(57)【要約】【課題】  吐出ガス量を任意に調節するとともに、吸入ガス量に応じた内部圧力比を得ることができる容積型圧縮機を提供すること、および過給部分負荷領域においても高効率かつ低騒音の過給機を提供する。【解決手段】  本発明の容積型圧縮機Ｋは、吸気終了位置を可変として吸込行程における吸気の一部を吸込側に戻し、それにより供給ガス量を調節するようにし、かつ、吐出行程容積を不変としてなるものである。ここで、容積型圧縮機Ｋは、例えば雌雄一対のロータ５を有するスクリュー圧縮機とされ、ロータ室４を画成する周壁の吐出口２と重ならない部分の一部が、吸気終了位置を可変とするスライド自在なスライド弁６により構成される。【選択図】  図１
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
吸気終了位置を可変として吸込行程における吸気の一部を吸込側に戻し、それにより供給ガス量を調節するようにし、かつ、吐出行程容積を不変としてなることを特徴とする容積型圧縮機。
【請求項２】
容積型圧縮機が雌雄一対のロータを有するスクリュー圧縮機とされ、
ロータ室を画成する周壁の吐出口と重ならない部分の一部が、吸気終了位置を可変とするスライド自在なスライド弁により構成されてなることを特徴とする請求項１記載の容積型圧縮機。
【請求項３】
スライド弁が低圧部に配設されてなることを特徴とする請求項２記載の容積型圧縮機。
【請求項４】
スライド弁が高圧部に配設されてなることを特徴とする請求項２記載の容積型圧縮機。
【請求項５】
着目空間が吐出口で開となる以前に当該着目空間を吐出ポートと連通させる吐出逃げ部が仕切部材に形成されてなることを特徴とする請求項２記載の容積型圧縮機。
【請求項６】
仕切部材のスライド弁貫通部にシール部材が配設されてなることを特徴とする請求項３記載の容積型圧縮機。
【請求項７】
スライド弁を収納するスライド弁室には吸気または大気が導入されてなることを特徴とする請求項３記載の容積型圧縮機。
【請求項８】
スライド弁に位置決め用の突部が形成されてなることを特徴とする請求項４記載の容積型圧縮機。
【請求項９】
内燃機関の過給機であって、該過給機が請求項１ないし請求項８のいずれか一項に記載の容積型圧縮機とされてなることを特徴とする過給機。
【請求項１０】
過給機から吐出される空気量が、内燃機関の所望空気量に一致するよう吸気終了位置が制御されてなることを特徴とする請求項９記載の過給機。
【請求項１１】
請求項９または１０記載の過給機を備えてなることを特徴とする内燃機関。
【請求項１２】
請求項１１記載の内燃機関を備えてなることを特徴とする車両。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、容積型圧縮機およびそれを用いた過給機に関する。さらに詳しくは、部分負荷においても効率の低下および騒音の増大を生じない容積型圧縮機およびそれを用いた過給機に関する。
【背景技術】
【０００２】
容積型圧縮機としてのスクリュー圧縮機（ねじ圧縮機、リショルムコンプレッサ）は、吸込、圧縮、吐出の３行程を有する内部圧縮を行う機械式圧縮機であり、工場等で用いられるエア供給用のコンプレッサや自動車エンジンのスーパーチャージャなどに用いられている。
【０００３】
このスクリュー圧縮機は、一般に、（１）使用圧力に合わせて内部圧力比を設定できる、（２）内部圧縮があるため効率が高い、（３）内部圧縮があるため吐出騒音が低い、（４）高速回転できるため漏れ損失が少なく、効率が高い、（５）高速回転できるため小型化、軽量化が容易である、といった特徴がある。
【０００４】
図１０および図１１に、スクリュー圧縮機の作動原理を示す。図１０に示すように、スクリュー圧縮機１００は、平行な２軸上に配される雌雄一対のねじ状ロータ１０１を有し、歯溝とロータ外周と端面を覆うケーシングにより囲まれた空間（図に斜線を付して示す）１０２の体積（ロータ歯溝体積、図１１参照）がロータ１０１の回転とともに変化して、ガスの吸込、圧縮および吐出の各行程を行うものとされる。
【０００５】
このようなスクリュー圧縮機を例えば自動車エンジン用過給機に適用した場合、高効率かつ低騒音な過給機を実現することが可能である。ところが、その特徴は、特定の圧力比で使用した場合に顕著に発揮されるものであり、その圧力比以外の運転条件では、逆に効率低下および騒音増大を招くという欠点もある。すなわち、過給機として使用する場合は、エンジン吸入空気量の要求が大きく変化するために、吐出ガスの一部を吸込側に戻すバイパス通路を設け、このバイパス通路の流路面積を調節するなどして過給圧を調節することが一般に行われているが、この場合、吸入流量によって過給圧力が変化するため、実圧力比と内部圧力比を常に一致させることはできない。
【０００６】
下記特許文献１および特許文献２に、このようなバイパスシステムにより過給圧を調節するスクリュー式過給機の例が示されている。これらの過給機は、吐出圧力をバイパスシステムにより調節することによって、吸込側と吐出側の圧力比が大きく変化する場合に、圧縮機の内部圧力比を実圧力比（吸込側および吐出側の圧力の比）に一致させ、内部圧縮ロスを低減すると同時に吐出騒音を低減しようとするものである。このとき、ロータ一回転あたりの吐出空気量は変化せず、内部圧力比のみが調節される。
【０００７】
ところが、前記バイパスシステムによる過給圧調節は、いずれも、一旦圧縮した吐出ガスを吸込側に戻すものであるために大きなロスが発生し、その点において高効率かつ低騒音といったスクリュー圧縮機の特徴を十分に生かすことができない。さらに、内部圧力比の調整がロータとケースの隙間を変えた絞りによって行われるため、エネルギーロスが発生して効率を悪化させる。特に、過給器の部分負荷領域、つまり過給部分負荷領域における運転が頻発する一般車両において、燃費向上を目的として小排気量エンジンを高過給で使用する場合には、前記ロスが大きな問題となる。
【０００８】
また、図１２および図１３に示すように、工場等のエア供給用コンプレッサ２００においては、吐出圧力を一定に保ちながら時間あたりの使用空気量の変化に対処する必要があることから、吐出口につながるロータケース壁の一部を、吸気戻し口２０１を開閉するロータ軸方向にスライド可能なスライド弁２０２から形成し、使用空気量が減少したときにはスライド弁２０２を吐出側にスライドさせて吸気戻し口２０１を開き（図１３（ｂ）、（ｃ）参照）、これにより吸入空気量を減少させると同時に、吐出口の開口端を吐出側にずらして吐出開始時期を遅らせることが行われる。
【０００９】
ところが、この構成では、吸入空気量を減少させる一方で、吐出行程容積を減少させているため、内部圧力比が変化せず（厳密にはわずかに増加する）、吐出圧を有効に調整することができない。したがって、スクリュー圧縮機を自動車エンジン用過給機に適用する場合における前記欠点を解消することはできない。
【特許文献１】特開平４−１７５４９５号公報
【特許文献２】特開平６−２８０５８４号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【００１０】
本発明はかかる従来技術の課題に鑑みなされたものであって、吐出ガス量を任意に調節するとともに、吸入ガス量に応じた内部圧力比を得ることができる容積型圧縮機を提供すること、および過給部分負荷領域においても高効率かつ低騒音の過給機を提供することを目的としている。
【課題を解決するための手段】
【００１１】
本発明の容積型圧縮機は、吸気終了位置を可変として吸込行程における吸気の一部を吸込側に戻し、それにより供給ガス量を調節するようにし、かつ、吐出行程容積を不変としてなることを特徴とする。
【００１２】
本発明の容積型圧縮機においては、容積型圧縮機が雌雄一対のロータを有するスクリュー圧縮機とされ、ロータ室を画成する周壁の吐出口と重ならない部分の一部が、吸気終了位置を可変とするスライド自在なスライド弁により構成されてなるのが好ましい。
【００１３】
また、本発明の容積型圧縮機においては、スライド弁が低圧部に配設されてもよく、またスライド弁が高圧部に配設されてもよい。スライド弁が低圧部に配設された場合、スライド弁を収納するスライド弁室には吸気または大気が導入されてなるのが好ましく、またスライド弁が高圧部に配設された場合、スライド弁に位置決め用の突部が形成されてなるのが好ましい。
【００１４】
さらに、本発明の容積型圧縮機においては、着目空間が吐出口で開となる以前に当該着目空間を吐出ポートと連通させる吐出逃げ部が仕切部材に形成されてなるのが好ましい。
【００１５】
さらに、本発明の容積型圧縮機においては、仕切部材のスライド弁貫通部にシール部材が配設されてなるのが好ましい。
【００１６】
しかして、本発明の容積型圧縮機は内燃機関の過給機として用いられる。その場合、過給機から吐出される空気量が、内燃機関の所望空気量に一致するよう吸気終了位置が制御されてなるのが好ましい。
【００１７】
また、前記過給機は内燃機関に備えられ、さらにその内燃機関は車両に備えられる。
【発明の効果】
【００１８】
本発明の容積型圧縮機によれば、吸入ガス量に応じた内部圧力比を得ることができるという優れた効果が得られる。そのため、本発明の容積型圧縮機を内燃機関の過給機として用いても、過給部分負荷において効率の低下および騒音の増大を生じないという優れた効果が得られる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１９】
以下、添付図面を参照しながら本発明を実施形態に基づいて説明するが、本発明はかかる実施形態のみに限定されるものではない。
【００２０】
実施形態１
図１〜図５に、本発明の実施形態１に係る容積型圧縮機（以下、単に圧縮機という）Ｋを示す。
【００２１】
圧縮機Ｋは、一方に吸込口１を、他方に吐出口２を設けたケーシング３内のロータ室４に互いに噛合う雌雄一対のスクリューロータ（以下単にロータという）５（５Ｍ，５Ｆ）を回転可能に収容してなるスクリュー圧縮機（ねじ圧縮機、リショルム(Lysholm)圧縮機）とされ、図示例においては、雌ロータ５Ｆの軸吐出側端が継手により電磁クラッチＥを介して図示しない駆動装置、例えば自動車エンジンの回転数と一定比で回転させる駆動装置と接続されている。すなわち、実施形態１の圧縮機Ｋは、自動車エンジンの過給機、いわゆるスーパーチャージャに適用されたものである。なお、圧縮機Ｋの基本的な構成は、従来のスクリュー圧縮機と同様とされている。
【００２２】
この圧縮機Ｋにおいては、歯溝とロータ５外周とケーシング３内壁に囲まれた所定数（図示例では５個、図２参照）の空間Ｌの体積がロータ５の回転とともに変化して、それぞれの空間Ｌにおいて、ガスの吸込、圧縮、および吐出の各行程が雌ロータ（図２の上側のロータ５Ｆ）の１回転につき１サイクルずつ実施される。
【００２３】
吸込口１は、図には明瞭に示されていないが、ケーシング３のロータ５における軸方向一端面に貫設された透孔とされ、一つの空間(以下、着目空間という)Ｌに着目すれば、吸込行程開始時点から吸込行程終了時点（後述のガス最大吸込位置Ｐ１による吸込行程終了時点）までの間開とされて、当該着目空間Ｌと吸込ポート（不図示である）とを連通させる。また、吸込行程終了時点、つまり圧縮行程開始時点には、吸込口１を介する前記着目空間Ｌと吸込ポートとの連通はロータ５自体により閉塞される。
【００２４】
吐出口２は、ケーシング３の側面に貫設された概略２等辺３角形形状（厳密には、２等辺でも、３角形でもない）の透孔とされ、着目空間Ｌの圧縮行程終了時点でロータ５自体により開とされ、つまり着目空間Ｌの吐出行程開始時点から吐出行程終了時点までの間ロータ５自体により開とされ、前記着目空間Ｌと図示しない吐出ポートとを連通させる位置に設けられる。ここで、吐出口２の２等辺３角形の各斜辺は、対向するロータ５の歯の稜線５ａと一致する傾きを有するように形成されている。
【００２５】
また、圧縮機Ｋにおいては、ロータ室４を画成するケーシング３の側壁の一部分が、ロータ５の軸方向に進退自在に設けられ、圧縮開始時期、つまりロータ５の回転における吸込終わり位置θＦ（図６参照）を調節するためのスライド自在なスライド弁６から形成されている。
【００２６】
スライド弁６は、図１、図２、図４および図５に示すように、ケーシング３の吐出口２のほぼ反対側（つまり低圧側）にロータ室４周壁を形成するよう設けられた、一方の面（ロータ室４側の面）に湾曲が与えられた帯板状部材とされ、例えばケーシング３の吐出側の外部に設けられた回転式モータからなるアクチュエータ２１（図５参照）により、ロッド２２を介してロータ５の軸方向に駆動されるものとされる。より具体的には、スライド弁６は、吐出側端面に開口する雌ねじ孔６ａがその長手方向に穿設されており、外周に雄ねじが形成されたロッド２２が前記雌ねじ孔６ａに螺合された状態で、ケーシング３に設けられた弁収容部３ａに収容される。
【００２７】
また、ロータ室４の吐出側端面は仕切部材２３により形成されており、スライド弁６は、その仕切部材２３よりも吐出側に突き出されるようにして配設されている。また、スライド弁６の吐出側端部には、後述するガス最大吸込位置Ｐ１において、仕切部材２３と当接してストッパーとして機能する突出部６ｂが設けられるものとされる。
【００２８】
ここで、仕切部材２３は加工の容易性の観点からケーシング３とは別体の板状部材とされ、仕切部材２３のスライド弁６と摺接する摺接部分２３ａに例えば樹脂からなるシール部材２４が配設されるとともに、雌ロータ５Ｆの軸吐出側端部が貫通する個所および雄ロータ５Ｍの軸吐出側端部が貫通する個所にはリップシール３１が配設され、スライド弁６貫通部および軸貫通部の気密が確保されている。
【００２９】
なお、弁収容部３ａの仕切部材２３より吐出側に存在する部分３ｂはスライド弁６の底面に形成された連通溝６ｃにより吸気戻し側と連通されて、スライド弁６の円滑なスライドが担保される。この場合、前記部分３ｂは大気と連通させられてもよい。
【００３０】
また、仕切部材２３には、所定時期において着目空間Ｌと吐出ポートとを連通させる吐出逃げ部２５が形成されている。
【００３１】
吐出逃げ部２５は、ロータ５端面と対向する位置に仕切部材２３のロータ室４を画成する側の表面を雲形に所定厚さ刳り抜くようにして設けられた凹部であり、そのロータ回転方向（図４に矢印Ａ，Ｂで示している）における両端部２５ａの位置は、該吐出逃げ部２５を介して着目空間Ｌと吐出ポートとの連通が開始される連通開始時期が、吐出口２を介して着目空間Ｌと吐出ポートとの連通が開始される時点よりも前になるように設定される。つまり、吐出口２を介して吐出が開始される以前に、吐出逃げ部２５を介して吐出が開始されるように端部２５ａの位置が設定される。
【００３２】
図示例（図４参照）は、吐出口２を介して吐出が開始される前に吐出逃げ部２５を介して吐出が開始されるよう端部２５ａの位置が設定された場合であり、図４において網掛けを付した部分は、吐出口２を介して吐出が開始される時点における吐出逃げ部２５の開口部を示す。この構成によって、吐出開始時に段階的に吐出が開始されるため、圧縮機吐出圧と吐出ポート圧力との差に起因する騒音を低減することができる。
【００３３】
しかるに、後述するような吐出開始時期の設定を行うことによって、圧縮機吐出圧と吐出ポート圧力との差を解消することが可能であるため、そのような場合には吐出口２が開となる前に吐出逃げ部２５を開とする意義は減少する。したがって、この点を考慮すれば、吐出逃げ部２５を廃止することも可能であるが、吐出逃げ部２５を存置するとともに、吐出逃げ部２５を介して着目空間Ｌと吐出ポートとの連通が開始される連通開始時期が、吐出口２を介して着目空間Ｌと吐出ポートとの連通が開始される時点と同時となるように端部２５ａの位置を設定することも可能である。
【００３４】
すなわち、吐出口２および吐出逃げ部２５を介して吐出が同時に開始されるよう端部２５ａの位置を設定することによって、吐出開始時点における開口面積を吐出口２単独の場合よりも広くすることができて、迅速な排気がなし得る。
【００３５】
しかして、スライド弁６は、図１および図３に示すように、着目空間Ｌと吸込ポートとをケーシング３の側面において連通させるガス戻し口７の移動開口端７ａの位置をガス最大吸込位置Ｐ１よりも吐出側にずらすようにスライドするものとされる。ここで、移動開口端７ａは、対向配置されるロータ５（図示例では雄ロータ５Ｍ）の歯の稜線５ａと一致する傾きを有するように形成される。また、スライド弁６は、前記したように、そのスライド方向の延長上に吐出口２がない位置に設けられているので、スライド弁６の動作が吐出口２の機械的性質（形状等）に影響を及ぼすことが回避され、吐出行程開始時期とは無関係に圧縮開始時期を調節することが可能となる。
【００３６】
すなわち、図６に示すように、圧縮機Ｋにおいては、ロータ５の回転角度が吸込開始位置θ１に達した時点から着目空間Ｌの体積（ロータ歯溝体積）が増大を開始し、着目空間Ｌの体積が最大容積ＶＡに達する位置（容積最大位置という）θ２まで吸込口１を介して吸込圧力ＲＡによるガス吸込が行われる（吸込行程）。
【００３７】
ロータ５の回転角度が容積最大位置θ２に達すると、吸込口１が閉となり吸込口１を介する着目空間Ｌと吸込ポートとの連通は遮断され、ロータ５の回転とともに着目空間Ｌの体積が減少し、ガス圧縮が開始される（圧縮行程）。
【００３８】
ロータ５が吐出開始位置θ３まで回転し、着目空間Ｌの体積が吐出行程容積（吐出量（過給圧））ＶＣまで減少した時点で着目空間Ｌを構成しているロータ５自体が吐出口２に開いて着目空間Ｌが吐出口２を介して吐出ポートと連通され、容積最小位置θ４までガス吐出が行われる（吐出行程）。この場合、内部圧縮比は、最大容積ＶＡを吐出行程容積ＶＣにより除した値（＝ＶＡ／ＶＣ）となり、吸込圧力ＲＡから所定圧力ＲＢ（ＲＢ＞ＲＡ）まで加圧されたガス、つまり内部圧力比がＲＢ／ＲＡのガスが吐出ポートに吐出される。
【００３９】
ここで、移動開口端７ａのガス最大吸込位置Ｐ１は、ロータ５の回転角度が容積最大位置θ２に達した時点に、ガス戻し口７を介した着目空間Ｌと吸込ポートとの連通が遮断される位置に設定される。つまり、移動開口端７ａがガス最大吸込位置Ｐ１にある場合は、ロータ５の回転角度が容積最大位置θ２に達する時点までは、ガス戻し口７を介して着目空間Ｌと吸込ポートとは連通され、容積最大位置θ２に達した時点に、着目空間Ｌを画成するロータ５（図示例では雄ロータ５Ｍ）の歯（２本の歯の内、吸込側の歯）の稜線５ａが移動開口端７ａと合致し、ガス戻し口７を介した着目空間Ｌと吸込ポートとの連通が遮断され、ガス圧縮が開始される。なお、移動開口端７ａがガス最大吸込位置Ｐ１よりも吸込側に移動されたとしても（実際には、突出物６ｂにより阻止される）、容積最大位置θ２に達するまでは吸込口１を介してガス吸込が行われるため、吸入ガス量は変化しない。
【００４０】
そして、例えば図６における所定のロータ回転角度θ１１（ただし、θ２＜θ１１＜θ３）にて着目空間Ｌを画成するロータ５の歯の稜線５ａが移動開口端７ａと合致するように、移動開口端７ａがガス最大吸込位置Ｐ１よりも吐出側に移動されると、ロータ５の回転角度が前記角度θ１１に達するまでの間、着目空間Ｌと吸込ポートとはガス戻し口７を介して連通される。このため、ロータ５の回転角度が容積最大位置θ２に達した時点にガス圧縮は開始されず、着目空間Ｌの容積が前記角度θ１１に対応する所定容積ＶＢ（ただし、ＶＢ＜ＶＡ）まで減少した時点にガス戻し口７が閉塞され、ガス圧縮が開始される。すなわち、吸気量（＝ＶＢ（大気圧））がガス最大吸込位置Ｐ１による場合よりも小さくなる。
【００４１】
したがって、この場合の内部圧縮比は、所定容積ＶＢを吐出行程容積ＶＣにより除した値（＝ＶＢ／ＶＣ）となり、ガス最大吸込位置Ｐ１による内部圧縮比よりも小さくなる。また、この時の吐出圧ＲＣもガス最大吸込位置Ｐ１による吐出圧ＲＢよりも小さくなる。
【００４２】
つまり、図７に示すように、移動開口端７ａがガス最大吸込位置Ｐ１にあるとき（同図（ａ）参照）には、着目空間Ｌについてガス戻し口７を介して吸込ガスが吸込ポート側に戻されることはなく、吐出圧はＲＢ’（ゲージ圧）まで上昇する。これに対して、移動開口端７ａが最大吸込位置Ｐ１から吐出側に移動すると（同図（ｂ）参照）、ロータ５の稜線５ａがその位置に到達するまでの間はガス戻し口７を介して吸込ガスが吸込ポート側に戻されるので、圧縮されるガス量が減少する。この結果、吐出圧はＲＣ’（ゲージ圧。ただし、０＜ＲＣ’＜ＲＢ’）までしか上昇しない。
【００４３】
そして、移動開口端７ａが、ロータ回転角度の吸込終わり位置θＦと吐出開始位置θ３とが一致する最小吸込位置Ｐ２近傍まで移動すると（同図（ｃ）参照）、圧縮開始と同時に吐出口２が開くので、内部圧縮比は約１となり、圧力はほとんど零（ゲージ圧）のままとなる。このとき、吸込ガスの戻し量が最大となるとともに、吐出圧も最小となる。
【００４４】
すなわち、移動開口端７ａを最大吸込位置Ｐ１と最小吸込位置Ｐ２との間で移動させることによって、ガス吸入量が調節される。このとき、吐出開始時期は変化しないので、吐出行程容積に変化はなく、内部圧縮比が調整され、その結果内部圧力比も調整される。例えば、移動開口端７ａを最大吸込位置Ｐ１から最小吸込位置Ｐ２方向に移動させると、ガス吸入量が減少するとともに、内部圧力比も減少する。
【００４５】
また、移動開口端７ａを、最小吸込位置Ｐ２よりもさらに吐出側に移動すれば、吐出口２と吸込口１は着目空間Ｌを介して常に連通した状態になる。従って、吸気管が負圧になるような運転条件において、過給機の駆動抵抗を減少させることも容易に可能である。
【００４６】
このように、実施形態１の圧縮機Ｋにおいては、ロータ５の回転角度における圧縮開始位置（吸込終わり位置θＦ）を吐出開始時期とは無関係に、スライド弁６により調節し得るようにしたので、吐出ガス量を任意に調節するとともに、ガス吸入量に見合った内部圧力比とすることが可能となる。したがって、圧縮機Ｋを内燃機関の過給機に適用する場合には、内燃機関への供給ガス量を任意に調節することが可能となる。
【００４７】
次に、図８を参照しながら、４サイクル内燃機関いわゆる４サイクルエンジンのスーパーチャージャに適用される圧縮機（過給機）Ｋにおいて、過給部分負荷領域においても高効率かつ低騒音を実現するための具体的な設定につき説明する。なお、図８は理解の便宜のためにロータを展開した状態で示す。
【００４８】
すなわち、圧縮機（過給機）Ｋにおいては、その時間当たりの吐出容積を自動車エンジンの時間当たりの吸気容積と一致させるよう設定することによって、スライド弁６の位置を変化させても、常に内部圧力比と実圧力比（符合ＵＲで表す）とを一致させることが可能となる。すなわち、下記式１に示す条件を満足させるような設定を行うことによって、内部圧力比と実圧力比ＵＲとを常に一致させることができる。
【００４９】
ＶＣ×Ｎ１×ＮＣ＝ＶＩ×Ｍ１×（ＮＥ／２）                        （１）
ここに、ＶＣ：理論上の吐出行程容積（以下、幾何学的吐出行程容積という）、Ｎ１：雌ロータ５Ｆの歯数、ＮＣ：圧縮機回転数（雌ロータの回転数）、ＶＩ：エンジンの１気筒当たりの吸気行程容積、Ｍ１：気筒数、ＮＥ：エンジン回転数、である。
【００５０】
以下、前記条件式１につき敷衍する。圧縮機Ｋの吸気容積をＶＢ（スライド弁６により可変）とすれば、時間当たり吸気量（＝吐出量）ＧＫは、下記式２で表される。
【００５１】
ＧＫ＝ＶＢ×Ｎ１×ＮＣ×｛Ｒ１／（Ｒ×Ｔ１）｝                    （２）
ここに、Ｒ１：吸込ポート圧力、Ｒ：気体定数、Ｔ１：吸込ポート温度、である。
【００５２】
また、エンジンの時間当たり吸気量ＧＥは、下記式３で表される。
【００５３】
ＧＥ＝ＶＩ×Ｍ１×（ＮＥ／２）×｛Ｒ３／（Ｒ×Ｔ３）｝            （３）
ここに、Ｒ３：エンジン吸気圧力、Ｔ３：エンジン吸気温度、である。
【００５４】
ここで、ＧＫ＝ＧＥ、であるので、下記式４が導かれる。
【００５５】
ＶＢ×Ｎ１×ＮＣ×｛Ｒ１／（Ｒ×Ｔ１）｝
＝ＶＩ×Ｍ１×（ＮＥ／２）×｛Ｒ３／（Ｒ×Ｔ３）｝                （４）
これに、前記式１の関係を用いると、下記式５が導かれる。
【００５６】
ＶＢ／ＶＣ＝（Ｒ３×Ｔ１）／（Ｒ１×Ｔ３）                        （５）
ここで、エンジン吸気温度Ｔ３と吐出ポート温度Ｔ２とは等しく、かつエンジン吸気圧力Ｒ３と吐出ポート圧力Ｒ２とは等しいものとすると、下記近似式６が導かれる。
【００５７】
ＶＢ／ＶＣ＝（Ｒ２×Ｔ１）／（Ｒ１×Ｔ２）                        （６）
一方、（Ｔ２／Ｔ１）κ＝（Ｒ２／Ｒ１）κ−１、が成り立つので（ただし、κ：比熱比、である）、前記近似式６は下記近似式７のように変形できる。
【００５８】
ＶＢ／ＶＣ＝（Ｒ２／Ｒ１）1/κ                                    （７）
したがって、実圧力比ＵＲ（＝Ｒ２／Ｒ１）は、下記式８のように表すことができる。
【００５９】
ＵＲ＝（ＶＢ／ＶＣ）κ                                            （８）
また、理論上の内部圧力比Ｕ１につき下記式９が成り立つ。
【００６０】
Ｕ１＝（ＶＢ／ＶＣ）κ                                            （９）
したがって、ＵＲ＝Ｕ１となり、前記条件式１を満足するよう各部の設定を行うことによって、スライド弁６の位置を変化させたときにも常に実圧力比と内部圧力比とを一致させることが可能であることが分かる。より具体的には、前記式１において、エンジン回転数ＮＥと圧縮機回転数ＮＣとは一定比とされ、雌ロータ５Ｆの歯数Ｎ１、エンジンの１気筒当たりの吸気行程容積ＶＩおよび気筒数Ｍ１が一定であることから、幾何学的吐出行程容積ＶＣ、つまり吐出口２の開口端位置を適切なものに設定すれば、常に実圧力比と内部圧力比とを一致させることが可能である。
【００６１】
しかるに、毎分３万回転程度の回転数で運転されるのが通常である自動車エンジン用の過給機においては、一般に、実際の内部圧力比である有効内部圧力比Ｕ２（下記式１０参照）が、理論上の内部圧力比Ｕ１よりも２０〜３０％大きくなることが知られている。これは、理論上の吐出行程開始時点、つまり吐出口２の開口時点以後においても、実際には開口面積が不十分であるため圧縮作用が短期間継続されることに起因する。したがって、高回転で運転されるのが通常である自動車エンジン用の過給機においては、実圧力比ＵＲを理論上の内部圧力比Ｕ１ではなく有効内部圧力比Ｕ２と一致させるように、前記設定を行う必要がある。
【００６２】
ここで、有効内部圧力比Ｕ２は下記式１０により定義される。
【００６３】
Ｕ２＝（ＶＢ／ＶＣＥ）κ                                   （１０）
ここに、ＶＣＥ：有効吐出行程容積、である。なお、有効吐出行程容積ＶＣＥ（ＶＣＥ＜ＶＣ）は、当該圧縮機回転数における実際の吐出行程容積である。
【００６４】
すなわち、前記式１を用いた設定においては、幾何学的吐出行程容積ＶＣが有効吐出行程容積ＶＣＥと相違することを考慮して設定を行う必要がある。この場合、有効吐出行程容積ＶＣＥが、圧縮機Ｋの回転数に応じて変化する（回転数が上がればＶＣＥ値は小さくなり、回転数が下がればＶＣＥ値は幾何学的吐出行程容積ＶＣに近づく）ことから、自動車の使用目的（一般乗用車、競走用車両等）に依り回転数領域を設定し、設定された回転数領域における幾何学的吐出行程容積ＶＣの有効吐出行程容積ＶＣＥとの差異を考慮して、幾何学的吐出行程容積ＶＣの設定を行う必要がある。
【００６５】
また、前記近似式６の説明では、エンジン吸気温度Ｔ３と吐出ポート温度Ｔ２とは等しく、かつエンジン吸気圧力Ｒ３と吐出ポート圧力Ｒ２とは等しいものとしたが、実際には、エンジンと過給機との間にインタークーラが配設されるのが通常であるため、その冷却効果および圧力損失やエンジンの体積効率等の誤差要因を考慮した補正を行うことも必要である。
【００６６】
より具体的には、図８に実線Ｍで示すように、圧縮機Ｋの内部圧力が吸込圧力Ｒ１から吐出圧力Ｒ２までなめらかに変化するように、幾何学的吐出行程容積ＶＣを設定する必要がある。なお、図８において、グラフの横軸は、空間Ｌを画成する一方のロータの２つの歯の内、吸込側の歯の位置を示す。
【００６７】
ここで、吐出口２の位置が、理想的な幾何学的吐出行程容積ＶＣに対応する位置ＰＩよりも前側(吸込側)に設定され、有効吐出行程容積ＶＣＥが大きくなりすぎた場合は、図８の破線Ｉに示すように、内部昇圧が不十分となり、着目空間Ｌの吐出口２での開口と同時に吐出ポートから圧縮機Ｋにガスが逆流して、内部圧が急激に高くなり、騒音が発生する。また、破線Ｉと実線Ｍとで囲まれた領域Ｓ１に対応する損失が発生し、効率が低下する。
【００６８】
その逆に、吐出口２の位置が、前記位置ＰＩよりも後側（吐出側）に設定され、有効吐出行程容積ＶＣＥが小さくなりすぎた場合は、図８の破線ＩＩに示すように、圧縮機内部圧が吐出ポート圧よりも高くなりすぎて、着目空間Ｌの吐出口２での開口と同時に急激にガスが噴出し、騒音が発生する。また、破線ＩＩと実線Ｍとで囲まれた領域Ｓ２に対応する損失が発生し、効率が低下する。
【００６９】
実施形態２
本発明の実施形態２に係る圧縮機を図９に示す。この実施形態２は実施形態１を改変してなるものであって、図９に示すように、スライド弁６の位置を約９０度ずらして吐出口２側に近づけてなるものとされる。つまり、スライド弁６を高圧側に設けてなるものとされる。以下、実施形態２の実施形態１と異なる点について説明する。
【００７０】
スライド弁６は、図９に示すように、ロータ室４側の面（以下、表面という）がロータ室４周壁を形成するように湾曲させられるとともに、その反対側の面（以下、底面という）の両側部に位置決め用の突出部６ｄが長手方向に沿って形成された帯板状部材とされる。このため、弁収容部３ａの前記突出部６ｄに対応する箇所に突出部６ｄを収納する収納部３ｃが形成されている。これにより、スライド弁６に高圧が作用してもスライド弁６は所定の位置とされて、ロータ室４の気密が確保される。このため、スライド弁６の仕切部材２３の貫通部におけるシールが簡素化される。
【００７１】
この場合、図９に示すように、表面から底面に貫通する透孔６ｅをスライド弁６の長手方向に沿って複数個設けることにより、スライド弁６の円滑な動作が担保される。
【００７２】
なお、実施形態２のその余の構成および作用・効果は実施形態１と同様とされているので、その詳細な説明は省略する。
【産業上の利用可能性】
【００７３】
このように、本発明は、容積型圧縮機およびそれを用いた過給機に適用できる。また、その過給機は内燃機関に適用できる。
【図面の簡単な説明】
【００７４】
【図１】本発明の実施形態１に係る容積型圧縮機の構造を示す長手方向断面図である。
【図２】同圧縮機の構造を示す横断面図である。
【図３】同圧縮機の構造を示す模式図である。
【図４】同圧縮機の他の要部詳細を示す断面図である。
【図５】図４のＶＩ−ＶＩ線断面図である。
【図６】同圧縮機の動作を示すグラフ図である。
【図７】同圧縮機の動作原理を模式的に示す図である。
【図８】本発明の容積型圧縮機を適用してなる過給機の動作を示すグラフ図である。
【図９】本発明の実施形態２に係る容積型圧縮機の図２相当図である。
【図１０】従来の容積型圧縮機の一例を示す模式図である。
【図１１】同圧縮機の動作を示すグラフ図である。
【図１２】従来の容積型圧縮機の他の一例を示す断面図である。
【図１３】同圧縮機の作動原理を示す説明図である。
【符号の説明】
【００７５】
Ｋ，Ｋ１      圧縮機、過給機
１            吸込口
２            吐出口
３            ケーシング
４            ロータ室
５            ロータ
５Ｆ          雌ロータ
５Ｍ          雄ロータ
６            スライド弁
７            ガス戻し口
７ａ          開口端
２１            アクチュエータ
２３            仕切部材
２５            吐出逃げ部
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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