷媒ガスの吸入量が次第に減少する。したがって、双
方の吸入口２１と２２から作動室１４への吸入される全
体の吸入量も次第に減少する。つまり、回転数の上昇に
伴って他方の吸入口２２からの吸入量が自動的に制御さ
れる。Next, as the engine speed increases, the flow velocity of the refrigerant gas increases, and the flow resistance of the refrigerant gas passing through the orifice 23 gradually increases. Therefore, as the rotational speed increases, the amount of refrigerant gas sucked into the working chamber 14 from the other suction port 22 gradually decreases. Therefore, the total amount of suction drawn into the working chamber 14 from both suction ports 21 and 22 also gradually decreases. In other words, as the rotational speed increases, the amount of suction from the other suction port 22 is automatically controlled.
さらに回転数が上昇して設定された高速回転数となると
、オリフィス２３の流路抵抗が増大し、このオリフィス
２３を通じて他方の吸入口２２から作動室１４へは冷媒
ガスが殆ど吸入されない。When the rotational speed further increases and reaches the set high rotational speed, the flow path resistance of the orifice 23 increases, and almost no refrigerant gas is sucked into the working chamber 14 from the other suction port 22 through the orifice 23.
したがって、設定された所定の高速回転数を超えると、
一方の吸入口２１からだけ冷媒ガスが吸入されることに
なり、後方のベーン１０が位置Ｓ２からＳ４に至る間で
は冷媒ガスが殆ど吸入されない。したがって、吸入行程
における冷媒ガスの全体の吸入量が制限され、これに伴
って吐出口１７からの吐出量が減少する。その結果、高
速回転時における圧縮仕事を減少させることができ、こ
れにより消費トルクの増大を防止できる。したがって、
燃費の節約を図ることが可能となり、また、吐出冷媒ガ
スの圧力、温度の上昇を防止できるため圧縮機自体の耐
久性を向上することができる。Therefore, if the set predetermined high speed rotation speed is exceeded,
Refrigerant gas is inhaled only from one suction port 21, and almost no refrigerant gas is inhaled while the rear vane 10 is from position S2 to S4. Therefore, the total amount of refrigerant gas sucked in during the suction stroke is limited, and the amount discharged from the discharge port 17 is accordingly reduced. As a result, compression work during high-speed rotation can be reduced, thereby preventing an increase in torque consumption. therefore,
It is possible to save on fuel consumption, and since it is possible to prevent the pressure and temperature of the discharged refrigerant gas from rising, the durability of the compressor itself can be improved.
なお、連通路２０のオリフィス２３としては、第２図の
形式に限らず、第３図に示すもので構成してもよい。第
３図はソニックノズル２５により構成したものを示して
おり、このソニックノズル２５によれば、冷媒ガスが所
定流速以上を超えると、冷媒ガスの流量が一定となるよ
う制御される。つまり、ロータ６の回転数が設定値を超
えると、他方の吸入口２２から作動室１４への吸入量を
一定値にすることができる。また、上記実施例では連通
路２０に設けたオリフィス２３によって、他方の吸入口
からの吸入量を制御する構成であるが、これに替え他方
の吸入口２２の開口面積を設定された回転数に対応して
小さく形成することにより、同様の効果を得ることがで
きる。Note that the orifice 23 of the communication path 20 is not limited to the type shown in FIG. 2, but may be configured as shown in FIG. 3. FIG. 3 shows a sonic nozzle 25. According to this sonic nozzle 25, when the refrigerant gas exceeds a predetermined flow rate, the flow rate of the refrigerant gas is controlled to be constant. That is, when the rotation speed of the rotor 6 exceeds the set value, the amount of suction from the other suction port 22 to the working chamber 14 can be kept at a constant value. Further, in the above embodiment, the orifice 23 provided in the communication passage 20 is configured to control the suction amount from the other suction port, but instead of this, the opening area of the other suction port 22 is adjusted to the set rotation speed. A similar effect can be obtained by making it correspondingly smaller.
（発明の効果）
以上、実施例を挙げて説明したように本発明によれば、
ロータの回転数が上昇して所定の回転数を超えると、回
転数の上昇に伴って他方の吸入口を通じて作動室へ吸入
される冷媒ガスの吸入量が次第に減少するので、高速回
転時での全体の吸入量が減少して吐出量を低減すること
ができる。その結果、消費トルクの増大および燃費の増
大を防止することができ、また、圧縮機自体の耐久性を
向上させることができる。(Effects of the Invention) As described above with reference to examples, according to the present invention,
When the rotational speed of the rotor increases and exceeds a predetermined rotational speed, the amount of refrigerant gas sucked into the working chamber through the other suction port gradually decreases as the rotational speed increases. The total suction amount is reduced and the ejection amount can be reduced. As a result, increases in torque consumption and fuel consumption can be prevented, and the durability of the compressor itself can be improved.
第１図および第２図は本発明の一実施例に係り、第１図
はベーン型回転圧縮機の横断面図、第２図は第１図中の
ｎ−ｎ矢視断面図、第３図は本発明の他の実施例を示す
要部の縦断面図である。
１−−−−ハウジング、
２−−−−−−フロントハウジング、
３−−−一力ムリング、
４．５−−−−−フロントおよびリヤプレート、６−−
−−−ロータ、
１０−−−−−ベーン、
１４−−−−−作動室、
２１．２２−−−−−一吸入口、
２３−−−−−オリフィス、
２５−−−−−−ソニックノズル。1 and 2 relate to one embodiment of the present invention, in which FIG. 1 is a cross-sectional view of a vane type rotary compressor, FIG. 2 is a cross-sectional view taken along the line nn in FIG. The figure is a vertical cross-sectional view of a main part showing another embodiment of the present invention. 1----Housing, 2----Front housing, 3----Iriki mulling, 4.5----Front and rear plate, 6--
---Rotor, 10-----Vane, 14-----Working chamber, 21.22--One suction port, 23-----Orifice, 25--------Sonic nozzle.
Claims (1)
ータと、このロータの回転に伴い前記ベーンが摺接し隣
り合うベーンとともに作動室を画成するカム面を有する
筒状のカムリングと、このカムリングの両端に固着され
前記ロータを回転可能に軸支するフロントプレートおよ
びリヤプレートと、これら両プレートおよびカムリング
からなる組立体を収納しこの組立体との間に低圧室と高
圧室とを画成するハウジングと、さらに前記組立体に形
成され且つ作動室で開口し前記低圧室から作動室へ冷媒
ガスを導入する吸入口とを備えたベーン型回転圧縮機に
おいて、前記吸入口を、ロータ回転数の上昇に対して冷
媒ガスの吸入量が略一定となり且つ前記作動室の吸入開
始時と最大容積時との途中までその開口が形成された吸
入口と、ロータ回転数の上昇に応じて冷媒ガスの吸入量
が減少し且つ前記作動室の最大容積時までその開口が形
成された吸入口と、により構成したことを特徴とするベ
ーン型回転圧縮機。A rotor in which a plurality of vanes are housed so as to be retractable in a substantially radial direction, a cylindrical cam ring having a cam surface where the vanes slide into contact with each other as the rotor rotates, and define an operating chamber together with adjacent vanes; and a cylindrical cam ring. A front plate and a rear plate fixed to both ends of the rotor rotatably support the rotor, and an assembly consisting of these plates and a cam ring, and a low pressure chamber and a high pressure chamber are defined between the assembly. A vane type rotary compressor further comprising a housing and an inlet formed in the assembly and opening in the working chamber to introduce refrigerant gas from the low pressure chamber to the working chamber, wherein the inlet is arranged at a rotational speed of the rotor. A suction port is formed in which the suction amount of refrigerant gas is approximately constant as the rotor rises, and the opening is formed halfway between the start of suction and the maximum volume of the working chamber, and the refrigerant gas is sucked in as the rotor rotation speed increases. 1. A vane type rotary compressor comprising: a suction port whose suction amount is reduced and whose opening is formed until the working chamber has a maximum volume.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP18428484A JPS6161996A (en) | 1984-09-03 | 1984-09-03 | Vane type rotary compressor |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP18428484A JPS6161996A (en) | 1984-09-03 | 1984-09-03 | Vane type rotary compressor |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS6161996A true JPS6161996A (en) | 1986-03-29 |
Family
ID=16150626
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP18428484A Pending JPS6161996A (en) | 1984-09-03 | 1984-09-03 | Vane type rotary compressor |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPS6161996A (en) |
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS63173879A (en) * | 1987-01-10 | 1988-07-18 | Toyota Autom Loom Works Ltd | Vane compressor |
| JPH0613248A (en) * | 1992-06-24 | 1994-01-21 | Hitachi Ltd | Malfunction diagnosing system for on-load tap changer |
-
1984
- 1984-09-03 JP JP18428484A patent/JPS6161996A/en active Pending
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS63173879A (en) * | 1987-01-10 | 1988-07-18 | Toyota Autom Loom Works Ltd | Vane compressor |
| JPH0613248A (en) * | 1992-06-24 | 1994-01-21 | Hitachi Ltd | Malfunction diagnosing system for on-load tap changer |
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