(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
管（２）の端に段差付けされて形成された挿入部（４）と、継手本体（３）の端に段差付けされて形成された受け部（５）とを有し、前記挿入部（４）を、当該挿入部（４）の軸方向長さより長い軸方向長さを有する継手本体（３）の受け部（５）に挿入し、前記挿入部（４）と前記受け部（５）との間に溝（６）を形成して成る管継手（１）において、
前記溝（６）の軸方向の長さと半径方向の深さとの比率を当該管継手（１）内部の流路（９）の直径に掛け算して得られるパラメータ値を、前記流路（９）を流れる流体の常用流量域を超える非発音領域となるように設定し、当該パラメータ値によって前記溝（６）の形状を規定したことを特徴とする低騒音型管継手。
【請求項２】
自動車用エアコンの冷房サイクルを構成する低圧側冷媒流路に配置された管継手（１ａ）の場合、前記パラメータ値は４０以上であることを特徴とする請求項１記載の低騒音型管継手。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、低騒音型の管継手の内部形状に関する。
【０００２】
【従来の技術】
図１は管継手の一例を示す要部断面図であり、同図（Ａ）は接合前の状態を示し、同図（Ｂ）は接合後の状態を示している。
【０００３】
この管継手１は、図１（Ａ）に示すように、大別して管２と継手本体３とから成る。管２の先端には段差付けされた挿入部４（軸方向長さＬ1 ）が形成され、また、継手本体３の先端には管２の挿入部４を受ける、段差付けされた受け部５（軸方向長さＬ2）が形成されている。継手本体３の受け部５の直径は管２の挿入部４の外径とほぼ同一である。また、継手本体３の受け部５の軸方向長さＬ2 は、シール性や製造上のばらつきを考慮して、管２の挿入部４の軸方向長さＬ1 よりも大きく設定されている（Ｌ2 ＞Ｌ1 ）。よって、管２の挿入部４を継手本体３の受け部５に挿入して管２を継手本体３に接続すると、図１（Ｂ）に示すように、管２の挿入部４と継手本体３の受け部５との間に軸方向長さＬ（＝Ｌ2 −Ｌ1 ）の溝６が形成される。このように接合によっていわば管継手１の内壁面７に形成される溝６は、遊びとして製造ばらつきを吸収し、また、その存在によって管２の挿入部４のみならず段差の当たり面８も継手本体３に当接することになり、シール性が確保される。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
ところが、従来は、溝６の寸法Ｌ（形状）の決定に際してシール性や作業性（製造ばらつき）のみを考慮し、発音性、つまり騒音（異常音）の発生をも考慮した溝６の寸法形状の設計は行われていなかった。
【０００５】
すなわち、上記した構造の管継手１に流体を流すと、溝６を発生部位として異常音が発生することがある。本出願人の推定では、その騒音発生のメカニズムは、流路９内の流体の流れＦにより溝６の部分に乱れＧが生じ（図２参照）、その乱れの周波数（加振源）が流体の流量変化によって溝６の空間共鳴周波数（固有振動数）と一致した時に発音するものと考えられる。ここで、溝６の空間共鳴周波数はその形状によって決定される。したがって、溝６の形状を何らかの方法で規定することによって、管継手１の溝６を発生部位とする騒音の発生を防止できるようになるものと考えられるが、従来は、この点を一切考慮しないで溝６の寸法Ｌ（形状）を決定していた。そのため、流体を流したときに管継手１から異常音が発生するおそれがあった。
【０００６】
本発明は、接続後の内壁面に溝を持った管継手における上記課題に着目してなされたものであり、溝の形状を適当な方法で規定することにより騒音発生を有効に抑制することができる低騒音型管継手を提供することを目的とする。
【０００７】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するために、請求項１記載の発明は、管の端に段差付けされて形成された挿入部と、継手本体の端に段差付けされて形成された受け部とを有し、前記挿入部を、当該挿入部の軸方向長さより長い軸方向長さを有する継手本体の受け部に挿入し、前記挿入部と前記受け部との間に溝を形成して成る管継手において、前記溝の軸方向の長さと半径方向の深さとの比率を当該管継手内部の流路の直径に掛け算して得られるパラメータ値を、前記流路を流れる流体の常用流量域を超える非発音領域となるように設定し、当該パラメータ値によって前記溝の形状を規定したことを特徴とする。
【０００８】
請求項２記載の発明は、上記請求項１記載の発明において、自動車用エアコンの冷房サイクルを構成する低圧側冷媒流路に配置された管継手の場合、前記パラメータ値は４０以上であることを特徴とする。
【０００９】
この発明の作用（原理）は次のとおりである。
たとえば、図３に示すような構造の管継手１ａを考える。この管継手１ａは、連結部にシール部材（たとえば、Ｏリング）１０が設けられている点を除いて、図１に示したものと全く同一である。
【００１０】
上記したように、異常音の発生は、溝６の部分に生じる流れの乱れＧに起因し（図２参照）、その乱れの周波数ｆ１  が溝６の空間共鳴周波数ｆ２  と一致することによって起こるものと考えられる。乱れの周波数ｆ１  は、実験結果により、下記の式１で与えられる。
ｆ１  ＝Ｕ／Ｖ１                                  …式１
ここで、ｆ１  （Ｈｚ  ）：乱れの周波数
Ｕ（ｍ３／ｓ）：流体の体積流量
Ｖ１  （ｍ３  ）：図３中の断面ＡＢ間の体積
また、溝５の空間共鳴周波数ｆ２  は、空間に存在する定在波に関する理論における音響回路の式、および実験結果により、下記の式ｆ２  で与えられる。
ｆ２  ＝（ｃ／２π）×｛Ｓ／（ｌＶ２  ）｝１／２      …式２
ここで、ｆ２  （Ｈｚ  ）：溝の共鳴周波数
ｃ（ｍ／ｓ  ）：流体中音速
Ｓ（ｍ２  ）  ：溝の流路内に開口している面積
Ｖ２  （ｍ３  ）：溝の体積
ｌ（ｍ）    ：溝の深さ＋開口補正
上記の式１および式２からそれぞれ分かるように、乱れの周波数ｆ１  は流量Ｕによって変化し、溝６（空間）の共鳴周波数ｆ２  は溝６の形状によって決定されている。したがって、乱れ周波数ｆ１  と共鳴周波数ｆ２  とがほぼ等しくなるような流量となった時に共鳴し、異常音が発生する。そこで、あるシステムにおいて、実際に使用する常用流量域を求め、その常用流量域よりも大きな流量の所で共鳴するように共鳴周波数ｆ２  を決定すれば、実用上、騒音の発生を有効に防止できるはずである。
【００１１】
このような観点に基づき、本出願人は、いろいろ実験を行った結果、共鳴周波数ｆ２  を決定する溝６の形状を騒音抑制の見地から有効に規定しうるパラメータを見出だした。そのパラメータは、溝６の軸方向の長さＬと半径方向の深さＤとの比率（Ｌ／Ｄ）を管継手１ａ内部の流路９の直径Ｄ１  に掛け算して得られる値である。すなわち、このパラメータ値をａとすると、このａ値は、下記の式３で定義される。
0003556049.tif 000002
ここで、Ｌ  ：溝の軸方向長さ
Ｄ  ：溝の半径方向深さ
Ｄ１  ：流路の直径
Ｄ２  ：継手本体の受け部の直径
実験によれば、ａ値と共鳴時（発音時）の流量Ｕとの間には一定の関係があり、ａ値と流量Ｕを変数とするグラフを作成すると、異常音の発生しない非発音領域と異常音の発生しうる発音領域とが明確に区別される。したがって、パラメータ値ａを常用流量域を超える非発音領域に設定することで、共鳴周波数ｆ２  が常用流量域よりも高い所に設定されることになり、当該システムにおいて、実用上、騒音の発生を有効に防止できることになる。
【００１２】
この発明を自動車用エアコンの冷房サイクルを構成する低圧側冷媒流路の管継手について適用した場合、パラメータ値ａが４０以上であれば（ａ≧４０）、実用上有効に異常音の発生をなくせることが後述する実験により確認された。
【００１３】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施形態を図面に基づいて説明する。
ここでは、自動車用エアコンの冷房サイクルを構成する低圧側冷媒流路の管継手の場合を例にとって説明する。
この管継手の構造は、図３に示すものと同様であって、たとえば、低圧ホース（管）２の挿入部４を一体型膨脹弁用アルミニウム（Ａｌ）ブロックコネクター（継手本体）３の受け部５にＯリング１０を介して挿入して構成され、その内壁面７には溝６が形成されている。
【００１４】
この管継手１ａにおいて、実験により、発音性に関するａ値と流量Ｕとの関係を調べると、図４に示すような結果が得られた。ここでは、流体として冷媒ＨＦＣ１３４ａを用いる。同図に示すように、ａ値と発音時の最低流量とは比例関係にあり（直線ｍ）、直線ｍ上およびそれより上の発音領域と直線ｍより下の非発音領域とが明確に区別されている。通常の自動車用エアコンシステムの場合、コンプレッサーの回転数（たとえば、４８００ｒｐｍ  ）と容量（たとえば、１４０ｃｃ）とから、実際に低圧流路を流れる冷媒の常用流量域は、約１１×１０−３（ｍ３／ｓ）以下であると推定される。したがって、図４のグラフから、通常の自動車用エアコンシステムでは、ａ値が４０以上であれば（ａ≧４０）、ほぼ共鳴音を抑制することができる。こうして、実用上おのずと範囲が限定される冷媒流量に基づいて、発音しない溝６の形状を決定することができる。具体的には、ａ≧４０の条件を満たす範囲内で、溝６の軸方向長さＬ、半径方向深さＤ、内部流路９の直径Ｄ１  、およびブロックコネクター３の受け部５の直径Ｄ２  を適当に決めればよい。
【００１５】
図５はａ値が約１３と約４３のときの発音レベルの実験結果を示したグラフである。ここで、グラフＰはａ値が約１３の場合、グラフＱはａ値が約４３の場合である。
実験の条件は下記のとおりである。
外気温：２５℃
ブロワー電圧：４Ｖ
コンデンサファン電圧：８Ｖ
コンプレッサ回転数：２８００ｒｐｍ
また、各場合の具体的形状は次のとおりである。
ａ＝１３．６の場合（グラフＰ）
Ｌ＝３．４ｍｍ
Ｄ１  ＝１２ｍｍ
Ｄ２  ＝１８ｍｍ
ａ＝４３．２の場合（グラフＱ）
Ｌ＝１０．８ｍｍ
Ｄ１  ＝１２ｍｍ
Ｄ２  ＝１８ｍｍ
同図に示すように、ａ値が約１３の場合（グラフＰ）には、約５．９ｋＨｚ  の異常音が発生するが（実際にはエアコンＯＮ直後）、ａ値が約４３の場合には、そのような異常音は発生せず、ａ値で溝６の形状を規定する（ａ≧４０）ことによって実用上騒音発生を有効になくせることが確認された。
【００１６】
したがって、本実施例によれば、溝６の固有振動数（空間共鳴周波数）が可聴領域にあっても、ａ値を４０以上（ａ≧４０）とすることで、発音性をなくすことができる。しかもその際、溝６の形状をａ値で規定するだけであって、管継手１ａの構造自体を変えるものではないため、作業性やシール性には全く影響がない。さらに、所定の条件（ａ≧４０）を満たすような溝６の形状とするだけで騒音発生を抑制できるため、騒音低減のための部材を別途設けるなどの対策を講ずる必要がなく、部品の軽量化につながるという利点もある。
【００１７】
なお、ここでは、自動車用エアコンの低圧流路の管継手を例にとって説明したが、これに限定されないことはもちろんである。ａ値の範囲は、システムで使用する流体の種類や流量などを考慮して、実験により、システムごとに適宜決定すればよい。
【００１８】
また、ここでは、図１〜図３で、継手本体３の受け部５（または溝６）と内壁面７との間にテーパを設けていないが、もちろんこれに限定されるわけではなく、実際の適用に際しては、受け部５の加工（面取り加工を含む）のし易さなどを考慮して、継手本体３の受け部５（または溝６）と内壁面７との間にテーパ（たとえば、テーパ角度４５°）を設けてもよい（テーパの存在により本発明の効果は何ら減殺されない）。
【００１９】
【発明の効果】
以上述べたように、請求項１記載の発明によれば、常用流量域を超える非発音領域に設定されたパラメータ値によって溝の形状を規定することで、任意のシステムにおいて、管継手の構造を変えたり騒音低減用部材を追加したりすることなく、実用上騒音の発生を有効に防止することが可能となる。
【００２０】
請求項２記載の発明によれば、上記請求項１記載の発明において、特に自動車用エアコンシステムの低圧側冷媒流路にて、パラメータ値を４０以上にすることで、低圧流路の管継手からの騒音発生を有効に防ぐことができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】管継手の一例を示す要部断面図である。
【図２】騒音発生のメカニズムの説明図である。
【図３】本発明の一実施例に係る管継手の要部断面図である。
【図４】発音性に関するａ値と流量Ｕとの関係を示す実験結果のグラフである。
【図５】ａ＝１３とａ＝４３のときの発音レベルの実験結果を示すグラフである。
【符号の説明】
１、１ａ…管継手
２…管または低圧ホース
３…継手本体またはブロックコネクター
４…挿入部
５…受け部
６…溝
７…内壁面
８…当たり面
９…流路
１０…シール部材またはＯリング
【図１】
0003556049.tif 000003
【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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