改良前压缩机的压力损失比小。主要是的密度比大，造成了体积循环量减少和排气孔部位的流速变小所致。另一方面，改良前压缩机，泄漏引起的损失较大，主要是压缩机的高压和低压的压力差比大所致。机械损失的增加，主要是压力增高后，增加了滑动部（尤其止推轴承）的损失所致。因此，改良前的压缩机，总的来看，效率要比压缩机低。
为了提高涡旋式压缩机的效率，必须降低由于高压所引起的压力腔的泄漏，以及因载荷增加所引起的机械损失。因此，针对涡盘齿顶的泄漏问题，我们采用了推压动涡盘与定涡盘的结构，为了降低机械损失，我们对承受大载荷的止推轴承，采用了从轴承背面施加高压，以降低止推负荷的结构形式（以下称“静压助推轴承”结构）。静压助推轴承，具有以下特征：对于从上面施加的负荷，采用从下面施加经过高压侧的油分离器进行分流、注入的油压方法，从而降低了加在止推轴承上的载荷。
本静压助推轴承结构，提高了机械效率，降低了止推面的面压，从而提高了可靠性。采用静压助推轴承的小型原型压缩机的滑动部分面压止推面压与滑动部分速度的关系。考察作为可靠性指标的滑动部分面压和滑动速度以及两者的乘积（值），改良前压缩机，超过；而采用静压助推轴承，其值低于图系统的对采用静压助推轴承的效果，通过单机试验进行验证。如果用油压助推，降低止推载荷，证明效率用绝热压缩效率评价有所上升。但是，如果止推载荷下降过大时，试验证明效率有所下降，存在与效率有关的峰值载荷。效率下降原因可能是，当达到某载荷位置时，用于助推的高压油泄漏量增大。
通过降低泄漏损失以及机械损失后，机相对机，绝热压缩效率从提高到了对原型压缩机运行时的绝热压缩效率进行实测。压缩机绝热压缩效率的理论值和实测结果，虽然一些实测值略有下降，但基本一致，在转速为时，效率达到了斜板压缩机，随着转速增加，因吸气阀的吸气压力损失增加，效率下降，而涡旋压缩机，随着转速增加，效率反而增加。
根据分析和实测证明，小型原型涡旋压缩机在较宽的运转范围内可高效率运转。静压助推轴承热交换器形势选定系统的设计压力较高，要求其结构耐压高，因此各部件的重量要比现在系统有所增加。对于热交换器，由于需要增加管路和储液器的壁厚，加上必须增加设置中间冷却器，不可避免地要增加重量，提高各热交换器的效率、降低重量成了非常重要的课题。
对于提高性能和降轻重量，在制冷剂侧流道中使用由44以下细管流道构成的扁平多孔管比较见效，对于气体冷却器、蒸发器，我们采用与现在冷凝器相同的多流型热交换器。新安装的中间冷却器，*好是能在其发动机室内部，沿着踏板安装的薄形装置。原来一直作为中间冷却器经常使用的套管式热交换器，从耐压的角度考虑，壁较厚，份量较重。为了获得希望的热交换量，就需要增加一定长度，但存在发动机室内部安装空间不够的问题。为此，新开发的中间冷却器也采用扁平多孔管的小型中间冷却器。
制冷剂的传热特性要提高热交换器的性能，就必须掌握管内的传热特性。通过通道数的调整发现存在可发挥*大能力的管孔内径。另外，如果管孔内径变小，管壁就可能变薄，重量也可减轻。因此，希望减小管孔内径。此外，扁平多孔管子由于是用铝挤压加工而成的，因此对管孔内径，在加工上有个限度要求。虽然我们省去了对蒸发器的性能研究结果，但研究内容是相同的，由此确定了各部件参数。表是气体冷却器、蒸发器的各部件参数。与现行系统的冷凝器、蒸发器同等尺寸，重量也可控制在现在的倍以内。今后，争取通过提高空气侧传热特性改善翅片，进一步提高性能并更加小型化。
中间冷却器为了能沿着踏板安装，力争减小重量和小型化（薄形化），我们开发了一种在低压制冷剂流道和高压制冷剂流道都采用扁平多孔管的新型中间冷却器。这些管子相互重叠，两个管子的接触面用钎焊连接。与以前的套管式热交换器相比，制冷剂流道改成了细孔径，提高了高压侧低压侧两者的传热系数，并可以将管壁变薄，从而提高了热交换效率。
车载试验在升小型门后背仓门式小客车中安装了在章中介绍的零部件，并在室外温度为的环境下，实施了制冷性能试验。与系统的比较发现，系统具有制冷能力受气体冷却器进口空气温度影响很大的特性，因此，在空转时，可能因气体冷却器前的空气温度上升而引起能力不足，我们进行了对风流动方向的改善，以防止发动机室的高温空气吹向气体冷却器和散热片。
