JPS5874891A - ベ−ン形圧縮機 - 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、スライディングベーン式ロータリー圧縮機の
吸入特性の改良に関するものである。

以下、本発明をカーエアコンにおける能力制御に適用し
た場合について説明する。

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板（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
べ一７６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６
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になった。しかし、こ
のロータリ一式はレシプロ式と比べて次のような問題点
があった。

すなわち、カークーラーの場合、エンジンの駆３Ｊ＼　
　・ 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、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
ネルギーロスが大きく、後者は部品点数の多い遊星歯車
機構を、附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って増々シンプル化、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前述した
問題を解消するために、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２羽
根枚数等のパラメータを適切に横抗１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、既に特願昭５５−１３４０４８号で提案中である。

本発明は、上記提案の改良に関するもので、圧縮機のシ
リンダ等の部材に形成された流通路を通じて、下流側羽
根室から上流側羽根室へ冷媒が流入するように構成され
る、特にベーン枚数の多い圧縮機において、吸入行程が
終了する直前で、上流側羽根室への冷媒の流入を遮断も
しくは減少せしめる様に吸入流通路を形成することによ
り、能力制御特性を劣化させることなく、低速時での効
率の向上を実現したものである。

以下、実施例として、４ベーンタイプのスライディング
ベーンコンプレッサ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面断面図
゛である。

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、１６はベーンの摺動溝、１６はロ
ータ、１７は吸入孔、１８は吸入溝、１９は圧力回復部
、２ｏは吐出孔である。

さて、ベーン先端の走行角度：θ、圧力回復開始角度：
θ８１．吸込み終了角度二０８２を以下述べる様に定義
する。

すなわち、第３跡イ〜ホにおいて、２６−１は羽根室Ａ
、２６−２は羽根室Ｂ、２了はシリンダ１１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。

羽根室Ａ２６−１は上流側羽根室１羽根室Ｂ２６−２は
、羽根室Ａ２６−１に対する下流側羽根室である〇ロー
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＝
０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Ａ２８−１　がトップ部２７′を通過して
、吸入溝１８を走行している状態を示す。

第合図口は、ベーンＡ２８−ｑ　　が圧力回復部１９の
上を通過している状態を示し、このとき羽根室Ａ２６−
１への冷媒の供給は一時遮断される。

第ａ図ハは、ベーンＡ２５−１が吸入孔１７を通過した
直後の状態を示し、羽根室Ａ２６−１　には再度冷媒の
吸入が復活する。

第４図工は、ベーンＡ２Ｂ−１に追従するベーンＢ２８
−２の先端が吸入溝端部２９の間際にある状態を示す。

このとさ、冷媒は吸入孔１７から上流側の羽根室Ａ２６
−１　に流入し、さらに、図の矢印のごとく、吸入溝１
８を通り、下流側の羽根室Ｂ２６−２に供給される。

第４図ホは、ベーンＢ２８−２が圧力回復部１９の上を
走行している状態を示す。

このとき、下流側羽根室２６−２への冷媒の供給は遮断
されるために、冷媒は吸入孔１７から上流側羽根室のみ
に供給される。

ここで、ベーンＢ２８−２が圧力回復部１９上の走行を
開始したときのベーンＡ２８−１　　の走行角度：θ＝
０８５．よを圧力回復開始角度と定義する。

第４図へは、ベーンＢ２８−２が吸入ポート１７を通過
した直後の状態を示し、このとき、ベーンＡ２６−１　
　の走行角度はθ＝θｓ２、かつ、羽根室Ａ２６−１　
の容積は最大となり、吸入行程は終了する。

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　　１ 上記パラメータで構成した圧縮機により、本実施例では
、下記の様な特徴を有する圧縮機を実現することが出来
た。すなわち、 （１）低速回転においては、吸入損失による冷凍能力の
低下は僅少であった。

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
おいて吸入構外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
特性が得られた。

（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た。

（ｉｌｉｌ　　抑制効果が得られるのは、１８ｏｏ〜２
０ｏＯｒｐｍ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、理想的彦省エ
ネルギー、好フィーリングの冷凍サイクルが実現出来た
。

上記（１）〜（１１Ｄの結果は、カークーラー用冷凍サ
イクルにとって理想的とも言えるもので、従来のロータ
リーコンプレッサに、何ら新しい要素部品を附加しない
で、達成出来た点、本発明の顕著な特徴である。

すなわち、小型、軽量でシンプルな構成が可能なロータ
リ一式圧縮機の特徴をなんら失うことなく、能力制御骨
のコンプレッサを実現することが０ 出来るめである。また、圧縮機の吸入行程におけるポリ
トロープ変化に際して、吸入圧力が低く、比重量が小さ
い程、羽根室冷媒の総重量が小さく圧縮仕事が小さい。

したがって、回転数の増大にともなって、圧縮行程の手
前で冷媒総重量の低下を自動的にもたらす本圧縮機は、
高速回転時において、必然的に駆動トルクの低下をもた
らすことになる。

従来、過冷却防止のために、制御パルプを圧縮機の高圧
側と低圧側に連結し、随時上記パルプを開放状態にさせ
ることにより、高圧側冷媒を低圧側パルプに帰還させて
能力制御を行う方法が、例エバルーム用エアコンの冷凍
サイクルで実用化されている。しかし、この方法では、
低圧側で再膨張する冷媒の帰還量の分だけ圧縮損が発生
し、効率の低下をもたらすという問題点があった。

本発明からなる圧縮機では、前記圧縮損となる様な無駄
な機械仕事を行なわないで能力制御を行うことが出来、
省エネ、高効率の冷凍サイクルを実現することが出来る
。また、本発明°゛はミ後述する様に、羽根室圧力の過
渡現象を、圧縮機の各パラメータの適切な組み合わせに
よって、効果的に利用することを特徴としており、制御
パルプの様な稼動部を有しない。それゆえ、高い信頼性
を有する０ また、連続的に能力が変化するため、パルプを用いると
きの様な、不連続な切換による冷却特性の不自然さもな
く、好フィーリングの能力制御が実現出来るのである。

さて、以上の結果は、特願昭５５−１３４０４８号で既
に得られているものであるが、本発明は、ベーン枚数の
多い、例えば、３ベーン、４ベーンタイプのスライディ
ングベーン圧縮機において、能力制御をより効果的に得
ることを目的とするものである。

以下、本発明の重要なポイントである冷媒圧力の過渡現
身を詳細に把握するため行った特性解析について述べる
。一つの羽根室（例えば羽根室Ａ２６−１）　　に着目
し、かつ、冷媒の供給源の圧カニＰＳが常に一定である
とした場合の羽根室圧力て記述出来る。

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、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、γ２二羽
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：吸入有効面積、ｑ：
重力加速度、γＡ、供給側冷媒の比重量、ＰＳ：　　供
給側冷媒圧力である。

１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、
ＲＴ　　　ｄｔ　　　　　にＲＴＡｄｔが適用出来 ４式 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。

但し、上記羽根室の容積：Ｖａ（θ）は、ｍ＝Ｒｒ／Ｒ
Ｃとして ｎ−５Ｉｎ　　”［（１−ｍ）ｓｉｎθ〕１＋ΔＶ（の
ｏくθ〈−のとき、Ｖａ（の＝Ｖ（の 一くθくθＢのとき、Ｖａ（の−Ｖ（の−■（π−θ）
５式 上記：ΔＶ（のは、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。ΔＶ（の＝０の場合を第４図
イに示す。

第４図口は、本発明の一実施例である第２図の構成の圧
縮機において、吸入孔１７からみた、実質的な羽根室の
容積二Ｖａ（の　を示す０すなわち、吸入行程の後半に
おいて、第３図工で示すごとく、冷媒は上流側羽根室２
６−１　と下流側羽根室２６−２の両方に流入するため
に、羽根室の容積は、５式で得られるＶａに加つるに、
位相Ｓ：Δθ＝９００遅れた下流側羽根室Ｂ２６−２の
容積が加わることになる。ノ曲線口が、θ＝２１０゜で
曲線イに急変するのは、べ−ｙＢ２８−２が圧力回復部
１９を走行することにより、羽根室Ｂ２６−２への冷媒
の供給が遮断されるからである。

第６図は、吸入行程における一つの羽根室と、冷媒の供
給源との間の吸入有効面積を示す。

１２０’（θく１３６°の区間で、有効面積：ａ＝。

となるのは、やはりこの区間で上流側羽根室からの冷媒
の供給がベーンＢ２Ｂ−２によってさえぎられるからで
ある。

第６図は、３式〜４式及び第４図口の体積曲線：Ｖａ、
第６図の吸入有効面積：ａ及び表１，２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、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、ｔ　＝　１．１ａ、　Ｒ＝６６
８Ｋｆ−ｃｒｎ／　ＩＣＫｆ、γｐ、＝　１６．８ｘ　
ｌｏ−６Ｋｇ／ｃｒＡ　、　ＴＡ　＝２８３°にとして
解析を行った０ 表２ また、吸入行程が終了する直前（θ＝２１０’）から、
羽根室圧力は上昇を始めるが、この理由は、下流側羽根
室Ｂ２６−２への冷媒の供給が遮断されることにより、
第４図で示す様に、実質的に羽根室容積の急激な減少を
もたらすがらである。

実施例では、ω＝　１００Ｏｒｐｍにおいて、羽根室圧
カニＰａが吸入行程終了直前で供給圧：Ｐｓに到達出来
る様に、圧縮機の各パラメータを決定した。

第７図は、吸入流通路の有効面積：ａｌ　　をパラメー
タとして、回転数に対する圧力降下率を求めたものであ
る。

但し、吸入行程終了時における羽根室圧力をＰａ　＝Ｐ
ａｓとしたとき、圧力降下率：η　を次の様に定義する
。

ａｓ η、：　（１−１７）ｘ１ω　　　　　　６式第７図で
示す結果は、特願昭５５−１３４０４８号の発明の実施
例である２ペーンタ官プの圧縮機の特性と比べても何ら
遜色のないもので、ベーン枚数の多い圧縮機に能力制御
を行う場合に、本方法が極めて有力であることが分かる
。

参考として第８図に圧力回復部を設けない場合のω＝　
１００Ｏｒｐｍにおける羽根室圧力の過渡特性を示す。

吸入有効面積を、例えば、ａ　＝’０．６　Ｃ１／！　
に増加させても、吸入行程終了間際において、依然とし
て圧力損失：Δｐが存在し、体積効率の低下をもたらす
ことが分かる。

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、圧縮機の羽根室に致るまでの流
体経路の中で、その断面積が最／Ｊ％となる一所があれ
ば、その断面積に縮流係数：Ｃ−０，７〜０６９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ＪＩＳＢ８３２０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９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は上記両バイア”Ｉ　Ｑ１　、１０
２を連結するためのハウジング、１０４は熱伝対、１０
５は流量計、１０６は圧力計、１０７は圧力調整弁、１
ｏ８は高圧のエアー源である。

第９図の一点鎖線二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ｊ０１に附加する必要がある。

高圧空気源の圧力をＰ１Ｈ／ｃｒｌ　ａｂｓ　、大気圧
をＰ２＝　１．０３　ｋｖ／ｃｌ　ａｂｓ　、空気の比
熱比二に１−１．４、比重量：γ１、重力加速度：　ｇ
　＝　９８０ｃｍ／　５ｅｃ２として上記条件下で得ら
れる重量流量を６１とすれば下記の様に吸入有効面積：
ａが得られる。

１７式 但し、０．６２８＜Ｐ２／Ｐ１＜０．９ノ範囲になる様
に高圧：Ｐｌを設定する。

第１ｏ図は本発明の他の実施例を示すもので、２００は
ロータ、２０１はベーン、２０２はシリンダ、２ｏ３は
側板に形成した吸入溝、２ｏ４はやはり側板に形成した
吸入孔、２０６は圧力回復部である。

第２図の実施例では、吸入溝、吸入孔共シリンダに形成
したじ；、第９図のごとく側板に形成してもよ１ハ〇 以上、４ベーンタイプのスライディングベーンコンプレ
ッサに本発明を適用した実施例について述べだが、本発
明はコンプレッサの吐出量、ベーン枚数、型式に関係な
く用いることが出来る。ベーンをロータ中心から偏心さ
せることにより、吐出量を大きくとれるが、勿論、偏心
していない構成でもよい。

また、複数の各ベーン間の角度が等角に配置された圧縮
機でなくてもよく、不等角でもよい。この場合、例えば
、最大吸込容積：ｖｏが大きい方に本発明からなる能力
制御を施こせばよい。

シリンダは、本実施例では真円型を用いているが楕円型
でもよい。

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
リー圧縮機に何ら附加しないシンプルな構成で能力制御
が実現出来る。

このように本発明は、低速回転で体積効率の向上が計れ
るために、能力制御が不必要な、例えば定速型の圧縮機
にも適用することが出来、その効果は顕著なものがある
。

【図面の簡単な説明】

第１図は従来のスライディングペン式の圧縮機の断面図
、第２図は本発明の一実施例である４ベーンタイプの圧
縮機の断面図、第３図（イ）〜（へ鉱吸入行程における
各羽根室への冷媒の流入状態を売行角度に対する吸入有
効面積：ａを示すグラフ、第６図はベーン走行角度に対
する羽根室圧カニθ−Ｐａ　　特性のグラフ、第７図は
回転数に対する圧力降下率：ω−η　のグラフ、第８図
はベーン走行角度に対する羽根室圧カニ〇−Ｐａのグラ
フ、第９図は吸入有効面積の実測方法を示す図、第１０
図は本発明の他の実施例を示す圧縮機の正面断面図であ
る。 １１・・・・・・シリンダ、１４・・・・・・ベーン、
１ｅ・・・・・・ロータ、１７・・・・・・吸入孔、１
８・・・・・・吸入溝。 代理人の氏名　弁理士　中　尾　敏　男　ｔ〕力）１名
−第１図 第３図 Ｚθ−ｆ 第３図 １’８−を 第３図 第３図 （へ） π−ｆ 第４図 へ・・−）走−１丁角夏　θ（膚Ｊ ５図 へ・・−ン氾打角力ｒθ（度）

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７０−タ
   およ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
   る側板と、前記シリンダもしくは前記側板に形成された
   吸入溝および吸入孔より構成される圧縮機において、吸
   入行程終了間際において、前記ベーンの端面による遮蔽
   によって前記吸入孔から前記吸入溝への冷媒の供給が遮
   断もしくは減少するように、前記吸入溝が形成されてい
   る圧縮機。