1序言一般设置在轿车车厢内的空调蒸发器与压缩机的吸气脉动共振后产生噪声。因此，在用于汽车空调的压缩机中，降低吸气脉动就成了应该解决的重要课题之一。在过去的研究中，明确了压缩机内吸气阀的自激振动极大程度地影响着吸气脉动的发生。到目前为止，进行了压缩机工作中的阀特性的可视化测定。
原来有制作用于吸气阀可视化的实验装置，用PIV（Particle ImageVeloci－metry）装置，可以分析阀周围流动状态与测定吸气阀振动位移，但是，对于降低阀的振动，还未进行充分的研究。
上智大学理工学部机械工学科小薮荣太郎，桀地撤浩，松村义人，佐藤泰造在以前的报告中，对样机压缩机7个气缸中的1个吸气阀，制作了可以仔细观察吸气阀的振动和流动状态的可视化模型（以下称单体模型）。然后，用高速摄影机将正在使用的的吸气阀（以下称老式阀）和改进阀的阀振动特性可视化，用PIV装置，将阀周围的流动可视化。根据以上的测定，掌握了阀的工作特性和流动状态的相互关系，可以降低改进阀的振动。但是，为何能够降低振动的原因与下一步的改进就成了今后的课题。
在本文研究中，实验性地阐明吸气阀形状不同的影响，即阀孔的长度以及阀顶端的宽度对阀振动影响。首先，改变老式吸气阀的阀孔长度和阀顶端的宽度，制作共计7种改进阀，选出了降振效果大的吸气阀。接着，使*不发生振动的阀，其形状保持不变，通过改变阀的厚度以及材质，搞清了固有振动频率的影响。*后，在根据阀周围的流动状态，研究降低阀振动的效果，并重新把降振的改进阀安装在样机上，确认了降振。
2试验方法2.1实验装置关于这次的实验装置与方法与以前的报告相同，所以，简单地叙述其概况。
实验装置的整机图如所示。用通用空调压缩机压缩工作流体，用减压阀减到一定的压力，用电磁阀开启关闭流路。单体模型上游侧相当于吸气侧，下游侧相当于排气侧，用单体模型下游侧的手动节流阀设定差压，还有，通过压力传感器测定压力以及压差。
其次，单体模型如图2所示。在图中，右侧作为上游侧，左侧作为下游侧，两者之间配置阀片、吸气阀、气缸。实机的压缩机有汽缸、活塞各7个，在单体模型中，有1个气缸，为了实现可视化，用丙稀基材料制作。吸气孔、气缸内径、阀限位器的深度与实机压缩机尺寸相同。在以前的报告
中，吸气口的形状因阀而异，但是，这次为了使吸气口的影响相同，将内径统一为9（mm）。扩大了阀周围流路的图如所示。为了简化可视化实验，本实验中的工作流体使用的不是冷媒而是空气。在以前的报告中，确认了在使用空气的阀单体实验中降振的改进阀即使安装在使用冷媒的实机上也能降振。因此，作为工作流体，这次同样使用了空气。现在使用的老式阀C－HW（c：conventional的意思）如所示。图中，阀孔的长度表示为H（mm），阀顶端的宽度表示为W（mm），还有，分别表示7种改进阀N－H1W等（N：表示New的意思）。
所谓的改进阀，就是改变老式阀C－HW阀孔的长度、阀顶端宽度一个或者两个尺寸的阀。具体地来说，除了老式阀C－HW的阀孔长度H＝12.9〔mm〕之外，选择H1＝20.9〔mm〕，H2＝17.0〔mm〕，将阀孔的长度分为3种。同样，阀顶端宽度除了老式阀C－HW的顶端宽度W＝12.0〔mm〕之外，选择W1＝21.0〔mm〕，W2＝9.
2〔mm〕，将阀顶端宽度分为3种。然后将阀孔的长度和阀顶端宽度分别组合，做成7个种类，就作为改进阀。
2.2用应变仪测定阀变位根据以前报告中所述的高速摄影机的阀变位测定实验和使用应变仪的实验，得到了通过应变仪得到的阀变位的可靠性。因此，在这里，只用应变仪评价阀变位。和以前报告一样，在设想阀*容易变形的位置上用快干胶粘住应变仪，如所示，来自应变仪的信号通过桥箱、应变放大器增幅，被数据记录器记录。用激光变位仪求出阀顶端的阀变位与来自应变仪的输出电压的校正曲线。
2.3采用PIV（ParticleImageVelocimetry）的流动的可视化和采用应变仪的阀变位测定一样，这次的可视化实验装置以及方法也和以前报告相同。
为了调查流动结构，使用了PIV装置。对于可以抑制振动的阀，测定了阀下游侧的速度向量分布。光源是把双脉冲YAG激光作为分割光来使用，分割光的位置如所示。受到激光照射的截面A－A是通过吸气孔中心的位置。还有，从图1所示的流量计和单体模型之间混入了示踪粒子DEHS（2－乙基己基癸二酸脂）。DEHS是液体，需要专用槽加压使液体微粒化后流入实验装置内。
2.4实验条件在这次实验中，上游侧的压力（减压阀的设定值）为0.2〔MPa（gage）〕。这是因为实机压缩机的吸气压力在0.2〔MPa（gage）〕左右。还有，质量流量G T设定在调整节流阀，开始打开阀，与阀限位器接触后不发生振动的范围G T＝3.0～10.5〔kg／h〕之间。
3实验结果及其研究3.1采用应变仪的阀变位测定作为结果的一例，流量G T＝3.0〔kg／h〕，老式阀C－HW和改进阀N－H2W1的振动波形结果如所示。横轴表示时间t〔s〕，纵轴表示吸气阀的变位C（mm）。同样，整理了共计测定7种波形的振幅和振动频率的结果汇总在表1以及表2内，根据表1，阀C－HW以及N－H1W的2个种类，从低流量的3.0〔kg／h〕开始已经发生振动，振动频率如表2所示，约为330〔Hz〕。通过表中的整个流量范围，找出振动幅度大致为零的吸气阀的形状，就是这次的实验目的。因此，用阀N－H1W的形状，流量为3.0以及4.5〔kg／h〕，已经发生振动，因为不是作为目的的形状，所以，用除此以外的流量不能进行实验。
其次，阀N－H1W以外的6种改进阀为低流量（3.0，4.5〔kg／h〕），分为不振动阀和振动阀。这时的振动频率如表2所示，约为320～340〔Hz〕。流量在6.0〔kg／h〕以上时，阀N－H1W2、N－H1W1以及N－H2W1根据与阀N－H1W相同的理由，因为在低流量下已经发生振动，所以没有进行实验。改进阀N－H2W1以外的N－H1W1以及N－HW1，流量在7.5～9.0〔kg／h〕的范围，以200〔Hz〕左右发生振动。还有，阀N－H2W1中所有的流量，振幅在0.01（mm）以下，属于小振幅。因此，明确了阀N－H2W1的形状降振效果*大。其次，阀的固有振动频率、质量、弹性常数以及面积如所示。表中的质量，如果参考阀N－H1W1，由CAD算出用斜线表示的领域，其他的阀也用同样的方法算出。
还有，实验性地求出固有振动频率。具体地来说，就是用工具将簧片阀固定，用扩音器发出声压后进行频率扫描。簧片阀的振动用激光变位仪进行测定，振幅把达到*大的强制频率作为固有振动频率。固有振动频率可以分为约165〔Hz〕以及200〔Hz〕左右2种。在阀N－H1W1、N－H2W1以及N－HW1中，固有振动频率约为165〔Hz〕，大致相同，但是，有振动的阀和不振动的阀。在这里，单体模型的振动频率和固有振动频率不同的主要原因可以认为是因为阀与阀限位器以及阀片发生冲突以及发生伴随涡流放射的非稳定流的变动。
接着，为了了解固有振动频率的影响，保持固有振动频率约165〔Hz〕的不发生振动的改进阀N－H2W1的形状，让材质和厚度发生变化，使固有振动频率发生变化。发生变化的7种阀的固有振动频率、质量以及弹性常数如所示。
PK表示PK材料（1〔％〕C的碳钢），G表示GIN6材料（13〔％〕Cr的马氏体不锈钢），数值0.2表示厚度。具体地说，选择PK材料和GIN6材料，各厚度加上表3的0.3（mm），为0.2（mm）以及0.4（mm）。还有，根据表1以及表2的实验结果了解了固有振动频率200〔Hz〕的阀具有容易发生振动的倾向，所以，通过把PK材料叠成2片等的方法，用与改进阀N－H2W1相同形状，做成200〔Hz〕的N－H2W1Type的阀PK－200.用与表1及表2相同的实验条件，使流量变化到3.0～10.5〔kg／h〕。作为实验结果，只有在阀G0.3的9.0〔kg／h〕时，振动振幅约为0.3（mm），频率约为200〔Hz〕，振动振幅是0.01（mm）以下的小振幅的振动。因此，在本实验的流量范围中了解了几乎没有阀振动，固有振动频率的影响很小。因此，明确了即使阀厚度发生变化，只要保持阀N－H2W1的形状，大致能抑制振动。所以，关注与阀N－H2W1同样形状的阀PK－200.用老式阀C－HW的压力差使阀PK－200的压力差△P PK－200无因次化，进行作为压力损失的评价，其结果如图8所示。
如果低流量下的差压小于阀C－HW，流量达到6.0〔kg／h〕以上，老式阀C－HW具有比PK－200小的倾向。因此明确了振动*小的阀N－H2W1的形状效果在低流量时是有效的。
综上所述，在本实验中可以认为，固有振动频率、质量、弹性常数以及面积对振动造成的影响很小，因阀的形状产生的影响很大。因此，对于降低吸气阀的振动来说，我们知道，增大阀顶端的宽度是有效的，对于阀孔的长度来说也存在*佳长度。这可以认为是因为阀孔长度的不同，流动对阀的影响也不同。
3.2阀周围流动的可视化就像在3.1章节中叙述的那样，在本实验范围内，阀N－H2W1（PK0.3）*不发生振动。因此，这个阀下游侧的速度向量如图9所示，下图是上图的示意图。
根据以前报告中的流动的可视化，扩大阀顶端宽度与不扩大阀顶端宽度相比，阀中心轴上的流动的三维紊乱减少，在阀的下游存在稳定的驻涡流，其结果，明确了振动是可以抑制的，即使在本论文中，根据图9的示意图也能确认驻涡流。
因此，为了使稳定涡流存在降低吸气阀的振动是有效的，可以说，使接近阀中心、朝宽度方向的流动处于接近二维流状态，具有产生驻涡流、抑制阀振动的效果。
3.3通过样机试验的阀变位失真测定把根据单体模型测定结果得到理想结果的阀N－H2W1（PK0.3）安装在样机上，通过应变仪测定振动变位的结果如图10所示。
为了加以比较，C－HW以及N－H1W1都做了实验。横轴表示流量G C［kg／h］，纵轴表示振幅A（mm），各个数据的左边或者右边都表示振动频率f〔Hz〕。在实机实验中，压缩机使用了固定容积（1.6×10－4［m 3／rev］）的7气缸斜板式往复压缩机。气孔孔径与单体装置相同，为φ31.6，冷媒使用氟利昂（HFC－134a），油使用PAG.
实验条件，排气压力为0.9［MPa（gage）］，为了使体积流量与使用单体装置进行实验的0～10［kg／h］相同，将压缩机转数设定为700［rpm］。在本试验中，质量流量在改变吸气压力、吸入气体温度后作了调整，因此，吸气压力为0.11～0.22［MPa（gage）］，吸入气体温度为17～24［℃］。根据图10可以知道，与单体实验的结果相比，阀N－H2W1发生振动。由于单体实验是稳定流，但是，在实机中因活塞的往复，流量发生时间性变动，所以受其影响。另外，确认了阀N－H2W1与阀N－H1W1、C－NW相比振幅小，与通过单体实验的结果一样可以降低振动。
4结论使用以前报告中制作的样机压缩机的单体模型，用应变仪测定了这次制作的改进阀的阀变位，接着，求出可以降低振动的阀的下游速度向量，再通过样机实验，测定阀变位，确认了通过本研究制作的改进阀的降振效果，主要结论如下：①扩大阀顶端宽度，对于让气缸内的流动接近二维流是有效的，让气缸内的流动形成二维流，具有产生驻涡流、抑制阀振动的效果。还有，对于阀孔的长度来说，也存在*佳的长度。
②阀的固有振动频率即使相同，根据阀形状，有振动的阀与不振动的阀。因此可以知道，三维性的流动对阀振动造成影响。
③用本单体模型得到的可以降振的*佳的阀形状，在实机压缩机上也显示了理想的结果。
④根据用本研究得到的具有降振效果的改进阀比较老式阀压力损失的结果可以知道，在低流量条件下，新形状的阀N－H2W1的压力损失少，随着流量增加，老式阀的压力损失呈减少的趋势。
