JPH0454838B2 - - Google Patents
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- JPH0454838B2 JPH0454838B2 JP17360385A JP17360385A JPH0454838B2 JP H0454838 B2 JPH0454838 B2 JP H0454838B2 JP 17360385 A JP17360385 A JP 17360385A JP 17360385 A JP17360385 A JP 17360385A JP H0454838 B2 JPH0454838 B2 JP H0454838B2
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- suction
- cylinder
- pipe
- crank angle
- suction pipe
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
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Links
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- 239000003507 refrigerant Substances 0.000 description 9
- 230000000694 effects Effects 0.000 description 5
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- 238000011144 upstream manufacturing Methods 0.000 description 1
Landscapes
- Applications Or Details Of Rotary Compressors (AREA)
Description
産業上の利用分野
本発明は、空気調和装置に用いられるロータリ
圧縮機に関するものである。 従来の技術 従来のこの種のロータリ圧縮機は、例えば特開
昭57−122192号公報に示されているように、第４
図のような構造になつていた。 図中、１は密閉容器であり、圧縮機要素２と、
これをクランク軸４を介して駆動する電動機要素
３が内蔵されている。また、吸入マフラ５は密閉
容器１の外側に配設され、この吸入マフラ５にそ
の下部から内部に突入するよう取付けられた吸入
接続管６は圧縮機要素２のシリンダ７に連通され
ている。また、吸入接続管６の長さ（ｍ）は、
次式で決定されている。 ＝（Ｔ・ａ／４−0.2）±0.1 ……(1) 上式において、Ｔは圧縮機要素２の吸入行程周
期（sec）、ａは吸入ガスの吸入時状態の音速
（ｍ／sec）である。 以下、その動作について説明する。 ガス冷媒は、吸入マフラ５内の容積空間に入
り、吸入接続管６を経てシリンダ７に吸入され
る。吸入ガスが吸入接続管６を通過するとき諸々
の要因により圧力脈動が生じる。この圧力脈動は
吸入接続管６の長さと吸入行程周期、および吸入
ガスの音速により影響を受ける。第５図に、吸入
接続管６と容積効率との関係（冷媒：R22）を示
したが、吸入接続管６を(1)式によつて決定すれ
ば、過給効果が得られ容積効率が良くなる。 発明が解決しようとする問題点 しかしながら上記のような構成では、確かに過
給効果により容積効率は良くなるが、EERは悪
くなる。(1)式による吸入接続管６の長さにおい
て、吸入行程におけるシリンダ７内の圧力脈動の
脈動巾は最大となる。位相的に調べるとクランク
角度が約180°すなわち吸入行程の約半分の位置に
おいてシリンダ７内の圧力は最低となる。すなわ
ち、最大の過膨張が発生する。ロータリ圧縮機に
おいては、その構造上、クランク角度180°付近に
おいて容積変化速度が最大となるため、過膨張に
よる損失仕事が必要以上に増加する。その結果、
容積効率の向上による冷媒循環量の増加分以上に
入力が増加することとなり、大きくEERを低下
させ、かつ、圧力脈動が最大であることにより、
吸入接続管、及び吸入マフラーからの騒音、振動
が悪化するなどの問題を有する。 本発明は上記問題点に鑑み、EERが高く、か
つ騒音・振動の小さいロータリ圧縮機を提供する
ものである。 問題点を解決するための手段 上記問題点を解決するために本発明は、アキユ
ムレータとシリンダを接続する吸入管と、シリン
ダにせん孔された吸入ポートより成る吸入管路に
おいて、吸入開始クランク角度をθs（deg）とし、
吸入管路の長さをLs（ｍ）とし、軸回転数をＮ
（rpm）とし、吸入管路における音速をas（ｍ／
ｓ）とし、吸入開始時に吸入管路のシリンダ側管
端において発生する圧力波の帰還クランク角度を θSR（deg）すなわち θSR＝θs＋12LsN／as ……(2) としたとき、 296（deg）≦θSR≦406（deg） ……(3) の範囲になるように構成されるものである。 作 用 本発明は上記した構成により、ロータリ圧縮機
の吸入行程開始時、吸入管路のシリンダ側管端に
おいて発生するシリンダ吸入室へ流入する速度を
持つ圧縮波が、アキユムレータ側の開口端におい
て反射し帰還するクランク角度を、吸入管路の長
さと圧縮機回転数により次の吸入行程開始クラン
ク角度付近の一定範囲に制御し、吸入行程におけ
るシリンダ吸入室の圧力脈動巾を減少するもので
ある。 実施例 以下、本発明の一実施例のロータリ圧縮機につ
いて、図面を参照しながら説明する。 第１図は、本発明の実施例におけるロータリ圧
縮機の断面図を示すものである。 図において、８はロータリ圧縮機、９はアーキ
ユムレータ、１０はシリンダである。１は吸入
管、１２はシリンダ１０にせん孔された吸入ポー
ト、吸入管１１と吸入ポート１２により吸入管路
１３が構成されている。１４は軸、１５はピスト
ン、１６は仕切りベーンであり、ピストン１５と
仕切りベーン１６によりシリンダ１０内の空間は
シリンダ吸入室１７とシリンダ圧縮室１８に分け
られている。θsは吸入開始クランク角度（deg）
であり、Lsは吸入管路１３の長さ（ｍ）である。
吸入開始クランク角度θs（deg）、吸入管路１３の
長さLs、圧縮機回転数すなわち軸１４の回転数
Ｎ、吸入管路における音速は、(3)式を満たすよう
に設定されている。 以下、動作について説明する。 軸１４の回転に従いピストン１５は回転し、ク
ランク角度がθs（deg）を過ぎるとシリンダ吸入室
１７の容積は増加し、吸入行程が開始される。す
なわち、アキユムレータ９に流入したガス冷媒
は、吸入管１１と吸入ポート１２により構成され
た吸入管路１３を経て、シリンダ吸入室１７に吸
入される。吸入行程が開始されると、吸入管路１
３及びシリンダ吸入室１７において圧力脈動が発
生する。 シリンダ吸入室１７の圧力脈動（過渡特性）は
吸入行程が急速であることから断熱変化と仮定す
ると、次のように記述できる。 dPcs／dt＝Ｋ・Pcs（１／gcsdgcs／dt−１／VcsdVcs
／dt……(4) 上記(4)式において、Pcsはシリンダ吸入室１７
の圧力、ｔは時間、ｋは断熱指数、gcsはシリン
ダ吸入室１７の冷媒重量、Vcsはシリンダ吸入室
１７の容積である。 吸入管路１３における圧力脈動は、連続の式、
運動量保存則、熱力学第一法則により、次のよう
に記述できる。 ∂ρ／∂t＋ρ∂v／∂t＋ｖ∂ρ／∂v０ ……(5) ∂v／∂t＋ｖ∂v／∂x＋１／ρ∂ρ／∂x＋2f／Ｄv2
ｖ／｜ｖ｜＝０ ……(6) ∂／∂t｛ρ（ｇ／ＡCvT＋v2／２）｝＋∂／∂x｛ρv
（ｇ／Ａ CvT＋Ｐ／ρ＋v2／２）｝＝０ ……(7) ここで、 ｇ／ＡCvT＝a２sｋ（ｋ−１） 上記(5)、(6)、(7)式において、ρは密度、ｖは流
速、ｐは圧力、Ｄは管内径、ｆは管摩擦係数、Ａ
は仕事の熱当量、ｇは重力加速度、Cvは等容比
熱、asは音速である。 また、吸入管路１３のシリンダ７側開口端にお
ける冷媒流入量は、シリンダ吸入室１７内の冷媒
重量の変化であり、かつ吸入ポート１２の開口端
における冷媒の状態により記述できる。 dgcs／dt＝Sp・ρE・ｇ・vE ……(8) 上記(8)式において、Spは吸入ポート１２の断
面積、ρEは吸入ポート１２の開口端における密
度、vEは吸入ポート１２の開口端における流速で
ある。 従つて、(4)、(5)、(6)、(7)、(8)式を連立して解く
ことにより、シリンダ吸入室１７の圧力脈動が得
られる。 呼称出力550Wクラスのロータリ圧縮機につい
て、JIS−Ａの定格温度条件及び電源周波数60Hz
で解析を行なつた。なお、冷媒は空気調和装置に
通常使用されているR22を用いた。 第２図は、吸入管路３の長さLsに対するシリ
ンダ吸入室１７の圧力脈動を示すグラフである。
表１は、最低圧力のクランク角度θbと吸入開始時
に発生するシリンダ吸入室１７に流入する速度を
持つ圧力波がアキユムレータ９側の開口端におい
て反射し、帰還するクランク角度θSRとの関係を
示すものである。非常に良い相関があることがわ
かる。すなわち、θbはθSRにより決まる。
圧縮機に関するものである。 従来の技術 従来のこの種のロータリ圧縮機は、例えば特開
昭57−122192号公報に示されているように、第４
図のような構造になつていた。 図中、１は密閉容器であり、圧縮機要素２と、
これをクランク軸４を介して駆動する電動機要素
３が内蔵されている。また、吸入マフラ５は密閉
容器１の外側に配設され、この吸入マフラ５にそ
の下部から内部に突入するよう取付けられた吸入
接続管６は圧縮機要素２のシリンダ７に連通され
ている。また、吸入接続管６の長さ（ｍ）は、
次式で決定されている。 ＝（Ｔ・ａ／４−0.2）±0.1 ……(1) 上式において、Ｔは圧縮機要素２の吸入行程周
期（sec）、ａは吸入ガスの吸入時状態の音速
（ｍ／sec）である。 以下、その動作について説明する。 ガス冷媒は、吸入マフラ５内の容積空間に入
り、吸入接続管６を経てシリンダ７に吸入され
る。吸入ガスが吸入接続管６を通過するとき諸々
の要因により圧力脈動が生じる。この圧力脈動は
吸入接続管６の長さと吸入行程周期、および吸入
ガスの音速により影響を受ける。第５図に、吸入
接続管６と容積効率との関係（冷媒：R22）を示
したが、吸入接続管６を(1)式によつて決定すれ
ば、過給効果が得られ容積効率が良くなる。 発明が解決しようとする問題点 しかしながら上記のような構成では、確かに過
給効果により容積効率は良くなるが、EERは悪
くなる。(1)式による吸入接続管６の長さにおい
て、吸入行程におけるシリンダ７内の圧力脈動の
脈動巾は最大となる。位相的に調べるとクランク
角度が約180°すなわち吸入行程の約半分の位置に
おいてシリンダ７内の圧力は最低となる。すなわ
ち、最大の過膨張が発生する。ロータリ圧縮機に
おいては、その構造上、クランク角度180°付近に
おいて容積変化速度が最大となるため、過膨張に
よる損失仕事が必要以上に増加する。その結果、
容積効率の向上による冷媒循環量の増加分以上に
入力が増加することとなり、大きくEERを低下
させ、かつ、圧力脈動が最大であることにより、
吸入接続管、及び吸入マフラーからの騒音、振動
が悪化するなどの問題を有する。 本発明は上記問題点に鑑み、EERが高く、か
つ騒音・振動の小さいロータリ圧縮機を提供する
ものである。 問題点を解決するための手段 上記問題点を解決するために本発明は、アキユ
ムレータとシリンダを接続する吸入管と、シリン
ダにせん孔された吸入ポートより成る吸入管路に
おいて、吸入開始クランク角度をθs（deg）とし、
吸入管路の長さをLs（ｍ）とし、軸回転数をＮ
（rpm）とし、吸入管路における音速をas（ｍ／
ｓ）とし、吸入開始時に吸入管路のシリンダ側管
端において発生する圧力波の帰還クランク角度を θSR（deg）すなわち θSR＝θs＋12LsN／as ……(2) としたとき、 296（deg）≦θSR≦406（deg） ……(3) の範囲になるように構成されるものである。 作 用 本発明は上記した構成により、ロータリ圧縮機
の吸入行程開始時、吸入管路のシリンダ側管端に
おいて発生するシリンダ吸入室へ流入する速度を
持つ圧縮波が、アキユムレータ側の開口端におい
て反射し帰還するクランク角度を、吸入管路の長
さと圧縮機回転数により次の吸入行程開始クラン
ク角度付近の一定範囲に制御し、吸入行程におけ
るシリンダ吸入室の圧力脈動巾を減少するもので
ある。 実施例 以下、本発明の一実施例のロータリ圧縮機につ
いて、図面を参照しながら説明する。 第１図は、本発明の実施例におけるロータリ圧
縮機の断面図を示すものである。 図において、８はロータリ圧縮機、９はアーキ
ユムレータ、１０はシリンダである。１は吸入
管、１２はシリンダ１０にせん孔された吸入ポー
ト、吸入管１１と吸入ポート１２により吸入管路
１３が構成されている。１４は軸、１５はピスト
ン、１６は仕切りベーンであり、ピストン１５と
仕切りベーン１６によりシリンダ１０内の空間は
シリンダ吸入室１７とシリンダ圧縮室１８に分け
られている。θsは吸入開始クランク角度（deg）
であり、Lsは吸入管路１３の長さ（ｍ）である。
吸入開始クランク角度θs（deg）、吸入管路１３の
長さLs、圧縮機回転数すなわち軸１４の回転数
Ｎ、吸入管路における音速は、(3)式を満たすよう
に設定されている。 以下、動作について説明する。 軸１４の回転に従いピストン１５は回転し、ク
ランク角度がθs（deg）を過ぎるとシリンダ吸入室
１７の容積は増加し、吸入行程が開始される。す
なわち、アキユムレータ９に流入したガス冷媒
は、吸入管１１と吸入ポート１２により構成され
た吸入管路１３を経て、シリンダ吸入室１７に吸
入される。吸入行程が開始されると、吸入管路１
３及びシリンダ吸入室１７において圧力脈動が発
生する。 シリンダ吸入室１７の圧力脈動（過渡特性）は
吸入行程が急速であることから断熱変化と仮定す
ると、次のように記述できる。 dPcs／dt＝Ｋ・Pcs（１／gcsdgcs／dt−１／VcsdVcs
／dt……(4) 上記(4)式において、Pcsはシリンダ吸入室１７
の圧力、ｔは時間、ｋは断熱指数、gcsはシリン
ダ吸入室１７の冷媒重量、Vcsはシリンダ吸入室
１７の容積である。 吸入管路１３における圧力脈動は、連続の式、
運動量保存則、熱力学第一法則により、次のよう
に記述できる。 ∂ρ／∂t＋ρ∂v／∂t＋ｖ∂ρ／∂v０ ……(5) ∂v／∂t＋ｖ∂v／∂x＋１／ρ∂ρ／∂x＋2f／Ｄv2
ｖ／｜ｖ｜＝０ ……(6) ∂／∂t｛ρ（ｇ／ＡCvT＋v2／２）｝＋∂／∂x｛ρv
（ｇ／Ａ CvT＋Ｐ／ρ＋v2／２）｝＝０ ……(7) ここで、 ｇ／ＡCvT＝a２sｋ（ｋ−１） 上記(5)、(6)、(7)式において、ρは密度、ｖは流
速、ｐは圧力、Ｄは管内径、ｆは管摩擦係数、Ａ
は仕事の熱当量、ｇは重力加速度、Cvは等容比
熱、asは音速である。 また、吸入管路１３のシリンダ７側開口端にお
ける冷媒流入量は、シリンダ吸入室１７内の冷媒
重量の変化であり、かつ吸入ポート１２の開口端
における冷媒の状態により記述できる。 dgcs／dt＝Sp・ρE・ｇ・vE ……(8) 上記(8)式において、Spは吸入ポート１２の断
面積、ρEは吸入ポート１２の開口端における密
度、vEは吸入ポート１２の開口端における流速で
ある。 従つて、(4)、(5)、(6)、(7)、(8)式を連立して解く
ことにより、シリンダ吸入室１７の圧力脈動が得
られる。 呼称出力550Wクラスのロータリ圧縮機につい
て、JIS−Ａの定格温度条件及び電源周波数60Hz
で解析を行なつた。なお、冷媒は空気調和装置に
通常使用されているR22を用いた。 第２図は、吸入管路３の長さLsに対するシリ
ンダ吸入室１７の圧力脈動を示すグラフである。
表１は、最低圧力のクランク角度θbと吸入開始時
に発生するシリンダ吸入室１７に流入する速度を
持つ圧力波がアキユムレータ９側の開口端におい
て反射し、帰還するクランク角度θSRとの関係を
示すものである。非常に良い相関があることがわ
かる。すなわち、θbはθSRにより決まる。
【表】
第３図は、θSRと冷房能力Ｑ、入力Ｗ、EERと
の関係をθSR＝80（deg）における値（EERは最高）
を基準とし、比として示すグラフである。ここで
は、アキユムレータ９の上流側の吸入接続管（図
示せず）と吸入管路１３との総和を1.80（ｍ）と
した。 すなわち、EER比が0.99〜1.0に対するθSRは 42（deg）≦θSR≦108（deg） 296（deg）≦θSR≦406（deg） となる。 前者は、吸入管路１３の長さが短かく、ロータ
リ圧縮機８の振動が直接アキユムレータ９に伝播
されるため、振動を小さくすることは難しい。 一方、後者は、前者に比べ十分な吸入管路１３
の長さが得られる。例えば、θSR＝300（deg）でLs
＝1.1mとなる。その結果振動を抑制する手段、
すなわち配管の引きまわしや振動のモードを考え
た適切な位置への制振部材の付加などが可能にな
り、振動を十分小さくできる。 また、θSRの範囲が広く、50Hz／60Hzの電源周
波数の違いによるEERの悪化はない。かつ、イ
ンバータ駆動のように、広い回転数範囲での運転
に対しても、296（deg）≦θSR≦406（deg）となるよ
うに、回転数範囲を設定するか又は、非常に使用
頻度の高い回転数域をこの範囲に合わせれば、回
転数によるEERの低下を十分緩和でき、空気調
和装置のSEERを高めるすなわち、年間消費電力
を少なくすることができる。 発明の効果 以上のように本発明は、アキユムレータとシリ
ンダを接続する吸入管と、シリンダにせん孔され
た吸入ポートより成る吸入管路において、吸入開
始クランク角度をθS（deg）とし、吸入管路の長さ
をLs（ｍ）とし、軸回転数をＮ（rpm）とし、吸入
管路における音速をas（ｍ／ｓ）とし、吸入開始
時に吸入管路のシリンダ側管端において発生する
圧力波の帰還クランク角度をθSR（deg）すなわち、 θSR＝θS＋12LsN／as としたとき、θSR（deg）が 266（deg）≦θSR≦406（deg） の範囲になるように構成されるので、ロータリ圧
縮機において高EERかつ低騒音・低振動の両立
が可能となり、かつ電源周波数によるEERの低
下を解決できるのみならず、インバータ駆動の空
気調和装置のSEERを高めることができるなどの
効果を有する。
の関係をθSR＝80（deg）における値（EERは最高）
を基準とし、比として示すグラフである。ここで
は、アキユムレータ９の上流側の吸入接続管（図
示せず）と吸入管路１３との総和を1.80（ｍ）と
した。 すなわち、EER比が0.99〜1.0に対するθSRは 42（deg）≦θSR≦108（deg） 296（deg）≦θSR≦406（deg） となる。 前者は、吸入管路１３の長さが短かく、ロータ
リ圧縮機８の振動が直接アキユムレータ９に伝播
されるため、振動を小さくすることは難しい。 一方、後者は、前者に比べ十分な吸入管路１３
の長さが得られる。例えば、θSR＝300（deg）でLs
＝1.1mとなる。その結果振動を抑制する手段、
すなわち配管の引きまわしや振動のモードを考え
た適切な位置への制振部材の付加などが可能にな
り、振動を十分小さくできる。 また、θSRの範囲が広く、50Hz／60Hzの電源周
波数の違いによるEERの悪化はない。かつ、イ
ンバータ駆動のように、広い回転数範囲での運転
に対しても、296（deg）≦θSR≦406（deg）となるよ
うに、回転数範囲を設定するか又は、非常に使用
頻度の高い回転数域をこの範囲に合わせれば、回
転数によるEERの低下を十分緩和でき、空気調
和装置のSEERを高めるすなわち、年間消費電力
を少なくすることができる。 発明の効果 以上のように本発明は、アキユムレータとシリ
ンダを接続する吸入管と、シリンダにせん孔され
た吸入ポートより成る吸入管路において、吸入開
始クランク角度をθS（deg）とし、吸入管路の長さ
をLs（ｍ）とし、軸回転数をＮ（rpm）とし、吸入
管路における音速をas（ｍ／ｓ）とし、吸入開始
時に吸入管路のシリンダ側管端において発生する
圧力波の帰還クランク角度をθSR（deg）すなわち、 θSR＝θS＋12LsN／as としたとき、θSR（deg）が 266（deg）≦θSR≦406（deg） の範囲になるように構成されるので、ロータリ圧
縮機において高EERかつ低騒音・低振動の両立
が可能となり、かつ電源周波数によるEERの低
下を解決できるのみならず、インバータ駆動の空
気調和装置のSEERを高めることができるなどの
効果を有する。
第１図は本発明の実施例におけるロータリ圧縮
機の断面図、第２図は吸入行程におけるシリンダ
吸入室の圧力脈動を示す特性図、第３図は圧力波
の帰還クランク角度に対する基本特性を示す特性
図、第４図は従来のロータリ圧縮機の断面図、第
５図は吸入接続管長に対する容積効率を示す説明
図である。 ９……アキユムレータ、１０……シリンダ、１
１……吸入管、１２……吸入ポート、１３……吸
入管路。
機の断面図、第２図は吸入行程におけるシリンダ
吸入室の圧力脈動を示す特性図、第３図は圧力波
の帰還クランク角度に対する基本特性を示す特性
図、第４図は従来のロータリ圧縮機の断面図、第
５図は吸入接続管長に対する容積効率を示す説明
図である。 ９……アキユムレータ、１０……シリンダ、１
１……吸入管、１２……吸入ポート、１３……吸
入管路。
Claims (1)
- 【特許請求の範囲】 １ アキユムレータとシリンダを接続する吸入管
と、シリンダにせん孔された吸入ポートより成る
吸入管路において、吸入開始クランク角度をθs
（deg）とし、吸入管路の長さをLs（ｍ）とし、軸
回転数をＮ（rpm）とし、吸入管路における音速
をas（ｍ／ｓ）とし、吸入開始時に吸入管路のシ
リンダ側管端において発生する圧力波の帰還クラ
ンク角度を θSR（deg）すなわち θSR＝θs＋12LsN／as としたとき、θSR（deg）が、 296（deg）≦θSR≦406（deg） の範囲になるように構成されるロータリ圧縮機。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP60173603A JPS6235090A (ja) | 1985-08-07 | 1985-08-07 | ロ−タリ圧縮機 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP60173603A JPS6235090A (ja) | 1985-08-07 | 1985-08-07 | ロ−タリ圧縮機 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS6235090A JPS6235090A (ja) | 1987-02-16 |
| JPH0454838B2 true JPH0454838B2 (ja) | 1992-09-01 |
Family
ID=15963664
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP60173603A Granted JPS6235090A (ja) | 1985-08-07 | 1985-08-07 | ロ−タリ圧縮機 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPS6235090A (ja) |
Families Citing this family (6)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US5071229A (en) * | 1988-08-08 | 1991-12-10 | Olympus Optical Co., Ltd. | Imaging apparatus having electrooptic devices which comprise a variable focal length lens |
| JP2603697B2 (ja) * | 1988-08-08 | 1997-04-23 | オリンパス光学工業株式会社 | 内視鏡用結像光学系 |
| US5150234A (en) * | 1988-08-08 | 1992-09-22 | Olympus Optical Co., Ltd. | Imaging apparatus having electrooptic devices comprising a variable focal length lens |
| JP2843587B2 (ja) * | 1989-01-05 | 1999-01-06 | オリンパス光学工業株式会社 | 内視鏡 |
| JPH02205874A (ja) * | 1989-02-03 | 1990-08-15 | Hitachi Metals Ltd | マグネットロール |
| JP4991483B2 (ja) * | 2007-10-29 | 2012-08-01 | 日立アプライアンス株式会社 | ロータリ圧縮機 |
-
1985
- 1985-08-07 JP JP60173603A patent/JPS6235090A/ja active Granted
Also Published As
| Publication number | Publication date |
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| JPS6235090A (ja) | 1987-02-16 |
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