(57)【要約】【課題】　吸入口を互いに間隔を置いて設けることにより、多気筒型圧縮機から生じる騒音あるいは振動又はその両方を低減すること。【解決手段】複数の吸入口９００ａ〜９００ｇが形成された弁板と、半径（Ｒ）をもつ円弧上に中心を有する直径（Ｄ）の複数のシリンダボア１６ａ１〜１６ａ６とを有している。第１の吸入口の中心は、第１の角度だけ、直径（ｄ）の所定の吸入口の中心から所定の方向において径方向にずれた位置にある。第１の角度は｛［（３６０°／Ｎ）・（［Ｎ−１］−ｎ）］＋Ｘ°｝に等しい。ここで、Ｎは、吸入口の全数であり、ｎは、所定の方向とは逆の方向において第１の吸入口と所定の吸入口の間に配置された吸入口の数であり、Ｘ°は、｛（ｓｉｎ−１［（Ｄ−ｄ）／２・Ｒ］）・５７．３°／ラジアン｝以下でかつ−｛（ｓｉｎ−１［（Ｄ−ｄ）／２・Ｒ］・５７．３°／ラジアン）以上であり、しかも０°に等しくない、所定の角度である。【選択図】　　図４（ｂ）
2004100703.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
　複数の吸入口が貫通形成された弁板と、半径（Ｒ）をもつ円弧上に中心を有しかつ互いに所定の間隔をおいて配置された直径（Ｄ）の複数のシリンダボアと、略円環形状を有し前記吸入口を介して前記シリンダボアの各々に流体連通できるように構成された吸入室と、流体を前記吸入室へ導入する吸気流入路とを備えている多気筒型圧縮機において、
　第１の吸入口の中心は、第１の角度だけ、所定の吸入口の中心から所定の方向において径方向にずれた位置にあり、前記所定の吸入口は直径（ｄ）を有し、前記第１の角度は｛［（３６０°／Ｎ）・（［Ｎ−１］−ｎ）］＋Ｘ°｝に等しく、ここで、Ｎは、吸入口の全数であり、ｎは、前記所定の方向とは逆の方向において前記第１の吸入口と前記所定の吸入口の間に配置された吸入口の数であり、Ｘ°は、｛（ｓｉｎ−１［（Ｄ−ｄ）／２・Ｒ］）・５７．３°／ラジアン｝以下でかつ−｛（ｓｉｎ−１［（Ｄ−ｄ）／２・Ｒ］・５７．３°／ラジアン）以上であり、しかも０°に等しくない、所定の角度であることを特徴とする多気筒型圧縮機。
【請求項２】
　吐出室を更に備え、前記弁板は、貫通形成された複数のシリンダ吐出口をさらに有し、前記吐出室は、吐出口を介して前記シリンダボアの各々に流体連通できるように構成され、前記吸入室は吐出室の周囲に延在することを特徴とする、請求項１に記載の圧縮機。
【請求項３】
　前記所定の方向が時計回りであることを特徴とする、請求項１に記載の圧縮機。
【請求項４】
　前記所定の角度Ｘ°が正の角度であることを特徴とする、請求項３に記載の圧縮機。
【請求項５】
　前記所定の角度Ｘ°が負の角度であることを特徴とする、請求項３に記載の圧縮機。
【請求項６】
　前記所定の方向が反時計回りであることを特徴とする、請求項１に記載の圧縮機。
【請求項７】
　前記所定の角度Ｘ°が正の角度であることを特徴とする、請求項６に記載の圧縮機。
【請求項８】
　前記所定の角度Ｘ°が負の角度であることを特徴とする、請求項６に記載の圧縮機。
【請求項９】
　前記所定の方向が時計回りであり、前記所定の吸入口が前記第１の吸入口に隣接して配置され、前記所定の角度Ｘ°が負の角度であることを特徴とする、請求項１に記載の圧縮機。
【請求項１０】
　第２の吸入口が前記第１の吸入口に隣接して配置され、第３の吸入口が前記第２の吸入口に隣接して配置され、前記所定の方向が時計回りであり、前記所定の吸入口が前記第３の吸入口であり、前記所定の角度Ｘ°が正の角度であることを特徴とする、請求項１に記載の圧縮機。
【請求項１１】
　第２の吸入口が前記第１の吸入口に隣接して配置され、第３の吸入口が前記第２の吸入口に隣接して配置され、第４の吸入口が前記第３の吸入口に隣接して配置され、前記所定の方向が時計回りであり、前記所定の吸入口が前記第４の吸入口であり、前記所定の角度Ｘ°が正の角度であることを特徴とする、請求項１に記載の圧縮機。
【請求項１２】
　第２の吸入口が前記第１の吸入口に隣接して配置され、第３の吸入口が前記第２の吸入口に隣接して配置され、第４の吸入口が前記第３の吸入口に隣接して配置され、第５の吸入口が前記第４の吸入口に隣接して配置され、前記所定の方向が時計回りであり、前記所定の吸入口が前記第５の吸入口であり、前記所定の角度Ｘ°が負の角度であることを特徴とする、請求項１に記載の圧縮機。
【請求項１３】
　第２の吸入口が前記第１の吸入口に隣接して配置され、第３の吸入口が前記第２の吸入口に隣接して配置され、第４の吸入口が前記第３の吸入口に隣接して配置され、第５の吸入口が前記第４の吸入口に隣接して配置され、第６の吸入口が前記第５の吸入口に隣接して配置され、前記所定の方向が時計回りであり、前記所定の吸入口が前記第６の吸入口であり、前記所定の角度Ｘ°が負の角度であることを特徴とする、請求項１に記載の圧縮機。
【請求項１４】
　前記所定の角度Ｘ°が約−１０°であることを特徴とする、請求項５、８、９、１２及び１３のいずれかに記載の圧縮機。
【請求項１５】
　第２の吸入口が前記第１の吸入口に隣接して配置され、第３の吸入口が前記第２の吸入口に隣接して配置され、第４の吸入口が前記第３の吸入口に隣接して配置され、第５の吸入口が前記第４の吸入口に隣接して配置され、第６の吸入口が前記第５の吸入口に隣接して配置され、第７の吸入口が前記第６の吸入口に隣接して配置され、前記所定の方向が時計回りであり、前記所定の吸入口が前記第７の吸入口であり、前記所定の角度Ｘ°が正の角度であることを特徴とする、請求項１に記載の圧縮機。
【請求項１６】
　前記所定の角度Ｘ°が約１０°であることを特徴とする、請求項４、７、１０、１１及び１５のいずれかに記載の圧縮機。
【請求項１７】
　前記第１の吸入口は、前記第１の角度だけ、第１の所定の吸入口から径方向にずれた位置にあり、前記第１の吸入口は、第２の角度だけ、第２の所定の吸入口から径方向にずれた位置にあり、前記第１の所定の吸入口は第１の直径（ｄ１）を有し、前記第２の所定の吸入口は第２の直径（ｄ２）を有し、前記第１の角度は｛［（３６０°／Ｎ）・（［Ｎ−１］−ｎ）］＋Ｘ１°｝に等しく、前記第２の角度は｛［（３６０°／Ｎ）・（［Ｎ−１］−ｎ）］＋Ｘ２°｝に等しく、ここで、Ｘ１°は、｛（ｓｉｎ−１［（Ｄ−ｄ１）／２・Ｒ］）・５７．３°／ラジアン｝以下でかつ−｛（ｓｉｎ−１［（Ｄ−ｄ１）／２・Ｒ］・５７．３°／ラジアン）以上であり、しかも０°に等しくない、第１の所定の角度であり、Ｘ２°は、｛（ｓｉｎ−１［（Ｄ−ｄ２）／２・Ｒ］）・５７．３°／ラジアン｝以下でかつ−｛（ｓｉｎ−１［（Ｄ−ｄ２）／２・Ｒ］・５７．３°／ラジアン）以上であり、しかも０°に等しくない、第２の所定の角度であることを特徴とする、請求項１に記載の圧縮機。
【請求項１８】
　第２の吸入口が前記第１の吸入口に隣接して配置され、第３の吸入口が前記第２の吸入口に隣接して配置され、前記所定の方向が時計回りであり、前記第１の所定の吸入口が前記第２の吸入口であり、前記第２の所定の吸入口が前記第３の吸入口であり、前記第１の所定の角度Ｘ１°が負の角度であり、前記第２の所定の角度Ｘ２°が負の角度であることを特徴とする、請求項１７に記載の圧縮機。
【請求項１９】
　第２の吸入口が前記第１の吸入口に隣接して配置され、第３の吸入口が前記第２の吸入口に隣接して配置され、第４の吸入口が前記第３の吸入口に隣接して配置され、前記所定の方向が時計回りであり、前記第１の所定の吸入口が前記第３の吸入口であり、前記第２の所定の吸入口が前記第４の吸入口であり、前記第１の所定の角度Ｘ１°が正の角度であり、前記第２の所定の角度Ｘ２°が正の角度であることを特徴とする、請求項１８に記載の圧縮機。
【請求項２０】
　第２の吸入口が前記第１の吸入口に隣接して配置され、第３の吸入口が前記第２の吸入口に隣接して配置され、第４の吸入口が前記第３の吸入口に隣接して配置され、第５の吸入口が前記第４の吸入口に隣接して配置され、第６の吸入口が前記第５の吸入口に隣接して配置され、前記所定の方向が時計回りであり、前記第１の所定の吸入口が前記第５の吸入口であり、前記第２の所定の吸入口が前記第６の吸入口であり、前記第１の所定の角度Ｘ１°が負の角度であり、前記第２の所定の角度Ｘ２°が負の角度であることを特徴とする、請求項１８に記載の圧縮機。
【請求項２１】
　前記第１の所定の角度Ｘ１°が約−１０°であり、前記第２の所定の角度Ｘ２°が約−１０°であることを特徴とする、請求項１８及び２０のいずれかに記載の圧縮機。
【請求項２２】
　第２の吸入口が前記第１の吸入口に隣接して配置され、第３の吸入口が前記第２の吸入口に隣接して配置され、第４の吸入口が前記第３の吸入口に隣接して配置され、第５の吸入口が前記第４の吸入口に隣接して配置され、第６の吸入口が前記第５の吸入口に隣接して配置され、第７の吸入口が前記第６の吸入口に隣接して配置され、前記所定の方向が時計回りであり、前記第１の所定の吸入口が前記第６の吸入口であり、前記第２の所定の吸入口が前記第７の吸入口であり、前記第１の所定の角度Ｘ１°が正の角度であり、前記第２の所定の角度Ｘ２°が正の角度であることを特徴とする、請求項１８に記載の圧縮機。
【請求項２３】
　前記第１の所定の角度Ｘ１°が約１０°であり、前記第２の所定の角度Ｘ２°が約１０°であることを特徴とする、請求項１９及び２２のいずれかに記載の圧縮機。
【請求項２４】
　第２の吸入口が前記第１の吸入口に隣接して配置され、第３の吸入口が前記第２の吸入口に隣接して配置され、第４の吸入口が前記第３の吸入口に隣接して配置され、第５の吸入口が前記第４の吸入口に隣接して配置され、第６の吸入口が前記第５の吸入口に隣接して配置され、第７の吸入口が前記第６の吸入口に隣接して配置され、前記所定の方向が時計回りであり、前記第１の所定の吸入口が前記第２の吸入口であり、前記第２の所定の吸入口が前記第７の吸入口であり、前記第１の所定の角度Ｘ１°が負の角度であり、前記第２の所定の角度Ｘ２°が正の角度であることを特徴とする、請求項１８に記載の圧縮機。
【請求項２５】
　前記第１の所定の角度Ｘ１°が約−１０°であり、前記第２の所定の角度Ｘ２°が約１０°であることを特徴とする、請求項２４に記載の圧縮機。
【請求項２６】
　前記第１の吸入口は、第３の角度だけ、第３の所定の吸入口から径方向にずれた位置にあり、前記第１の吸入口は、第４の角度だけ、第４の所定の吸入口から径方向にずれた位置にあり、前記第３の所定の吸入口は第３の直径（ｄ３）を有し、前記第４の所定の吸入口は第４の直径（ｄ４）を有し、前記第３の角度は｛［（３６０°／Ｎ）・（［Ｎ−１］−ｎ）］＋Ｘ３°｝に等しく、前記第４の角度は｛［（３６０°／Ｎ）・（［Ｎ−１］−ｎ）］＋Ｘ４°｝に等しく、ここで、Ｘ３°は、｛（ｓｉｎ−１［（Ｄ−ｄ３）／（２・Ｒ）］）・５７．３°／ラジアン｝以下でかつ−｛（ｓｉｎ−１［（Ｄ−ｄ３）／（２・Ｒ）］）・５７．３°／ラジアン｝以上であり、しかも０°に等しくない、第３の所定の角度であり、Ｘ４°は、｛（ｓｉｎ−１［（Ｄ−ｄ４）／（２・Ｒ）］）・５７．３°／ラジアン｝以下でかつ−｛（ｓｉｎ−１［（Ｄ−ｄ４）／（２・Ｒ）］）・５７．３°／ラジアン｝以上であり、しかも０°に等しくない、第４の所定の角度であることを特徴とする、請求項１８に記載の圧縮機。
【請求項２７】
第２の吸入口が前記第１の吸入口に隣接して配置され、第３の吸入口が前記第２の吸入口に隣接して配置され、第４の吸入口が前記第３の吸入口に隣接して配置され、第５の吸入口が前記第４の吸入口に隣接して配置され、第６の吸入口が前記第５の吸入口に隣接して配置され、第７の吸入口が前記第６の吸入口に隣接して配置され、前記所定の方向が時計回りであり、前記第１の所定の吸入口が前記第２の吸入口であり、前記第２の所定の吸入口が前記第４の吸入口であり、前記第３の所定の吸入口が前記第５の吸入口であり、前記第４の所定の吸入口が前記第７の吸入口であり、前記第１の所定の角度Ｘ１°が負の角度であり、前記第２の所定の角度Ｘ２°が正の角度であり、前記第３の所定の角度Ｘ３°が負の角度であり、前記第４の所定の角度Ｘ４°が正の角度であることを特徴とする、請求項２６に記載の圧縮機。
【請求項２８】
　前記第１の所定の角度Ｘ１°が約−１０°であり、前記第２の所定の角度Ｘ２°が約１０°であり、前記第３の所定の角度Ｘ３°が約−１０°であり、前記第４の所定の角度Ｘ４°が約１０°であることを特徴とする、請求項２７に記載の圧縮機。
【請求項２９】
　前記第１の吸入口は、第５の角度だけ、第５の所定の吸入口から径方向にずれた位置にあり、前記第１の吸入口は、第６の角度だけ、第６の所定の吸入口から径方向にずれた位置にあり、前記第５の所定の吸入口は第５の直径（ｄ５）を有し、前記第６の所定の吸入口は第６の直径（ｄ６）を有し、前記第５の角度は｛［（３６０°／Ｎ）・（［Ｎ−１］−ｎ）］＋Ｘ５°｝に等しく、前記第６の角度は｛［（３６０°／Ｎ）・（［Ｎ−１］−ｎ）］＋Ｘ６°｝に等しく、ここで、Ｘ５°は、｛（ｓｉｎ−１［（Ｄ−ｄ５）／（２・Ｒ）］）・５７．３°／ラジアン｝以下でかつ−｛（ｓｉｎ−１［（Ｄ−ｄ５）／（２・Ｒ）］）・５７．３°／ラジアン｝以上であり、しかも０°に等しくない、第５の所定の角度であり、Ｘ６°は、｛（ｓｉｎ−１［（Ｄ−ｄ６）／（２・Ｒ）］）・５７．３°／ラジアン｝以下でかつ−｛（ｓｉｎ−１［（Ｄ−ｄ６）／（２・Ｒ）］）・５７．３°／ラジアン｝以上であり、しかも０°に等しくない、第６の所定の角度であることを特徴とする、請求項２７に記載の圧縮機。
【請求項３０】
　前記第５の所定の吸入口が前記第３の吸入口であり、前記第６の所定の吸入口が前記第６の吸入口であり、前記第５の所定の角度Ｘ５°が正の角度であり、前記第６の所定の角度Ｘ６°が負の角度であることを特徴とする、請求項２９に記載の圧縮機。
【請求項３１】
　前記第１の所定の角度Ｘ１°が約−１０°であり、前記第２の所定の角度Ｘ２°が約１０°であり、前記第３の所定の角度Ｘ３°が約−１０°であり、前記第４の所定の角度Ｘ４°が約１０°であり、前記第５の所定の角度Ｘ５°が約１０°であり、前記第６の所定の角度Ｘ６°が約−１０°であることを特徴とする、請求項３０に記載の圧縮機。
【請求項３２】
　前記吸気流入路が約６ｍｍから約１４ｍｍの範囲の直径を有することを特徴とする、請求項１に記載の圧縮機。
【請求項３３】
　前記吸入室の半径が可変であり、前記吸入室の平均半径が約４６ｍｍから約５４ｍｍの範囲であることを特徴とする、請求項３２に記載の圧縮機。
【請求項３４】
　吸気流入路を有し吸入室内の複数のシリンダを連結した吸入マニホルドであって、
　半径（Ｒ）をもつ円弧上に中心を有しかつ互いに所定の間隔をおいて配置された直径（Ｄ）の複数のシリンダボアと、複数の吸入口が貫通形成された弁板とを備えており、
　第１の吸入口の中心は、第１の角度だけ、所定の吸入口の中心から所定の方向において径方向にずれた位置にあり、前記所定の吸入口は直径（ｄ）を有し、前記第１の角度は｛［（３６０°／Ｎ）・（［Ｎ−１］−ｎ）］＋Ｘ°｝に等しく、ここで、Ｎは、吸入口の全数であり、ｎは、前記所定の方向とは逆の方向において前記第１の吸入口と前記所定の吸入口の間に配置された吸入口の数であり、Ｘ°は、｛（ｓｉｎ−１［（Ｄ−ｄ）／（２・Ｒ）］）・５７．３°／ラジアン｝以下でかつ−｛（ｓｉｎ−１［（Ｄ−ｄ）／（２・Ｒ）］）・５７．３°／ラジアン｝以上であり、しかも０°に等しくない、所定の角度であることを特徴とする吸入マニホルド。
【請求項３５】
　前記所定の方向が時計回りであることを特徴とする、請求項３４に記載のマニホルド。
【請求項３６】
　前記所定の方向が反時計回りであることを特徴とする、請求項３４に記載のマニホルド。
【請求項３７】
　前記所定の角度Ｘ°が正の角度であることを特徴とする、請求項３５及び３６のいずれかに記載のマニホルド。
【請求項３８】
　前記所定の角度Ｘ°が負の角度であることを特徴とする、請求項３５及び３６のいずれかに記載のマニホルド。
【請求項３９】
　前記所定の角度Ｘ°が約１０°であることを特徴とする、請求項３７に記載のマニホルド。
【請求項４０】
　前記所定の角度Ｘ°が約−１０°であることを特徴とする、請求項３８に記載のマニホルド。
【請求項４１】
　前記吸気流入路が約６ｍｍより大きく約１４ｍｍより小さい直径を有することを特徴とする、請求項３４に記載のマニホルド。
【請求項４２】
　前記吸気流入路が約１４ｍｍの直径を有することを特徴とする、請求項４１に記載のマニホルド。
【請求項４３】
　前記吸入室の半径が可変であり、前記吸入室の平均半径が約４６ｍｍより大きく約５４ｍｍより小さいことを特徴とする、請求項４１に記載のマニホルド。
【請求項４４】
　前記吸入室の平均半径が約４８ｍｍであることを特徴とする、請求項４３に記載のマニホルド。
【請求項４５】
　第１の吸入口、これに隣接配置された第２の吸入口、及びこれに隣接配置された第３の吸入口を有する複数の吸入口が貫通形成された弁板と、複数のシリンダシリンダボアと、略円環形状を有し前記吸入口を介して前記シリンダボアの各々に流体連通できるように構成された吸入室と、流体を前記吸入室へ導入する吸気流入路とを備えた多気筒型圧縮機において、
　前記第２の吸入口が、第１の角度だけ、前記第１の吸入口から径方向にずれた位置にあり、前記第３の吸入口は、第２の角度だけ、前記第２の吸入口から径方向にずれた位置にあり、前記第１の角度が前記第２の角度より大きいか又は小さいことを特徴とする多気筒型圧縮機。
【請求項４６】
　吐出室を更に備え、前記弁板は、貫通形成された複数のシリンダ吐出口をさらに有し、前記吐出室は、前記吐出口を介して前記シリンダボアの各々に流体連通できるように構成され、前記吸入室は前記吐出室の周囲に延在することを特徴とする、請求項４５に記載の圧縮機。
【請求項４７】
　前記第２の角度が前記第１の角度より大きいことを特徴とする、請求項４５に記載の圧縮機。
【請求項４８】
　前記第２の角度が前記第１の角度より大きい約１０°から約３０°の間であることを特徴とする、請求項４７に記載の圧縮機。
【請求項４９】
　前記第２の角度が前記第１の角度より大きい約３０°であることを特徴とする、請求項４８に記載の圧縮機。
【請求項５０】
　前記第２の角度が前記第１の角度より大きい約２０°であることを特徴とする、請求項４８に記載の圧縮機。
【請求項５１】
　前記第１の角度が前記第２の角度より大きいことを特徴とする、請求項４５に記載の圧縮機。
【請求項５２】
　前記第１の角度が前記第２の角度より大きい約１０°から約３０°の間であることを特徴とする、請求項５１に記載の圧縮機。
【請求項５３】
　前記第１の角度が前記第２の角度より大きい約３０°であることを特徴とする、請求項５２に記載の圧縮機。
【請求項５４】
　前記第１の角度が前記第２の角度より大きい約２０°であることを特徴とする、請求項５２に記載の圧縮機。
【請求項５５】
　前記吸気流入路が約６ｍｍより大きく約１４ｍｍより小さい直径を有することを特徴とする、請求項４５に記載の圧縮機。
【請求項５６】
　前記吸入室の半径が可変であり、前記吸入室の平均半径が約４６ｍｍより大きく約５４ｍｍより小さいことを特徴とする、請求項５５に記載の圧縮機。
【請求項５７】
　複数の吸入口が貫通形成された弁板を備えた弁板アセンブリにおいて、
　第１の吸入口は第２の吸入口に隣接して配置され、前記第２の吸入口は第３の吸入口に隣接して配置され、さらに、前記第２の吸入口は、第１の角度だけ、前記第１の吸入口から径方向にずれた位置にあり、前記第３の吸入口は、第２の角度だけ、前記第２の吸入口から径方向にずれた位置にあり、ここで、第１の角度は、第２の角度より大きいかまたは小さいことを特徴とする弁板アセンブリ。
【請求項５８】
　前記第２の角度が第１の角度より大きいことを特徴とする、請求項５７に記載の弁板アセンブリ。
【請求項５９】
　前記第２の角度が前記第１の角度より大きい約１０°から約３０°の間であることを特徴とする、請求項５８に記載の弁板アセンブリ。
【請求項６０】
　前記第２の角度が前記第１の角度より大きい約３０°であることを特徴とする、請求項５９に記載の弁板アセンブリ。
【請求項６１】
　前記第２の角度が前記第１の角度より大きい約２０°であることを特徴とする、請求項５９に記載の弁板アセンブリ。
【請求項６２】
　前記第１の角度が前記第２の角度より大きいことを特徴とする、請求項５７に記載の弁板アセンブリ。
【請求項６３】
　前記第１の角度が前記第２の角度より大きい約１０°から約３０°の間であることを特徴とする、請求項６２に記載の弁板アセンブリ。
【請求項６４】
　前記第１の角度が前記第２の角度より大きい約３０°であることを特徴とする、請求項６３に記載の弁板アセンブリ。
【請求項６５】
　前記第１の角度が前記第２の角度より大きい約２０°であることを特徴とする、請求項６３に記載の弁板アセンブリ。
【請求項６６】
約６ｍｍよりも大きく約１４ｍｍよりも小さい直径を有する吸気流入路が形成されたリアハウジングと、複数のシリンダボアと、略円環形状を有し前記吸入口を介して前記シリンダボアの各々に流体連通できるように構成された吸入室とを備えている多気筒型圧縮機において、
　前記吸入室の半径が可変であり、前記吸入室の平均半径が約４６ｍｍより大きく約５４ｍｍより小さいことを特徴とする多気筒型圧縮機。
【請求項６７】
　前記吸気流入路の直径が約６ｍｍで、前記吸入室の平均半径が約４８ｍｍであることを特徴とする、請求項６６に記載の圧縮機。
【請求項６８】
　前記吸気流入路の直径が約８ｍｍで、前記吸入室の平均半径が約４８ｍｍであることを特徴とする、請求項６６に記載の圧縮機。
【請求項６９】
　前記吸気流入路の直径が約１０ｍｍで、前記吸入室の平均半径が約４８ｍｍであることを特徴とする、請求項６６に記載の圧縮機。
【請求項７０】
　前記吸気流入路の直径が約１２ｍｍで、前記吸入室の平均半径が約４８ｍｍであることを特徴とする、請求項６６に記載の圧縮機。
【請求項７１】
　前記吸気流入路の直径が約１４ｍｍで、前記吸入室の平均半径が約４８ｍｍであることを特徴とする、請求項６６に記載の圧縮機。
【請求項７２】
　前記吸気流入路の直径が約１４ｍｍで、前記吸入室の平均半径が約４６ｍｍであることを特徴とする、請求項６６に記載の圧縮機。
【請求項７３】
　前記吸気流入路の直径が約１４ｍｍで、前記吸入室の平均半径が約５０ｍｍであることを特徴とする、請求項６６に記載の圧縮機。
【請求項７４】
　前記吸気流入路の直径が約１４ｍｍで、前記吸入室の平均半径が約５２ｍｍであることを特徴とする、請求項６６に記載の圧縮機。
【請求項７５】
　前記吸気流入路の直径が約１４ｍｍで、前記吸入室の平均半径が約５４ｍｍであることを特徴とする、請求項６６に記載の圧縮機。
【請求項７６】
　前記吸気流入路の直径が約１２ｍｍで、前記吸入室の平均半径が約４６ｍｍであることを特徴とする、請求項６６に記載の圧縮機。
【請求項７７】
　複数の吸入口が貫通形成された弁板と、複数のシリンダボアと、略円環形状を有し前記吸入口を介して前記シリンダボアの各々に流体連通できるように構成された吸入室とを備え、前記吸入室の半径が可変であり、吸気流入路が前記吸入室に接続されている多気筒型圧縮機の設計方法が、
　前記圧縮機の作動速度を選択するステップと、
　前記吸入室の奥行を選択するステップと、
　前記吸入室の幅を選択するステップと、
　前記吸入室の第１の平均半径を選択するステップと、
　前記吸気流入路の第１の直径を選択するステップと、
　前記吸入室内の流体の質量流量の周波数応答を決定するステップと、
　その後前記吸入室内の流体の質量流量の周波数応答を用いて前記吸入室内の第１の動的圧力応答を決定するステップと
を有することを特徴とする多気筒型圧縮機の設計方法。
【請求項７８】
　前記吸入室の前記第１の平均半径を第２の平均半径に変更するステップと、
　前記吸入室内の流体の質量流量の周波数応答を用いて前記吸入室内の第２の動的圧力応答を決定するステップと
を更に有することを特徴とする、請求項７７に記載の方法。
【請求項７９】
　前記吸気流入路の前記第１の直径を第２の直径に変更するステップと、
　前記吸入室内の流体の質量流量の周波数応答を用いて前記吸入室内の第２の動的圧力応答を決定するステップと
を更に有することを特徴とする、請求項７７に記載の方法。
【請求項８０】
　前記吸入室の前記第１の平均半径を第２の平均半径に変更するステップと、
　前記吸入室内の流体の質量流量の周波数応答を用いて前記吸入室内の第３の動的圧力応答を決定するステップと
を更に有することを特徴とする、請求項７９に記載の方法。
【請求項８１】
　前記吸入室の平均半径を選択するステップ、ここで前記選択された平均半径は前記第１の平均半径か前記第２の平均半径のどちらかである、と、
　前記吸気流入路の直径を選択するステップ、ここで前記選択された直径は前記第１の直径か前記第２の直径のどちらかであり、前記平均半径と前記直径は前記第１の動的圧力応答、前記第２の動的圧力応答、及び前記第３の動的圧力応答に基づいている、と
を更に有することを特徴とする、請求項８０に記載の方法。
【請求項８２】
　前記選択された直径は約６ｍｍより大きく約１４ｍｍより小さく、前記選択された平均半径は約４６ｍｍより大きく約５４ｍｍより小さいことを特徴とする、請求項８１に記載の方法。
【請求項８３】
　前記所定の作動速度は毎分約１０００回転であり、前記所定の幅は約１２ｍｍであり、前記所定の奥行きは約２８ｍｍであることを特徴とする、請求項８２に記載の方法。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
　本発明は、車両用空調システムに用いられる多気筒型圧縮機に関し、特に、弁板に貫通形成された複数の吸入口を有し、これらの吸入口を互いに間隔を置いて設けることにより、圧縮機から生じる騒音（異音）あるいは振動又はその両方を低減するようにした多気筒型圧縮機に関する。
【背景技術】
【０００２】
　図１を参照して、車両用空調システム（図示せず）に用いられる従来の斜板式多気筒型圧縮機１を説明する。圧縮機１は、フロントハウジング１７と、シリンダブロック１６と、リアハウジング１８と、駆動シャフト１０とを含んでいる。フロントハウジング１７と、シリンダブロック１６と、リアハウジング１８は、複数のボルト１５によって互いに固定可能に取り付けられる。駆動シャフト１０は、フロントハウジング１７の中心及びシリンダブロック１６の中心を貫通している。駆動シャフト１０は、また、フロントハウジング１７及びシリンダブロック１６にそれぞれ設けられた１対の軸受１１及び１２を介して、フロントハウジング１７及びシリンダブロック１６に回転可能に支持されている。複数のシリンダボア１６ａがシリンダブロック１６の内部に形成され、これらのシリンダボア１６ａは、駆動シャフト１０の回転軸２０の周りに等角度間隔で配置されている。更に、各シリンダボア１６ａの内部には、ピストン２５が摺動可能に配置され、駆動シャフト１０の軸２０に平行な軸上で往復するように構成されている。
【０００３】
　圧縮機１はさらに、ロータ２１と、クランク室３０と、斜板１３とを含んでいる。詳細には、ロータ２１は、駆動シャフト１０とロータ２１が一緒に回転するように、駆動シャフト１０に固定されている。クランク室３０は、フロントハウジング１７及びシリンダブロック１６の間に形成され、斜板１３は、クランク室３０の内部に配置される。斜板１３は、斜板１３と各ピストン２５の間に配置された１対のシュー１４を介して、各ピストン２５に摺動可能に接続される。斜板１３は、斜板１３の中心部に斜板１３を貫通形成された貫通孔１３ｃを有し、駆動シャフト１０は、貫通孔１３ｃを通って延在する。ロータ２１は、１対のロータアーム２１ａと、１対のロータアーム２１ａをそれぞれ貫通形成された１対の長円形孔２１ｂを有する。斜板１３は更に、１対の斜板アーム１３ａと、１対の斜板アーム１３ａからそれぞれ延在する１対のピン１３ｂを有する。ヒンジ機構１９は、ロータアーム２１ａと、斜板アーム１３ａと、長円形孔２１ｂと、ピン１３ｂとを含み、ロータ２１は、ヒンジ機構１９により斜板１３に接続される。詳細には、ピン１３ｂの一方が、長円形孔２１ｂの一方に挿入されその内壁に摺動可能に係合し、ピン１３ｂの他方は、長円形孔２１ｂの他方に挿入されその内壁に摺動可能に係合する。さらに、各ピン１３ｂは、対応する長円形孔２１ｂ内で摺動可能に配置されているため、斜板１３の傾斜角は駆動シャフト１０に対して可変であり、圧縮機１の流体排出量も可変となる。
【０００４】
　圧縮機１は更に、駆動シャフト１０の軸２０に直交する垂直中心軸１１０を有する弁板４０と、吐出室７０と、吸入室８０と、吸気流入路６０とを有する。吸入室８０は、吐出室７０の周囲に延在する。さらに、弁板４０には、複数のシリンダ吸入口９０と複数の吐出口１０１とが、弁板４０を貫通して設けられている。詳細には、図２を参照すると、各吸入口９０は中心部９５を有し、中心部９５は、半径（Ｒ）を有する円弧上に等角度間隔に配置されている、即ち、隣接する吸入口９０の間に形成される角度θａ’〜θｇ’は、３６０°／Ｎに等しく、ここで、Ｎは弁板４０を貫通形成された吸入口９０の数である。例えば、図１を再び参照すると、圧縮機１が３気筒型圧縮機の場合、１２０°（３６０°／３）の角度が隣接する吸入口９０の間に形成され、圧縮機１が５気筒型圧縮機の場合、７２°（３６０°／５）の角度が隣接する吸入口９０の間に形成される。同様に、圧縮機１が７気筒型圧縮機の場合、約５１．４°（３６０°／７）の角度が隣接する吸入口９０の間に形成される。
【０００５】
　圧縮機１は、電磁クラッチ（図示せず）をさらに含んでいてもよい。電磁クラッチが起動されると、外部駆動源（図示せず）からの駆動力が駆動シャフト１０に伝達され、これにより駆動シャフト１０と、ロータ２１と、斜板１３が駆動シャフト１０の軸２０を中心として回転する。更に、斜板１３は、揺動運動において前後に移動し、駆動シャフト１０の軸２０に平行な方向における動きのみが斜板１３からピストン２５に伝達される。これにより、各ピストン２５は、対応するシリンダボア１６ａの内部で往復する。動作中に、流体、例えば冷媒、が吸気流入路６０を介して吸入室８０に導入される。ピストン２５の吸入行程の間、流体は、対応する吸入口９０を通じて、対応する圧縮室５０に流入する。圧縮室５０は、対応するピストン２５の頂部と、対応するシリンダボア１６ａの壁と、弁板４０により形成される。次いで、流体は、圧縮行程の間に、ピストン２５により圧縮され、圧縮された流体は、吐出口１０１を介して吐出室７０に流入する。
【０００６】
　圧縮機１の動作中に、ピストン２５の往復運動により吸入室８０内の動的圧力脈動が発生し、ピストン２５の吸入行程の間に、動的圧力脈動が圧縮室５０に伝わる。このような動的圧力脈動は、圧縮機１の性能を低下させ、さらに、圧縮機１内の騒音あるいは振動又はその両方を増加させる。動的圧力脈動は、吸入弁を開くタイミングあるいは閉じるタイミング又はその両方に影響することがある。これらの騒音あるいは振動又はその両方を低減することを企図して、従来の多気筒型圧縮機の設計方法は、吸入室８０内の質量流量、即ち、単位時間に吸入室８０へ送られる流体の質量、を運動学的に決定するステップを含む。さらに、吸入室８０内の動的圧力脈動を決定するための既知の関係に基づき、上記方法は、吸入室８０の奥行１２０を増大させるステップ及び吸入室８０の幅１３０を増大するステップをさらに含む。ここで、吸入室８０の断面積は奥行１２０×幅１３０に等しい。上記既知の関係に基づき、上記方法は、吸入室８０の平均半径を増大させるステップをさらに含む。ここで、吸入室８０は、吐出室７０の中心から測定される半径が可変である。詳細には、吸入室８０の奥行１２０と、幅１３０と、平均半径は、上記既知の関係の逆係数である。そこで、運動学的質量流量を上記関係の係数とすると、吸入室８０の奥行１２０と、幅１３０と、平均半径のうちのいずれかを増大させることは、吸入室８０内の動的圧力脈動を理論上低減させる。
【０００７】
　よって、従来技術の上記及びその他の欠点を克服した多気筒型圧縮機の必要性が生じている。
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００８】
　本発明の技術的な課題は、吸入口を互いに間隔を置いて設けることにより、圧縮機から生じる騒音あるいは振動又はその両方を低減することである。
【０００９】
　本発明の別の技術的な課題は、吸入室の平均半径及び吸気流入路の直径を選択することにより、圧縮機から生じる騒音あるいは振動又はその両方を低減することである。
【００１０】
　本発明の技術的な課題の詳細は、吸入室の平均半径及び吸気流入路の直径を、吸入室内の質量流量の各周波数成分が、吸入室の少なくとも１つの共振周波数の所定の範囲内、例えば２５Ｈｚ、にならないように選択することにある。
【課題を解決するための手段】
【００１１】
　本発明の一態様において、多気筒型圧縮機を説明する。この圧縮機は、複数の吸入口が貫通形成された弁板と、半径（Ｒ）をもつ円弧上に中心を有する複数のシリンダボアとを有している。シリンダボアは、互いに所定の間隔に配置され、直径（Ｄ）を有する。圧縮機は、さらに、略円環形状を有し吸入口を介して各シリンダボアに流体連通できるように構成された吸入室を備えている。さらに、第１の吸入口の中心は、第１の角度だけ、所定の吸入口の中心から所定の方向において径方向にずれた位置にある。上記所定の吸入口は直径（ｄ）を有し、上記第１の角度は｛［（３６０°／Ｎ）・（［Ｎ−１］−ｎ）］＋Ｘ°｝に等しい。ここで、Ｎは、吸入口の全数であり、ｎは、上記所定の方向とは逆の方向において上記第１の吸入口と上記所定の吸入口の間に配置された吸入口の数であり、Ｘ°は、｛（ｓｉｎ−１［（Ｄ−ｄ）／２・Ｒ］）・５７．３°／ラジアン｝以下でかつ−｛（ｓｉｎ−１［（Ｄ−ｄ）／２・Ｒ］・５７．３°／ラジアン）以上であり、しかも０°に等しくない、所定の角度である。すなわち、ラジアンを、（６３０／１１）°／ラジアン、即ち約５７．３°／ラジアン、に等しい換算率を用いて、度に変換することができる。
【００１２】
　本発明の別の態様において、吸入室内の複数のシリンダを連結した吸入マニホルドを説明する。この吸入マニホルドは、半径（Ｒ）をもつ円弧上に中心を有する複数のシリンダボアを備えている。シリンダボアは、互いに所定の間隔に配置され、直径（Ｄ）を有する。吸入マニホルドは、複数の吸入口が貫通形成された弁板をさらに有する。さらに、第１の吸入口の中心は、第１の角度だけ、所定の吸入口の中心から所定の方向において径方向にずれた位置にある。上記所定の吸入口は直径（ｄ）を有し、上記第１の角度は｛［（３６０°／Ｎ）・（［Ｎ−１］−ｎ）］＋Ｘ°｝に等しい。ここで、Ｎは、吸入口の全数であり、ｎは、上記所定の方向とは逆の方向において上記第１の吸入口と上記所定の吸入口の間に配置された吸入口の数であり、Ｘ°は、｛（ｓｉｎ−１［（Ｄ−ｄ）／２・Ｒ］・５７．３°／ラジアン）以下でかつ−｛（ｓｉｎ−１［（Ｄ−ｄ）／２・Ｒ］・５７．３°／ラジアン）以上であり、しかも０°に等しくない、所定の角度である。
【００１３】
　本発明の更に別の態様において、多気筒型圧縮機を説明する。この圧縮機は、複数の吸入口が貫通形成された弁板を備え、第１の吸入口は第２の吸入口に隣接して配置され、第２の吸入口は第３の吸入口に隣接して配置される。圧縮機は、さらに、複数のシリンダボアと、略円環形状を有し吸入口を介して各シリンダボアに流体連通できるように構成された吸入室を備えている。さらに、第２の吸入口は、第１の角度だけ、第１の吸入口から径方向にずれた位置にあり、第３の吸入口は、第２の角度だけ、第２の吸入口からラジアルオフセットされた位置にある。ここで、第１の角度は、第２の角度より大きいかまたは小さく、等しくはない。
【００１４】
　本発明の更に別の態様において、弁板アセンブリを説明する。この弁板アセンブリは、複数の吸入口が貫通形成された弁板を備えている。第１の吸入口は第２の吸入口に隣接して配置され、第２の吸入口は第３の吸入口に隣接して配置される。さらに、第２の吸入口は、第１の角度だけ、第１の吸入口から径方向にずれた位置にあり、第３の吸入口は、第２の角度だけ、第２の吸入口からラジアルオフセットされた位置にある。ここで、第１の角度は、第２の角度より大きいかまたは小さい。
【００１５】
　本発明の更に別の態様において、多気筒型圧縮機の設計方法を説明する。この圧縮機は、複数の吸入口が貫通形成された弁板と、複数のシリンダボアとを備えている。圧縮機は、さらに、略円環形状を有し吸入口を介して各シリンダボアに流体連通できるように構成された吸入室を備え、吸入室の半径は可変である。圧縮機は更に、吸入室に接続された吸気流入路を備えている。上記方法は、圧縮機の作動速度を選択するステップと、吸入室の奥行を選択するステップと、吸入室の幅を選択するステップと、吸入室の第１の平均半径を選択するステップとを有する。この方法は、さらに、吸気流入路の第１の直径を選択するステップと、吸入室内の質量流量の周波数応答を決定するステップとを有する。さらに、この方法は、吸入室内の第１の動的圧力応答を決定するステップを有する。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１６】
　図３〜図１２(ｂ)を参照して、本発明の好ましい実施態様とその利点を説明する。これらの図面において、同様の部分には同様の参照番号を用いている。
【００１７】
　図３を参照して、本発明の１実施態様における車両用空調システム（図示せず）に用いられる斜板式多気筒型圧縮機１００を説明する。ここで、本発明を斜板式圧縮機に関して説明するが、揺動板式圧縮機及びその他同様な多気筒型圧縮機にも本発明を応用できることが、当業者には理解されるであろう。圧縮機１００は、フロントハウジング１７と、シリンダブロック１６と、リアハウジング１８と、駆動シャフト１０とを含んでいる。フロントハウジング１７と、シリンダブロック１６と、リアハウジング１８は、複数のボルト１５によって互いに固定可能に取り付けられる。駆動シャフト１０は、フロントハウジング１７の中心及びシリンダブロック１６の中心を貫通している。駆動シャフト１０は、また、フロントハウジング１７及びシリンダブロック１６にそれぞれ設けられた１対の軸受１１及び１２を介して、フロントハウジング１７及びシリンダブロック１６に回転可能に支持されている。複数のシリンダボア１６ａ、例えば７気筒型圧縮機ではシリンダボア１６ａ１〜１６ａ７、がシリンダブロック１６の内部に形成され、これらのシリンダボア１６ａは、駆動シャフト１０の回転軸２０の周りに所定の間隔で即ち実質的に等角度間隔で配置されているものとする。図５に示されるように、シリンダボア１６ａは直径（Ｄ）を有する。更に、各シリンダボア１６ａの内部には、ピストン２５が摺動可能に配置され、駆動シャフト１０の軸２０に平行な軸上で往復するように構成されている。
【００１８】
　圧縮機１００はさらに、ロータ２１と、クランク室３０と、斜板１３とを含んでいる。詳細には、ロータ２１は、駆動シャフト１０とロータ２１が一緒に回転するように、駆動シャフト１０に固定されている。クランク室３０は、フロントハウジング１７及びシリンダブロック１６の間に形成され、斜板１３は、クランク室３０の内部に配置される。斜板１３は、斜板１３と各ピストン２５の間に配置された１対のシュー１４を介して、各ピストン２５に摺動可能に接続される。斜板１３は、斜板１３の中心部に斜板１３を貫通形成された貫通孔１３ｃを有し、駆動シャフト１０は、貫通孔１３ｃを通って延在する。ロータ２１は、１対のロータアーム２１ａと、１対のロータアーム２１ａをそれぞれ貫通形成された１対の長円形孔２１ｂを有する。斜板１３は更に、１対の斜板アーム１３ａと、１対の斜板アーム１３ａからそれぞれ延在する少なくとも１つのピン１３ｂを有する。ヒンジ機構１９は、ロータアーム２１ａと、斜板アーム１３ａと、長円形孔２１ｂと、ピン１３ｂとを含み、ロータ２１は、ヒンジ機構１９により斜板１３に接続される。さらに、斜板１３の傾斜角は駆動シャフト１０に対して可変であり、したがって圧縮機１００の流体排出量も可変となる。
【００１９】
　圧縮機１００は、垂直中心軸１１０を有する弁板４０と、吐出室７０と、吸入室８０と、吸気流入路６０とを有している。吸入室８０は、略円環形状を有し、吐出室７０の周囲に延在する。１実施態様では、吸入室８０の半径は、可変であり、吸入室８０の平均半径（ｒ）は、約４６ｍｍから約５４ｍｍの間である。また、吸気流入路６０は、約６ｍｍから約１４ｍｍの間の直径（Ｄｉ）を有している。さらに、弁板４０には、複数の吸入口９００、例えば７気筒型圧縮機では吸入口９００ａ〜９００ｇと、複数の吐出口１０１とが、弁板４０を貫通して設けられている。図５に示されるように、吸入口９００は直径（ｄ）を有している。圧縮機１００は、電磁クラッチ（図示せず）をさらに含んでいてもよい。電磁クラッチが起動されると、外部駆動源（図示せず）からの駆動力が駆動シャフト１０に伝達され、これにより駆動シャフト１０と、ロータ２１と、斜板１３が駆動シャフト１０の軸２０を中心として回転する。更に、斜板１３は、揺動運動において前後に移動し、駆動シャフト１０の軸２０に平行な方向における動きのみが斜板１３からピストン２５に伝達される。これにより、各ピストン２５は、対応するシリンダボア１６ａの内部で往復する。動作中に、流体、例えば冷媒、が吸気流入路６０を介して吸入室８０に導入される。ピストン２５の吸入行程の間、流体は、対応する吸入口９００を通じて、対応する圧縮室５０に流入する。圧縮室５０は、対応するピストン２５の頂部と、対応するシリンダボア１６ａの壁と、弁板４０により形成される。次いで、流体は、圧縮行程の間に、ピストン２５により圧縮され、圧縮された流体は、吐出口１０１を介して吐出室７０に流入する。
【００２０】
　図４(a)を参照して、本発明の実施態様による斜板式多気筒型圧縮機における複数の吸入口９００の配置の概要を説明する。なお、以下の説明ではこれらの吸入口９００をシリンダ吸入口９００ａ〜９００ｇと呼ぶこともある。
【００２１】
　半径（Ｒ）をもつ円弧上に中心を有しかつ互いに所定の間隔（ここでは実質的に等間隔）をおいて配置された直径（Ｄ）の７つのシリンダボア１６ａ１〜１６ａ７に７つのシリンダ吸入口９００ａ〜９００ｇが一対一で対応している。ここで、一つのシリンダ吸入口９００ａを所定の吸入口と呼び、その隣のシリンダ吸入口９００ｂを第１の吸入口と呼ぶ。第１の吸入口９００ｂの中心９５０ｂは、第１の角度だけ、所定の吸入口９００ａの中心９５０ａから所定の方向Ａ１において径方向にずれた位置にある。
【００２２】
　第１の角度は｛［（３６０°／Ｎ）・（［Ｎ−１］−ｎ）］＋Ｘ°｝で表される。ここで、Ｎは、吸入口の全数であって具体的には７であり、ｎは、所定の方向Ａ１とは逆の方向Ａ２において所定の吸入口９００ａから第１の吸入口９００ｂまでの間に配置された吸入口９００ｇ、９００ｆ、９００ｅ、９００ｄ、９００ｃの数であって具体的には５であり、Ｘ°は、｛（ｓｉｎ−１［（Ｄ−ｄ）／２・Ｒ］）・５７．３°／ラジアン｝以下でかつ−｛（ｓｉｎ−１［（Ｄ−ｄ）／２・Ｒ］・５７．３°／ラジアン）以上であり、しかも０°に等しくない、所定の角度である。
【００２３】
　図４(b)を参照して、本発明の実施態様における吸入口９００を具体的に説明する。この実施態様における吸入口９００は、７気筒型圧縮機に関して説明されるが、どんな多気筒型圧縮機にもこの実施態様の吸入口９００を応用できること、並びに、吸入口９００の数はシリンダボア１６ａの数に対応することが、当業者には理解されるであろう。この実施態様において、圧縮機１００は、半径（Ｒ）を有する円弧上に中心を有するシリンダボア１６ａ１〜１６ａ７と、中心部９５０ａ〜９５０ｇをそれぞれ有する吸入口９００ａ〜９００ｇとを有している。詳細には、吸入口９００ａが吸入口９００ｂに隣接して配置され、吸入口９００ｂが吸入口９００ｃに隣接して配置され、吸入口９００ｃが吸入口９００ｄに隣接して配置され、吸入口９００ｄが吸入口９００ｅに隣接して配置され、吸入口９００ｅが吸入口９００ｆに隣接して配置され、吸入口９００ｆが吸入口９００ｇに隣接して配置され、吸入口９００ｇが吸入口９００ａに隣接して配置されている。また、所定の方向、例えば時計回り方向において、吸入口９００ａの中心部９５０ａと吸入口９００ｂ〜９００ｇの中心部９５０ｂ〜９５０ｇの各々の間に、角度θｘが形成される。例えば、７気筒型圧縮機では、θｘは、角度θ１、角度θ２、角度θ３、角度θ４、角度θ５、角度θ６である。すなわち、角度θ１は吸入口９００ｂに関連して、即ち吸入口９００ａの中心部９５０ａと吸入口９００ｂの中心部９５０ｂの間に形成され、角度θ２は吸入口９００ｃに関連して、即ち中心部９５０ａと吸入口９００ｃの中心部９５０ｃの間に形成され、角度θ３は吸入口９００ｄに関連して、即ち中心部９５０ａと吸入口９００ｄの中心部９５０ｄの間に形成されている。同様に、角度θ４は吸入口９００ｅに関連して、即ち中心部９５０ａと吸入口９００ｅの中心部９５０ｅの間に形成され、角度θ５は吸入口９００ｆに関連して、即ち中心部９５０ａと吸入口９００ｆの中心部９５０ｆの間に形成され、そして角度θ６は吸入口９００ｇとに関連して、即ち中心部９５０ａと吸入口９００ｇの中心部９５０ｇの間に形成されている。
【００２４】
　この実施態様において、角度θｘは、｛［（３６０°／Ｎ）・（［Ｎ−１］−ｎ）］＋ＸＸ°｝に等しい。ここで、Ｎは、弁板４０を貫通形成された吸入口９００、例えば７つの吸入口９００、の数であり、ｎは、所定の方向とは逆の方向、例えば反時計回り方向、において角度θｘに関連する特定の吸入口９００ａ〜９００ｇと所定の吸入口９００ａとの間に配置された吸入口９００の数であり、ＸＸ°は、所定の角度、例えば所定の角度Ｘ１°〜Ｘ６°である。例えば、θ１は｛［（３６０°／Ｎ）・（［Ｎ−１］−ｎ）］＋Ｘ１°｝に等しく、θ２は｛［（３６０°／Ｎ）・（［Ｎ−１］−ｎ）］＋Ｘ２°｝に等しく、θ３は｛［（３６０°／Ｎ）・（［Ｎ−１］−ｎ）］＋Ｘ３°｝に等しく、θ４は｛［（３６０°／Ｎ）・（［Ｎ−１］−ｎ）］＋Ｘ４°｝に等しく、θ５は｛［（３６０°／Ｎ）・（［Ｎ−１］−ｎ）］＋Ｘ５°｝に等しく、θ６は｛［（３６０°／Ｎ）・（［Ｎ−１］−ｎ）］＋Ｘ６°｝に等しい。所定の角度Ｘ１°〜Ｘ６°の各々が０°に等しい場合、中心部９５０ａ〜９５０ｇは、例えば図２に示されるように、半径（Ｒ）上に等角度間隔に中心を有している。詳細には、所定の角度Ｘ１°〜Ｘ６°の各々が０°に等しい場合、中心部９５０ａ〜９５０ｇはシリンダボア１６ａ１〜１６ａ７の中心（参照番号なし）と一致する。しかしながら、本発明のこの実施態様では、吸入口９００ｂ〜９００ｇの中心部９５０ｂ〜９５０ｇのうち少なくとも１つが、シリンダボア１６ａ２〜１６ａ７の中心からオフセットされ、所定の角度Ｘ１°〜Ｘ６°のうちの少なくとも１つは０°に等しくない。したがって、吸入口９００ａと吸入口９００ｂ〜９００ｇのうちの少なくとも１つの間の角度θｘが、｛［（３６０°／Ｎ）・（［Ｎ−１］−ｎ）］＋Ｘｘ°｝に等しく、ここで、所定の角度Ｘｘ°は０°に等しくない。例えば、所定の角度Ｘｘ°は、約１０°、約−１０°、又は、シリンダボア１６ａの直径（Ｄ）の範囲内に吸入口９００が配置され、且つ、所定の角度Ｘ１°〜Ｘ６°の各々が０°に等しい場合に比較して圧縮機１００の騒音を低減する限りにおいて、その他いかなる角度でもよい。本発明の典型的な実施態様において、Ｘ１°は約−１０°、Ｘ２°は約１０°、Ｘ３°は約１０°、Ｘ４°は約−１０°、Ｘ５°は約−１０°、Ｘ６°は約１０°である。
【００２５】
　図５を参照すると、所定の角度Ｘｘ°の典型的な範囲が概略的に示されている。所定の角度Ｘｘ°が０°より大きい場合、所定の角度Ｘｘは、ｓｉｎ−１［（Ｄ−ｄ）／（２・Ｒ）］ラジアン以下であり、この値は、Ｘｘラジアンに換算率（６３０°／１１）＝約５７．３°／ラジアンを乗算することにより度に変換できる。詳細には、上述したように、所定の角度Ｘｘ°が０°の場合、角度θｘに関連する特定の吸入口９００ａ〜９００ｇの中心部９５０がシリンダボア１６ａの中心と一致する。また、所定の角度Ｘｘ°が０°より大きい場合、角度θｘに関連する特定の吸入口９００ａ〜９００ｇの中心部９５０がシリンダボア１６ａの中心からオフセットされている。その一方で、角度θｘに関連する特定の吸入口９００ａ〜９００ｇがシリンダボア１６ａの直径（Ｄ）の範囲に留まるようにするためには、角度θｘに関連する特定の吸入口９００ａ〜９００ｇの中心部９５０の、シリンダボア１６ａの中心からのオフセット量を、（Ｄ−ｄ）／２以下とする。数式ｓｉｎＸｘ＝対辺／斜辺に基づいて、ｓｉｎＸｘ＝（Ｄ−ｄ）／（２・Ｒ）が計算できる。よって、所定の角度Ｘｘ°の最大値は、｛ｓｉｎ−１［（Ｄ−ｄ）／（２・Ｒ）］・５７．３°／ラジアン｝である。同様に、所定の角度Ｘｘ°が０°より小さい場合、所定の角度Ｘｘは、−｛ｓｉｎ−１［（Ｄ−ｄ）／（２・Ｒ）］・５７．３°／ラジアン｝以上である。
【００２６】
　例えば、もし所定の方向が時計回りであり、角度θｘに関連する特定の吸入口９００ａ〜９００ｇが吸入口９００ｄである場合、即ちθｘがθ３の場合、時計回り方向におけるθ３は、｛［（３６０°／７）・（［７−１］−３）］＋Ｘ３°｝＝｛［３・（３６０°／７）］＋Ｘ３°｝に等しい。詳細には、吸入口９００ｅと、９００ｆと、９００ｇとは、所定の方向とは逆の方向、即ち反時計回り方向、において、吸入口９００ｄと吸入口９００ａの間に配置されている。同様に、所定の方向が反時計回りであり、角度θｘに関連する特定の吸入口９００ａ〜９００ｇが吸入口９００ｄである場合、即ちθｘがθ３の場合、反時計回り方向におけるθ３は、｛［（３６０°／７）・（［７−１］−２）］＋Ｘ３°｝＝｛［４・（３６０°／７）］＋Ｘ３°｝に等しい。詳細には、吸入口９００ｂと９００ｃとは、所定の方向とは逆の方向、即ち時計回り方向、において、吸入口９００ｄと吸入口９００ａの間に配置されている。
【００２７】
　図６を参照して、本発明の別の実施態様による吸入口９００を説明する。この実施態様における吸入口９００は、７気筒型圧縮機に関して説明されるが、どんな多気筒型圧縮機にもこの実施態様の吸入口９００を応用できること、並びに、吸入口９００の数はシリンダボア１６ａの数に対応することが、当業者には理解されるであろう。この実施態様において、角度θが、隣接する吸入口９００の中心部９５０の間に形成される。例えば、７気筒型圧縮機の場合、θは角度θａ、角度θｂ、角度θｃ、角度θｄ、角度θｅ、角度θｆ、角度θｇである。すなわち、角度θａは、吸入口９００ａの中心部９５０ａと吸入口９００ｂの中心部９５０ｂの間に形成され、角度θｂは、吸入口９００ｂの中心部９５０ｂと吸入口９００ｃの中心部９５０ｃの間に形成され、角度θｃは、吸入口９００ｃの中心部９５０ｃと吸入口９００ｄの中心部９５０ｄの間に形成される。同様に、角度θｄは、吸入口９００ｄの中心部９５０ｄと吸入口９００ｅの中心部９５０ｅの間に形成され、角度θｅは、吸入口９００ｅの中心部９５０ｅと吸入口９００ｆの中心部９５０ｆの間に形成され、角度θｆは、吸入口９００ｆの中心部９５０ｆと吸入口９００ｇの中心部９５０ｇの間に形成され、角度θｇは、吸入口９００ｇの中心部９５０ｇと吸入口９００ａの中心部９５０ａの間に形成される。
【００２８】
　この実施態様において、第１の吸入口９００は、第２の吸入口９００に隣接して配置され、第２の吸入口９００は、第３の吸入口９００に隣接して配置される。さらに、第１の吸入口９００と第２の吸入口９００の間に形成される角度は、第２の吸入口９００と第３の吸入口９００の間に形成される角度とは異なり、即ち、後者より大きいか小さい。例えば、角度θａは角度θｂより大きいか小さく、あるいは、角度θｂは角度θｃより大きいか小さく、あるいは、角度θｃは角度θｄより大きいか小さく、あるいは、角度θｄは角度θｅより大きいか小さく、あるいは、角度θｅは角度θｆより大きいか小さく、あるいは、角度θｆは角度θｇより大きいか小さく、あるいは、角度θｇは角度θａより大きいか小さく、あるいは、これらを適宜組み合わせる。１例において、第１の吸入口９００（例えば吸入口９００ｃ）と第２の吸入口９００（例えば吸入口９００ｄ）の間に形成される角度は、約１０°から約３０°の間で、第２の吸入口９００（例えば吸入口９００ｄ）と第３の吸入口９００（例えば吸入口９００ｅ）の間に形成される角度より大きい。別の例では、第１の吸入口９００と第２の吸入口９００の間に形成される角度は、約１０°から約３０°の間で、第２の吸入口９００と第３の吸入口９００の間に形成される角度より小さい。いずれにせよ、第１の吸入口９００と第２の吸入口９００の間に形成される角度と、第２の吸入口９００と第３の吸入口９００の間に形成される角度との差の最大値は、シリンダボア１６ａの位置と、シリンダボア１６ａの直径（Ｄ）と、吸入口９００の直径（ｄ）と、シリンダボア１６ａの数によって決まることは、当業者には理解されるであろう。詳細には、第１の吸入口９００と第２の吸入口９００の間に形成される角度と、第２の吸入口９００と第３の吸入口９００の間に形成される角度との差は、吸入口９００を対応するシリンダボア１６ａの外側に位置づけるものであってはならない。
【００２９】
　図８を参照して、本発明の上記各実施態様による圧縮機１００の設計方法８００を説明する。ステップ８０２において、圧縮機１００の作動速度を選択する。例えば、選択される作動速度は、毎分約１，０００回転から毎分約２，０００回転の間である。ステップ８０４において、吸入室８０の奥行を選択する。選択される奥行は、例えば、約２８ｍｍである。ステップ８０６において、吸入室８０の幅を選択する。選択される幅は、例えば、約１２ｍｍである。ステップ８０８において、吸入室８０の第１の平均半径を選択する。選択される吸入室８０の第１の平均半径は、例えば、約４６ｍｍから約５５ｍｍの間である。特に、吸入室８０の第１の平均半径として、約５０ｍｍを選択する。ステップ８１０において、吸気流入路６０の第１の直径を選択する。例えば、吸気流入路の第１の直径は約６ｍｍから約１４ｍｍの間である。特に、吸気流入路６０の第１の直径として、約１２ｍｍを選択する。
【００３０】
　ステップ８１２において、吸入室８０内の質量流量の第１の周波数応答を決定する。吸入室８０内の質量流量の第１の周波数応答は、圧縮機１００の作動速度と、吸入室８０の奥行と、吸入室８０の幅と、吸入室８０の第１の平均半径と、吸気流入路６０の第１の直径と、吸入口９００の数によって決まる。図１０〜図１２(ｂ)を参照して、１例において、吸入室８０内の質量流量の第１の周波数応答を、シミュレーション法１１０を用いて決定する。例えば、図１１は、吸入口９００の１つに連結した吸入室８０内の運動学的質量流量を示し、これは分析的にすなわちデータとして表されている。シミュレーション法１１０は、吸入口９００の１つに関する質量流量に対して、時間領域において表される吸入室８０内の容積流量を得る。次に、時間領域における容積流量を、離散的フーリエ変換を用いて、周波数領域で表す。さらに、吸入室８０内の圧力脈動のフーリエ級数式を、吸気流入路６０及び吸入口９００における圧力及び容積流量をそれぞれ変数として用いる、周知の４極パラメータ法を用いて計算する。続いて、周波数領域における圧力脈動を、逆フーリエ変換、例えば逆高速フーリエ変換、を用いて時間領域に変換する。各吸入口９００に係る圧力脈動が決定され、重畳法を用いて加算され、これにより、第１のシミュレーション結果圧力脈動応答が得られるまで、シミュレーション１１０を継続する。吸気流入路６０に対する特定の吸入口９００の位置によって質量流量が位相シフトを受けることを除いては、各吸入口９００に係る運動学的質量流量は同一であることが当業者には理解されるであろう。
【００３１】
　更に、吸入室８０内の上記第１のシミュレーション結果圧力脈動応答を、実験的に得た圧力脈動応答と比較し、上記第１のシミュレーション結果圧力脈動応答振幅を実験的に得た圧力脈動応答振幅と一致するように、各吸入口９００に係る運動学的質量流量を繰り返し調節し、第１の修正された質量流量を得る。例えば、第１の修正された質量流量を、第２のシミュレーション結果圧力脈動応答と実験的に得た圧力脈動応答との比較に基づく第２の修正された質量流量に調節するというように、特定のシミュレーション結果圧力脈動応答振幅が実験的に得た圧力脈動応答振幅に一致するまで、シミュレーション法１１０を継続する。特定のシミュレーション結果圧力脈動応答振幅が、実験的に得た圧力脈動応答振幅に一致した場合、実際の修正された質量流量が決定される。例えば、周波数スペクトル内の特定の周波数における上記第１の修正された質量流量は、運動学的質量流量に発振成分を加えたものに等しい。ここで、発振成分は、スカラー成分に上記シミュレーション結果圧力脈動応答とある特定の周波数において実験的に得た圧力脈動応答との間の誤差を乗算したものに等しい。第１の修正された質量流量は、周波数スペクトル内の各周波数において決定される。さらに、スカラー成分及び誤差は、各周波数において異なる。詳細には、誤差は、シミュレーション結果圧力脈動応答が、その特定の周波数において実験的に得た圧力脈動応答よりも大きいか小さいかによって、正又は負の値になる。同様に、周波数スペクトル内の特定の周波数における第２の修正された質量流量は、第１の修正された質量流量に発振成分を加えたものに等しい。図１２(ｂ)を参照して、所定の回数の反復が完了し、特定のシミュレーション結果圧力脈動応答振幅が、実験的に得た圧力脈動応答振幅に一致した場合、即ち、周波数スペクトル内の各周波数における誤差が０に等しい場合、吸入室８０内の実際の質量流量の周波数応答が決定される。
【００３２】
　ステップ８１４において、吸入室８０内の第１の動的圧力応答を決定する。例えば、吸入室８０内の第１の動的圧力応答は、上記実際の修正された質量流量によって決定される。詳細には、実際の修正された質量流量を決定した後、この実際の修正された質量流量を用いたシミュレーション法１１０を行ない、第１の動的圧力応答を決定する。ここでのシミュレーション法１１０は、実際の修正された質量流量の決定に関して、シミュレーション法１１０に用いる質量流量を調節しないことを除いて、上述と実質的に同じ動作を行なう。そして、各吸入口９００に係る圧力脈動が決定され、重畳法を用いて加算され、第１の動的圧力脈動応答が得られるまでシミュレーション１１０を継続する。本発明の別の実施例において、設計方法８００は、更に、ステップ８１６及び８１８を含む。ステップ８１６において、吸入室８０の第１の平均半径を第２の平均半径に変更するか、あるいは、吸気流入路６０の第１の直径を第２の直径に変更するか、又は、この両方を変更する。ステップ８１８において、吸入室８０内の第２の動的圧力応答を決定する。吸入室８０の第１の平均半径は、吸入室８０の第２の平均半径と異なるため、あるいは、吸気流入路６０の第１の直径は吸気流入路６０の第２の直径と異なるため、又は、この両方の理由のため、第２の動的圧力応答は第１の動的圧力応答と異なる。
【００３３】
　上述した方法は、所定の吸入室８０の平均半径の数だけ、例えば、吸入室８０の５つの異なる平均半径の数だけ、さらに、所定の吸気流入路６０の直径の数だけ、例えば吸気流入路６０の５つの異なる直径の数だけ、繰り返される。さらに、吸入室８０内の動的圧力応答が、吸入室８０の平均半径及び吸気流入路６０の直径の各組み合わせに対して決定され、圧縮機１００が多様な動的圧力応答に基づいて設計される。例えば、所定の周波数の範囲内で、例えば約４００Ｈｚから約６００Ｈｚの間で、吸入室８０内の動的圧力応答が最小となるように、吸入室８０の平均半径及び吸気流入路６０の直径が選択される。
【００３４】
　理論に拘束するつもりはないが、ひとつの吸入口９００についての動的圧力応答は、以下の数１式により表される。
【数１】
2004100703.tif 000003
ここで、ｒは吸入室８０の平均半径、Ａは吸入室８０の断面積、即ち、Ａ＝奥行１２０×幅１３０、ｃは気体中の音速、ρは吸入室８０内の流体密度、Ｑ（ｎω）は容積流量として周波数領域に変換された吸入室８０内の流体の質量流量、ＴＱｎ（ω）は吸気流入路６０の流量と吸入口９００の流量の間の変換係数、即ち、ＴＱｎ（ω）＝Ｑ２ｎ／Ｑ１ｎ（ここでＱ２ｎは吸入口９００における容積流量、Ｑ１ｎは吸気流入路６０における容積流量）、Ｎは吸入口９００の数、ζｋは各モードｋについてのモード減衰比、θ１は吸気流入路６０の中心の角度、θ２は吸入口９００の中心部９５０の角度である。吸入室８０の奥行１２０、幅１３０、平均半径のいずれかが大きくなると、上記数式の分母が大きくなる。ところで、数式ＴＱｎ（ω）＝Ｑ２ｎ／Ｑ１ｎに基づくと、Ｑ２ｎ（ｎω）／ＴＱｎ（ｎω）＝Ｑ１ｎ、即ち、吸気流入路６０における容積流量になる。よって、吸気流入路６０の直径を大きくすると、上記数式の分子が大きくなる。更に、吸気流入路６０の直径がある程度大きくなると、分子の増加が分母の増加より大きくなる。さらに、吸入口９００のいずれかにおけるＱ２が変化すると、上記数式の分母に影響を及ぼし、Ｑ２の変化による圧力脈動の増加や低減を引き起こす。
【実施例１】
【００３５】
　本発明の実施例を、以下の具体例を用いてさらに明確に説明するが、これらは純粋に例示であって、本発明を限定するものではない。
【００３６】
　図７を参照して、圧縮機の具体例における様々な理論的脈動率（Ｎ２／Ｎ１）を算出した。すなわち、吸入口９００ａ〜９００ｇの中心部９５０ａ〜９５０ｇを、それぞれ、シリンダボア１６ａ２〜１６ａ７の中心に繰り返し一致させ、第１の理論的脈動レベル（Ｎ１）を算出した。次いで、中心部９５０ａ〜９５０ｇの各々を、順次、その初期位置から時計回りに１０°ずらし、つぎに、その初期位置から反時計回りに１０°ずらした。さらに、吸入口９００の位置の上記組み合わせのそれぞれについて、第２の理論的脈動レベル（Ｎ２）を算出した。図７に示すように、吸入口９００ｂをその初期位置から反時計回りに１０°ずらし、残りの吸入口９００はそれらの初期位置からずらさなかった場合には、Ｎ２はＮ１よりも小さかった。吸入口９００ｃのみをその初期位置から時計回りに１０°ずらした場合、吸入口９００ｄのみをその初期位置から時計回りに１０°ずらした場合、吸入口９００ｅのみをその初期位置から反時計回りに１０°ずらした場合、吸入口９００ｆのみをその初期位置から反時計回りに１０°ずらした場合、吸入口９００ｇのみをその初期位置から時計回りに１０°ずらした場合にも、同様の結果が得られた。
【００３７】
　図７を再び参照すると、つぎに、中心部９５０ａ〜９５０ｇの隣接する対を、順次、それらの初期位置から時計回りに１０°ずらし、つぎに、それらの初期位置から反時計回りに１０°ずらした。さらに、吸入口９００の位置の上記組み合わせのそれぞれについて、Ｎ２を算出した。図７に示すように、吸入口９００ａ及び９００ｂをそれらの初期位置から反時計回りに１０°ずらし、残りの吸入口９００はそれらの初期位置からずらさなかった場合には、Ｎ２はＮ１よりも小さかった。同様に、吸入口９００ｂと９００ｃのみをそれらの初期位置から反時計回りに１０°ずらした場合、吸入口９００ｅと９００ｆのみをそれらの初期位置から反時計回りに１０°ずらした場合にも、Ｎ２はＮ１よりも小さかった。更に、吸入口９００ｃと９００ｄのみをそれらの初期位置から時計回りに１０°ずらした場合、吸入口９００ｆと９００ｇのみをそれらの初期位置から時計回りに１０°ずらした場合にも、Ｎ２はＮ１よりも小さかった。
【００３８】
　更に、図７に示すように、吸入口９００ｂを反時計回りに１０°ずらし、吸入口９００ｇを時計回りに１０°ずらした場合、Ｎ２はＮ１よりも小さかった。同様に、吸入口９００ｂを反時計回りに１０°ずらし、吸入口９００ｇを時計回りに１０°ずらし、吸入口９００ｄを時計回りに１０°ずらし、そして吸入口９００ｅを反時計回りに１０°ずらした場合、Ｎ２はＮ１よりも小さかった。更に、吸入口９００ｂを反時計回りに１０°ずらし、吸入口９００ｇを時計回りに１０°ずらし、吸入口９００ｄを時計回りに１０°ずらし、吸入口９００ｅを反時計回りに１０°ずらし、吸入口９００ｃを時計回りに１０°ずらし、吸入口９００ｆを反時計回りに１０°ずらした場合、Ｎ２はＮ１より１２％以上も小さかった。
【００３９】
　図９を参照して、圧縮機の具体例における様々な理論的二乗平均平方根(root mean square)（“ＲＭＳ”）平均圧力脈動率を算出した。すなわち、吸入室８０の一定奥行を２８ｍｍに選択し、吸入室の一定幅を１２ｍｍに選択し、圧縮機１００の一定作動速度を毎分１，０００回転に選択した。さらに、吸入室８０の初期平均半径を５０ｍｍに選択し、吸気流入路６０の初期直径を１２ｍｍに選択した。ついで、平均半径が５０ｍｍで、直径が１２ｍｍの場合の吸入室８０内の理論的ＲＭＳ平均圧力脈動、すなわち、正規化されたＲＭＳ平均圧力脈動を算出した。つぎに、吸入室８０の平均半径４６ｍｍ、４８ｍｍ、５０ｍｍ、５２ｍｍ、５４ｍｍ、並びに、吸気流入路６０の直径６ｍｍ、８ｍｍ、１０ｍｍ、１２ｍｍ、１４ｍｍのすべての組み合わせについて、吸入室８０内の理論的ＲＭＳ平均圧力脈動を算定した。平均半径が５０ｍｍ、直径が１２ｍｍの場合の吸入室８０内の理論的ＲＭＳ平均圧力脈動を、上述の組み合わせの各々についての理論的ＲＭＳ平均圧力脈動により除算し、上述の組み合わせの各々について、理論的ＲＭＳ平均圧力脈動率を得た。図９に示すように、吸入室８０の平均半径が４８ｍｍ、吸気流入路６０の直径が１４ｍｍの場合に、理論的ＲＭＳ平均圧力脈動率の最小値が得られた。
【００４０】
　以上、好ましい実施態様について本発明を説明したが、上述した好ましい実施態様のその他の様々な変形が、発明の範囲から逸脱することなくなし得ることが、当業者には理解されるであろう。例えば、上述では所定の間隔として実質的に等角度間隔の場合を例示したが、これに限らず、不均一に配置されたシリンダボアを有する圧縮機であっても、不均一な角度を考慮したオフセット量即ちズレ量を簡単に決めることができるので、同様に実施でき且つ同等な効果を奏する。
【００４１】
　さらに、本明細書の検討やここに開示された発明の実施化により、その他の実施態様もまた、当業者には自明である。本明細書ならびに説明した実施例はあくまでも例示にすぎず、本発明の真の範囲や趣旨は請求の範囲に示されるものである。
【図面の簡単な説明】
【００４２】
【図１】従来の斜板式多気筒型圧縮機の断面図である。
【図２】従来の斜板式多気筒型圧縮機の、等角度間隔に配置された７つのシリンダボアと等角度間隔に配置された７つの吸入口を示す概略図である。
【図３】本発明の実施態様による斜板式多気筒型圧縮機の断面図である。
【図４（ａ）】本発明の実施態様による斜板式多気筒型圧縮機における吸入口の配置の概要を説明するための説明図である。
【図４（ｂ）】本発明の実施態様による、複数の吸入口の少なくとも１つを、｛［（３６０°／Ｎ）・（［Ｎ−１］−ｎ）］＋Ｘ°｝に等しい角度だけ、基準吸入口から時計回り方向にずらした構成を示す概略図である。
【図５】図４の所定の角度Ｘ°の値の範囲を示す概略図である。
【図６】角度θａ〜θｇ（ここで、θａ〜θｇの少なくとも１つは、θａ〜θｇの残りの角度より大きいか又は小さい）だけ離隔する複数の隣接した吸入口を示す概略図である。
【図７】圧縮機の具体例における様々な理論的騒音発生比を示す図である。
【図８】本発明の実施態様による多気筒型圧縮機の設計方法を示すフローチャートである。
【図９】圧縮機の様々な具体例について理論的二乗平均平方根平均圧力脈動比率を示す表である。
【図１０】本発明の実施態様による、吸入室内の質量流量の周波数応答を決定するシミュレーション法を示すフローチャートである。
【図１１】本発明の実施態様による、吸入室内の理論的運動学的質量流量を示す概略図である。
【図１２（ａ）】吸入室内の質量流量の周波数応答を示すグラフである。
【図１２（ｂ）】本発明の実施態様による、吸入室内の質量流量の時間応答を示すグラフである。
【符号の説明】
【００４３】
　１，１００　　圧縮機
　１０　　駆動シャフト
　１１、１２　　軸受
　１３　　斜板
　１３ａ　斜板アーム
　１３ｂ　ピン
　１３ｃ　貫通孔
　１４　　シュー
　１５　　ボルト
　１６　　シリンダブロック
　１６ａ　シリンダボア
　１７　　フロントハウジング
　１８　　リアハウジング
　１９　　ヒンジ機構
　２０　　駆動シャフトの回転軸
　２１　　ロータ
　２１ａ　ロータアーム
　２１ｂ　長円形孔
　２５　　ピストン
　３０　　クランク室
　４０　　弁板
　６０　　吸気流入路
　７０　　吐出室
　８０　　吸入室
　９０、９００　　シリンダ吸入口
　９５、９５０　　吸入口の中心部
　１０１　吐出口
【図１】
2004100703.tif 000004
【図２】
2004100703.tif 000005
【図３】
2004100703.tif 000006
【図４（ａ）】
2004100703.tif 000007
【図４（ｂ）】
2004100703.tif 000008
【図５】
2004100703.tif 000009
【図６】
2004100703.tif 000010
【図７】
2004100703.tif 000011
【図８】
2004100703.tif 000012
【図９】
2004100703.tif 000013
【図１０】
2004100703.tif 000014
【図１１】
2004100703.tif 000015
【図１２（ａ）】
2004100703.tif 000016
【図１２（ｂ）】
2004100703.tif 000017