JPS6157955B2

JPS6157955B2 -

Info

Publication number: JPS6157955B2
Application number: JP18081481A
Authority: JP
Inventors: Teruo Maruyama
Original assignee: Matsushita Electric Industrial Co Ltd
Current assignee: Panasonic Holdings Corp
Priority date: 1981-11-11
Filing date: 1981-11-11
Publication date: 1986-12-09
Also published as: JPS5882089A

Description

【発明の詳細な説明】

本発明は特にカーエアコン等に使用するベーン
形圧縮機に関するものである。本発明の説明に先立ち、まず、スライデイング
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。一般のスライデイ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ベーン
５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５は、ロータ３の回転に伴い、遠心力によ
つて外側に飛出し、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
つている。この様なスライデイ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
るようになつた。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つた。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ツチのプーリーに伝
達され、圧縮機の回転軸を駆動する。したがつ
て、スライデイ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
ンプレツサを用いた場合は、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
はその作用がなく、圧縮仕事の増大によつて効率
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
の場合、上記制御バ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
つた。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、流体クラツチ、遊星歯車
等を用いて回転数を一定以上は増速せない構造が
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つて
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−
134048号（特開昭57−70986号）で出願中であ
る。上記出願の発明では、ロータとシリンダ間が、
他と比べて最も近接している部分をシリンダ・ト
ツプ部とするベーン形圧縮機において、ロータの
回転中心を中心とし、前記シリンダトツプ部から
前記ベーンのシリンダ側の端部までの角度をθラ
ジアン、吸入行程終了時の前記角度θラジアンの
値をθ_sラジアン、吸入行程終了時の前記角度θ_s
ラジアンのときの前記羽根室の容積をV₀cc、エ
バポレータから前記羽根室に至る吸入流通路の前
記角度θラジアンの時の有効面積をａ（θ）cm²、
重み平均を＝∫〓_０ ^sθ²a（θ）ｄθ／∫〓_０ ^sθ²dθ としたとき、パラメータθ_s／V₀を 0.025＜θ_s／V₀＜0.080の範囲となるようベ
ーン形圧縮機を構成したものであり、上記発明か
ら見い出される条件下で圧縮機を構成すれば、低
速時では吸入圧力の損失を極力小さくすることが
出来、高速時でのみ、有効な圧力損失が発生する
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、効果的な能力制御が実現出来
るものである。しかしながら、上記発明では低速時における吸
入圧力損失を極力小さくすることはできるが、冷
凍能力の比較的小さい小型の圧縮機においては、
この損失が問題となる場合があつた。本発明は、上記発明を改良するもので、吸入損
を利用したベーン形圧縮機において、同じ吸入有
効面積を用いても、羽根室の体積曲線の選択によ
つて、同じ吸入体積の場合でも低速時の冷媒吸入
総重量が異なる点に着目し、シリンダ形状を非真
円とし、かつロータの回転に対する吸入行程中の
羽根室の体積曲線が概略平坦部を有するように構
成することによつて、吸入行程にある羽根室への
吸入孔からの冷媒の供給量を確保し、特に低速回
転時の吸入圧力損失を防止するものである。以下、実施例として、４ベーンタイプのスライ
デイ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
面断面図で、１１はシリンダ、１２はベーン、１
３はベーンの摺動溝、１４はロータ、１５は吸入
孔Ａ、１６は吸入溝、１７は吸入孔Ｂ、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、１８−２は羽根室Ｂ、１
９はシリンダ１１のトツプ部、２０−１はベーン
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のトツプ部１９にベーンＡ２０−１の先端が
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Ａ１８−１に着目すれば、第３図
イはベーンＡ２０−１が、トツプ部１９を通過し
て吸入溝１６を走行している状態を示す。図ロは、ベーンＡ２０−１に遅れて追従するベ
ーンＢ２０−２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Ａ１５の
有効面積：a₁に対して、吸入溝１６の有効面積：
a₂≫a₁となる様にした。したがつて、羽根室Ａ１８−１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，ロの
状態では、ほとんど、吸入孔Ａ１５の有効面積：
a₁によつ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Ａ１８−
１への冷媒の供給はベーンＢ２０−２によつて遮
断され、代わつて、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。したがつて、本圧縮機においては、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。図ニは、ベーンＡ２０−１の走行角度：θが全
行程（吸入・圧縮行程）の走行角度の1/2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ベーン圧縮機ではθ＝θ_s1≒225゜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
媒の供給はベーンＢ２０−２によつて遮断される
ため、この時点で吸入行程は終了する。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。

【表】

【表】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、O₂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
O₃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、ベーン、及び
側板で形成される羽根室の、ベーン走行角度：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５図ハの様になつた。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、曲線ロ
は、ε＝５mmの場合、曲線ハは本実施例の場合で
ε＝８mm、曲線ニはε＝10mmの場合を示す。偏芯量：εが大きくなると、θ＝θ_s1＝225゜
前後での体積曲線の変化は小さくなり、例えばε
＝８mmでは、200゜＜θ＜250゜の範囲で、ほぼ平
坦になることが分かる。実施例では、ベーン走行角度：θ＝θ_s2＝250
゜になるまで、羽根室に冷媒が供給される様に、
吸入孔Ｂ１７を配置した。従来４ベーンの場合、羽根室の体積：Vaが最
大となるθ＝θ_s1＝225゜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
ことにより、θ＝θ_s2＝250°まで吸入行程終了
角度：θ_s2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θ_s1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。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つた特性解析
について述べる。一つの羽根室（例えば羽根室Ａ
１８−１）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
つて記述出来る。Ｃ_Ｐ／ＡGT_A−PaｄＶａ／ｄｔ＋ｄＱ／ｄｔ＝ｄ／ｄｔ
（Ｃ_Ｖ／ＡγaVaTa）（１式）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、Ｃ_P：定圧
比熱、Ｔ_A：供給側冷媒温度、κ：比熱比、Ｒ：
気体定数、Ｃ_V：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、以下の２式〜４式
において、ａ：吸入有効面積、ｇ：重力加速度、
γ_A：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、
γａ＝Pa／RTa、ｄＱ／ｄｔ＝０から次式の様になる。Ｇ＝ｄＶａ／ｄｔ（Ａ／Ｃ_ＰＴ_Ａ＋１／κＲＴ_Ａ）Pa ＋Ｖａ／κＲＴ_ＡｄＰａ／ｄｔ（２式）また、１／Ｒ＝Ａ／Ｃ_Ｐ＋１／κＲの関係式を用いれ
ばＧ＝１／ＲＴ_Ａ・ｄＶａ／ｄｔ・Pa＋Ｖａ／κＲＴ_Ａｄ
Ｐａ／ｄｔ（３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つて、３式、４式を連立させて解くこと
により、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＝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、κ＝1.13、Ｒ＝
668Kg・cm/〓Kg、γ_A＝16.8×10^-6Kg/cm³、Ｔ_A＝
283〓として解析を行つた。

【表】第７図において、ω＝1000rpmではθ＝210
°、ω＝1500rpmではθ＝240゜近傍で羽根室圧
力は、供給圧：Ps＝3.18Kg/cm²absに到している。
したがつて、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＝
250゜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５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＝0.2cm²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、2000rpm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
＝θ_s1＝225゜の時点で、羽根室圧力：Paはまだ
供給圧：Psに到達せず、ΔＰ＝0.1Kg/cm²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つて、あるいは、シリンダ
形状の選択によつて、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。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、より好ましい。第１１図にその一例を示す。２００は半径：RrのO₃を中心とするロータ
円、２０１，２０２，２０３，２０４はそれぞ
れ、Q₁，O₂，O₄，O₅を中心とする半径：Rcのシ
リンダ円である。 O₁とO₂及びO₄とO₅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：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。以上、実施例により説明したように、本発明の
ベーン形圧縮機は、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、このロータ及びベーンを収容する非真円
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、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とより構成され、前記ロ
ータとシリンダ間が近接するシリンダトツプ部を
有し、前記ロータの回転中心を中心とし、前記シ
リンダトツプ部から前記ベーンのシリンダ側の端
部までの角度に対し、前記羽根室の体積が吸入圧
縮行程中最大となる角度の近傍で、前記シリンダ
形状を前記羽根室の体積曲線が概略平坦部を有す
る様に形成すると共に、前記平坦部が吸入行程に
含まれるよう吸入孔を形成することによつて、吸
入行程にある羽根室への吸入孔からの冷媒の供給
を確保し、特に低速回転時の吸入圧力損失を防止
したものである。なお、本発明の実施例を４ベーン型について説
明したが、４ベーン型に限定されるものではな
い。

【図面の簡単な説明】

第１図は、従来の４ベ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〜ホは同実
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
図は圧縮機の体積曲線を示すグラフ、第６図は本
発明の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７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８図は回転数に対する圧力降下率のグラフ、第
９図は本発明の他の実施例を示す説明図である。１１……シリンダ、１２……ベーン、１４……
ロータ、１５，１７……吸入孔、１８−１……羽
根室。

Claims

【特許請求の範囲】

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
ータ及びベーンを収容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、前
記羽根室と外部を連絡する流通路である吸入孔及
び吐出孔とより構成され、前記ロータとシリンダ
間が近接するシリンダトツプ部を有し、前記ロー
タの回転中心を中心とし、前記シリンダトツプ部
から前記ベーンのシリンダ側の端部までの角度に
対し、前記羽根室の体積が吸入圧縮行程中最大と
なる角度の近傍で、前記シリンダ形状を前記羽根
室の体積曲線が概略平坦部を有する様に形成する
と共に、前記平坦部が吸入行程に含まれるよう前
記吸入孔を形成したベーン形圧縮機。