JPS58152191A - 圧縮機 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】 本発明は、ロータリー圧縮機を用いたエアコンシステム
における冷凍能力の制御に関するものである。

本発明の説明のため、次の様な項目に分けて記載するこ
ととする。

〔Ｉ〕　カークーラー用圧縮機の能力制御に関する従来
例の説明 〔■〕　本発明の基本構成の説明 ＣＩ［［］　　本発明の詳細な説明 〔Ｉ〕　本発明の説明に先立ち、まず上記〔Ｉ〕の従来
のスライディングベーン式のカークーラー用ロータリー
圧縮機について説明する。

一般のスライディングベーン式の圧縮機は、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、前記シリンダの中心に配置されるロータ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。６−１及び６−２はシリンダ１に
形成された吸入孔、７−１及び７−２はシリンダ１に形
成された吐出孔である。ベー７６は、ロータ３の回転に
伴い、遠心力によって外側に飛出し、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
を計っている。

この様なスライディ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［’＆った。しかし、
このロータリ一式はレシプロ式と比べて次の様な問題点
があった。

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ッチのプーリーに伝達され、圧縮機
の回転軸を駆動する。したがって、スライディングベー
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ッ
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、ンシ制作用が自動的に働くのに対してロ
ータリ一式ではその作用がなく、圧縮仕事の増大によっ
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ｅ−１，ｅ−
２に通ずる流通路に流通路の開口面積が変化する制御パ
ルプを構成し、高速回転時に開口面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、上記制御パルプを
別途付加せねばならず、構成が複雑化し、コスト高とな
る問題点があった。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、流体クラッチ。

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
ネルギーロスが太きく、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シ寸法形状も大型となり、省エ
ネルギー化の動向によって増々シングル化、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渡現象の詳細
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２組合せることに
ょシ、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、既に特願昭５５−１３４０４８号明細書で提案し
ている。

また、体積効率のみならず、消費動力までを考慮した圧
縮機の総合特性に関する考察結果から、吸入有効面積の
変化を少なくとも２段構成とし、前半と後半の有効面積
を適切に設定することにより、低速回転において、駆動
トルクの低減が計れ、加つるに、高速回転においても、
十分な能力制御効果が得られることを見いだしており、
特願昭６６−６２８７５号明細書で提案している。

本発明は、非真円形状のシリンダで構成される圧縮機に
能力制御を施す場合の、圧縮機の具体構成を示すもので
ある。例えば、ロータと楕円形状シリンダで形成される
空間が左右対称の２室（２０−プ）の圧縮機において、
ロータ内部に分割されて配置されるベーンの枚数を少な
くとも４枚以上とし、かつ、吸入有効面積が吸入行程中
、概略２段変化をなす様に、吸入ポート及び吸入溝を形
成することにより、低速時の体積効率の低下をもたらさ
ず、駆動トルクが小さく、かつ高速時の冷凍能力の抑制
作用が効果的に得られる圧縮機を提供するものである。

［１１）　　以下実施例として、２０−ブタイブ（シリ
ンダが概略楕円形状）のスライディングベーン圧縮機に
本発明を適用した場合について説明する。

第２図は、本発明の一実施例を示す圧縮機の正断面図で
ある。

１１はシリンダ、１２は羽根室、１４はロータ１６内部
で６等分して配置されたベーン、１５はベーンの摺動溝
、１６はロータ、１７−１．１７−２は吸入孔、１８−
１．１８−２はシリンダー１の内壁面に形成された吸入
溝、１９−１．１９−２は吐出孔である。以下、形状が
真円以外のシリンダで構成されるスライディングベーン
圧縮機をマルチロープ型と呼ぶことにする。

表１ 表１におけるベーン先端の吸込み終了回転角度：θ　、
シリンダ溝の走行角度＝　０１　、及びボート位置角度
：　θ２を次の様に定義する。

すなわち、第３図において、２６−１は羽根室Ａ、２６
−２は羽根室Ｂ１２７はシリンダー１のトップ部、２８
−１はベーンＡ、２８−２はベーンＢ１２９は吸入溝端
部である。

ロータ１６の回転中心を中心とし、シリンダのトップ部
２７に、ベーン先端が通過する位置をθ＝０とし、前記
θ−〇を原点として、ベーン先端の任意の位置における
角度をθとする。羽根室Ａ２６−１に着目すれば、第３
図イはベーン２８−１が既に吸入孔１７、吸入溝１８−
１を通過し、概略θ＝９ｏ０の位置にある状態を示して
いる。

羽根室Ａ２６−１には吸入孔１７から直接に、冷媒が矢
印のごとく供給される。

第３図口は、吸入行程が終了する手前の状態を示し、ベ
ーンＢ２８−２と吸入溝１８の間から羽根室Ａ２ｅ−１
に冷媒が供給される。

第３図ハは、羽根室２６−１の吸入行程が終了した時点
における状態（θ＝　θ８）を示し、ベーンＢ２８−２
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Ａ２８−１　（！：ベーンＢ２８−２で仕切られ
る羽根室Ａ２６−１の容積は最大となる。

ボート位置角度：　０２はシリンダ１１のトップ部２７
と吸入ボー）１７−１の中心との間の角度を示す。また
、制御区間であるシリンダ溝の走行角度：　θ１は、上
記：　０２から吸入行程が終了するまで、ベーンＢ２８
−２が吸入溝１８上を走行する角度を示す。

実施例では、θ１＝２１．４°の位置に吸入ボート１７
−１．１７−２を形成した。

吸入ボートの位置をトップ部（θ−〇）に近ずける程ロ
ータ１６とシリンダ１１間の間隙は小さくなり、吸入有
効面積を大きくとれないので、通常θ＝２００〜３００
以上は、トップ部から離して形成する。

第４図に、シリンダ１１に形成した吸入溝１８−１．１
８−２の断面図を示す。

さて、本発明の実施例ではマルチロープ型の圧縮機を用
いて、吸入有効面積を吸入行程中段付変化させることに
より低速で体積効率の損失が少なく、かつ、低消費動力
であり、高速時でのみ効果的な冷凍能力の抑制作用を有
する圧縮機を実現することが出来た。

マルチロープ型の圧縮機は、シリンダが真円形状である
圧縮機（第５図に一例を示すンと比べて一つの羽根室が
受は持つ冷媒の総重量が少なく、それゆえ液圧縮、過圧
縮等に対する高速耐久性に有利である。

吸入面積の段付変化がなぜ能力制御特性を効果的にする
のかは、〔■〕で詳細に説明するが、以下マルチローブ
の３ベーン、４ベーンについテ前述した５ベ一７０場合
と比較する。

第６図は３ベ一ン圧縮機の構成を示し、６０はロータ、
６１はシリンダ、６２は吸入ポート、５３−１はベーン
Ａ、５３−２はベーンＢ、５４は羽根室Ａである。ベー
ンＡ３３−１に追従するベーンＢ５３−２のシリンダ溝
走行角度：　０１は僅か８．６°しかなく、吸入行程中
、吸入有効面積を段付構成にするのは難しい。

第７図は、４ベ一ン圧縮機の構成を示し、６０はｏ−タ
、６１はシリンダ、６２は吸入ボート、６３−１はベー
ｙＡ、６３−２はベーンＢ１６４は羽根室Ａである。

上記θ１＝２３．４°、θ１／θ、＝＝０．１７３であ
り、θ１／θ８−０．２６９の６ベーン、あるいは真円
シリンダの２ベーン（θ２＝２００）と比べて段付構成
はやや不利となる。第８図にベーン枚数の異なる各圧縮
機がとり得る吸入有効面積のパターンを示す。マルチロ
ープ型の圧縮機に能力制御を施す場合は、ベーン枚数の
適切な撰択が必要であることが分かる。

〔■〕　以下、吸入行程中の吸入有効面積を段付変化さ
せることがなぜ効果的であるかについて吸入行程の特性
解析の結果をもとに説明する。

第９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、各種パタンイ〜へ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。

但し、各種圧縮機の特性の相対比較を行うために、吸入
有効面積を能力制御パラメータ二に２で整理した。

（上記　町については後述） 表２ パターンイは、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１７−１の面積に対し
て、吸入溝１８−１の断面積：Ｓ−２ｘｅｘｆ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。

パターン口〜へは、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、特に口〜ホ
は低速時での低トルク化を目的とした本発明に相当する
ものである。

実施例では、パターンイの場合とは逆に、吸入孔１７−
１．１７−２の有効面積よりも、吸入溝１８＋１．１８
−２の有効面積を小さく形成した。

以下、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った特性解析について述べる
。

羽根室圧力の過渡特性は、次の様なエネルギ一方程式に
よって記述出来る。

上記１式において、Ｇ：冷媒の重量流量、ｖａ二羽根室
容積　Ａ　ａ仕事の熱当量、ＣＰ：定圧比熱、ＴＡ：供
給側冷媒温度、に：比熱比、Ｒ：気体定数、Ｃｖ：定積
比熱、Ｐａ：羽根室圧力、Ｑ：熱量、　γａ＝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、ｑ：重力
加速度、　γＡ：供給側冷媒の比重量、ＰＢ：供給側冷
媒圧力である。

１弐にセいて、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、第三項は
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則に従うものとし、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、
２式 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 したがって、３式、４式を連立させて解くことにより、
羽根室圧カニＰａの過渡特性が得られる。

第１ｏ図は、３式〜４式及び表１の５ベーン。

表２ハ９表３の条件を用いて、ｔ　＝ｏ　、　Ｐａ＝Ｐ
ｓの初期条件のもとに、回転数をパラメータとして、第
９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、ｒ＝　１．１３　、
　Ｒ＝＝６６８＋ｉｐ−ｃｍハＣ％Ｉ　、　ｒＡ：　１
６　、８Ｘ　１０−６に／／ｃ４．ＴＡ＝２８３　’に
として解析を行った。

第１０図において、低速回転時（（θ−１００Ｏｒｐｍ
）では、吸入行程の終了するθ／θ５＝１（θ−θ、＝
１２６°）付近で、既に羽根室圧カニＰａは、供給圧：
　Ｒ１：３　、１８に？／　ｃｄｌ、　ａｂｓ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（Ｖθ８−１）に
おける圧力損失は増大していく。例えば、ω＝　５００
０　ｒｐｍでは、供給圧：Ｐ８に対する圧力損失：Δｐ
＝ｉ　、３０に１／Ｃｒ！　（Ｐａ／Ｐｓ＝０．６９１
　）であシ、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３ 吸入有効面積が第９図への場合及び吸入有効面積が第５
図イの場合を、それぞれ第１１図、第１２図に示す。

さて、吸入行程終了時における羽根室圧力をＰａ−Ｐａ
５としたとき、圧力降下率：ηｐを次の様に定義する。

第１３図′は、吸入有効面積がそれぞれ異なる場合（第
９図のイ〜へ）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、 １　低速：ω＝　２０００　ｒｐｍにおいて、吸入有効
面積イ〜へを有する圧縮機の圧力降下率はほぼ一致する
。

２　高速：ω−５００Ｏｒｐｍ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。

３　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、吸入有効面積かへ
の圧縮機においては、能力制御の効果であるηｐは、か
なり小さかった。

上記圧力降下率は、吸入行程終了時において、羽根室内
に充填された冷媒総重量の降下率に概略等しいと考えて
よい。

したがって、回転数に対する圧力降下率が、第１３図ハ
の様な特性を示す圧縮機は、冷媒の制御量のみを考えて
も、はぼ理想に準じた冷凍能力特性が得られることが分
かる。

１　低速回転においては、吸入損失による冷凍能力の低
下は僅少である。

冷凍能力の自己抑制作用のあるレシプロ式は低速回転に
おいて吸入損失が僅少である事を特徴とするが、ロータ
リ一式の本圧縮機は、レシプロ式と比べても遜色のない
特性が得られる。

１１　　高速回転においては、従来のレシプロと同等以
上の冷凍能力の抑制効果が得られる。

Ｉｌｌ　　抑制効果が得られるのは、１８０ｏ〜２００
０ｒｐｍ程度以上に回転数が上昇した場合であり、カー
クーラー用圧縮機として用いた場合、理想的な省エネル
キー、好フィーリングの冷凍サイクルが実現出来た。

（Ｖ　回転数に、はぼ比例して駆動トルクは低下してい
き、低速及び高速回転において、大幅な省エネルギーの
効果が得られた。

上記１〜１１１の効果は、既に特願昭５５−１３４０４
８号等で得られているものである。

本発明の特徴は、上記１〜１１１の効果に加つるに、シ
リンダが非真円形状であるマルチローブ型圧縮機を用い
て、低速で低消費動力の特性が得られるという点にある
。

さて、能力制御が施こされた場合、圧縮機の駆動トルク
の内分けを示すと、次の様になる。

１　吸入行程における損失 ２　圧縮行程における圧縮動力 ３　過圧縮圧力による損失 上記１〜３について、モデル図である第１４図及び第１
５図を用いて説明する。

第１４図において、ａｂｅｄで描かれる曲線：Ｎ１は圧
縮機の標準的なボＩＪ　）ロープ吸入圧縮行程を示す。

捷た、ａｂ’ｅｆｇｄで描かれる曲線：Ｎ２が、能力制
御を施どした場合であり、吸入有効面積が吸入行程中一
定の、例えば、第９図イの有効面積′を有する場合のｐ
ｖ線図である。

能力制御が施こされた場合、圧縮行程開始点における羽
根室圧カニ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すなわちＶａ　＝　
Ｖａｍａｚ　（あるいは、吸入行程終了点）における羽
根室圧カニＰａは、回転数によらず一定である。

第１６図の曲線二Ｎ３が、吸入有効面積が２段構成であ
る第９図の口〜へに相当するｐｖ線図である。

面積：８１が吸入行程における損失動力１面積：８２が
能力制御効果による圧縮動力の低下分９面積：　８３が
過圧縮動力の損失である。

吸入有効面積が吸入行程中一定の場合（第９図イ〕羽根
室圧カニＰａは羽根室体積：ｖａが小さなうちから降下
を始めるため、その損失動カニ８１（第１４図）は太き
い。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９図ハ）前半において
は、羽根室圧カニＰａの降下が小さいため、全体として
、吸入損失：Ｓｌ（第１４図）は前者と比べて小さくな
る。

第１６図に、吸入有効面積のパターンがそれぞれ異なる
場合の回転数に対する駆動トルク特性の一例を示す。

第１７図、第１８図に、各回転数に対する上記イ〜への
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。

以上の結果から分かる様に、吸入有効面積を段付構成と
することにより、能力制御効果を適度に保ちつつ、低速
で低トルク化を計ることが出来る。

吸入有効面積の段付構成は、前述した様に３ベーンタイ
プでは難しく、実施例では５ベーンがベストである。

さて、羽根室：　ｖａは、ロータ径：Ｒｒ、シリンダ形
状等の関数であるが、次の様な近似函数を用いて、３式
、４式を整理し各パラメータと能力制御効果の相函を把
握する方法を提案する。

■。を冷媒の最大吸込容積、かつ、ψ＝Ωｔ＝（πω／
θ８）ｔ　　として角度θをψに変換する。

このとき、ψは０からπまで変化し、１　＝０でｆ（０
）＝Ｏ，ｆ’（０）＝Ｏｌかつ吸入行程が終了−ｉルｔ
＝θ８／ωでｆ（π）＝１．ｆ’（π）−〇なる近似函
数：ｆ（ψ）を定義する。

このとき体積：ｖａは Ｖａ（ψ）共■。・ｆ（ψ）　　　　　　　　　７式ｆ
（ψ）として例えば ここで、η＝Ｐａ／Ｐｓとおけば 第１５式は したがって、９式、１０式から に１は以下示す様な無次元量となり、 スライディ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　
Ｘ　Ｖ（、であシ、１３式は次の様になる。

に１＝覆〒、、、、ｒ　　　　　　　１４式上記１４式
において、比熱比二には冷媒の種類のみで決遣る定数で
ある。

上記１４式において、吸入有効面積：ａは無次元化した
ベーン走行角度：ψの函数であり、それゆえ、パラメー
タ二に１もψの函数となる。

それゆえ１１式の解η＝η（ψ）はに１（ψ）の値によ
って決定される。

また、１３式においてＲ，ＴＡは圧縮機の構成によらず
同一条件で設定されるため、下記の様な能力制御パラメ
ータを再度定義する。

Ｋ２（ψ）＝ａθ８／ＶＯ１６式 すなわち、吸入行程中の羽根室圧力特性は、上記に２（
ψ）によって一義的に決定されることが分かる。

以上５．吸入有効面積に段付変化をほどこすためのマル
チローブ型の圧縮機の構成について提案した。吸入有効
面積の前半を大きくすることは、吸入行程中の羽根室に
流入する高圧側からの漏れの影響に対しても効果的であ
る。

それゆえ低速時の体積効率の向上にも大きく寄与するこ
とができる。

以上、本発明が目的とするところを要約すれば１　低速
回転（１０ｏＯ〜２ｏＱｏｒｐｍ）において冷凍能力の
損失が少ない。

２　高速回転（３５００〜６０００　ｒｐｍ）において
冷凍能力の大きな抑制効米が得られる。

３　特に低速回転において低トルク駆動である。

上記１〜３を本発明はマルチローブ型の圧縮機を用いて
、実現することが出来た。

【図面の簡単な説明】

第１図は一般のスライディングベーン型ロータリー圧縮
機の正面断面図、第２図は本発明の一実施例であるロー
タリー圧縮機の正面断面図、第３図イは、同圧縮機の吸
入行程中のベーン、ロータ等の位置関係を示す図、第３
図口は吸入行程終了手前のベーン、ロータの位置を示す
図、第３図ノ・は吸入行程終了時における各位置関係を
示す図、第４図は吸入溝の断面を示す図、第６図は真円
シリングの２ベーン＾−タリーの正面断面図、第６図は
３ベーンロータリーの正面断面図、第７図イは吸入行程
中の４ベーンロータリーの正面断面図、第７図口は吸入
行程終了時における４ベーンロータリーのベーン、ロー
タの位置を示す図、第８図はベーン枚数と吸入有効面積
のパターンを示す図、第９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１０図、第１１図及び第１
２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１３図は回転数に対する圧力降下率を示
す図、第１４図はＰｖ線図のモデル図、第１５図は実施
例装置におけるＰｖ線図のモデル図、第１６図は回転数
に対するトルクを示す図、第１７図は回転数に対する吸
入損失を示す図、第１８図は回転数に対する過圧縮損失
を示す図である。 １４　、、、、、、ベーン、１６　、、、、、、ロータ
、１１゜０００００．シリンダ、１７−１　、１７−２
　、、、、、、吸入孔、１９−１　、１９−２　、、、
、、、吐出孔。 代理人の氏名　弁理士　中　尾　敏　男　ほか１名第１
図　　　　　’ｆ−を 第３図 θ＝０ 第５図 第６図 １＋＝υ 第７図 第８図 θ’ａｓ 第９図 θ海 第１０図 ％８ 第１２図 第１３図 ＤＢ卓云ｒ（αｙ　　＜ｒｐｒｎン 第１４図 羽判閂１「イ本槓Ｖ。 第１５図 ］町根室体積■ 第１６図 １Ｅｉｌ　ｔｉ　Ｉ’ｌｌ：　　ｗ　＜ｒｒｙｒｎ＋第
１７図 凹転籾ｕ（ｒＰｒｎｌ

Claims (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
   び少なくとも４枚以上めページを収納する非真円形状の
   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側板と、吸入孔及び吐
   出孔より構成され、吸入行程時における前記羽根室圧力
   が、冷媒の供給源圧力よりも降下する吸入損を利用して
   高速駆動時の冷凍能力の抑制を行う圧縮機において、前
   記吸入孔から前記羽根室に到る流通路の有効面積が吸入
   行程中後半は前半よりも小さくなる様に少なくとも２段
   階に変化するよう構成されていることを特徴とする圧縮
   機。