JPS5882089A - 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、ロータリー圧縮機の特性向上対策に関するも
のである。

以下、本発明をカーエアコンにおける能力制御付圧縮機
に適用した実施例について説明する。

本発明の説明に先立ち、まず、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ペーン式の圧縮機は、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
べ一ン６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ＩＫ形成された吐出孔である。べ一ン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ペ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
のロータリー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テのブーリーに伝達され、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ブレッ
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
ー式ではその作用が力く、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、上記制御パルブを別途附加せねばなら
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。

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ために、本発明者らは、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，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５５−１３４０
４８号で出願中である。

本発明は、上記特願をさらに改良するもので、吸入行程
終了近傍における羽根室の体積曲線の変化率（微分）が
、従来の体積曲線の変化率と比べて、より小さくなる様
なシリンダ形状を用いることにより、低速で冷凍能力の
損失が少なく、高速でより効果的に冷凍能力の抑制作用
が得られる能力制御付圧縮機を提供するものである。

本圧縮機によシ、高速走行時に大幅な省エネノレギーが
計れる理想的なカーエアコンを実現することが出来る。

以下，実施例として、４ペーンタイプのスライディング
ペ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面断面図
で，１１はシリンダ，１２はベーン，１３はベーンの摺
動溝、１４はロータ、１６は吸入孔Ａ，１６は吸入溝、
１７は吸入ＪＩＢ．２２は吐出孔である。

以下、第３図イ〜ホを用いて、本圧縮機の吸入行程につ
いて説明する。

１８−１は羽根室Ａ，１Ｂ−２は羽根室Ｂ，１９はシリ
ンダ１１のトップ部，２０−１はペーンＡ、２０〜２は
ベーンＢ，２１は吸入溝端部である。

ロータ１４の回転中心を中心とし，シリンダ１１のトッ
プ部１９にベーンＡ２０−１の先端が通過する位置をθ
＝Ｏ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Ａ１８−１に着目すれば、第３図イはぺ一ンＡ２
０−１が、トップ部１９を通過して吸入溝１６を走行し
ている状態を示す。

図口は、ベーンＡ２０−１に遅れて追従するベーンＢ２
０−２が吸入溝１６の上を走行している状態を示し、こ
の場合、羽根室Ａ１８−１には、吸入溝１６を通じて冷
媒が供給される。

実施例では、吸入溝１６をシリンダ１１の内面に十分深
く形成することにより、吸入孔Ａ１ｓの有効面積：ａ１
に対して、吸入溝１６の有効面積：ａ２＞ａ，となる様
にした。

したがって、羽根室Ａ１ｍ−１と冷媒の供給源を連絡す
る流通路の吸入有効面積は、図イ，口の状態では、ほと
んど、吸入孔Ａ１ｓの有効面積＝ａ，によって決定され
ることになる。

図ハは、ベーンＡ２０−１が吸入孔Ｂ１７の上を通過し
，同時にベーンＢ２０−２が吸入溝端部２１を通過した
直後の状態を示す。

この時点で、吸入孔Ａ１５から羽根室Ａ１ｇ−１への冷
媒の供給はペーンＢａｏ−２によって遮断され、代わっ
て、吸入孔Ｂ１７からの供給が開始される。

吸入孔Ｂ１７の有効面積をａ３としたとき、実施例では
，ａ３＝ａ１となる様に吸入孔Ｂ１７を形成した。

したがって、本圧縮機Ｋおいては、冷媒の供給源から羽
根室Ａ１８−１に到る吸入流通路の吸入有効面積は、吸
入行程中、常に一定である。

図二は，ペーンＡ２０−１の走行角度：θが全行程（吸
入・圧縮行程）の走行角度の腫に到達した状態を示す。

真円形状のシリンダで構成された通常の４ペーン圧縮機
ではθ＝０．１ζ２２６０となり、この時点で羽根室容
積は最大となる。

但し、本発明の実施例では、この時点では、まだ吸入行
程は終了せず，羽根室Ａ１８−１には依然として、吸入
孔Ｂ１７から冷媒が供給される。

図ホは，ベーンＢ２０−２が吸入孔Ｂ１７を通過した直
後の状態を示し、吸入孔Ｂ１７からの冷媒の供給はペー
ンＢ２０−２によって遮断されるため、この時点で吸入
行程は終了する。

以上の説明から分かる様に，本実施例では２つの吸入孔
１６．１７を設けた圧縮機の構成により、上流側羽根室
１８−１と下流側羽根室１８−２は、互いに相互干渉す
ることなく、上記２つのいずれかの吸入孔から独立して
冷媒を吸入することが出来る。

したがって、ベーン枚数が増加することによる能′力制
御特性の劣化は、本実施例では改良されており、本発明
である非真円シリンダの採用の効果が加わシ、特願昭６
５−１３４０４８号で示した以上の能力制御特性が得ら
れるのである。

さて、本発明の一実施例における圧縮機は、次の条件で
構成されたものである。

本発明の実施例では、２つの真円の組み合せから形成さ
れ，その中心間の間隔：εであるシリンダ形状を用いた
。

第４図に示す様に、０２は左側シリンダの中心、ｏ３は
右側シリンダの中心であり、上記ｏ２と０３の等距離の
ところに、ロータ１４の中心：ｏ１を配置した。

上記シリンダ１１、ロータ１４、ペーン、及び側板で形
成される羽根室の、ペーン走行角度：θに対する体積曲
線：Ｖａ（θ）は、間隔：εをパラメータとして、第６
図八の様になった。

ちなみに，曲線イは１コの真円のみでシリンダを形成し
た従来圧縮機の体積曲線を示し、曲線口は，ε＝５ｓｍ
＋の場合，曲線ハは本実施例の場合でε＝８讃，曲線二
はε＝１０−の場合を示す。

偏芯量：εが大きくなると、θ＝θｓ１：２２５０前後
での体積曲線の変化は小さくなり、例えばε＝８−では
，２０００＜θ＜２５００の鰐囲で、ほぼ平坦になるこ
とが分かる。

実施例では，ペーン走行角度二〇＝０．２＝２６００に
なるまで、羽根室に冷媒が供給される様に、吸入孔Ｂ１
７を配置した。

従来４ペーンの場合、羽根室の体積：ｖａが最大となる
θ＝θｓ１＝２２６０前後に吸入行程が終了する角度を
設定するが、本シリンダ形状を用いることによシ、θ＝
θｓ２＝２６００まで吸入行程終了角度：θｓ２を延長
することが出来た。

従来シリンダ形状を用いた場合、上記θ８１を延長すれ
ば羽根室の体積が減少していくため，吸入損失が発生す
ることになる。本シリンダ形状を用いた場合は体積曲線
の平坦部を利用することが出来、上記吸入損失は生じな
い。

さて、上記構成により、本発明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
おいて吸入損失が僅少である事を特徴とするが、ロータ
リー式の本圧縮機は、レシプロ式と比べても遜色のない
特性が得られた。

ｉｉ高速回転においては、従来のレシプロ以上の冷凍能
力の抑制効果が得られた。

１：１抑制効果が得られるのは、１８００〜２００Ｏｒ
ｐｍ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１〜１１１の結果は、カークーラー用冷凍サイクル
によ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
リー式圧縮機の特徴をなんら失うことなく、能力制御付
のコンプレッサを実現することが出来るのである。また
、圧縮機の吸入行程におけるボ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、制御バルプを圧縮機の高圧
側と低圧側に連結し、随時上記バ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バルプに帰還させて
能力制御を行う方法が、例えば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、
不可逆性をともなう低圧側での再膨張によって、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、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、制御バル
ブの様な稼動部を有しない。それゆえ、高い信頼性を有
する。

また、連続的に能力が変化するため，バルプを用いると
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号の発
明で既に得られているものであるが、本発明はさらに上
記ｉ１が効果的に改良されているのを特徴とする。

すなわち本圧縮機においては、低速回転では冷凍能力の
損失がほとんどないにもかかムらず、ある一定回転数以
上になると、冷凍能力が一層大幅に抑制されるのである
。

第６図は、回転数に対する冷凍能力特性を示し、直線イ
は、能力制御効果のない従来のロータリー圧縮機の特性
、曲線口は、既に上記特願で得られている特性を示し、
曲線八が本発明の実施例の圧縮機の特性に相当する。

実施例の圧縮機では、ｔｏ＝３００Ｏｒｐｍで２８．６
％、ω＝４００Ｏｒｐｍで４２％程度の冷凍能力の降下
率を示し、カーエアコン用圧縮機として理想的な特性を
有することが分かる。

以下、本発明の重要なポイントである冷媒圧力の過渡現
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
。一つの羽根室（例えば羽根室Ａ１ａ−１）に着目し、
かつ，冷媒の供給源の圧力：Ｐｓが常に一定であるとし
た場合の羽根室圧力の過渡特性は、次の様なエネルギー
方程式によって記述出来る。

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、κ：比熱比、Ｒ：気体定数、Ｃｖ：定積比
熱、Ｐａ：羽根室圧カ、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
界〜４式において、ａ：吸入有効面積、ｑ：重力加速度
、ｒＡ：供給側冷媒の比重量、Ｐ８：供給側冷媒圧カで
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、
ｄＱ γ，＝Ｐａ／ＲＴａ，一訂二〇から次式の様になる。

１Ａ１ また、一二一十一の関係式を用いれば ＲＣｐｇＲ 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シ、
羽根室圧力の過渡特性が得られる。

第７図は、表１，表２の条件を用いて、ｔ＝０，Ｐ＝Ｐ
ａ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
、κ＝１．１３，ｉ’ｔ＝ｅｅａＫｐ−ｃｍ／０ＫＫｐ
，７Ａ＝１６．８Ｘ１０−％／Ｔｈ４，ＴＡ＝２８３°
Ｋ１として解析を行った。

第７図において、ω＝１００Ｏｒｐｍではθ＝２１０°
，ω＝１６００ｒｐｍではθ＝２４０°近傍で羽根室圧
力は、供給圧：Ｐｓ＝３．１８警／ｄａｂｌに到してい
る，したがって、この範囲の回転数では吸入行程終了時
点で、羽根室に冷媒が十分に供給されるため、吸入損失
は生じない。

回転数が高くなると、吸入行程終了，時：θ＝２５００
で大幅な圧力降下をもたらすため、羽根室内の冷媒総重
量が減少し、能力制御が効果的に働くことが分かる。

第８図は、従来の真円形状シリンダ（第６図イ）で圧縮
機を構成した場合と、本発明の実施例の場合の羽根室圧
力特性を、同じ吸入有効面積：ａ１＝ａ２＝Ｏ−２ａｌ
を用いて比較したものである。

実線は真円形状シリンダ，鎖線は本実施例の場合を示し
、ａ，ｂ，ｃ及びＡ，Ｂ，Ｃは、それぞれω＝１０００
．１５００．２００Ｏｒｐｍの場合である。

例えば、ω＝１０００ｒｐｍの場合、同じ吸入有効面積
にもかかわらず、真円形状シリンダ（図ａ）では、θ＝
θｌＩ１＝２２６°の時点で、羽根室圧力：Ｐａはまだ
供給圧：Ｐｓに到達せず、ΔＰ＝０．１１＆／ｄ程度の
圧力損失を有する。

ところが、本実施例（図Ａ）の場合では、θ＝２１０°
で既に供給圧：Ｐｓに到達している。

この様に、同じ吸入有効面積を用いても、羽根室体積曲
線の選択によって、あるいは、シリンダ形状の選択によ
って、冷媒吸入総重量が異なるという点に着目したのが
本発明の特徴である。

第９図は、真円形状シリンダで構成される圧縮機の吸入
面積をａ１＝ａ２＝０．３ｔｙｌに増加させ、本実施例
（ａ１＝ａ２＝０．２ｃｄ）と比較したもので、実線（
ｅ＊ｆｔｑ）は真円形状シリンダ、鎖線（Ｂ，Ｄ，Ｅ）
は本実施例の場合の羽根室圧力特性を示し、それぞれ、
ａ＋＝１５００，３０００，４０００ｒｐｍの場合であ
る。

ω＝１５０Ｏｒｐｍでは、例えば、θ＝θｌｌ１ニオイ
て、圧力損失はほぼ同等であるにもかかわらず、回転数
が高くなると、本実施例の方が真円形状シリンダと比べ
て、圧力降下が増大していくことが分かる。

この様に、本発明の圧縮機Ｋおいては、低速でほぼ同等
の圧力損失を維持したままで、高速で従来以上の大きな
圧力降下が生ずるのである。

第１０図は、吸入有効面積をパラメータとして、回転数
に対する圧力降下率を、本実施例の場合と、従来真円シ
リンダの場合について求めたものである。

但し、吸入行程終了時における羽根室圧力をＰａ＝Ｐａ
ｓとしたとき、圧力降下率：４ｐを次の様に定義する。

同図において、集線（ａａ−ｆ．ｏ−ｔ．ｍ来の真円形
状シリンダの場合を示す。

従来真円シリンダの場合と比べて、本実施例の場合は、
回転数に対する圧力降下率の勾配：ηｐ／ωが大きく、
特に能力制御が開始される回転数の近傍で、上記勾配は
急峻となることが分かる。

例えば、本実施例（図ＢＢ）と従来シリンダ（ｄｄ）の
場合を比較すると、低速：ω＝２００Ｏｒｐｍでの圧力
降下率：η２は同等であるが、ω＝４００Ｏｒｐｍにな
ると上記ηは１０％以上の差が生ずることｐ が分かる。

以上、実施例では、体積曲線の平坦部を十分利用してθ
ｌＩ２＝２６００まで羽根室に冷媒を供給したが、従来
同様θ，１＝２２５°近傍で冷媒の供給を遮断し・ても
よい。

この場合でも、第９図から分かる様に、真円シリンダ形
状を用いた場合と比べて低速で圧力降下が同等にもかか
わらず、高速でよシ大きな圧力降下が得られるため、十
分にすぐれた能力制御特性が得られる。

実施例では、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述べたが、
本発明はコンプレッサの吐出量、べ−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。

以上、本発明を真円シリンダにロータが偏芯して配置さ
れた従来圧縮機に適用した場合について説明した。

本発明は、シリンダが従来から概略楕円形状で、ロータ
がその中心に配置された圧縮機にも適用することが出来
る。

この種の圧縮機は、シリンダ形状が例えば、ｓｉｎ２θ
の函数として形成されている場合が多いが、本発明を適
用するためには、実施例の場合と同様に、吸入行程終了
近傍における体積曲線の変化率が、従来の変化率と比べ
て、より小さくなる様に、シリンダ形状を選択すればよ
く、概略平坦部を有する様に出来れば、よシ好ましい。

第１１図にその一例を示す。

２００は半径：Ｒｒの０３を中心とするロータ円、２０
１，２０２，２０３，２０４はそれぞれ、Ｑ１．ｏ２，
ｏ４，ｏ６を中心とする半径：ＲＣのシリンダ円である
。

０１と０２及び０４と０５の中心間距離：εは、Ｒｒ，
ＲＣ等の諸寸法と比べて十分に小さくてよく、また、２
つの円が交叉する点二Ｎから十分遠方の個所は、ベーン
の走行安定性等を考慮して他の曲線を用いてもよい。

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、圧縮機の羽根室に致るまでの流
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ＩＩＳＢ８３２０等で用いられる方法に準じて
下記の様な実験がら得られる値を吸入有効面積：ａと定
義する。

第１２図は、その実験方法の一例を示すもので、１００
は圧縮機、１０１は車輛に実装す不際ｆエバボレータか
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
連結するだめのハウジング、１０４は熱伝対、１０６は
流量計、１０６は圧力計、１０７は圧力調整弁、１０８
は高圧のエアー源である。

第１２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、１エバボレータ内部に流
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に附加する必要がある
。

高圧空気源の圧力をＰ＋”ｐ／ｉａｂｓ、大気圧をｐ２
＝１．０３４７７ａｂｓ，空気の比熱比二κ１＝１．４
、比重量：γ１、重力加速度：ｇ：＝９９０ｃＷ！／ｓ
ｅａ２として上記条件下で得られる重量流量を０１とす
れば下記の様に吸入有効面積＝ａが得られる。

但し、Ｏ−５２８＜Ｐ２／Ｐ＋＜Ｏ−９ノ範囲になる様
に高圧：Ｐ１を設定する。

以上、本発明の実施例では、吸入行程終了近傍における
体積曲線が概略平坦部を有する様なシリンダ形状の採用
によって、低速で冷凍能力の損失が少なく高速でより効
果的に冷凍能力の抑制作用が得られる能力制御付圧縮機
を実現することが出来た。

本発明は、低？速回転時の吸入効率向上が計れるので、
能力制御を設こさない圧縮機にも、効率向上対策として
用いることが出来、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４ペーンタイプの圧縮機の正面断面図
、第２図は、本発明の一実施例を示す４ベーン圧縮機の
正面断面図、第３図【イ》〜咋１は同実施例の圧縮機の
吸入行程を示す説明図、第４図は、同実施例のシリンダ
形状を示す説明図、第５図奉繁＝は圧縮機の体積曲線を
示すグラフ、第６図希ｇは、回転数に対する冷凍能力を
示すグラフ、第７図は本実施例における圧縮機の羽根室
圧力特性を示すグラフ、第８図，第９図は羽根室圧力特
性を従来圧縮機と本実施例の圧縮機について比較したグ
ラフ、第１０図は回転数に対する圧力降下率のグラフ、
第１１図は本発明の他の実施例を示す説明図、第１２図
は吸入有効面積の実測方法を説明する図である。 １１．．．．．．シリンダ、１２．．．．．．ベーン、
１４．．．．．．ロータ、１５，１７．．．．．．吸入
孔、１８−１．．．．．．羽根室。 ４９８ ４９９ ヌ損

Claims (2)

【特許請求の範囲】
1. （１）吸入行程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、ベーンが摺動可能
   に設けられたロータと、このロータ及びペーンを非真円
   形状のシリンダと、前記シリンダの両側面に固定され、
   前記ペーン，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
   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
   より構成される圧縮機。
2. （２）前記ロータの回転中心を中心とし、前記シリンダ
   トップ部から前記べ一冫のシリンダ側の端部までの角度
   をθラジアンとし、前記羽根室の体積が吸入圧縮行程中
   最大となる角度、あるいは、吸入圧縮全行程の棒の角度
   を０＝θＳとしだとき、前記角度：０＝θ８の近傍で、
   前記羽根室の体積曲線が概略平坦部を有する様に、前記
   シリンダが形成されている特許請求の範囲第１項記載の
   圧縮機。